JP3620605B2 - Vehicle transfer device - Google Patents

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Description

【０００１】
【産業上の利用分野】
本発明は、強制的に四輪駆動状態となるように第１出力軸を第２出力軸に結合させるドグクラッチを備えてなる車両のトランスファ装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来の車両のトランスファ装置としては、例えば特開平５ー２１３０８６号公報に記載ものが知られている。
このトランスファ装置は、主変速機から入力軸に伝達された駆動力を遊星歯車で構成される副変速機に入力し、この副変速機のサンギヤ及びキャリアと選択的に噛合して高低速状態を切換えるカップリングスリーブ（シフトスリーブ）を有する高低速切換機構を介して常時第１出力軸（後輪側出力軸）に伝達するとともに、第１出力軸に第２出力軸（前輪側出力軸）を所定圧力の制御流体を供給することによりクラッチ締結力を変化させる摩擦クラッチ（可変トルククラッチ）を備えた２輪−４輪駆動切換機構を介して連結するように構成されている。そして、通常、副変速機の高低速切換機構で低速位置を選択したときには、最低限の４輪駆動状態を確保する必要があることから、第１出力軸と第２出力軸を強制的に噛み合い係合させて駆動結合させるドグクラッチが設けられている。
【０００３】
ここで、ドグクラッチを構成しているカップリングスリーブのドグ歯とクラッチギヤのドグ歯の模式図を図１２及び図１３に示す。
副変速機が高速位置にある場合には、図１２に示すように、第１出力軸とともに図の矢印方向に回転するカップリングスリーブのドグ歯１と、第２出力軸ととに図の矢印方向に回転するクラッチギアのドグ歯２は、噛み合わずに回転している。そして、副変速機により強制的に４輪駆動状態（低速位置）とする場合には、図１３に示すように、第２出力軸とともに回転するクラッチギアのドグ歯２に噛み合い係合させる。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記従来のトランスファ装置にあっては、副変速機に自動変速機から出力される駆動力が伝達されように構成されているため、車両の停車状態で、副変速機を高低速切換機構で高速位置から低速位置へ切り換える際に、自動変速機のレンジがニュートラルレンジ以外のレンジにあるときには、副変速機に自動変速機からの駆動力が常時伝達されているので、高低速切換機構のカップリングスリーブが副変速機のサンギヤから離脱したときに、このカップリングスリーブの回転は停止するが、副変速機のキャリアは回転を継続しているので、カップリングスリーブとキャリアとの噛合が困難であることにより、自動変速機がその出力軸の回転を停止するニュートラルレンジにあるときに高低速切換機構による切換えを行うことになる。このように、自動変速機がニュートラルレンジにある状態で、高低速切換機構を高速側から低速側に切換えることが可能となるが、この高低速切換機構で、高速側から低速側に切換えるときには、第１出力軸及び第２出力軸を強制的に連結するドグクラッチも噛合状態としなければならず、この状態で２輪−４輪切換機構の摩擦クラッチが締結状態で４輪駆動状態にあるときには、第１出力軸と第２出力軸とが相対回転することができないため、図１４に示すように、カップリングスリーブのドグ歯１とクラッチギヤのドグ歯２とが対峙している場合やこれより僅かにずれている場合には噛合させることができず、図１３に示すようにカップリングスリーブのドグ歯１と、クラッチギアのドグ歯２とが齟齬して両者が軸方向に対峙していない状態でのみしか噛合することができなくなり、低速側への切換えが困難となるという未解決の課題がある。
【０００５】
本発明は上記従来例の未解決の課題に着目してなされたものであり、副変速機の高低速切換機構で高速側から低速側に切換えを行う際に、第１出力軸及び第２出力軸の相対回転を許容して、ドグクラッチの締結を容易に行うことができる車両のトランスファ装置を提供することを目的としている。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、請求項１に係る車両のトランスファ装置は、図１の基本構成図に示すように、自動変速機から入力軸に入力される駆動力を噛み合いクラッチにより高低速切換えして第１出力軸へ伝達する副変速機と、前記第１出力軸に伝達された駆動力をクラッチ圧を制御可能な摩擦クラッチを介して第２出力軸に伝達する２輪−４輪切換機構と、車両を停車状態として前記副変速機で低速位置を選択したときに前記第１出力軸を前記第２出力軸に強制的に結合させるドグクラッチと、車両の走行状態を検知する走行状態検知手段と、該走行状態検知手段の走行状態検出値に基づき前記摩擦クラッチのクラッチ締結力を制御するクラッチ制御手段とを備えた車両のトランスファ装置において、前記自動変速機のシフト位置がパーキングレンジ又はニュートラルレンジであることを検出して当該自動変速機の出力軸回転の停止状態を検出する回転停止検出手段と、前記２輪−４輪切換機構が４輪駆動状態に切換えられた状態を継続して前記クラッチ制御手段により摩擦クラッチ締結力を制御している状態で、前記回転停止検出手段で自動変速機の出力軸の回転停止を検出したときに、前記ドグクラッチの結合を助成するために、当該クラッチ制御手段によるクラッチ締結力を低下させるクラッチ締結力抑制手段とを備えたことを特徴としている。
【０００７】
請求項２に係る車両のトランスファ装置は、手動変速機から入力軸に入力される駆動力を噛み合いクラッチにより高低速切換えして第１出力軸へ伝達する副変速機と、前記第１出力軸に伝達された駆動力をクラッチ圧を制御可能な摩擦クラッチを介して第２出力軸に伝達する２輪−４輪切換機構と、車両を停車状態として前記副変速機で低速位置を選択したときに前記第１出力軸を前記第２出力軸に強制的に結合させるドグクラッチと、車両の走行状態を検知する走行状態検知手段と、該走行状態検知手段の走行状態検出値に基づき前記摩擦クラッチのクラッチ締結力を制御するクラッチ制御手段とを備えた車両のトランスファ装置において、停車中で且つ前記手動変速機のシフト位置がニュートラル状態又はクラッチが遮断状態であることを検出して当該手動変速機の出力軸回転の停止状態を検出する回転停止検出手段と、前記２輪−４輪切換機構が４輪駆動状態に切換えられた状態を継続して前記クラッチ制御手段により摩擦クラッチ締結力を制御している状態で、前記回転停止検出手段で手動変速機の出力軸の回転停止を検出したときに、前記ドグクラッチの結合を助成するために、前記クラッチ制御手段によるクラッチ締結力を低下させるクラッチ締結力抑制手段とを備えたことを特徴としている。
【０００８】
請求項３に係る車両のトランスファ装置は、請求項１又は２の発明において、前記クラッチ締結力抑制手段は、回転停止検出手段で変速機の出力軸の停止を検出したときにクラッチ締結力を零に設定することを特徴としている。
【０００９】
【作用】
請求項１の発明では、２−４輪切換機構が４輪駆動状態に切換えられた状態を継続してクラッチ制御手段により摩擦クラッチ締結力を制御している状態で、回転停止検出手段で、自動変速機のシフト位置がパーキングレンジ又はニュートラルレンジを検出することにより、自動変速機の回転停止を間接的に検出し、この自動変速機の出力軸の回転停止状態を検出したときに、副変速機の高低速切換えを行う可能性があるものと判断して事前にクラッチ締結力抑制手段で、クラッチ制御手段による摩擦クラッチのクラッチ締結力を低下させて第１出力軸及び第２出力軸間で相対回転可能な状態とすることにより、ドグクラッチの噛合を助成し、強制的な４輪駆動状態への切換操作を容易確実とする。
このように、自動変速機のシフト位置から自動変速機の回転停止を検出することにより、新たな検出手段を設けることなく既存の検出手段をそのまま適用することができる。
【００１０】
請求項２に係る発明においては、２−４輪切換機構が４輪駆動状態に切換えられた状態を継続してクラッチ制御手段により摩擦クラッチ締結力を制御している状態で、回転停止検出手段で、車両が停車中であり且つ手動変速機のシフト位置がニュートラル状態又はクラッチが遮断状態であることを検出することにより、間接的に手動変速機の回転停止を検出し、手動変速機の出力軸の回転停止状態を検出したときに、副変速機の高低速切換えを行う可能性があるものと判断して事前にクラッチ締結力抑制手段で、クラッチ制御手段による摩擦クラッチのクラッチ締結力を低下させて第１出力軸及び第２出力軸間で相対回転可能な状態とすることにより、ドグクラッチの噛合を助成し、強制的な４輪駆動状態への切換操作を容易確実とする。
【００１１】
請求項４の発明では、回転停止検出手段で変速機の出力軸の停止を検出したときに摩擦クラッチのクラッチ締結力を零とすることにより、第１出力軸及び第２出力軸の相対回転を確実に許容してドグクラッチの噛合をより容易とする。
【００１２】
【実施例】
以下、本発明の実施例を図面を参照して説明する。
図２に示すものは、ＦＲ（フロントエンジン，リヤドライブ）方式をベースにしたパートタイム四輪駆動車であり、回転駆動源としてのエンジン１０と、前左〜後右側の車輪１２ＦＬ〜１２ＲＲと、車輪１２ＦＬ〜１２ＲＲへの駆動力配分比を変更可能な駆動力伝達系１４と、駆動力伝達系１４による駆動力配分を制御するために油圧を供給する油圧供給装置１６と、油圧供給装置１６を制御するコントローラ１８を備えた車両である。
【００１３】
駆動力伝達系１４は、エンジン１０からの駆動力を選択された歯車比で変速する自動変速機２０と、この自動変速機２０からの駆動力を前輪１２ＦＬ、１２ＦＲ及び後輪（常時駆動輪）１２ＲＬ、１２ＲＲ側に分配するトランスファ２２とを有している。そして、駆動力伝達系１４では、トランスファ２２で分配された前輪駆動力が前輪側出力軸２４、フロントディファレンシャルギヤ２６及び前輪側ドライブシャフト２８を介して、左右前輪１２ＦＬ，１２ＦＲに伝達され、一方、後輪側駆動力がプロペラシャフト（後輪側出力軸）３０、リアディファレンシャルギヤ３２及びドライブシャフト３４を介して左右後輪１２ＲＬ，１２ＲＲに伝達される。
【００１４】
図３はトランスファ２２の内部構造を示すものであり、トランスファケーシング４０内において同軸突き合わせ状態で配設されている入力軸４２及び第１出力軸４４は、入力軸４２がフロントケーシング４０ａにラジアル軸受４６を介して回転自在に支持され、第１出力軸４４がリアケーシング４０ｂにラジアル軸受４８を介して回転自在に支持されて互いに相対回転可能に配設されている。
【００１５】
また、フロントケーシング４０ａ及びリアケーシング４０ｂの下方には、入力軸４２及び第１出力軸４４に対して平行に、夫々フロントケーシング４０ａ及びリアケーシング４０ｂに配設されたベアリング５０及び５２によって第２出力軸５４が回転自在に支持されている。なお、入力軸４２は自動変速機２０の出力軸５６に連結さ、第１出力軸４４は後輪側出力軸３０に連結され、第２出力軸５４は前輪側出力軸２４に連結されている。
【００１６】
そして、入力軸４２及び第１出力軸４４間には、副変速機構５８が介挿されているとともに、第１出力軸４４及び第２出力軸５４間には、２輪−４輪駆動切換機構６０が設けられている。
副変速機構５８は、遊星歯車機構６２と、この遊星歯車機構６２に同軸的に配設された噛み合いクラッチ形式の高低速切換機構６４とで構成されている。
【００１７】
遊星歯車機構６２は、入力軸４２の外周に形成されたサンギヤ６２ａと、フロントケーシング４０ａ内部で固定されたインターナルギヤ６２ｂと、これらサンギヤ６２ａ及びインターナルギヤ６２ｂに噛合するピニオンギヤ６２ｃと、ピニオンギヤ６２ｃを回転自在に支持するピニオンキャリア６２ｄとで構成されている。
【００１８】
また、高低速切換機構６４は、第１出力軸４４の外周に形成されたスプライン軸部に係合するスプライン穴６４ｂ１ を有する円筒部６４ａ１ とその左端側に一体に形成され外周面に外歯６４ｂ２ を形成したフランジ部６４ａ２ とで構成されて軸方向に摺動自在に配設されたシフトスリーブ６４ｂと、このシフトスリーブ６４ｂのスプライン穴６４ｂ１ と噛合可能な入力軸４２の外周位置に形成された高速シフト用ギヤ６４ｃと、シフトスリーブ６４ｂの外歯６４ｂ２ と噛合可能なピニオンキャリア６２ｄの内周部に形成された低速シフト用ギヤ６４ｄとで構成されている。
【００１９】
そして、シフトスリーブ６４ｂは、図４に示すように、円筒部６４ａ１ の右端側外周面に形成した周溝６４ｅに、左右方向に摺動可能に配設されたフォークロッド６４ｆに一体に形成されたフォーク６４ｇが係合され、このフォークロッド６４ｆが図示しないリンク機構を介して運転席近傍に配設された後２輪駆動Ｈｉレンジ（以下、２Ｈレンジと称す）、４輪駆動高速レンジ（以下、４Ｈレンジと称す）、ニュートラルレンジ（以下、Ｎレンジと称す）及び４輪駆動低速レンジ（以下、４Ｌレンジと称す）を直線的に選択可能な副変速機レバーに連結されている。この副変速機レバーで２Ｈレンジ及び４Ｈレンジを選択したときには、スプライン穴６４ｂ１ が高速シフト用ギヤ６４ｃに噛合して、入力軸４２に伝達される駆動力を直接第１出力軸４４に伝達する高速シフト位置Ｈに移動され、この状態から副変速機レバーでＮレンジを選択することにより、スプライン穴６４ｂ１ が高速シフト用ギヤ６４ｃ及び４輪駆動用ギヤ８０の双方から離間して、入力軸４２と第１出力軸４４との連結状態が解除されるニュートラル位置Ｎに移動され、さらに副変速機レバーで４Ｌレンジを選択することにより、図４におけるシフトスリーブ６４ｂの下部側配置に示すように、スプライン穴６４ｂ１ の高速シフト用ギヤ６４ｃとの噛合を脱し、これに代えて外歯６４ｂ２ が低速シフト用ギヤ６４ｄと噛合し且つスプライン穴６４ｂ１ が後述する第１スプロケット６８に形成した４輪駆動用ギヤ８０に噛合する低速シフト位置Ｌに移動される。
【００２０】
また、２輪−４輪駆動切換機構６０は、前後輪に対する駆動力配分比を変更する湿式多板摩擦クラッチ（以下、摩擦クラッチと略称する。）６６と、第１出力軸４４に回転自在に配設された第１スプロケット６８と、第２出力軸５４と同軸に結合された第２スプロケット７０と、第１及び第２スプロケット６０、７０間に巻装されたチェーン７２とで構成されている。
【００２１】
摩擦クラッチ６６は、第１スプロケット６８に結合されたクラッチドラム６６ａと、このクラッチドラム６６ａにスプライン結合されたフリクションプレート６６ｂと、第１入力軸４４の外周にスプライン結合されたクラッチハブ６６ｃと、クラッチハブ６６ｃに一体結合されて前記フリクションプレート６６ｂ間に配設されたフリクションディスク６６ｄと、第１出力軸４４と一体に回転してクラッチドラム６６ａ側への軸方向移動によりフリクションプレート６６ｂ及びフリクションディスク６６ｄを当接させる回転部材６６ｅと、リアケーシング４０ｂの内壁に装着されて軸方向の移動が可能とされたクラッチピストン６６ｇと、このクラッチピストン６６ｇの軸方向の移動を回転部材６６ｅに伝達するスラスト軸受６６ｆと、クラッチピストン６６ｇとリアケーシング４０ｂとの内壁間に形成されたシリンダ室６６ｈと、回転部材６６ｅに対してクラッチピストン６６ｇ側へ付勢力を与えるリターンスプリング６６ｊとで構成されている。
