JPH01204826A - Driving force distribution control device for four-wheel-drive vehicle - Google Patents
Driving force distribution control device for four-wheel-drive vehicleInfo
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- Arrangement And Driving Of Transmission Devices (AREA)
Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
〔産業上の利用分野〕
この発明は、前後輪への駆動力配分比を制御可能なトラ
ンスファを備えてなる四輪駆動車の駆動力配分制御装置
に関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION [Field of Industrial Application] The present invention relates to a driving force distribution control device for a four-wheel drive vehicle, which includes a transfer capable of controlling the driving force distribution ratio between front and rear wheels.
〔従来の技術］
従来、四輪駆動車の駆動力配分制御装置としては、例え
ば本出願人によって提案されている特開昭６１−１５７
４３７号公報記載のものが知られている。[Prior Art] Conventionally, as a driving force distribution control device for a four-wheel drive vehicle, for example, Japanese Patent Laid-Open No. 61-157 proposed by the present applicant
The one described in Publication No. 437 is known.
この従来装置では、前後輪の駆動力伝達系に個別に設け
た回転センサからの回転信号を入力し、前後輪の駆動力
伝達系の回転数差を演算し、その回転数差が大きくなる
に従って、回転数の小さい方の車輪への駆動力配分量を
増加させるようにしている。This conventional device inputs rotation signals from rotation sensors installed individually in the front and rear wheel drive power transmission systems, calculates the rotation speed difference between the front and rear wheel drive power transmission systems, and as the rotation speed difference increases, , the amount of driving force distributed to the wheel with the lower rotation speed is increased.
すなわち、エンジンからの駆動力を前後輪に配分して伝
達するトランスファに、湿式多板クラ・ノチを備えてお
り、この湿式多板クラッチにオイルポンプからの圧力油
を電磁比例制御型のリリーフ弁で圧力調整して供給する
ことにより、クラッチの締結力を制御して前後輪の駆動
力配分を制御する。そして、リリーフ弁は、その設定圧
力が前後輪の回転数を検出する回転センサからの回転数
検出値が入力されたコントロールユニットからの駆動電
流によって制御される。In other words, the transfer that distributes and transmits the driving force from the engine to the front and rear wheels is equipped with a wet type multi-disc clutch, and an electromagnetic proportional control type relief valve is used to supply pressure oil from the oil pump to this wet type multi-disc clutch. By adjusting the pressure and supplying it, the clutch engagement force is controlled and the drive force distribution between the front and rear wheels is controlled. The set pressure of the relief valve is controlled by a drive current from a control unit into which a rotation speed detection value from a rotation sensor that detects the rotation speed of the front and rear wheels is input.
而して、回転センサで検出される前輪側及び後輪側の回
転数差が略零である通常状態では、クラッチの締結力を
零として例えば後輪駆動状態とし、この状態から後輪側
の回転数が上昇して回転数差が生じる状態となると、オ
イルポンプから供給される油圧によりクラッチ締結力を
高めることによって、前輪にトルク伝達を行って４輪駆
動状態に移行する。In a normal state in which the difference in rotational speed between the front wheels and the rear wheels detected by the rotation sensor is approximately zero, the clutch engagement force is set to zero to set the rear wheel drive state, and from this state the rear wheel drive state is set to zero. When the rotational speed increases and a rotational speed difference occurs, the clutch engagement force is increased by hydraulic pressure supplied from the oil pump, thereby transmitting torque to the front wheels and shifting to a four-wheel drive state.
しかしながら、上記従来の四輪駆動車の駆動力配分制御
装置にあっては、前後輪のトルク配分を行う湿式多板ク
ラッチの締結力を、リリーフ弁で圧力調整した油圧によ
って制御するようにしており、オイルポンプと湿式多板
クラッチとが油圧配管によって直結されているので、例
えば車両が雪道、凍結路、降雨路等の低摩擦係数路面を
四輪駆動状態で走行している状態で、例えばオイルポン
プと湿式多板クラッチとの間の油路が破損して油漏れが
生じ、湿式多板クラッチに供給する油圧が急激に低下し
たときには、これに応じてクラッチの締結力も急激に低
下する。このように、クラッチの締結力が急激に低下す
ると、前輪側への駆動力配分量が急激に減少し、四駆動
状態から二輪駆動状態に復旧するので、トランスファを
介して駆動される後輪側でスリップを生じて車両の操縦
安定性が阻害されるという未解決の問題転があった。However, in the above-mentioned conventional drive force distribution control device for four-wheel drive vehicles, the engagement force of the wet multi-disc clutch that distributes torque between the front and rear wheels is controlled by hydraulic pressure adjusted by a relief valve. Since the oil pump and the wet multi-disc clutch are directly connected by hydraulic piping, for example, when the vehicle is driving in four-wheel drive on a road surface with a low coefficient of friction such as a snowy road, frozen road, or rainy road, When the oil passage between the oil pump and the wet multi-disc clutch is damaged and oil leaks, and the oil pressure supplied to the wet multi-disc clutch suddenly decreases, the clutch engagement force also sharply decreases accordingly. In this way, when the clutch engagement force suddenly decreases, the amount of driving force distributed to the front wheels decreases rapidly, and the four-wheel drive state returns to the two-wheel drive state, so the rear wheels driven via the transfer There was an unresolved problem that slippage occurred in the vehicle and impaired the steering stability of the vehicle.