【００２２】
そして、シリンダ室６６ｈと連通するリアケーシング４０ｂに形成された入力ポート７４に、油圧供給装置１６からクラッチ圧ＰＣ が供給されると、シリンダ室６６ｈ内の押圧力発生によりクラッチピストン６６ｇが図３の左側へ移動し、このクラッチピストン６６ｇの移動がスラスト軸受６６ｆを介して回転部材６６ｅに伝達され、相互に離間していたフリクションプレート６６ｂ及びフリクションディスク６６ｄが、フリクションディスク６６ｄの移動により当接し、摩擦力によるクラッチ圧Ｐｃに応じたクラッチ締結力が付与される。これにより、第１出力軸４４の回転駆動力が、摩擦クラッチ６６のクラッチ締結力に応じた所定のトルク配分比で、第１スプロケット６８、チェーン７２及び第２スプロケット７０を介して第２出力軸５４に伝達されるようになっている。
【００２３】
また、供給されるクラッチ圧Ｐｃが低下してリターンスプリング６６ｊの付勢力によって回転部材６６ｅ及びクラッチピストン６６ｇが図３の右側へ移動してフリクションプレート６６ｂ及びフリクションディスク６６ｄが相互に離間すると、第１出力軸４４から第２出力軸５４への駆動力の伝達が遮断される。
また、第１スプロケット６８には、シフトスリーブ６４ｂ側の外周に４輪駆動用ギヤ８０が設けられており、前述したようにシフトスリーブ６４ｂを低速位置にシフトすると、そのスプライン穴６４ｂ１ と４輪駆動用ギヤ８０とが噛合して第１出力軸４４及び第２出力軸５４を強制的に結合する。ここで、シフトスリーブ６４ｂと４輪駆動用ギヤ８０とで強制的に４輪駆動状態を形成するドグクラッチを構成している。
【００２４】
さらに、フロントケーシング４０ａ内部には、図４に示すように、シフトスリーブ６４ｂが高速シフト位置Ｈまでスライド移動したことを検出する高速シフト位置センサ８６が配設され、この高速シフト位置センサ８６の検出信号ＳＨ がコントローラ１８に入力される。
また、前記油圧供給装置１６は、図５に示す回路構成によりトランスファ２２の入力ポート７４に所定のクラッチ圧Ｐｃを供給する。
【００２５】
この油圧供給装置１６は、第１出力軸４４と直結して回転駆動する正逆回転形のメインポンプ１００と、このメインポンプ１００と並列配置され、電動モータ１０２を動力源として回転駆動する正回転形のサブポンプ１０４とを油圧源としている。これらメインポンプ１００及びサブポンプ１０２は、フロントケーシング４０ａ及びリヤケーシング４０ｂの下部に形成されたオイルタンク１０５内の作動油をストレーナ１０６ａ、１０８ａを介して吸入し、吐出側の配管１０６ｂ、１０８ｂに吐出する。また、配管１０６ｂ、１０８ｂを収束する収束配管１１０ａには、オイルエレメント１１２が接続され、このオイルエレメント１１２の上流側（メインポンプ１００及びサブポンプ１０４側）に、他端が潤滑系供給部１１４側と接続するリリーフ路１１６が接続されている。また、オイルエレメント１１２の下流側にライン圧調圧弁１１８が接続されているとともに、収束配管１１０ａから分岐する配管１１０ｂ、１１０ｃ、１１０ｅに、それぞれ電磁切換弁１２０、クラッチ圧力調整弁１２２、減圧弁１２４の入力側が接続されている。また、クラッチ圧力調整弁１２２の出力側には、電磁切換弁１２０からのパイロット圧が供給されるとトランスファ２２にクラッチ圧Ｐｃを供給するパイロット切換弁１２６の入力側が接続され、減圧弁１２４の出力側には、デュティー制御電磁弁１２８の入力側が接続されている。なお、オイルタンク１０５内には作動油の温度を検知する温度センサ１３０が配設されているとともに、ライン圧調圧弁１１８により減圧設定された圧力を検知する油圧スイッチ１３２及びパイロット切換弁１２６から出力されるクラッチ圧Ｐｃを検知する圧力スイッチ１３４が配設され、これらの検知信号はコントローラ１８に出力される。そして、この油圧供給装置１６は、実際の車両では、トランスファ２２の内部に配設されている。なお、オイルタンク１０５から作動油を吸引するメインポンプ１００は、図３に示すように、第１ギヤ１３６ａ及び第２ギヤ１３６ｂを介して第１出力軸４４と連結され、サブポンプ１０４は、リアケーシング４０ｂに外付けされた電動モータ１０２に連結されている。
【００２６】
次に、図５を参照して油圧供給装置１６の各構成部品を詳述する。
正回転駆動をするメインポンプ１００は、吸入配管１０６ｃの端部に接続されたストレーナ１０６ａを介してオイルタンク１０５から作動油を吸引し、サブポンプ１０４も、吸入配管１０８ｃの端部に接続されたストレーナ１０８ａを介してオイルタンク１０５から作動油を吸引する。そして、収束配管１１０ａと接続する各ポンプの吐出配管１０６ｂ、１０８ｂにはそれぞれ逆止弁１０６ｄ、１０８ｄが介挿されているとともに、メインポンプ１００の吐出配管１０６ｂとサブポンプ１０４の吸入配管１０８ｃとの間は、バイパス路１４０が接続されている。このバイパス路１４０は、バイパス配管１４０ａと、このバイパス配管１４０ａに介挿された３連の逆止弁１４０ｂとで構成され、吐出配管１０６ｂが負圧状態となった場合に逆止弁１４０ｂが開状態となり、作動油が破線矢印方向に流れる連通路となる。
【００２７】
オイルエレメント１１２より上流側の収束配管１１０ａに接続されたリリーフ路１１６は、潤滑系供給部１１４側に他端が接続されたリリーフ配管１１６ａと、このリリーフ配管１１６ａに介挿された２連のバネ付き逆止弁１１６ｂとで構成されている。そして、オイルエレメント１１２のフィルタに目詰まりが発生して、オイルエレメント１１２より上流側の圧力が所定圧以上となると、逆止弁１１６ｂが開状態となり、作動油が破線矢印方向に流れる連通路となる。
【００２８】
ライン圧調圧弁１１８は、内部パイロット及びスプリング形式の減圧弁により構成され、収束配管１１０ａ側に接続する入力ポート１１８Ａ 、潤滑系１１４側に接続する出力ポート１１８Ｂ 及び固定絞りを介して一次圧及び二次圧が供給される内部パイロットポート１１８Ｐ１、１１８Ｐ２を有する筒状の弁ハウジング内にスプールが摺動自在に配設され、このスプールを一端側に付勢するリターンスプリング１１８ａが配設されている。そして、メインポンプ１００もしくはサブポンプ１０４で昇圧されたライン圧ＰＬ は、ライン圧調圧弁１１８より所定圧に減圧設定されて電磁開閉弁１２０、クラッチ圧力調整弁１２２、パイロット弁１２４に供給される。なお、減圧設定した際に出力ポート１１８Ｂ から流れ出た作動油は、潤滑系供給部１１４へ供給される。
【００２９】
また、クラッチ圧力調整弁１２２は、内部、外部パイロット及びスプリング形式の圧力調整弁で構成されており、配管１１０ｃと接続する入力ポート１２２Ａ 、パイロット切換弁１２６と接続する出力ポート１２２Ｂ 、二次圧が固定絞りを介してパイロット圧として供給される内部パイロットポート１２２Ｐ１、デューティ制御電磁弁１２８から制御圧が供給される外部パイロットポート１２２Ｐ２を有する筒状の弁ハウジング内にスプールが摺動自在に配設され、このスプールを一端側に付勢するリターンスプリング１２２ａが配設されている。このクラッチ圧力調整弁１２２は、デューティ制御電磁弁１２８からのパイロット制御圧が供給されない場合には、入力ポート１２２Ａ と出力ポート１２２Ｂ の連通路が閉塞されて二次圧が出力されないが、デューティ制御電磁弁１２８からパイロット制御圧が供給されると、スプールが移動制御されて出力ポート１２２Ｂ からパイロット制御圧に応じた二次圧がクラッチ圧Ｐｃとして出力される。
【００３０】
減圧弁１２４は、内部パイロット及びスプリング形式の二次圧一定形減圧弁により構成されており、配管１１０ｅと接続する入力ポート１２４Ａ 、デューティ制御電磁弁１２８と接続する出力ポート１２４Ｂ 、出力ポート１２４Ｂ からの二次圧が固定絞りを介してパイロット圧として供給される内部パイロットポート１２４Ｐ と、ドレインポート１２４Ｄ とを有する筒状の弁ハウジング内にスプールが摺動自在に配設され、このスプールを一端側に付勢するリターンスプリング１２４ａが配設されている。そして、内部パイロットポート１２４Ｐ に供給されるパイロット圧によってスプールが所定位置に移動制御されることにより、入力ポート１２４Ａ から供給された一次圧が、所定圧に減圧調整された制御圧としてデューティ制御電磁弁１２８に供給されるようになっている。
【００３１】
また、デューティ制御電磁弁１２８は、３ポート２位置形に構成され、減圧弁１２４側に接続された入力ポート１２８Ａ と、ドレイン側に接続されたドレインポート１２８Ｄ と、クラッチ圧力調整弁１２２の外部パイロットポート１２２Ｐ２と接続する出力ポート１２８Ｂ と、リターンスプリング１２７ａとを有し、弁内部に配設されたスプールが出力ポート１２８Ｂ とドレインポート１２８Ｄ とを連通させるノーマル位置１２８ｂと、入力ポート１２８Ａ と出力ポート１２８Ｂ とを連通させる作動位置１２８ｃとに移動制御される弁である。そして、コントローラ１８からソレノイド１２８ｄに所要デューティ比の励磁電流ｉ０ が供給されると、その励磁電流ｉ０ がオン状態である区間リターンスプリング１２８ａに抗してノーマル位置１２８ｂから作動位置１２８ｃにスプールが移動制御されることにより、デューティ比に応じたパイロット制御圧がクラッチ圧調整弁１２２に出力される。したがって、クラッチ圧調整弁１２２は、デューティ制御電磁弁１２８から外部パイロットポート１２２Ｐ２にパイロット制御圧が供給されると、パイロット制御圧に応じたクラッチ圧Ｐｃが出力され、これに応じて摩擦クラッチ６６のクラッチ締結力が制御されてクラッチ圧Ｐｃに応じた前輪への駆動トルクの配分が行われる。
【００３２】
また、スプリングオフセット形の電磁切換弁１２０は、３ポート２位置に構成され、ライン圧が供給される入力ポート１２０Ａ と、パイロット切換弁１２６の外部パイロットポート１２６Ｐ１と接続する出力ポート１２０Ｂ と、ドレインポート１２０Ｄ とを有し、弁内部に配設されたスプールが入力ポート１２０Ａ を遮断し且つ出力ポート１２０Ｂ をドレインポート１２０Ｄ に連通させるノーマル位置１２０ｂと、入力ポート１２０Ａ と出力ポート１２０Ｂ とを連通させ且つドレインポート１２０Ｄ を遮断する作動位置１２０ｃとに移動制御される弁である。そして、電磁切換弁１２０は、コントローラ１８から励磁電流ｉ１ がソレノイド１２０ｄに入力されると、その励磁電流ｉ１ がオン状態を継続している間リターンスプリング１２０ａに抗してスプールが移動制御されて作動位置１２０ｃとなり、パイロット切換弁１２６の外部パイロットポート１２６Ｐ１にパイロット制御圧が供給される。また、コントローラ１８からの励磁電流ｉ１ がオフ状態となると、リターンスプリング１２０ａの押圧力によってノーマル位置１２０ｂに戻され、外部パイロットポート１２６Ｐ１に供給されていたパイロット制御圧がドレインポート１２０Ｄ を通じて消圧される。
【００３３】
また、パイロット切換弁１２６は、図６にも示すように、クラッチ圧力調整弁１２２から二次圧が供給される入力ポート１２６Ａ 、トランスファ２２へ二次圧を供給する出力ポート１２６Ｂ 、電磁切換弁１２０のソレノイド１２０ｄが通電状態であるときにパイロット制御圧が供給される外部パイロットポート１２６Ｐ１、ドレインポート１２６Ｄ を有する筒状の弁ハウジング１２６ｉ内に、スプール１２６ｅが摺動自在に配設され、さらに、このスプール１２６ｅを一端側に付勢するリターンスプリング１２６ａが配設されている弁である。
【００３４】
そして、このパイロット切換弁１２６のスプール１２６ｅは、外部パイロットポート１２６Ｐ１にパイロット制御圧が供給されない場合には、入力ポート１２６Ａ と出力ポート１２６Ｂ とが遮断され、且つ出力ポート１２６Ｂ がドレインポート１２６Ｄ に連通する２ＷＤモード位置１２６ｂに移動制御されるようになっている（図６の左側半断面状態）。また、電磁開閉弁１２０のソレノイド１２０ｄが通電状態（オン状態）となると、電磁開閉弁１２０のスプールを第２位置１２０ｃに移動制御して外部パイロットポート１２６Ｐ１にパイロット制御圧が供給され、入力ポート１２６Ａ と出力ポート１２６Ｂ とが連通する４ＷＤモード位置１２６ｃに移動制御されるようになっている（図６の右側半断面状態）。
【００３５】
このように、パイロット切換弁１２６を電磁切換弁１２０からのパイロット制御圧で駆動することにより、高圧のパイロット制御圧でスプール１２６ｅを駆動することができ、スプール１２６ｅの摺動通路に塵埃、切り屑等が付着してスプール１２６ｅの摺動抵抗が大きい場合でも、スプール１２６ｅの摺動を確保することができる。
【００３６】
一方、コントローラ１８は、図２に示すように、高速シフト位置センサ８６、例えば副変速レバーの２Ｈレンジ位置に配設されて２Ｈレンジを選択したときにオン状態となる２−４ＷＤモードセンサ９０、自動変速機２０のパーキングレンジ及びニュートラルレンジを選択したときにオン状態となる回転停止検出手段としてのインヒビタースイッチ９１、車速センサ９４、走行状態検出手段としての前輪側出力軸２４の回転数を検出する前輪側回転数センサ９６及び自動変速機２０の出力軸に連結された入力軸４２の回転数を後輪側回転数として検出する後輪側回転数センサ９８からの検出信号に基づいて油圧供給装置１６への励磁電流ｉ０ 及びｉ１ を出力する装置である。なお、この実施例では、同じコントローラ１８において、油圧供給装置１６が所定のライン圧を保持可能にするための制御も行うようになっており、そのために必要な前記油温センサ１３０および油圧スイッチ１３２，１３４を備えるとともに、これらのセンサからの検出信号に基づくモータ制御信号ＳＭ もコントローラ１８から前記油圧供給装置１６へ出力される。
【００３７】
このコントローラ１８は、図７に示すように、前記駆動力配分制御を行うためのマイクロコンピュータ７と、前述の所定ライン圧保持制御を行うためのマイクロコンピュータ８と、前記マイクロコンピュータ７からの制御信号ＣＳ０ に応じて前記油圧供給装置１６におけるデューティ制御電磁弁１２８のソレノイド１２８ｄに所要デューティ比Ｄの励磁電流ｉ０ を供給する駆動回路３１ａと、前記マイクロコンピュータ７からの制御信号ＣＳ１ に応じてオン・オフされる励磁電流ｉ１ を油圧供給装置１６における電磁切換弁１２０のソレノイド１２０ｄに供給する駆動回路３１ｂと、前記マイクロコンピュータ８からのモータ制御信号ＳＭ に応じて電動モータ１０２をチョッパ制御してモータ制御信号ＳＭ に応じた回転速度に速度制御するモータ駆動回路１０３とを備えている。
【００３８】