この発明は、このような未解決の課題に着目してなされ
たものであり、流体圧源と、可変トルククラッチ及び流
体圧源間に介装された圧力制御弁との間の流体路におけ
る油圧が何らかの原因により低下しても、四輪駆動状態
から急激に二輪駆動状態に戻るおそれのない四輪駆動車
の駆動力配分制御装置を提供することを目的としている
。This invention was made with attention to such an unresolved problem, and is aimed at improving hydraulic pressure in a fluid path between a fluid pressure source and a pressure control valve interposed between a variable torque clutch and a fluid pressure source. It is an object of the present invention to provide a driving force distribution control device for a four-wheel drive vehicle that does not cause a sudden return from a four-wheel drive state to a two-wheel drive state even if the four-wheel drive state decreases for some reason.
上記目的を達成するため、この発明では、第１図の基本
構成図に示すように、回転駆動源から伝達される駆動力
を流体圧制御される可変トルククラッチによって前後輪
に配分伝達するトランスファと、車両の走行状況に応じ
て、前記可変トルククラッチの締結力指令値を算出し、
当該締結力指令値に基づいて前記可変トルククラッチに
供給する流体圧を制御するクラッチ制御手段とを備えた
四輪駆動車の駆動力配分制御装置において、前記クラッ
チ制御手段における流体圧源及び可変トルククラッチ間
に介装した前記締結力指令値に応じて制御される圧力制
御弁と、前記流体圧源及び圧力制御弁間の流体圧が所定
設定圧以下となったことを検出する流体圧検出手段と、
該流体圧検出手段で流体圧が流体圧設定値以下であるこ
とを検出したときに、前記クラッチ制御手段における締
結力指令値の変更を禁止又は減少側への変更のみを許容
する指令値変更抑制手段とを備えたことを特徴としてい
る。In order to achieve the above object, the present invention utilizes a transfer system that distributes and transmits the driving force transmitted from a rotary drive source to the front and rear wheels using a variable torque clutch that is controlled by fluid pressure, as shown in the basic configuration diagram of FIG. , calculating the engagement force command value of the variable torque clutch according to the driving situation of the vehicle;
A driving force distribution control device for a four-wheel drive vehicle, comprising a clutch control means for controlling fluid pressure supplied to the variable torque clutch based on the engagement force command value, a fluid pressure source and a variable torque in the clutch control means. a pressure control valve that is interposed between the clutches and is controlled according to the engagement force command value; and a fluid pressure detection means that detects that the fluid pressure between the fluid pressure source and the pressure control valve has become equal to or less than a predetermined set pressure. and,
When the fluid pressure detecting means detects that the fluid pressure is equal to or lower than the fluid pressure setting value, the clutch control means prohibits a change in the engagement force command value or only allows a change to the decreasing side. It is characterized by having the means.
この発明においては、流体圧源と圧力制御弁との間の流
体路の流体圧が正常であるときには、流体圧検出手段で
正常状態と検出されるので、指令値変更抑制手段は作動
されず、圧力制御弁がクラッチ制御手段からの車両の走
行状況に応じた締結力指令値によって制御されて、トラ
ンスファに備えた可変トルククラッチの締結力が最適値
に制御される。この状態から流体圧源と圧力制御弁との
間の流体路に破損が生じてその流体圧が急激に減少して
流体圧設定値以下となると、これが流体圧検出手段で検
出され、この検出結果に基づいて指令値変更抑制手段が
作動されてクラッチ制御手段の締結力指令値の変更を禁
止して直前の締結力指令値を保持するか、又は締結力減
少側への変更のみを許容する。これにより、流体圧源か
ら圧力制御弁に至る流体圧が低下しても、圧力制御弁で
二次側即ち可変トルククラッチ側の制御圧が維持され、
クラッチ締結力が保持される結果、四輪駆動状態から二
輪駆動状態に急変することを防止する。In this invention, when the fluid pressure in the fluid path between the fluid pressure source and the pressure control valve is normal, the fluid pressure detection means detects the normal state, so the command value change suppression means is not activated. The pressure control valve is controlled by a fastening force command value from the clutch control means that corresponds to the running condition of the vehicle, and the fastening force of the variable torque clutch prepared for the transfer is controlled to an optimum value. In this state, if damage occurs in the fluid path between the fluid pressure source and the pressure control valve and the fluid pressure rapidly decreases to below the fluid pressure setting value, this will be detected by the fluid pressure detection means, and the detection result will be Based on this, the command value change suppressing means is activated and prohibits the clutch control means from changing the engaging force command value to maintain the immediately previous engaging force command value, or only allows a change to the side where the engaging force is decreased. As a result, even if the fluid pressure from the fluid pressure source to the pressure control valve decreases, the pressure control valve maintains the control pressure on the secondary side, that is, the variable torque clutch side.