前記マイクロコンピュータ７は、前記各センサ８６、８８、９０、９１、９４、９６、９８からの検出信号を各検出値として読み込むためのＡ／Ｄ変換機能を有する入力インタフェース回路７ａと、所定のプログラムに従って駆動力配分制御のための演算・制御処理（図１１参照）等を行う演算処理装置７ｂと、ＲＯＭ、ＲＡＭ等の記憶装置７ｃと、前記演算処理装置７ｂで得られた前後輪の回転数差ΔＮに対応する前輪側トルク配分を決定するクラッチ圧ＰＣ を指令するデューティ比Ｄの制御信号ＣＳ０ 及びクラッチ圧ＰＣ を出力するか否かを決定する制御信号ＣＳ１ を出力するための出力インタフェース回路７ｄとを備えている。また、前記マイクロコンピュータ８は、前記各センサ１３０，１３２，１３４からの検出信号を各検出値として読込むためのＡ／Ｄ変換機能を有する入力インタフェース回路８ａと、演算処理装置８ｂと、ＲＯＭ，ＲＡＭ等の記憶装置８ｃと、前記演算処理装置８ｂで得られた電動モータ回転速度指令値を例えばアナログ電圧信号ＳＭ として出力するためのＤ／Ａ変換機能を有する出力インタフェース回路８ｄとを備えている。
【００３９】
そして、マイクロコンピュータ７は、図１１に示す演算処理に従って、２−４ＷＤモードセンサ９０からのモード信号Ｄｎ 、インヒビタースイッチ９１のスイッチ信号ＳＷ 、高速シフト位置センサ８６からの高速シフト位置検出信号ＳＨ 、車速センサ９４からの車速信号Ｖ、前輪側回転数センサ９６の回転数信号ＮＦ 及び後輪側回転数センサ９８の回転数信号ＮＲ に基づいて、高速シフト位置検出信号ＳＨ がオンであるときに、前輪側トルク配分指令値Ｔ２ を設定して、これに対応するクラッチ圧ＰＣ を指令するデューティ比Ｄを算出し、インヒビタスイッチ９１のスイッチ信号ＳＷ がオフ状態であるときに、デューティ比Ｄに対応する指令値の制御信号ＣＳ０ を出力すると共に、制御信号ＣＳ１ をオン状態に制御すると共に、インヒビタスイッチ９１のスイッチ信号ＳＷ がオン状態であるとき、２−４ＷＤモードセンサ９０の検出信号がオン状態で２輪駆動状態を表すとき及び高速シフト位置センサ８６の検出信号ＳＨ がオフ状態であるときに、制御信号ＣＳ１ 及びＣＳ０ をオフ状態とし、これら制御信号ＣＳ０ 及びＣＳ１ を夫々前記駆動回路３１ａ及び３１ｂに出力する。
【００４０】
そして、前記駆動回路３１ａは、前記マイクロコンピュータ７から出力されるアナログ電圧信号でなる制御信号ＣＳ０ の指令値に応じたデューティ比Ｄの励磁電流を出力する例えばパルス幅変調回路を備えており、制御信号ＣＳ０ の指令値に応じたデューティ比の励磁電流ｉ０ をデューティ制御電磁弁１２８のソレノイド１２８ｄに出力する。
【００４１】
また、前記駆動回路３１ｂは、前記マイクロコンピュータ７から出力される制御信号ＣＳ１ を電磁切換弁１２０のソレノイド１２０ｄを励磁可能な電流値の励磁電流ｉ１ に変換して、これを電磁切換弁１２０のソレノイド１２０ｄに出力する。
また、マイクロコンピュータ８で行われる演算処理、すなわち油圧供給装置１６が所定の油圧を供給可能にするための制御は、例えば、図示しない演算処理によって、油圧スイッチ１３２で収束配管１１０ａのオイルエレメント１１２の下流側のライン圧ＰＬ が設定値以下に低下していることを検出したときに、サブポンプ１０４からの吐出圧（油量）を制御するために、前記油温センサ１３０からの油温検出値ＳＹ に応じて設定される回転速度指令値を表す制御信号ＳＭ を算出し、これをモータ駆動回路１０３に供給することにより、電動モータ１０２の回転速度を制御して、油圧供給装置１６から出力されるライン圧ＰＬ を所定圧力に維持するものである。なお、高速シフト位置センサ８６の検出信号がオン状態で且つ油圧スイッチ１３４でパイロット切換弁１２６から出力されるクラッチ圧ＰＣ が零であることを検出したときには、パイロット切換弁１２６が異常であると判断して警報を発する。
【００４２】
ここで、マイクロコンピュータ７の記憶装置７ｃには、演算処理装置８ｂの処理の実行に必要なプログラム及び固定データ等が予め記憶されているとともに、その処理結果が一時記憶可能とされている。
この内、固定データとしては、図８から図１０に示す各制御特性に対応した記憶テーブルを含んでいる。図８は、前後輪回転速度差ΔＴに対する前輪側への伝達トルクΔＴの制御特性を示したものである。これによると、駆動力配分を伝達トルクΔＴを回転速度差ΔＮの増加に応じて非線形に増加させている。また、図９は、切替弁１２６のクラッチ圧Ｐｃの増加に応じて直線的に増加する前輪側への伝達トルクΔＴの値を示している。また、図１０は、デューティ制御電磁弁１２８のソレノイド１２８ｄに供給する励磁電流ｉ０ のデューティ比Ｄの増加に応じて非線形に放物線状に増加するクラッチ圧力調整弁１２２のクラッチ圧Ｐｃの値を示している。
【００４３】
そして、マイクロコンピュータ７で前後輪の回転数差ΔＮをもとに図８に対応する記憶テーブルを参照することにより伝達トルクΔＴが決定されると、図９、図１０に対応する記憶テーブルを順次参照して、コントローラ１８が出力しなければならないデューティ比Ｄの値が逆算されるようになっている。そして、図１０で示すＤ１ 〜Ｄ２ の範囲のデューティ比に応じたクラッチ圧Ｐ１ 〜Ｐ２ が摩擦クラッチ６６に供給されると、摩擦クラッチ６６の締結力に応じた前後輪側のトルク配分比が、後輪：前輪＝１００％：０〜後輪：前輪＝５０％：５０％まで連続的に変化される。なお、デューティ比がＤ１ 以下であるときには、クラッチ圧ＰＣ が発生して摩擦クラッチ６６のフリクショプレート６６ｂとフリクションディスク６６ｄとは押圧接触されるが駆動力の伝達は行われない。
【００４４】
そして、マイクロコンピュータ７による油圧供給制御は、図１１のフローチャートに示す基準演算処理に従って実行される。
この油圧供給制御の基準演算処理について簡単に説明すれば、図１１の演算処理は所定時間（例えばΔＴ＝２０ｍｓｅｃ）毎のタイマ割込によって実行され、先ず、ステップＳ１で自動変速機２０のシフト位置を検出するインヒビタスイッチ９１のスイッチ信号ＳＷ を読込み、次いでステップＳ２に移行して、スイッチ信号ＳＷ がオン状態であるか否かを判定する。このとき、スイッチ信号ＳＷ がオン状態であるときには、シフトレバーがパーキングレンジＰ又はニュートラルレンジＮにシフトされて、自動変速機２０の出力軸が回転しておらず、トランスファ速度選択レバー６４ｉが操作される可能性があるものと判断してステップＳ３に移行し、電磁切換弁１２０に対する制御信号ＣＳ１ 及びデューティ制御電磁弁１２８に対する制御信号ＣＳ０ をオフ状態としてからメインプログラムに復帰し、スイッチ信号ＳＷ がオフ状態であるときには、トランスファ速度選択レバー６４ｉが操作される可能性がないものと判断してステップＳ４に移行する。
【００４５】
このステップＳ４では、２−４ＷＤモードセンサ９０から入力されたモード信号Ｄｎ を読み込み、次いでステップＳ５に移行して４輪駆動モードを選択しているか否かを判定し、２輪駆動モードを選択していると判断すると、前記ステップＳ３に移行して電磁切換弁１２０に対する制御信号ＣＳ１ をオフ状態としてからメインプログラムに復帰する。
【００４６】
また、４輪駆動モードが選択されていることを判断すると、ステップＳ６に移行して高速シフト位置センサ８６から入力された検出信号ＳＨ を読み込む。
次いで、ステップＳ７に移行してシフトスリーブ６４ｂが高速シフト位置Ｈに移動しているか否かを判定し、高速シフト位置Ｈに移動していないと判断すると、摩擦クラッチ６６を制御する必要がないので、前述したステップＳ３に移行して電磁切換弁１２０に対する制御信号ＣＳ１ をオフ状態としてからメインプログラムに復帰し、高速シフト位置Ｈに移動していると判断するとステップＳ８に移行し、電磁切換弁１２０に対する制御信号ＣＳ１ をオン状態とし、次いでステップＳ９に移行して、前輪側回転数センサ８６及び後輪側回転数センサ８８の回転数検出値ＮＦ 及びＮＲ を読込み、次いでステップＳ１０に移行して、後輪側回転数ＮＲ から前輪側回転数ＮＦ を減算した回転数差ΔＮ（＝ＮＲ −ＮＦ ）を算出してからステップＳ１１に移行する。
【００４７】
このステップＳ１１では、回転数差ΔＮをもとに図８〜図１０の記憶テーブルを順次参照することにより、回転数差ΔＮに対応する前輪側トルク配分ΔＴを算出し、この前輪側トルク配分ΔＴをもとに摩擦クラッチ６６のクラッチ圧ＰＣ を算出し、最後にこのクラッチ圧ＰＣ に対応するＤ０ 〜Ｄ１ の範囲のデューティ比Ｄを算出し、次いでステップＳ１２に移行して、決定されたデューティ比Ｄに対応する指令値の制御信号ＣＳ０ を駆動回路３１ａに出力してからメインプログラムに復帰する。
【００４８】
この図１１の処理において、ステップＳ１〜Ｓ３の処理がクラッチ締結力抑制手段に対応し、ステップＳ７〜Ｓ１２の処理及び電磁切換弁１２０、クラッチ圧力調整弁１２２、二次側圧一定形減圧弁１２４、パイロット切換弁１２６、デューティ制御電磁弁１２８がクラッチ制御手段に対応している。
次に、上記実施例の動作を説明する。
【００４９】
今、車両が停車状態にあり、自動変速機２０のシフトレバーがパーキングレンジ位置にあると共に、副変速機レバーが２Ｈレンジにあり、エンジン１０が停止しているものとする。この状態で、イグニッションスイッチをオン状態としてエンジン１０を始動させると、コントローラ１８に電源が投入されて、各マイクロコンピュータ７，８で所定の演算処理が開始される。
【００５０】
このとき、車両が停車状態にあり、且つシフトレバーがパーキングレンジ位置にあってエンジン１０の駆動力が自動変速機２０の出力軸には伝達されず、これに連結されたトランスファ２２の入力軸４２及び第１出力軸の回転が停止されているので、油圧供給装置１６のメインポンプ１００は駆動停止しており、収束配管１１０ａのライン圧ＰＬ は略零であり、このため、油圧スイッチ１３２がオン状態となっており、そのスイッチ信号Ｓ１ がマイクロコンピュータ８に入力されるで、このマイクロコンピュータ８で油温センサ１３０の油温検出値ＳＹ に基づいて電動モータ１０２の回転速度を決定し、これに応じたモータ駆動制御信号ＳＭ をモータ駆動回路１０３に出力する。このため、モータ駆動回路１０３によって電動モータ１０２が設定された回転速度で回転駆動され、これによってサブポンプ１０４が回転駆動されて所定圧の作動油が吐出され、これが逆止弁１０８ｄを介して収束配管１１０ａに供給されることにより、ライン圧ＰＬ が昇圧される。そして、ライン圧ＰＬ が設定圧に達すると、油圧スイッチ１３２がオフ状態となり、これに応じて電動モータ１０２の回転駆動が停止される。
【００５１】
一方、マイクロコンピュータ７では、図１１の処理が実行されるが、シフトレバーがパーキングレンジ位置にあって、インヒビタースイッチ９１がオン状態となっているので、ステップＳ２からステップＳ３に移行して、電磁切換弁１２０のソレノイド１２０ｄに対する制御信号ＣＳ１ 及びデューティ制御電磁弁１２８に対する制御信号ＣＳ０ がオフ状態に制御される。このため、電磁切換弁１２０は図５に示すノーマル位置を維持し、その入力ポート１２０Ａ がブロックされ且つ出力ポート１２０Ｂ がドレインポート１２０Ｄ に連通しているので、パイロット切換弁１２６に対するパイロット制御圧は略大気圧となっている。このため、パイロット切換弁１２６も図５に示すノーマル位置を維持するため、その入力ポート１２６Ａ がブロックされ、出力ポート１２６Ｂ とドレインポート１２６Ｄ とが連通状態となっており、摩擦クラッチ６６に供給されるクラッチ圧ＰＣ が大気圧となっている。また、デューティ制御電磁弁１２８も図５に示すノーマル位置１２８を維持し、このデューティ制御電磁弁１２８から出力されるパイロット制御圧も大気圧となっているので、クラッチ圧力調整弁１２２から出力されるクラッチ制御圧ＰＣ も零となっている。このため、摩擦クラッチ６６は、非締結状態に維持され、第１出力軸４４と第１スプロケット６８との間の動力伝達経路が遮断されていることにより、後輪のみの２輪駆動状態を維持する。
【００５２】
このように、このパーキングレンジ位置での停車状態では、第１出力軸と第１スプロケット６８との間が切り離されているので、これら両者間は相対回転を許容し得る状態となっている。したがって、この状態で、トランスファ操作レバー６４ｉを高速シフト位置から低速シフト位置にシフトさせると、この操作レバー６４ｉのシフトに伴ってリンク機構６４ｈ、コントロールロッド６４ｇ及びフォーク６４ｆを介してシフトスリーブ６４ｂが右動し、先ずスプライン穴６４ｂ１ の右端が第１スプロケット６８に形成された４輪駆動用ギヤ８０と噛合し、次いでフランジ６４ａ２ に形成された外歯６４ｂ２ が副変速機構６２のピニオンキャリア６２ｄに形成された低速シフト用ギヤ６４ｄに噛合して、低速位置にシフトされる。このとき、前述したようにシフトスリーブ６４ｂがスプライン結合されている第１出力軸４４と４輪駆動用ギヤ８０が形成されている第１スプロケット６８とが相対回転可能であるので、スプライン穴６４ｂ１ と４輪駆動用ギヤ８０とで構成されるドグクラッチの噛合を容易に行うことができると共に、外歯６４ｂ２ と低速用シフトギヤ６４ｄとで構成される噛み合いクラッチについては、自動変速機２０の出力軸に駆動力が伝達されていないため、入力軸４２、サンギヤ６２ａ及びピニオン６２ｃを介してピニオンキャリア６２ｄが自由回転可能であるので、外歯６４ｂ１ と低速用シフトギヤ６４ｄとの噛合を容易に行うことができる。
【００５３】
その後、例えば良路を走行する場合には、副変速機レバーを２Ｈレンジに維持した状態で、シフトレバーでＤレンジを選択してからブレーキを解除してアクセルペダルを踏込むことにより、車両を発進させることができる。このとき、図１１の処理が実行されたときに、ステップＳ２からステップＳ４に移行し、２−４ＷＤモードセンサ９０が２ＷＤモードを表すオン状態となっているので、ステップＳ５からステップＳ３に移行して、電磁切換弁１２０に対する制御信号ＣＳ１ のオフ状態を継続し、これによって摩擦クラッチ６６に対するクラッチ圧ＰＣ は大気圧の状態を継続して、摩擦クラッチ６６は遮断状態を継続する。一方、副変速機レバーが２Ｈレンジにあるので、副変速機構６２の高低速切換機構６４は、前述したように、シフトスリーブ６４ｂのスプライン穴６４ｂ１ が入力軸４２に形成された高速シフト用ギヤ６４ｃに噛合して高速位置Ｈにある状態を継続するので、自動変速機２０から駆動力がトランスファ２２の入力軸４２に伝達されると、この駆動力がそのままシフトスリーブ６４ｂを介して第１出力軸４４に伝達され、プロペラシャフト３０、リアディファレンシャルギヤ３２及びドライブシャフト３４を介して左右後輪１２ＲＬ，１２ＲＲに伝達され、これら左右後輪１２ＲＬ，１２ＲＲが回転して車両を前進走行させることができる。
【００５４】
このように、車両が走行を開始すると、第１出力軸４４が回転駆動されることにより、これに機械的に連結されているメインポンプ１００が回転駆動され、このメインポンプ１００から作動油が吐出されて逆止弁１０６ｄを介して収束配管１１０ａにライン圧として供給されることになり、このメインポンプ１００による吐出圧によってライン圧ＰＬ が設定圧に維持される状態となると、油圧スイッチ１３２がオフ状態となることにより、マイクロコンピュータ８による電動モータ１０２の駆動が停止される。
【００５５】
一方、オフロードや雪道或いは凍結路等の低摩擦係数路を走行する場合には、副変速機レバーを２Ｈレンジから４Ｈレンジに切換える。この副変速機レバーの２Ｈレンジから４Ｈレンジへの切換えは、車両の停車状態では勿論のこと、車両が走行中であっても例えば車速が４０ｋｍ／ｈ以下の低速走行時に行うことができる。
【００５６】
そして、副変速機レバーを４Ｈレンジに切換えると、２−４ＷＤモードセンサ９０のモード信号が４輪駆動モードとなることにより、図１１の処理が実行されたときに、ステップＳ５からステップＳ６に移行し、高速シフト位置センサ８６の検出信号ＳＨ を読込んだときに、これがオン状態であることにより、ステップＳ７からステップＳ８に移行して、電磁切換弁１２０に対する制御信号ＣＳ１ をオン状態とする。このため、電磁切換弁１２０がノーマル位置１２０ｂから作動位置１２０ｃに切換えられることにより、ライン圧ＰＬ がそのままパイロット制御圧としてパイロット切換弁１２６に供給され、これによってパイロット切換弁１２６がノーマル位置１２６ｂから作動位置１２６ｃに切換えられ、クラッチ圧調整弁１２２から出力されるクラッチ制御圧ＰＣ を摩擦クラッチ６６に供給可能な状態となる。
【００５７】
次いで、ステップＳ９で前輪側回転数センサ９６及び後輪側回転数センサ９８の回転数検出値ＮＦ 及びＮＲ を読込み、次いでステップＳ１０に移行して、前後輪回転数差ΔＮを算出し、この回転数差ΔＮに基づいてステップＳ１１でデューティ制御弁１２８に対する制御信号ＣＳ０ のデューティ比Ｄを決定し、このデューティ比Ｄに応じた指令値の制御信号ＣＳ０ を駆動回路３１ａに出力する。このため、駆動回路３１ａからデューティ比Ｄの励磁電流ｉ０ がデューティ制御電磁弁１２８に供給されることにより、このデューティ制御電磁弁１２８からデューティ比Ｄに応じたパイロット制御圧がクラッチ圧力調整弁１２２に出力され、このクラッチ圧力調整弁１２２からパイロット制御圧に応じたクラッチ制御圧ＰＣ が出力され、これがパイロット切換弁１２６を介して摩擦クラッチ６６に供給され、この摩擦クラッチ６６のクラッチ締結力が制御される。
【００５８】
したがって、前後輪回転数差ΔＮが小さい状態では、デューティ比Ｄが零に近い状態となり、駆動回路３１ａから出力される励磁電流ｉ０ のオン状態の区間がオフ状態の区間に比較して短くなるので、これに応じてデューティ制御電磁弁１２８から出力されるパイロット制御圧も零に近い状態となり、クラッチ圧力調整弁１２２から出力されるクラッチ圧ＰＣ も零に近い状態となって、摩擦クラッチ６６のクラッチ締結力が小さい状態に制御される。このため、摩擦クラッチ６６第１出力軸４４から摩擦クラッチ６６を介して第１スプロケット６８に伝達される駆動力が零に近い状態となり、前輪側には駆動力が伝達されずほぼ後２輪駆動状態となるが、この状態から前後輪回転数差ΔＮが大きな値となるに従ってデューティ比Ｄが大きくなり、これに応じてクラッチ圧力調整弁１２２から出力されるクラッチ圧ＰＣ が増加することにより、摩擦クラッチ６６のクラッチ締結力が増加して、摩擦クラッチ６６、第１スプロケット６８、チェーン７２、第２スプロケット７０、第２出力軸５４、前輪側出力軸２４、フロントディファレンシャルギヤ２６及びドライブシャフト２８を介して左右前輪１２ＦＬ，１２ＦＲが回転駆動されて４輪駆動状態となる。結局、前後輪回転数差ΔＮに応じて前後輪駆動力配分比が０：１００から５０：５０まで変更されて、良好な走行状態を確保することができる。
【００５９】
ところで、副変速機レバーで４Ｈレンジを選択している走行状態でスタックを生じたとき、或いはスタックを生じ易い砂地等を走行する場合には、副変速機レバーを４Ｌレンジに切換える必要があるが、この場合には、車両を停車状態とし、且つシフトレバーを例えばＮレンジにシフトする。このように、シフトレバーをＮレンジにシフトすると、インヒビタスイッチ９１がオン状態となることにより、マイクロコンピュータ７で図１１の処理を実行したときに、ステップＳ２からステップＳ３に移行して、電磁切換弁１２０に対する制御信号ＣＳ１ 及びデューティ制御電磁弁１２８に対する制御信号ＣＳ０ をオフ状態とする。このため、駆動回路３１ｂから励磁電流ｉ１ の出力が停止され、これによって電磁切換弁１２０がリターンスプリング１２０ａによって作動位置１２０ｃからノーマル位置１２０ｂに復帰し、これによってパイロット制御圧が大気圧となることにより、パイロット切換弁１２６がリターンスプリング１２６ａによって作動位置１２６ｃからノーマル位置１２６ｂに復帰し、且つデューティ制御電磁弁１２８から出力されるパイロット制御圧が大気圧に降圧されて、クラッチ圧力調整弁１２２から出力されるクラッチ制御圧ＰＣ が零に降圧される。このため、摩擦クラッチ６６に供給されてるクラッチ圧ＰＣ が直ちに大気圧に降圧される。このため、摩擦クラッチ６６が非締結状態に復帰して、第１出力軸４４と第１スプロケット６８との相対回転が可能な状態となり、前述したように、シフトスリーブ６４ｂのスプライン穴６４ｂ１ を第１スプロケット６８の高速シフト用ギヤ８０に容易に噛合させることができ、シフトスリーブ６４ｂの高速位置Ｈから低速位置Ｌへの摺動を容易に行うことができる。
【００６０】
この副変速機レバーで４Ｌレンジを選択している状態では、自動変速機２０の出力軸の駆動力がトランスファ２２の入力軸４２を経て副変速機構６２で減速され、その減速された駆動力がピニオンキャリア６２ｄに形成された低速シフト用ギヤ６４ｄ、シフトスリーブ６４ｂの外歯６４ｂ２ を介してシフトスリーブ６４ｂに伝達され、このシフトスリーブ６４ｂからこれにスプライン結合された第１出力軸４４に伝達されると共に、シフトスリーブ６４ｂのスプライン穴６４ｂ１ に噛合した４輪駆動用ギヤ８０を介し、第１スプロケット６８、チェーン７２、第２スプロケット７０を介して第２出力軸５４に伝達され、入力軸４２に伝達された駆動力が強制的に第１出力軸４４及び第２出力軸５４に分配されて、４輪駆動状態となる。
【００６１】
このとき、シフトスリーブ６４ｂが低速位置Ｌにシフトすることにより、高速シフト位置センサ８８の検出信号がオフ状態となり、マイクロコンピュータ７で図１１の処理が実行されたときには、ステップＳ７からステップＳ３に移行することにより、電磁切換弁１２０に対する制御信号ＣＳ１ 及びデューティ制御電磁弁１２８に対する制御信号ＣＳ０ のオフ状態が継続され、摩擦クラッチ６６に対するクラッチ圧ＰＣ の供給が停止された状態を維持する。
【００６２】
なお、上記実施例においては、自動変速機２０を適用した場合について説明したが、これに限定されるものではなく、手動変速機を適用した場合には、その出力側の回転停止を車両が停車状態即ち車速が零で且つシフトレバーがニュートラル位置にあるか又はクラッチが遮断状態にあるかを検出することに検出することができ、これに対応して図１１の処理におけるステップＳ１及びＳ２を変更すればよい。
【００６３】
また、上記実施例においては、変速機の出力軸の回転停止を間接的に検出する場合について説明したが、これに限定されるものではなく、後輪側回転数センサ９６の回転数検出値ＮＲ から変速機出力軸の回転停止を直接検出するようにしてもよい。
さらに、上記実施例においては、インヒビタスイッチ９１のスイッチ信号ＳＷ がオン状態となって自動変速機２０の回転停止を検出したときに、電磁切換弁１２０に対する制御信号ＣＳ１ をオフ状態として、パイロット切換弁１２６をノーマル位置に切換えて摩擦クラッチ６６に供給するクラッチ圧ＰＣ を零とする場合について説明したが、これに限定されるものではなく、デューティ制御電磁弁１２８に対する制御信号ＣＳ０ をオフ状態として、クラッチ圧力調整弁１２２から出力されるクラッチ圧ＰＣ を零又は摩擦クラッチ６６で駆動力を伝達しない程度の零に近い値に制御するようにしてもよい。
【００６４】
さらにまた、上記実施例においては、副変速機構６２の高低速切換機構６４を副変速機レバーで機械的に操作する場合について説明したが、これに限らず、運転席近傍に副変速機レバーの２Ｈレンジ、４Ｈレンジ及び４Ｌレンジに対応する切換接点を有するモード選択スイッチを配設すると共に、シフトスリーブ６４ｂを摺動駆動する電動モータを設け、モード選択スイッチで選択されたモードに対応して電動モータを駆動してシフトスリーブを摺動させることもできる。
【００６５】
なおさらに、上記実施例においては、デューティ制御電磁弁１２８を適用してクラッチ圧力調整弁１２２のパイロット制御圧を形成する場合について説明したが、これに限定されるものではなく、デューティ制御電磁弁１２８に代えてソレノイドに供給される励磁電流の値に応じて出力圧を調整可能な電磁比例圧力制御弁を適用することもでき、この場合には、駆動回路３１ａを例えばフローティング形定電圧回路で構成して、入力される制御信号ＣＳ０ の電圧値に応じた電流値の励磁電流ｉ０ を出力するように構成すればよい。
【００６６】
また、上記実施例においては、後輪駆動車ベースの四輪駆動車に本発明を適用した場合について説明したが、これに限らず前輪駆動車ベースの四輪駆動車に本発明を適用することもできる。
【００６７】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明の請求項１記載の発明によれば、２−４輪切換機構が４輪駆動状態に切換えられた状態を継続してクラッチ制御手段により摩擦クラッチ締結力を制御している状態で、回転停止検出手段で、自動変速機のシフト位置がパーキングレンジ又はニュートラルレンジを検出することにより、自動変速機の回転停止を間接的に検出し、この自動変速機の出力軸の回転停止状態を検出したときに、副変速機の高低速切換えを行う可能性があるものと判断して事前にクラッチ締結力抑制手段で、２輪−４輪切換機構の摩擦クラッチのクラッチ締結力を低下させてドグクラッチの結合を助成するように構成されているので、自動変速機の回転を停止させた状態で副変速機を高速位置から低速位置にシフトさせて強制的に４輪駆動状態に切換えるときに予め摩擦クラッチのクラッチ締結力を弱めて第１出力軸及び第２出力軸間の相対回転を可能としてドグクラッチの結合操作を容易確実に行うことができるという効果が得られる。
しかも、自動変速機のシフト位置がパーキングレンジ又はニュートラルレンジであることを検出して自動変速機の回転停止を検出するようにしているので、新たな検出手段を設けることなく既存の検出手段で間接的に自動変速機の回転停止を検出することができるという効果が得られる。
【００６８】
また、請求項２記載の発明によれば、２−４輪切換機構が４輪駆動状態に切換えられた状態を継続してクラッチ制御手段により摩擦クラッチ締結力を制御している状態で、回転停止検出手段で、車両が停車中であり且つ手動変速機のシフト位置がニュートラル状態又はクラッチが遮断状態であることを検出することにより、間接的に手動変速機の回転停止を検出し、この手動変速機の出力軸の回転停止状態を検出したときに、クラッチ締結力抑制手段で、クラッチ制御手段のクラッチ締結力を低下させてドグクラッチの結合を助成するように構成されているので、手動変速機の出力軸を回転停止状態として副変速機を高速位置から低速位置にシフトさせて強制的に４輪駆動状態に切換えるときに予め摩擦クラッチのクラッチ締結力を弱めて第１出力軸及び第２出力軸間の相対回転を可能としてドグクラッチの結合操作を容易確実に行うことができるという効果が得られる。
しかも、車両が停車中で且つ手動変速機のシフト位置がニュートラル状態又はクラッチが遮断状態であることを検出して手動変速機の回転停止を検出するようにしているので、手動変速機の回転停止を間接的に容易に検出することができるという効果が得られる。
【００７０】
さらに、請求項３記載の発明によれば、請求項１又は２に記載の発明の効果に加えて、回転停止検出手段で変速機の出力軸の停止を検出したときに、摩擦クラッチの締結力を零とすることにより、第１出力軸及び第２出力軸の相対回転を確実に許容して、軽い操作力でドククラッチの噛合させることができ、操作性をより向上させることができるという効果が得られる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の概略構成を示す基本構成図である。
【図２】本発明に係る四輪駆動車の概略を示す構成図である。
【図３】本発明に係るトランスファの内部構造を示す図である。
【図４】本発明に係る副変速機構のシフトスリーブのスライド動作を示す図である。
【図５】本発明に係る油圧供給装置を示す回路図である。
【図６】本発明に係る油圧供給装置で使用されている切換弁を示す図である。
【図７】本発明に係る制御手段を示すブロック図である。
【図８】前後輪回転数差に対する前輪側への伝達トルクの制御特性グラフである。
【図９】油圧供給装置から供給されるクラッチ圧の変化に応じて変化する前輪側への伝達トルクの制御特性グラフである。
【図１０】指令電流値に応じて変化するクラッチ圧の制御特性グラフである。
【図１１】本発明に係る制御手段の油圧制御処理を示すフローチャートである。
【図１２】副変速機が低速位置にある場合に互いに回転しながら対向している従来のドグ歯を示す模式図である。
【図１３】副変速機が高速位置にある場合に互いに噛み合うドグ歯を示す模式図である。
【図１４】副変速機を高速位置から低速位置へ切り換える際に、一方のドグ歯が他方のドグ歯と対峙している状態を示す模式図である。
【符号の説明】
１６ 油圧供給装置
１８ コントローラ
４２ 入力軸
４４ 第１出力軸
５４ 第２出力軸
５８ 副変速機
６４ｂ シフトスリーブ（噛み合いクラッチ）
６０ ２輪−４輪駆動切換機構
６４ｂ１ スプライン穴（ドグクラッチ）
６４ｃ 高速シフト用ギヤ
６４ｄ 低速シフト用ギヤ
６６ 摩擦クラッチ
８０ ４輪駆動用ギヤ
９１ インヒビタスイッチ（回転停止検出手段）
９６ 前輪側回転数センサ
９８ 後輪側回転数センサ
１２０ 電磁切換弁
１２２ クラッチ圧力調整弁
１２４ 二次圧一定形減圧弁
１２６ パイロット切換弁
１２８ デューティ制御電磁弁[0001]
[Industrial application fields]
The present invention relates to a transfer device for a vehicle including a dog clutch that couples a first output shaft to a second output shaft so as to force a four-wheel drive state.