As a result of the clutch engagement force being maintained, a sudden change from a four-wheel drive state to a two-wheel drive state is prevented.
以下、この発明の実施例を添付図面に基づいて説明する
。Embodiments of the present invention will be described below with reference to the accompanying drawings.
第２図〜第８図は、この発明の一実施例を示す図である
。本実施例では、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に適用
した場合について説明する。FIGS. 2 to 8 are diagrams showing an embodiment of the present invention. In this embodiment, a case where the present invention is applied to a part-time four-wheel drive vehicle based on an FR (front engine, rear drive) system will be described.
第２図は、この発明の一実施例の概略構成を示す構成図
である。第２図において、ｌは回転駆動源としてのエン
ジン、２ＦＬ〜２ＲＲは前人から後右側の車輪、３は車
輪２ＦＬ〜２ＲＲへの駆動力配分比を変更可能な駆動力
伝達系、４は駆動力伝達系３による駆動力配分を制御す
る駆動力配分制御装置を示す。FIG. 2 is a block diagram showing a schematic structure of an embodiment of the present invention. In Fig. 2, l is an engine as a rotational drive source, 2FL to 2RR are wheels on the rear right side from the front, 3 is a drive power transmission system that can change the driving force distribution ratio to wheels 2FL to 2RR, and 4 is a drive A driving force distribution control device that controls driving force distribution by the force transmission system 3 is shown.
駆動力伝達系３は、エンジン１からの駆動力を断続する
クラッチ１０と、このクラッチ１０の出力を選択された
歯車比で変速する変速機１２と、この変速機１２からの
駆動力を前輪２ＦＬ、 ＺＦＲ側および後輪（常駐動
輪） ２ＲＬ、 ２ＲＲ側に分割するトランスファ１
４とを有している。そして、駆動力伝達系３では、トラ
ンスファ１４で分割された前輪側駆動力が前輪側出力軸
１６、フロントデファレンシャルギヤ１８および前輪側
ドライブシャフト２０を介して、前輪２ＦＬ、 ２Ｆ
Ｈに伝達される。The driving force transmission system 3 includes a clutch 10 that connects and connects the driving force from the engine 1, a transmission 12 that changes the output of the clutch 10 at a selected gear ratio, and a transmission 12 that transfers the driving force from the transmission 12 to the front wheels 2FL. , Transfer 1 divided into ZFR side and rear wheels (resident driving wheels) 2RL and 2RR sides
4. In the driving force transmission system 3, the front wheel driving force divided by the transfer 14 is transmitted to the front wheels 2FL, 2F via the front wheel output shaft 16, front differential gear 18, and front wheel drive shaft 20.
transmitted to H.
一方、後輪側駆動力がプロペラシャフト（後輪側出力軸
）２２、リヤデファレンシャルギヤ２４及び後輪側ドラ
イブシャフト２６を介して、後輪２ＲＬ、 ２ＲＲに
伝達される。On the other hand, the rear wheel drive force is transmitted to the rear wheels 2RL and 2RR via a propeller shaft (rear wheel output shaft) 22, a rear differential gear 24, and a rear wheel drive shaft 26.
上記トランスファ１４は、第３図、第４図に示すように
構成されている。第３図は、上記第２図のトランスファ
の構成を示すための概略断面図、第４図は、第２図の実
施例におけるコントローラ５８を中心とするブロック図
である。第３図において、２８はトランスファケースを
示し、このトランスファケース２８内に変速機１２の出
力側に連結された入力軸３０が挿通され、この入力軸３
０は、ベアリング３１等によって回動自在に軸支されて
いる。また、入力軸３０の第３図における右端側はプロ
ペラシャフト２２に連結され、かつベアリング３２によ
って回動自在に軸支された出力軸３３に結合されている
。ここで、３０Ａは油路、３４は出力軸３３にスプライ
ン結合された継手フランジ、３５はオイルシール、３６
はスピードメータ用ピニオンである。The transfer 14 is constructed as shown in FIGS. 3 and 4. 3 is a schematic sectional view showing the configuration of the transfer shown in FIG. 2, and FIG. 4 is a block diagram mainly showing the controller 58 in the embodiment shown in FIG. 2. In FIG. 3, reference numeral 28 indicates a transfer case, and an input shaft 30 connected to the output side of the transmission 12 is inserted into the transfer case 28.