[0002]
[Prior art]
As a conventional vehicle transfer device, for example, one disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 5-213086 is known.
This transfer device inputs the driving force transmitted from the main transmission to the input shaft to the sub-transmission composed of planetary gears, and selectively meshes with the sun gear and the carrier of the sub-transmission to establish a high / low speed state. It is always transmitted to the first output shaft (rear wheel side output shaft) via a high / low speed switching mechanism having a coupling sleeve (shift sleeve) for switching, and the second output shaft (front wheel side output shaft) is connected to the first output shaft. It is configured to be connected via a two-wheel / four-wheel drive switching mechanism having a friction clutch (variable torque clutch) that changes the clutch engagement force by supplying a control fluid of a predetermined pressure. Normally, when the low speed position is selected by the high / low speed switching mechanism of the sub-transmission, it is necessary to ensure a minimum four-wheel drive state, so that the first output shaft and the second output shaft are forcibly engaged. A dog clutch is provided which is engaged and driven.
[0003]
Here, FIG.12 and FIG.13 shows the schematic diagram of the dog teeth of the coupling sleeve and the dog teeth of the clutch gear constituting the dog clutch.
When the sub-transmission is in the high speed position, as shown in FIG. 12, the coupling sleeve dog tooth 1 that rotates in the direction indicated by the arrow along with the first output shaft and the second output shaft indicated by the arrow shown in FIG. The dog teeth 2 of the clutch gear rotating in the direction rotate without meshing. When the sub-transmission forcibly sets the four-wheel drive state (low speed position), as shown in FIG. 13, the dog gear 2 is engaged with and engaged with the dog teeth 2 of the clutch gear that rotates together with the second output shaft.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, since the conventional transfer device is configured such that the driving force output from the automatic transmission is transmitted to the sub-transmission, the sub-transmission can be switched between a high-low speed switching mechanism when the vehicle is stopped. When switching from the high speed position to the low speed position when the automatic transmission range is in a range other than the neutral range, the driving force from the automatic transmission is constantly transmitted to the sub-transmission. When the coupling sleeve is disengaged from the sun gear of the auxiliary transmission, the rotation of the coupling sleeve stops, but since the carrier of the auxiliary transmission continues to rotate, it is difficult to engage the coupling sleeve and the carrier. Therefore, when the automatic transmission is in the neutral range where the rotation of its output shaft is stopped, switching by the high / low speed switching mechanism is performed. That. Thus, it is possible to switch the high / low speed switching mechanism from the high speed side to the low speed side while the automatic transmission is in the neutral range, but when switching from the high speed side to the low speed side with this high / low speed switching mechanism, The dog clutch that forcibly connects the first output shaft and the second output shaft must also be engaged, and when the friction clutch of the two-wheel / four-wheel switching mechanism is in the engaged state and in the four-wheel drive state in this state, Since the first output shaft and the second output shaft cannot rotate relative to each other, as shown in FIG. 14, the dog tooth 1 of the coupling sleeve and the dog tooth 2 of the clutch gear are opposed to each other or If they are slightly displaced, they cannot be meshed, and the dog teeth 1 of the coupling sleeve and the dog teeth 2 of the clutch gear are not aligned as shown in FIG. However it can not be engaged only by state, there is an unsolved problem in that switching to the low-speed side becomes difficult.
[0005]
The present invention has been made paying attention to the above-mentioned unsolved problems of the conventional example, and when switching from the high speed side to the low speed side by the high / low speed switching mechanism of the sub-transmission, the first output shaft and the second output An object of the present invention is to provide a transfer device for a vehicle that allows a relative rotation of a shaft and can easily engage a dog clutch.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, a vehicle transfer apparatus according to a first aspect of the present invention, as shown in a basic configuration diagram of FIG. 1, switches a driving force input from an automatic transmission to an input shaft at a high speed by a meshing clutch. And a two-wheel / four-wheel switching mechanism for transmitting the driving force transmitted to the first output shaft to the second output shaft via a friction clutch capable of controlling the clutch pressure. When, When the vehicle is stopped A dog clutch that forcibly couples the first output shaft to the second output shaft when a low-speed position is selected by the sub-transmission; a traveling state detection unit that detects a traveling state of the vehicle; and the traveling state detection unit And a clutch control means for controlling the clutch engagement force of the friction clutch based on the detected travel state value, and detecting that the shift position of the automatic transmission is a parking range or a neutral range. The rotation stop detecting means for detecting the output shaft rotation stop state of the automatic transmission and the two-wheel / four-wheel switching mechanism are switched to the four-wheel drive state. Continue In order to assist the engagement of the dog clutch when the rotation stop detecting means detects the rotation stop of the output shaft of the automatic transmission while the friction clutch fastening force is controlled by the clutch control means, The clutch engaging force suppressing means for reducing the clutch engaging force by the control means is provided.
[0007]
According to a second aspect of the present invention, there is provided a vehicular transfer device in which a driving force input from a manual transmission to an input shaft is transmitted to a first output shaft by switching between high and low speeds by a meshing clutch, and the first output shaft. A two-wheel / four-wheel switching mechanism for transmitting the transmitted driving force to the second output shaft via a friction clutch capable of controlling the clutch pressure; When the vehicle is stopped A dog clutch that forcibly couples the first output shaft to the second output shaft when a low-speed position is selected by the sub-transmission; a traveling state detection unit that detects a traveling state of the vehicle; and the traveling state detection unit And a clutch control means for controlling the clutch engagement force of the friction clutch based on the detected value of the running state of the vehicle, wherein the shift position of the manual transmission is in the neutral state or the clutch is in the disconnected state. Rotation stop detection means for detecting the presence and detecting the stop state of the output shaft rotation of the manual transmission and the two-wheel / four-wheel switching mechanism are switched to the four-wheel drive state Continue In order to assist the engagement of the dog clutch when the rotation stop detecting means detects the rotation stop of the output shaft of the manual transmission while the friction clutch fastening force is controlled by the clutch control means, The clutch engaging force suppressing means for reducing the clutch engaging force by the control means is provided.
[0008]
Claim 3 A vehicle transfer apparatus according to claim 1 Or 2 In the invention of The clutch engagement force suppression means sets the clutch engagement force to zero when the rotation stop detection means detects the stop of the output shaft of the transmission. It is characterized by that.
[0009]
[Action]
In the invention of claim 1 2 -4 wheel switching mechanism Is in a four-wheel drive state Switching Yeah The friction clutch engagement force is controlled by the clutch control means in a continuous state. In this state, the rotation stop detection means detects the parking position or neutral range of the shift position of the automatic transmission, thereby indirectly detecting the rotation stop of the automatic transmission and stopping the rotation of the output shaft of the automatic transmission. When the state is detected, it is determined that there is a possibility of switching between the high and low speeds of the sub-transmission, and the clutch engagement force suppressing means in advance, By clutch control means By reducing the clutch engagement force of the friction clutch so that the first output shaft and the second output shaft can rotate relative to each other, the dog clutch is engaged and the forced switching operation to the four-wheel drive state is performed. Easy and reliable.
In this way, by detecting the rotation stop of the automatic transmission from the shift position of the automatic transmission, the existing detection means can be applied as it is without providing a new detection means.
[0010]
In the invention according to claim 2, 2 -4 wheel switching mechanism Is in a four-wheel drive state Switching Yeah The friction clutch engagement force is controlled by the clutch control means while maintaining the closed state. In this state, the rotation stop detection means indirectly detects the rotation stop of the manual transmission by detecting that the vehicle is stopped and the shift position of the manual transmission is in the neutral state or the clutch is in the disengaged state. When the rotation stop state of the output shaft of the manual transmission is detected, it is determined that there is a possibility of switching between the high and low speeds of the sub-transmission, and the clutch engagement force suppression means in advance, By clutch control means By reducing the clutch engagement force of the friction clutch so that the first output shaft and the second output shaft can rotate relative to each other, the dog clutch is engaged and the forced switching operation to the four-wheel drive state is performed. Easy and reliable.
[0011]
In the fourth aspect of the invention, when the stop of the output shaft of the transmission is detected by the rotation stop detecting means, the clutch engaging force of the friction clutch is set to zero, so that the relative rotation of the first output shaft and the second output shaft is achieved. Engage the dog clutch more easily by allowing it securely.
[0012]
【Example】
Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.
FIG. 2 shows a part-time four-wheel drive vehicle based on the FR (front engine, rear drive) system, which includes an engine 10 as a rotational drive source, front left to rear right wheels 12FL to 12RR, A driving force transmission system 14 that can change a driving force distribution ratio to the wheels 12FL to 12RR, a hydraulic pressure supply device 16 that supplies hydraulic pressure to control the driving force distribution by the driving force transmission system 14, and a hydraulic pressure supply device 16; It is a vehicle provided with the controller 18 to control.
[0013]
The driving force transmission system 14 is an automatic transmission 20 that shifts the driving force from the engine 10 at a selected gear ratio, and the driving force from the automatic transmission 20 is converted into front wheels 12FL, 12FR and rear wheels (always driving wheels). 12RL, and a transfer 22 distributed to the 12RR side. In the driving force transmission system 14, the front wheel driving force distributed by the transfer 22 is transmitted to the left and right front wheels 12FL, 12FR via the front wheel side output shaft 24, the front differential gear 26, and the front wheel side drive shaft 28. The rear wheel side driving force is transmitted to the left and right rear wheels 12RL and 12RR via the propeller shaft (rear wheel side output shaft) 30, the rear differential gear 32 and the drive shaft 34.
[0014]
FIG. 3 shows the internal structure of the transfer 22. The input shaft 42 and the first output shaft 44 that are arranged in a coaxial butted state in the transfer casing 40 are composed of a radial bearing 46 and a radial bearing 46. The first output shaft 44 is rotatably supported by the rear casing 40b via a radial bearing 48 and is disposed so as to be relatively rotatable with respect to each other.
[0015]
A second output is provided below the front casing 40a and the rear casing 40b by bearings 50 and 52 disposed in the front casing 40a and the rear casing 40b in parallel with the input shaft 42 and the first output shaft 44, respectively. A shaft 54 is rotatably supported. The input shaft 42 is connected to the output shaft 56 of the automatic transmission 20, the first output shaft 44 is connected to the rear wheel side output shaft 30, and the second output shaft 54 is connected to the front wheel side output shaft 24. .
[0016]
An auxiliary transmission mechanism 58 is interposed between the input shaft 42 and the first output shaft 44, and a two-wheel / four-wheel drive switching mechanism is interposed between the first output shaft 44 and the second output shaft 54. 60 is provided.
The auxiliary transmission mechanism 58 includes a planetary gear mechanism 62 and a meshing clutch type high / low speed switching mechanism 64 disposed coaxially with the planetary gear mechanism 62.
[0017]
The planetary gear mechanism 62 includes a sun gear 62a formed on the outer periphery of the input shaft 42, an internal gear 62b fixed inside the front casing 40a, a pinion gear 62c that meshes with the sun gear 62a and the internal gear 62b, and a pinion gear 62c. And a pinion carrier 62d that rotatably supports the pinion carrier 62d.
[0018]
The high / low speed switching mechanism 64 has a spline hole 64b that engages with a spline shaft portion formed on the outer periphery of the first output shaft 44. 1 Cylindrical portion 64a having 1 And the outer teeth 64b on the outer peripheral surface. 2 The flange portion 64a formed with 2 The shift sleeve 64b is configured to be slidable in the axial direction, and the spline hole 64b of the shift sleeve 64b. 1 A high-speed shift gear 64c formed at the outer peripheral position of the input shaft 42 that can mesh with the external gear 64b of the shift sleeve 64b. 2 And a low speed shift gear 64d formed on the inner periphery of the pinion carrier 62d.
[0019]
As shown in FIG. 4, the shift sleeve 64b has a cylindrical portion 64a. 1 A fork 64g formed integrally with a fork rod 64f slidably disposed in the left-right direction is engaged with a circumferential groove 64e formed on the outer peripheral surface of the right end of the fork rod 64f. 2 wheel drive Hi range (hereinafter referred to as 2H range), 4 wheel drive high speed range (hereinafter referred to as 4H range), neutral range (hereinafter referred to as N range) and A four-wheel drive low-speed range (hereinafter referred to as a 4L range) is connected to a sub-transmission lever that can be linearly selected. When the 2H range and 4H range are selected with this auxiliary transmission lever, the spline hole 64b 1 Meshes with the high speed shift gear 64c and is moved to the high speed shift position H where the driving force transmitted to the input shaft 42 is directly transmitted to the first output shaft 44. From this state, the N range is selected by the sub-transmission lever. Spline hole 64b 1 Is moved away from both the high-speed shift gear 64c and the four-wheel drive gear 80 and moved to the neutral position N where the connection state between the input shaft 42 and the first output shaft 44 is released. By selecting the 4L range, as shown in the lower side arrangement of the shift sleeve 64b in FIG. 1 Is disengaged from the high-speed shift gear 64c instead of the external gear 64b. 2 Meshes with the low speed shift gear 64d and the spline hole 64b. 1 Is moved to a low-speed shift position L that meshes with a four-wheel drive gear 80 formed on a first sprocket 68 described later.
[0020]
The two-wheel / four-wheel drive switching mechanism 60 is rotatable about a wet multi-plate friction clutch (hereinafter abbreviated as a friction clutch) 66 that changes the driving force distribution ratio with respect to the front and rear wheels and the first output shaft 44. The first sprocket 68 is disposed, the second sprocket 70 is coaxially coupled to the second output shaft 54, and the chain 72 is wound between the first and second sprockets 60, 70. .
[0021]
The friction clutch 66 includes a clutch drum 66a coupled to the first sprocket 68, a friction plate 66b splined to the clutch drum 66a, a clutch hub 66c splined to the outer periphery of the first input shaft 44, a clutch A friction disk 66d that is integrally coupled to the hub 66c and disposed between the friction plates 66b, and rotates integrally with the first output shaft 44 and moves in the axial direction toward the clutch drum 66a, thereby causing the friction plate 66b and the friction disk 66d. , A clutch piston 66g mounted on the inner wall of the rear casing 40b and capable of moving in the axial direction, and a thrust bearing for transmitting the axial movement of the clutch piston 66g to the rotating member 66e. 66f A piston 66g and the rear casing 40b and the cylinder chamber 66h formed between the inner wall of, and a return spring 66j to provide a biasing force to the clutch piston 66g side of the rotary member 66e.
[0022]
The clutch pressure P is supplied from the hydraulic pressure supply device 16 to the input port 74 formed in the rear casing 40b communicating with the cylinder chamber 66h. C Is supplied, the clutch piston 66g is moved to the left side of FIG. 3 due to the generation of the pressing force in the cylinder chamber 66h, and the movement of the clutch piston 66g is transmitted to the rotating member 66e via the thrust bearing 66f and separated from each other. The friction plate 66b and the friction disk 66d that have been in contact with each other are moved by the movement of the friction disk 66d, and a clutch fastening force corresponding to the clutch pressure Pc due to the frictional force is applied. As a result, the rotational driving force of the first output shaft 44 is transmitted through the first sprocket 68, the chain 72, and the second sprocket 70 at a predetermined torque distribution ratio according to the clutch engaging force of the friction clutch 66. 54 is transmitted.
[0023]
Further, when the supplied clutch pressure Pc is reduced and the rotating member 66e and the clutch piston 66g are moved to the right side in FIG. 3 by the urging force of the return spring 66j, the friction plate 66b and the friction disk 66d are separated from each other. Transmission of driving force from the output shaft 44 to the second output shaft 54 is interrupted.
The first sprocket 68 is provided with a four-wheel drive gear 80 on the outer periphery on the shift sleeve 64b side. As described above, when the shift sleeve 64b is shifted to the low speed position, the spline hole 64b. 1 And the four-wheel drive gear 80 mesh with each other to forcibly connect the first output shaft 44 and the second output shaft 54. Here, the shift sleeve 64b and the four-wheel drive gear 80 constitute a dog clutch that forcibly forms a four-wheel drive state.
[0024]
Further, as shown in FIG. 4, a high speed shift position sensor 86 for detecting that the shift sleeve 64b has slid to the high speed shift position H is disposed inside the front casing 40a. Signal S H Is input to the controller 18.
The hydraulic pressure supply device 16 supplies a predetermined clutch pressure Pc to the input port 74 of the transfer 22 with the circuit configuration shown in FIG.
[0025]
The hydraulic pressure supply device 16 is a forward / reverse rotation type main pump 100 that is directly connected to the first output shaft 44 and rotationally driven, and a forward rotation that is arranged in parallel with the main pump 100 and is rotationally driven using the electric motor 102 as a power source. The sub-pump 104 is a hydraulic source. The main pump 100 and the sub pump 102 suck the hydraulic oil in the oil tank 105 formed in the lower part of the front casing 40a and the rear casing 40b through the strainers 106a and 108a, and discharge them to the discharge side pipes 106b and 108b. . An oil element 112 is connected to the converging pipe 110a that converges the pipes 106b and 108b, and the other end is connected to the lubrication system supply unit 114 side on the upstream side (the main pump 100 and sub pump 104 side) of the oil element 112. The relief path 116 to be connected is connected. In addition, a line pressure regulating valve 118 is connected to the downstream side of the oil element 112, and an electromagnetic switching valve 120, a clutch pressure adjusting valve 122, and a pressure reducing valve 124 are respectively connected to pipes 110b, 110c, and 110e branched from the converging pipe 110a. Is connected to the input side. The output side of the clutch pressure adjusting valve 122 is connected to the input side of the pilot switching valve 126 that supplies the clutch pressure Pc to the transfer 22 when the pilot pressure from the electromagnetic switching valve 120 is supplied. The input side of the duty control solenoid valve 128 is connected to the side. In addition, a temperature sensor 130 for detecting the temperature of the hydraulic oil is disposed in the oil tank 105, and output from the hydraulic switch 132 and the pilot switching valve 126 for detecting the pressure set by the line pressure regulating valve 118. A pressure switch 134 for detecting the clutch pressure Pc is provided, and these detection signals are output to the controller 18. The hydraulic pressure supply device 16 is disposed inside the transfer 22 in an actual vehicle. As shown in FIG. 3, the main pump 100 that sucks hydraulic oil from the oil tank 105 is connected to the first output shaft 44 via the first gear 136a and the second gear 136b, and the sub pump 104 is connected to the rear casing. It is connected to an electric motor 102 externally attached to 40b.
[0026]
Next, each component of the hydraulic pressure supply device 16 will be described in detail with reference to FIG.
The main pump 100 that rotates in the forward direction sucks hydraulic oil from the oil tank 105 through the strainer 106a connected to the end of the suction pipe 106c, and the sub pump 104 also has a strainer connected to the end of the suction pipe 108c. The hydraulic oil is sucked from the oil tank 105 through 108a. Further, check valves 106d and 108d are inserted in the discharge pipes 106b and 108b of each pump connected to the convergence pipe 110a, respectively, and between the discharge pipe 106b of the main pump 100 and the suction pipe 108c of the sub pump 104. Is connected to the bypass 140. The bypass passage 140 is composed of a bypass pipe 140a and three check valves 140b inserted in the bypass pipe 140a. When the discharge pipe 106b is in a negative pressure state, the check valve 140b is opened. It becomes a state and it becomes a communicating path through which hydraulic oil flows in the direction of the broken line arrow.
[0027]
The relief path 116 connected to the convergence pipe 110a on the upstream side of the oil element 112 includes a relief pipe 116a having the other end connected to the lubrication system supply unit 114 side, and two springs inserted into the relief pipe 116a. And a check valve 116b. When the filter of the oil element 112 is clogged and the pressure upstream of the oil element 112 becomes equal to or higher than a predetermined pressure, the check valve 116b is opened, and the communication path through which hydraulic oil flows in the direction of the broken line arrow Become.
[0028]
The line pressure regulating valve 118 is constituted by an internal pilot and a spring type pressure reducing valve, and is connected to the convergence pipe 110a side. A The output port 118 connected to the lubrication system 114 side B And an internal pilot port 118 to which a primary pressure and a secondary pressure are supplied via a fixed throttle P1 , 118 P2 A spool is slidably disposed in a cylindrical valve housing having a return spring 118a for urging the spool toward one end. The line pressure P boosted by the main pump 100 or the sub pump 104 L Is set to a predetermined pressure by the line pressure regulating valve 118 and supplied to the electromagnetic on-off valve 120, the clutch pressure adjusting valve 122, and the pilot valve 124. Note that the output port 118 is set when the decompression is set. B The hydraulic oil flowing out from the oil is supplied to the lubrication system supply unit 114.
[0029]
The clutch pressure adjusting valve 122 is composed of an internal, external pilot, and spring type pressure adjusting valve, and the input port 122 connected to the pipe 110c. A The output port 122 connected to the pilot switching valve 126 B The internal pilot port 122 to which the secondary pressure is supplied as the pilot pressure through the fixed throttle P1 The external pilot port 122 to which the control pressure is supplied from the duty control solenoid valve 128 P2 A spool is slidably disposed in a cylindrical valve housing having a return spring 122a for urging the spool toward one end. The clutch pressure adjusting valve 122 is input to the input port 122 when the pilot control pressure from the duty control solenoid valve 128 is not supplied. A And output port 122 B However, when the pilot control pressure is supplied from the duty control solenoid valve 128, the spool is moved and controlled, and the output port 122 is closed. B To output a secondary pressure corresponding to the pilot control pressure as the clutch pressure Pc.
[0030]
The pressure reducing valve 124 is constituted by an internal pilot and spring type secondary pressure constant pressure reducing valve, and an input port 124 connected to the pipe 110e. A , Output port 124 connected to duty control solenoid valve 128 B , Output port 124 B The internal pilot port 124 to which secondary pressure from the engine is supplied as pilot pressure through a fixed throttle P And drain port 124 D A spool is slidably disposed in a cylindrical valve housing having a return spring 124a for urging the spool toward one end. The internal pilot port 124 P The spool is controlled to move to a predetermined position by the pilot pressure supplied to the input port 124. A Is supplied to the duty control electromagnetic valve 128 as a control pressure adjusted to a predetermined pressure.
[0031]
Further, the duty control solenoid valve 128 is configured as a 3-port 2-position type, and the input port 128 connected to the pressure reducing valve 124 side. A And a drain port 128 connected to the drain side. D And an external pilot port 122 of the clutch pressure regulating valve 122 P2 Output port 128 connected to B And a return spring 127a, and a spool disposed inside the valve is connected to the output port 128. B And drain port 128 D A normal position 128b that communicates with the input port 128 A And output port 128 B The valve is controlled to move to an operating position 128c. Then, an excitation current i having a required duty ratio is supplied from the controller 18 to the solenoid 128d. 0 Is supplied, the excitation current i 0 When the spool is controlled to move from the normal position 128b to the operating position 128c against the section return spring 128a in which the is in the ON state, a pilot control pressure corresponding to the duty ratio is output to the clutch pressure adjusting valve 122. Therefore, the clutch pressure adjusting valve 122 is connected from the duty control solenoid valve 128 to the external pilot port 122. P2 When the pilot control pressure is supplied to the clutch, the clutch pressure Pc corresponding to the pilot control pressure is output, and the clutch engagement force of the friction clutch 66 is controlled accordingly, and the driving torque to the front wheels corresponding to the clutch pressure Pc is controlled. Allocation is performed.
[0032]
Further, the spring-offset type electromagnetic switching valve 120 is configured at the 3 port 2 position, and the input port 120 to which line pressure is supplied. A And an external pilot port 126 of the pilot switching valve 126 P1 Output port 120 connected to B And drain port 120 D And a spool disposed inside the valve is connected to the input port 120. A And output port 120 B The drain port 120 D A normal position 120b communicating with the input port 120 A And output port 120 B And the drain port 120 D It is a valve that is controlled to move to the operating position 120c that shuts off. Then, the electromagnetic switching valve 120 receives the excitation current i from the controller 18. 1 Is input to the solenoid 120d, the excitation current i 1 While the valve is in the ON state, the spool is controlled to move against the return spring 120a to the operating position 120c, and the external pilot port 126 of the pilot switching valve 126 is operated. P1 Is supplied with pilot control pressure. In addition, the excitation current i from the controller 18 1 Is turned off, it is returned to the normal position 120b by the pressing force of the return spring 120a, and the external pilot port 126 is restored. P1 The pilot control pressure supplied to the drain port 120 D It is depressurized through.
[0033]
Further, as shown in FIG. 6, the pilot switching valve 126 also has an input port 126 to which a secondary pressure is supplied from the clutch pressure adjustment valve 122. A , An output port 126 for supplying secondary pressure to the transfer 22 B The external pilot port 126 is supplied with a pilot control pressure when the solenoid 120d of the electromagnetic switching valve 120 is energized. P1 , Drain port 126 D A spool 126e is slidably disposed in a cylindrical valve housing 126i having a valve, and a return spring 126a for urging the spool 126e toward one end is disposed.
[0034]
The spool 126e of the pilot switching valve 126 is connected to the external pilot port 126. P1 When the pilot control pressure is not supplied to the input port 126, A And output port 126 B And the output port 126 B Drain port 126 D Is controlled to move to a 2WD mode position 126b that communicates with (a left half cross-sectional state in FIG. 6). In addition, when the solenoid 120d of the electromagnetic on-off valve 120 is energized (on state), the spool of the electromagnetic on-off valve 120 is controlled to move to the second position 120c to control the external pilot port 126. P1 The pilot control pressure is supplied to the input port 126. A And output port 126 B Is controlled to move to a 4WD mode position 126c that communicates with each other (right half-section in FIG. 6).
[0035]
In this way, by driving the pilot switching valve 126 with the pilot control pressure from the electromagnetic switching valve 120, the spool 126e can be driven with a high pilot control pressure, and dust and chips are placed in the sliding passage of the spool 126e. And the like, and even if the sliding resistance of the spool 126e is large, the sliding of the spool 126e can be ensured.
[0036]
On the other hand, as shown in FIG. 2, the controller 18 is a high-speed shift position sensor 86, for example, a 2-4WD mode sensor 90 which is disposed at the 2H range position of the auxiliary transmission lever and is turned on when the 2H range is selected. When the parking range and neutral range of the automatic transmission 20 are selected, the number of revolutions of the inhibitor switch 91 serving as a rotation stop detection unit, the vehicle speed sensor 94, and the front wheel side output shaft 24 serving as a traveling state detection unit that are turned on are detected. A hydraulic pressure supply device based on a detection signal from a rear wheel side rotational speed sensor 98 that detects a rotational speed of the input shaft 42 connected to the output shaft of the front wheel side rotational speed sensor 96 and the automatic transmission 20 as a rear wheel side rotational speed. Excitation current i to 16 0 And i 1 Is a device that outputs. In this embodiment, the same controller 18 also performs control for allowing the hydraulic pressure supply device 16 to maintain a predetermined line pressure. The oil temperature sensor 130 and the hydraulic switch 132 necessary for this purpose are also provided. , 134 and a motor control signal S based on detection signals from these sensors. M Is also output from the controller 18 to the hydraulic pressure supply device 16.
[0037]
As shown in FIG. 7, the controller 18 includes a microcomputer 7 for performing the driving force distribution control, a microcomputer 8 for performing the predetermined line pressure holding control, and a control signal from the microcomputer 7. CS 0 In response to the excitation current i of the required duty ratio D to the solenoid 128d of the duty control solenoid valve 128 in the hydraulic pressure supply device 16 0 Drive circuit 31a for supplying the control signal CS and the control signal CS from the microcomputer 7 1 Excitation current i turned on / off according to 1 Is supplied to the solenoid 120d of the electromagnetic switching valve 120 in the hydraulic pressure supply device 16, and the motor control signal S from the microcomputer 8 is supplied. M In response to the motor control signal S M And a motor drive circuit 103 that controls the speed to a rotational speed corresponding to the motor speed.
[0038]
The microcomputer 7 includes an input interface circuit 7a having an A / D conversion function for reading detection signals from the sensors 86, 88, 90, 91, 94, 96, and 98 as detection values, and a predetermined program. According to the calculation processing device 7b for performing calculation / control processing for driving force distribution control (see FIG. 11), a storage device 7c such as ROM and RAM, and the rotational speeds of the front and rear wheels obtained by the arithmetic processing device 7b. Clutch pressure P for determining the front wheel side torque distribution corresponding to the difference ΔN C Control signal CS of duty ratio D 0 And clutch pressure P C Control signal CS for determining whether or not to output 1 Output interface circuit 7d. The microcomputer 8 includes an input interface circuit 8a having an A / D conversion function for reading detection signals from the sensors 130, 132, and 134 as detection values, an arithmetic processing unit 8b, a ROM, a RAM, and the like. Of the electric motor rotation speed command value obtained by the storage device 8c and the arithmetic processing device 8b, for example, an analog voltage signal S M As an output interface circuit 8d having a D / A conversion function.
[0039]
Then, the microcomputer 7 performs the mode signal D from the 2-4WD mode sensor 90 according to the arithmetic processing shown in FIG. n The switch signal S of the inhibitor switch 91 W , High-speed shift position detection signal S from high-speed shift position sensor 86 H , A vehicle speed signal V from the vehicle speed sensor 94, and a rotational speed signal N of the front wheel side rotational speed sensor 96 F And a rotation speed signal N of the rear wheel speed sensor 98. R Based on the high-speed shift position detection signal S H Is ON, the front wheel side torque distribution command value T 2 And the corresponding clutch pressure P C Is calculated, and the switch signal S of the inhibitor switch 91 is calculated. W Control signal CS having a command value corresponding to the duty ratio D 0 And the control signal CS 1 Is turned on and the switch signal S of the inhibitor switch 91 is controlled. W When the detection signal of the 2-4WD mode sensor 90 indicates the two-wheel drive state when the detection signal of the 2-4WD mode sensor 90 is on and the detection signal S of the high speed shift position sensor 86 H Control signal CS when 1 And CS 0 In the off state, and these control signals CS 0 And CS 1 Are output to the drive circuits 31a and 31b, respectively.
[0040]
The drive circuit 31a is a control signal CS comprising an analog voltage signal output from the microcomputer 7. 0 For example, a pulse width modulation circuit that outputs an excitation current having a duty ratio D corresponding to the command value of the control signal CS 0 Excitation current i with a duty ratio according to the command value 0 Is output to the solenoid 128d of the duty control solenoid valve 128.
[0041]
Further, the drive circuit 31b is connected to the control signal CS output from the microcomputer 7. 1 The exciting current i of the current value that can excite the solenoid 120d of the electromagnetic switching valve 120 1 This is output to the solenoid 120d of the electromagnetic switching valve 120.
The calculation process performed by the microcomputer 8, that is, the control for enabling the hydraulic pressure supply device 16 to supply a predetermined hydraulic pressure is performed by, for example, the hydraulic switch 132 of the oil element 112 of the convergence pipe 110a by the calculation process (not shown). Downstream line pressure P L Oil temperature detected value S from the oil temperature sensor 130 in order to control the discharge pressure (oil amount) from the sub-pump 104 when it is detected that the oil pressure has dropped below the set value. Y Control signal S representing a rotational speed command value set in accordance with M Is calculated and supplied to the motor drive circuit 103 to control the rotational speed of the electric motor 102 and to output the line pressure P output from the hydraulic pressure supply device 16. L Is maintained at a predetermined pressure. Note that the clutch pressure P output from the pilot switching valve 126 by the hydraulic switch 134 when the detection signal of the high speed shift position sensor 86 is on. C Is detected as zero, it is determined that the pilot switching valve 126 is abnormal, and an alarm is issued.
[0042]
Here, in the storage device 7c of the microcomputer 7, a program and fixed data necessary for executing the processing of the arithmetic processing device 8b are stored in advance, and the processing result can be temporarily stored.
Among these, the fixed data includes storage tables corresponding to the control characteristics shown in FIGS. FIG. 8 shows the control characteristics of the transmission torque ΔT to the front wheels with respect to the front-rear wheel rotational speed difference ΔT. According to this, the driving force distribution increases the transmission torque ΔT non-linearly in accordance with the increase in the rotational speed difference ΔN. FIG. 9 shows the value of the transmission torque ΔT to the front wheels that linearly increases as the clutch pressure Pc of the switching valve 126 increases. FIG. 10 shows the excitation current i supplied to the solenoid 128d of the duty control solenoid valve 128. 0 The value of the clutch pressure Pc of the clutch pressure regulating valve 122 that increases in a parabolic manner in a nonlinear manner as the duty ratio D increases is shown.
[0043]
When the microcomputer 7 determines the transmission torque ΔT by referring to the storage table corresponding to FIG. 8 based on the rotational speed difference ΔN between the front and rear wheels, the storage tables corresponding to FIGS. 9 and 10 are sequentially stored. Referring to the figure, the value of the duty ratio D that the controller 18 must output is calculated backward. And D shown in FIG. 1 ~ D 2 Clutch pressure P according to the duty ratio 1 ~ P 2 Is supplied to the friction clutch 66, the torque distribution ratio on the front and rear wheels side according to the fastening force of the friction clutch 66 continues from rear wheel: front wheel = 100%: 0 to rear wheel: front wheel = 50%: 50%. Changed. The duty ratio is D 1 When it is below, the clutch pressure P C Is generated and the friction plate 66b of the friction clutch 66 and the friction disk 66d are pressed against each other, but the driving force is not transmitted.
[0044]
Then, the hydraulic pressure supply control by the microcomputer 7 is executed according to the reference calculation process shown in the flowchart of FIG.
The basic calculation process of the hydraulic pressure supply control will be briefly described. The calculation process of FIG. 11 is executed by a timer interruption every predetermined time (for example, ΔT = 20 msec). First, in step S1, the shift position of the automatic transmission 20 is set. The switch signal S of the inhibitor switch 91 for detecting W Then, the process proceeds to step S2, and the switch signal S W It is determined whether or not is in an on state. At this time, the switch signal S W Is in the ON state, the shift lever is shifted to the parking range P or the neutral range N, the output shaft of the automatic transmission 20 is not rotating, and the transfer speed selection lever 64i may be operated. The control signal CS for the electromagnetic switching valve 120 is shifted to step S3. 1 And control signal CS for duty control solenoid valve 128 0 Is turned off and then returned to the main program, and the switch signal S W When is in the OFF state, it is determined that there is no possibility that the transfer speed selection lever 64i is operated, and the process proceeds to step S4.
[0045]
In step S4, the mode signal D input from the 2-4WD mode sensor 90 is displayed. n Then, the process proceeds to step S5 to determine whether or not the four-wheel drive mode is selected. If it is determined that the two-wheel drive mode is selected, the process proceeds to step S3 and the electromagnetic switching valve 120 is controlled. Control signal CS 1 To return to the main program.
[0046]
If it is determined that the four-wheel drive mode is selected, the process proceeds to step S6, and the detection signal S input from the high speed shift position sensor 86 is detected. H Is read.
Next, the routine proceeds to step S7, where it is determined whether or not the shift sleeve 64b has moved to the high speed shift position H. If it is determined that the shift sleeve 64b has not moved to the high speed shift position H, it is not necessary to control the friction clutch 66. , The control signal CS for the electromagnetic switching valve 120 is transferred to step S3 described above. 1 Is turned off and then the process returns to the main program, and if it is determined that the high-speed shift position H has been moved, the process proceeds to step S8, where the control signal CS for the electromagnetic switching valve 120 is 1 Is turned on, and then the routine proceeds to step S9, where the rotational speed detection value N of the front wheel side rotational speed sensor 86 and the rear wheel side rotational speed sensor 88 is detected. F And N R Then, the process proceeds to step S10, where the rear wheel speed N R To front wheel speed N F The rotation speed difference ΔN (= N R -N F ) And then the process proceeds to step S11.
[0047]
In this step S11, the front wheel side torque distribution ΔT corresponding to the rotation speed difference ΔN is calculated by sequentially referring to the storage tables of FIGS. 8 to 10 based on the rotation speed difference ΔN, and this front wheel side torque distribution ΔT. Based on the clutch pressure P of the friction clutch 66 C And finally, this clutch pressure P C D corresponding to 0 ~ D 1 , And then shifts to step S12 to control the control signal CS of the command value corresponding to the determined duty ratio D 0 Is output to the drive circuit 31a, and then the process returns to the main program.
[0048]
In the process of FIG. 11, the processes of steps S1 to S3 correspond to the clutch engagement force suppressing means, the processes of steps S7 to S12, the electromagnetic switching valve 120, the clutch pressure adjusting valve 122, the secondary side pressure constant pressure reducing valve 124, The pilot switching valve 126 and the duty control electromagnetic valve 128 correspond to the clutch control means.
Next, the operation of the above embodiment will be described.
[0049]
It is assumed that the vehicle is now stopped, the shift lever of the automatic transmission 20 is in the parking range position, the sub-transmission lever is in the 2H range, and the engine 10 is stopped. In this state, when the ignition switch is turned on and the engine 10 is started, the controller 18 is powered on and predetermined microcomputer 7 and 8 start predetermined calculation processing.
[0050]
At this time, the vehicle is stopped, the shift lever is in the parking range position, and the driving force of the engine 10 is not transmitted to the output shaft of the automatic transmission 20, but the input shaft 42 of the transfer 22 connected thereto. Since the rotation of the first output shaft is stopped, the driving of the main pump 100 of the hydraulic pressure supply device 16 is stopped, and the line pressure P of the converging pipe 110a is stopped. L Is substantially zero, so that the hydraulic switch 132 is in the ON state, and its switch signal S 1 Is input to the microcomputer 8, and the microcomputer 8 detects the oil temperature detection value S of the oil temperature sensor 130. Y , The rotational speed of the electric motor 102 is determined, and the motor drive control signal S corresponding thereto is determined. M Is output to the motor drive circuit 103. For this reason, the electric motor 102 is rotationally driven by the motor driving circuit 103 at a set rotational speed, whereby the sub pump 104 is rotationally driven to discharge a predetermined pressure of hydraulic oil, which is converged through the check valve 108d. 110a, so that the line pressure P L Is boosted. And the line pressure P L When the pressure reaches the set pressure, the hydraulic switch 132 is turned off, and the rotation drive of the electric motor 102 is stopped accordingly.
[0051]
On the other hand, in the microcomputer 7, the process of FIG. 11 is executed. However, since the shift lever is in the parking range position and the inhibitor switch 91 is in the ON state, the process proceeds from step S2 to step S3, and the electromagnetic Control signal CS for solenoid 120d of switching valve 120 1 And control signal CS for duty control solenoid valve 128 0 Is controlled to the off state. For this reason, the electromagnetic switching valve 120 maintains the normal position shown in FIG. A Blocked and output port 120 B Drain port 120 D Therefore, the pilot control pressure for the pilot switching valve 126 is substantially atmospheric pressure. Therefore, the pilot switching valve 126 also maintains its normal position shown in FIG. A Is blocked and output port 126 B And drain port 126 D And the clutch pressure P supplied to the friction clutch 66. C Is at atmospheric pressure. Further, the duty control solenoid valve 128 also maintains the normal position 128 shown in FIG. 5, and the pilot control pressure output from the duty control solenoid valve 128 is also atmospheric pressure, so that it is output from the clutch pressure adjustment valve 122. Clutch control pressure P C Is also zero. For this reason, the friction clutch 66 is maintained in a non-engaged state, and the power transmission path between the first output shaft 44 and the first sprocket 68 is interrupted, so that the two-wheel drive state of only the rear wheels is maintained. To do.
[0052]
As described above, in the parked state at the parking range position, the first output shaft and the first sprocket 68 are disconnected from each other, so that relative rotation can be permitted between the two. Therefore, in this state, when the transfer operation lever 64i is shifted from the high speed shift position to the low speed shift position, the shift sleeve 64b is moved to the right via the link mechanism 64h, the control rod 64g and the fork 64f as the operation lever 64i is shifted. First, spline hole 64b 1 Is engaged with a four-wheel drive gear 80 formed on the first sprocket 68, and then the flange 64a. 2 External teeth 64b formed on 2 Meshes with a low speed shift gear 64d formed on the pinion carrier 62d of the subtransmission mechanism 62 and is shifted to a low speed position. At this time, as described above, since the first output shaft 44 to which the shift sleeve 64b is spline-coupled and the first sprocket 68 on which the four-wheel drive gear 80 is formed can be relatively rotated, the spline hole 64b. 1 And the four-wheel drive gear 80 can be easily engaged with the dog clutch and the external teeth 64b. 2 And the low speed shift gear 64d, since the driving force is not transmitted to the output shaft of the automatic transmission 20, the pinion carrier 62d freely rotates through the input shaft 42, the sun gear 62a, and the pinion 62c. Because it is possible, external teeth 64b 1 And the low-speed shift gear 64d can be easily engaged.
[0053]
Then, for example, when driving on a good road, with the sub-transmission lever maintained in the 2H range, select the D range with the shift lever, release the brake, and depress the accelerator pedal. You can start. At this time, when the process of FIG. 11 is executed, the process proceeds from step S2 to step S4, and the 2-4WD mode sensor 90 is in the ON state indicating the 2WD mode, so the process proceeds from step S5 to step S3. The control signal CS for the electromagnetic switching valve 120 1 Of the clutch pressure P against the friction clutch 66. C Continues the atmospheric pressure state, and the friction clutch 66 continues the disengaged state. On the other hand, since the auxiliary transmission lever is in the 2H range, the high / low speed switching mechanism 64 of the auxiliary transmission mechanism 62 is, as described above, the spline hole 64b of the shift sleeve 64b. 1 Meshes with the high speed shift gear 64c formed on the input shaft 42 and continues to be in the high speed position H. Therefore, when the driving force is transmitted from the automatic transmission 20 to the input shaft 42 of the transfer 22, The force is transmitted as it is to the first output shaft 44 via the shift sleeve 64b, and is transmitted to the left and right rear wheels 12RL and 12RR via the propeller shaft 30, the rear differential gear 32 and the drive shaft 34, and these left and right rear wheels 12RL and 12RR. Rotates to allow the vehicle to travel forward.
[0054]
As described above, when the vehicle starts traveling, the first output shaft 44 is rotationally driven, so that the main pump 100 mechanically connected thereto is rotationally driven, and hydraulic oil is discharged from the main pump 100. Thus, the line pressure P is supplied to the converging pipe 110a through the check valve 106d as the line pressure. L When the pressure is maintained at the set pressure, the hydraulic switch 132 is turned off, and the drive of the electric motor 102 by the microcomputer 8 is stopped.
[0055]
On the other hand, when traveling on a low friction coefficient road such as an off road, a snowy road, or a frozen road, the sub-transmission lever is switched from the 2H range to the 4H range. The sub-transmission lever can be switched from the 2H range to the 4H range, not only when the vehicle is stopped, but also when the vehicle is traveling, for example, when the vehicle is traveling at a low speed of 40 km / h or less.
[0056]
When the sub-transmission lever is switched to the 4H range, the mode signal of the 2-4WD mode sensor 90 is set to the four-wheel drive mode, so that when the processing of FIG. 11 is executed, the process proceeds from step S5 to step S6. The detection signal S of the high speed shift position sensor 86 H Is read, the control signal CS for the electromagnetic switching valve 120 is transferred from step S7 to step S8. 1 Is turned on. For this reason, when the electromagnetic switching valve 120 is switched from the normal position 120b to the operating position 120c, the line pressure P L Is directly supplied to the pilot switching valve 126 as a pilot control pressure, whereby the pilot switching valve 126 is switched from the normal position 126b to the operating position 126c, and the clutch control pressure P output from the clutch pressure adjusting valve 122 is supplied. C Can be supplied to the friction clutch 66.
[0057]
Next, in step S9, the rotational speed detection value N of the front wheel side rotational speed sensor 96 and the rear wheel side rotational speed sensor 98 is detected. F And N R Then, the process proceeds to step S10 to calculate the front-rear wheel rotational speed difference ΔN, and based on this rotational speed difference ΔN, the control signal CS for the duty control valve 128 in step S11. 0 And a control signal CS having a command value corresponding to the duty ratio D. 0 Is output to the drive circuit 31a. For this reason, the excitation current i with the duty ratio D is output from the drive circuit 31a. 0 Is supplied to the duty control solenoid valve 128, the pilot control pressure corresponding to the duty ratio D is output from the duty control solenoid valve 128 to the clutch pressure adjustment valve 122, and the pilot control pressure is changed from the clutch pressure adjustment valve 122 to the pilot control pressure. Corresponding clutch control pressure P C Is output to the friction clutch 66 via the pilot switching valve 126, and the clutch engagement force of the friction clutch 66 is controlled.
[0058]
Therefore, when the front-rear wheel rotational speed difference ΔN is small, the duty ratio D is close to zero, and the excitation current i output from the drive circuit 31a. 0 Therefore, the pilot control pressure output from the duty control solenoid valve 128 is also close to zero and output from the clutch pressure adjustment valve 122. Clutch pressure P C As a result, the clutch engagement force of the friction clutch 66 is controlled to be small. For this reason, the driving force transmitted from the first output shaft 44 to the first sprocket 68 from the first output shaft 44 via the friction clutch 66 becomes almost zero, and the driving force is not transmitted to the front wheels, and the rear two wheels are driven. From this state, the duty ratio D increases as the front-rear wheel rotational speed difference ΔN increases, and the clutch pressure P output from the clutch pressure adjustment valve 122 is increased accordingly. C As a result, the clutch engagement force of the friction clutch 66 increases, and the friction clutch 66, the first sprocket 68, the chain 72, the second sprocket 70, the second output shaft 54, the front wheel side output shaft 24, the front differential gear. The left and right front wheels 12FL, 12FR are rotationally driven through the drive shaft 26 and the drive shaft 28 to be in a four-wheel drive state. Eventually, the front-rear wheel driving force distribution ratio is changed from 0: 100 to 50:50 according to the front-rear wheel rotational speed difference ΔN, and a good running state can be ensured.
[0059]
By the way, when the stack is generated in the traveling state in which the 4H range is selected with the sub-transmission lever, or when traveling on sandy soil or the like where the stack is likely to be generated, the sub-transmission lever needs to be switched to the 4L range. In this case, the vehicle is stopped and the shift lever is shifted to the N range, for example. As described above, when the shift lever is shifted to the N range, the inhibitor switch 91 is turned on, so that when the microcomputer 7 executes the process of FIG. Control signal CS for valve 120 1 And control signal CS for duty control solenoid valve 128 0 Is turned off. For this reason, the excitation current i is supplied from the drive circuit 31b. 1 Thus, the electromagnetic switching valve 120 is returned from the operating position 120c to the normal position 120b by the return spring 120a, whereby the pilot control pressure becomes atmospheric pressure, so that the pilot switching valve 126 is moved by the return spring 126a. The clutch control pressure P output from the clutch pressure adjustment valve 122 is restored from the operating position 126c to the normal position 126b and the pilot control pressure output from the duty control solenoid valve 128 is reduced to the atmospheric pressure. C Is stepped down to zero. Therefore, the clutch pressure P supplied to the friction clutch 66 C Is immediately reduced to atmospheric pressure. For this reason, the friction clutch 66 returns to the non-engaged state, and the first output shaft 44 and the first sprocket 68 can be rotated relative to each other. As described above, the spline hole 64b of the shift sleeve 64b. 1 Can be easily engaged with the high speed shift gear 80 of the first sprocket 68, and the shift sleeve 64b can be easily slid from the high speed position H to the low speed position L.
[0060]
In the state where the 4L range is selected by the sub-transmission lever, the driving force of the output shaft of the automatic transmission 20 is decelerated by the sub-transmission mechanism 62 via the input shaft 42 of the transfer 22, and the decelerated driving force is Low-speed shift gear 64d formed on the pinion carrier 62d, external teeth 64b of the shift sleeve 64b 2 Is transmitted to the shift sleeve 64b, and is transmitted from the shift sleeve 64b to the first output shaft 44 splined to the shift sleeve 64b. 1 Is transmitted to the second output shaft 54 via the first sprocket 68, the chain 72, and the second sprocket 70 via the four-wheel drive gear 80 meshed with the second drive shaft, and the driving force transmitted to the input shaft 42 is forcibly It is distributed to the 1 output shaft 44 and the 2nd output shaft 54, and will be in a four-wheel drive state.
[0061]
At this time, when the shift sleeve 64b is shifted to the low speed position L, the detection signal of the high speed shift position sensor 88 is turned off, and when the processing of FIG. 11 is executed by the microcomputer 7, the process proceeds from step S7 to step S3. By doing so, the control signal CS for the electromagnetic switching valve 120 is 1 And control signal CS for duty control solenoid valve 128 0 Is kept off, and the clutch pressure P for the friction clutch 66 is maintained. C The state where the supply of power is stopped is maintained.
[0062]
In the above embodiment, the case where the automatic transmission 20 is applied has been described. However, the present invention is not limited to this, and when the manual transmission is applied, the vehicle stops the rotation stop on the output side. It can be detected that the state, that is, the vehicle speed is zero and the shift lever is in the neutral position or the clutch is disengaged, and the steps S1 and S2 in the processing of FIG. 11 are changed correspondingly. do it.
[0063]
In the above embodiment, the case where the rotation stop of the output shaft of the transmission is indirectly detected has been described. However, the present invention is not limited to this, and the rotation speed detection value N of the rear wheel side rotation speed sensor 96 is not limited thereto. R The rotation stop of the transmission output shaft may be directly detected.
Furthermore, in the above embodiment, the switch signal S of the inhibitor switch 91 is W Control signal CS for the electromagnetic switching valve 120 when the automatic transmission 20 is detected to stop rotating. 1 The clutch pressure P to be supplied to the friction clutch 66 by switching the pilot switching valve 126 to the normal position. C However, the present invention is not limited to this, and the control signal CS for the duty control solenoid valve 128 is not limited to this. 0 Is turned off, and the clutch pressure P output from the clutch pressure adjusting valve 122 C May be controlled to zero or a value close to zero so that the driving force is not transmitted by the friction clutch 66.
[0064]
Furthermore, in the above embodiment, the case where the high / low speed switching mechanism 64 of the auxiliary transmission mechanism 62 is mechanically operated by the auxiliary transmission lever has been described. A mode selection switch having a switching contact corresponding to the 2H range, 4H range, and 4L range is provided, and an electric motor for slidingly driving the shift sleeve 64b is provided, and electric operation is performed corresponding to the mode selected by the mode selection switch. It is also possible to slide the shift sleeve by driving the motor.
[0065]
In the above embodiment, the case where the duty control electromagnetic valve 128 is applied to form the pilot control pressure of the clutch pressure regulating valve 122 has been described. However, the present invention is not limited to this, and the duty control electromagnetic valve 128 is not limited thereto. Instead of this, an electromagnetic proportional pressure control valve capable of adjusting the output pressure in accordance with the value of the excitation current supplied to the solenoid can be applied. In this case, the drive circuit 31a is constituted by a floating type constant voltage circuit, for example. Input control signal CS 0 Excitation current i with a current value corresponding to the voltage value of 0 May be configured to output.
[0066]
In the above embodiment, the case where the present invention is applied to a four-wheel drive vehicle based on a rear wheel drive vehicle has been described. However, the present invention is not limited to this, and the present invention is applied to a four-wheel drive vehicle based on a front wheel drive vehicle. You can also.
[0067]
【The invention's effect】
As described above, according to the first aspect of the present invention, 2 -4 wheel switching mechanism Is in a four-wheel drive state Switching Yeah The friction clutch engagement force is controlled by the clutch control means while maintaining the closed state. In this state, the rotation stop detection means detects the parking position or neutral range of the shift position of the automatic transmission, thereby indirectly detecting the rotation stop of the automatic transmission and stopping the rotation of the output shaft of the automatic transmission. When a condition is detected, Judging in advance that there is a possibility of switching the high / low speed of the auxiliary transmission. With clutch fastening force suppression means, Friction clutch for two-wheel / four-wheel switching mechanism Since it is configured to assist the coupling of the dog clutch by reducing the clutch fastening force of With the automatic transmission stopped When the auxiliary transmission is shifted from the high speed position to the low speed position to forcibly switch to the four-wheel drive state, the clutch engagement force of the friction clutch is weakened in advance to enable relative rotation between the first output shaft and the second output shaft. An effect is obtained that the dog clutch coupling operation can be easily and reliably performed.
Moreover, since the automatic transmission shift detection is detected by detecting that the shift position of the automatic transmission is in the parking range or neutral range, it is indirectly detected by existing detection means without providing new detection means. Thus, it is possible to detect the rotation stop of the automatic transmission.
[0068]
According to the invention of claim 2, 2 -4 wheel switching mechanism Is in a four-wheel drive state Switching Yeah The friction clutch engagement force is controlled by the clutch control means while maintaining the closed state. In this state, the rotation stop detection means indirectly detects the rotation stop of the manual transmission by detecting that the vehicle is stopped and the shift position of the manual transmission is in the neutral state or the clutch is in the disengaged state. When the rotation stop state of the output shaft of the manual transmission is detected, the clutch engagement force suppressing means reduces the clutch engagement force of the clutch control means to assist the engagement of the dog clutch. , With the output shaft of the manual transmission stopped When the auxiliary transmission is shifted from the high speed position to the low speed position to forcibly switch to the four-wheel drive state, the clutch engagement force of the friction clutch is weakened in advance to enable relative rotation between the first output shaft and the second output shaft. An effect is obtained that the dog clutch coupling operation can be easily and reliably performed.
Moreover, manual shifting is performed by detecting that the vehicle is stopped and the shift position of the manual transmission is in the neutral state or the clutch is in the disengaged state Machine Rotation stop Detect As a result, it is possible to indirectly detect rotation stop of the manual transmission easily.
[0070]
More In addition, Claim 3 According to the described invention, claim 1 Or 2 In addition to the effects of the invention described in (1), when the stop of the output shaft of the transmission is detected by the rotation stop detecting means, the engagement force of the friction clutch is made zero, so that the first output shaft and the second output shaft Relative rotation can be reliably allowed, the dog clutch can be engaged with a light operating force, and the operability can be further improved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a basic configuration diagram showing a schematic configuration of the present invention.
FIG. 2 is a configuration diagram showing an outline of a four-wheel drive vehicle according to the present invention.
FIG. 3 is a diagram showing an internal structure of a transfer according to the present invention.
FIG. 4 is a view showing a sliding operation of a shift sleeve of the auxiliary transmission mechanism according to the present invention.
FIG. 5 is a circuit diagram showing a hydraulic pressure supply device according to the present invention.
FIG. 6 is a view showing a switching valve used in the hydraulic pressure supply device according to the present invention.
FIG. 7 is a block diagram showing control means according to the present invention.
FIG. 8 is a control characteristic graph of torque transmitted to the front wheels with respect to front and rear wheel rotational speed differences.
FIG. 9 is a control characteristic graph of torque transmitted to the front wheels that changes in accordance with changes in clutch pressure supplied from the hydraulic pressure supply device.
FIG. 10 is a control characteristic graph of a clutch pressure that changes according to a command current value.
FIG. 11 is a flowchart showing a hydraulic pressure control process of the control means according to the present invention.
FIG. 12 is a schematic view showing conventional dog teeth that are opposed to each other while rotating when the sub-transmission is in a low speed position.
FIG. 13 is a schematic diagram showing dog teeth meshing with each other when the auxiliary transmission is in a high speed position.
FIG. 14 is a schematic diagram showing a state in which one dog tooth is opposed to the other dog tooth when the auxiliary transmission is switched from the high speed position to the low speed position.
[Explanation of symbols]
16 Hydraulic supply device
18 Controller
42 Input shaft
44 First output shaft
54 Second output shaft
58 Sub-transmission
64b Shift sleeve (mesh clutch)
60 2-wheel to 4-wheel drive switching mechanism
64b 1 Spline hole (dog clutch)
64c Gear for high speed shift
64d Gear for low speed shift
66 Friction clutch
80 Four-wheel drive gear
91 Inhibitor switch (rotation stop detection means)
96 Front wheel speed sensor
98 Rear wheel speed sensor
120 Solenoid switching valve
122 Clutch pressure adjustment valve
124 Secondary pressure constant pressure reducing valve
126 Pilot switching valve
128 Duty control solenoid valve

Claims (3)

自動変速機から入力軸に入力される駆動力を噛み合いクラッチにより高低速切換えして第１出力軸へ伝達する副変速機と、前記第１出力軸に伝達された駆動力をクラッチ圧を制御可能な摩擦クラッチを介して第２出力軸に伝達する２輪−４輪切換機構と、車両を停車状態として前記副変速機で低速位置を選択したときに前記第１出力軸を前記第２出力軸に強制的に結合させるドグクラッチと、車両の走行状態を検知する走行状態検知手段と、該走行状態検知手段の走行状態検出値に基づき前記摩擦クラッチのクラッチ締結力を制御するクラッチ制御手段とを備えた車両のトランスファ装置において、
前記自動変速機のシフト位置がパーキングレンジ又はニュートラルレンジであることを検出して当該自動変速機の出力軸回転の停止状態を検出する回転停止検出手段と、前記２輪−４輪切換機構が４輪駆動状態に切換えられた状態を継続して前記クラッチ制御手段により摩擦クラッチ締結力を制御している状態で、前記回転停止検出手段で自動変速機の出力軸の回転停止を検出したときに、前記ドグクラッチの結合を助成するために、当該クラッチ制御手段によるクラッチ締結力を低下させるクラッチ締結力抑制手段とを備えたことを特徴とする車両のトランスファ装置。A sub-transmission that transmits the driving force input to the input shaft from the automatic transmission to the first output shaft by switching between high and low speed by a clutch, and the clutch pressure can be controlled for the driving force transmitted to the first output shaft. A two-wheel / four-wheel switching mechanism for transmitting to the second output shaft via a friction clutch, and the first output shaft as the second output shaft when the vehicle is stopped and the low speed position is selected by the auxiliary transmission. A dog clutch forcibly coupled to the vehicle, a running state detecting means for detecting the running state of the vehicle, and a clutch control means for controlling the clutch engagement force of the friction clutch based on the running state detection value of the running state detecting means. In a vehicle transfer device,
Rotation stop detection means for detecting that the shift position of the automatic transmission is in a parking range or neutral range and detecting a stop state of the output shaft rotation of the automatic transmission; and the two-wheel / four-wheel switching mechanism includes four When the rotation stop detection means detects the rotation stop of the output shaft of the automatic transmission in a state where the friction clutch fastening force is controlled by the clutch control means while continuing the state switched to the wheel drive state, A transfer device for a vehicle, comprising: a clutch fastening force suppressing means for reducing a clutch fastening force by the clutch control means in order to assist the coupling of the dog clutch. 手動変速機から入力軸に入力される駆動力を噛み合いクラッチにより高低速切換えして第１出力軸へ伝達する副変速機と、前記第１出力軸に伝達された駆動力をクラッチ圧を制御可能な摩擦クラッチを介して第２出力軸に伝達する２輪−４輪切換機構と、車両を停車状態として前記副変速機で低速位置を選択したときに前記第１出力軸を前記第２出力軸に強制的に結合させるドグクラッチと、車両の走行状態を検知する走行状態検知手段と、該走行状態検知手段の走行状態検出値に基づき前記摩擦クラッチのクラッチ締結力を制御するクラッチ制御手段とを備えた車両のトランスファ装置において、
停車中で且つ前記手動変速機のシフト位置がニュートラル状態又はクラッチが遮断状態であることを検出して当該手動変速機の出力軸回転の停止状態を検出する回転停止検出手段と、前記２輪−４輪切換機構が４輪駆動状態に切換えられた状態を継続して前記クラッチ制御手段により摩擦クラッチ締結力を制御している状態で、前記回転停止検出手段で手動変速機の出力軸の回転停止を検出したときに、前記ドグクラッチの結合を助成するために、前記クラッチ制御手段によるクラッチ締結力を低下させるクラッチ締結力抑制手段とを備えたことを特徴とする車両のトランスファ装置。A sub-transmission that transmits the driving force input to the input shaft from the manual transmission to the first output shaft by switching between high and low speed by a clutch, and the clutch pressure can be controlled for the driving force transmitted to the first output shaft. A two-wheel / four-wheel switching mechanism for transmitting to the second output shaft via a friction clutch, and the first output shaft as the second output shaft when the vehicle is stopped and the low speed position is selected by the auxiliary transmission. A dog clutch forcibly coupled to the vehicle, a running state detecting means for detecting the running state of the vehicle, and a clutch control means for controlling the clutch engagement force of the friction clutch based on the running state detection value of the running state detecting means. In a vehicle transfer device,
A rotation stop detecting means for detecting a stop state of the output shaft rotation of the manual transmission by detecting that the vehicle is stopped and the shift position of the manual transmission is in the neutral state or the clutch is disengaged; The rotation stop of the output shaft of the manual transmission is stopped by the rotation stop detecting means while the four-wheel switching mechanism is continuously switched to the four-wheel drive state and the friction clutch engaging force is controlled by the clutch control means. And a clutch fastening force suppressing means for reducing a clutch fastening force by the clutch control means in order to assist the engagement of the dog clutch when the clutch is detected. 前記クラッチ締結力抑制手段は、回転停止検出手段で変速機の出力軸の停止を検出したときにクラッチ締結力を零に設定することを特徴とする請求項１又は２に記載の車両のトランスファ装置。3. The vehicle transfer device according to claim 1, wherein the clutch engagement force suppression unit sets the clutch engagement force to zero when the rotation stop detection unit detects a stop of the output shaft of the transmission. 4. .
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