0 is rotatably supported by a bearing 31 or the like. The right end side of the input shaft 30 in FIG. 3 is connected to the propeller shaft 22 and to an output shaft 33 rotatably supported by a bearing 32. Here, 30A is an oil path, 34 is a joint flange splined to the output shaft 33, 35 is an oil seal, and 36
is a speedometer pinion.
一方、前記入力軸３０の中央部には、図示のごとく、前
後輪に対するトルク配分比を変更できる可変トルククラ
ッチとしての湿式多板クラッチ３７が設けられている。On the other hand, in the center of the input shaft 30, as shown in the figure, a wet multi-disc clutch 37 is provided as a variable torque clutch that can change the torque distribution ratio between the front and rear wheels.
このクラッチ３７は、入力軸３０にスプライン結合され
たクラッチドラム３７ａ、このクラッチドラム３７ａに
回転方向に係合させたフリクションプレート３７ｂと、
前記入力軸３０の外周部にニードルベアリング３８によ
って回転自在に軸支されたクラッチハブ３７ｃと、この
クラッチハブ３７ｃに回転方向を係合させたフリクショ
ンディスク３７ｄと、クラッチ３７の第３図における右
側に配置されたクラッチピストン３７ｅと、このクラッ
チピストン３７ｅとクラッチドラム３７ａとの間に形成
されたシリンダ室３７ｆとを備えている。またこのクラ
ッチ３７において、３７ｇはデイツシュプレート、３７
ｈはクラッチピストン３７ｅに対するリターンスプリン
グである。また、クラッチ３７は、第３図の左端側に図
示のように装着されたギヤトレンを介して前輪側にも連
結されている。すなわち、前記クラッチハブ３７ｃは、
ベアリング４０Ａ、４０Ｂによって回動自在な第１のギ
ヤ４１Ａにスプライン結合され、この第１のギヤ４１Ａ
は、ベアリング４２．４３によって回動自在な第２のギ
ヤ４１Ｂに噛合され、この第２のギヤ４１Ｂは、第３の
ギヤ４１Ｃを介して前述した前輪側出力軸１６に連結さ
れている（第４図参照）。The clutch 37 includes a clutch drum 37a spline-coupled to the input shaft 30, a friction plate 37b engaged with the clutch drum 37a in the rotational direction,
A clutch hub 37c rotatably supported on the outer periphery of the input shaft 30 by a needle bearing 38, a friction disk 37d that is rotationally engaged with the clutch hub 37c, and a friction disk 37d on the right side of the clutch 37 in FIG. It includes a clutch piston 37e and a cylinder chamber 37f formed between the clutch piston 37e and the clutch drum 37a. In addition, in this clutch 37, 37g is a date plate;
h is a return spring for the clutch piston 37e. Further, the clutch 37 is also connected to the front wheel side via a gear train mounted on the left end side in FIG. 3 as shown. That is, the clutch hub 37c is
The first gear 41A is spline-coupled to a rotatable first gear 41A by bearings 40A and 40B.
is meshed with a rotatable second gear 41B by bearings 42, 43, and this second gear 41B is connected to the above-mentioned front wheel side output shaft 16 via a third gear 41C. (See Figure 4).
前記トランスファケース２８の側面所定位置には、後述
するクラッチ制御装置の一部を構成する減圧弁６６から
油圧（指令力）が供給される入力ポート４６が設けられ
ている。そして、この入力ポート４６は、トランスファ
ケース２８及びクラッチドラム３７ａの内部に図示のよ
うに形成された油路４７を介して前記シリンダ室３７ｆ
に連通している。An input port 46 is provided at a predetermined position on the side surface of the transfer case 28 to which oil pressure (command force) is supplied from a pressure reducing valve 66 that constitutes a part of a clutch control device to be described later. The input port 46 is connected to the cylinder chamber 37f via an oil passage 47 formed inside the transfer case 28 and the clutch drum 37a as shown in the figure.
is connected to.
このため、入力ポート４６にオイルの供給がない状態で
、クラッチ３７のシリンダ室３７ｆの圧力が零であると
きは、リターンスプリング３７ｈのバネ力により、フリ
クションプレート３７ｂとフリクションディスク３７ｄ
が離間している。し、 たがって、この状態では
、入力軸３０に伝達された入力トルクの全部が出力軸３
３、プロペラシャフト２２を介して後輪側に伝達され、
二輪駆動状態となる。一方、入力ポート４６にオイルが
供給されている状態では、そのシリンダ室３７ｆの加圧
程度に応じてクラッチピストン３７ｅによる押圧力が発
生し、これに対してフリクションプレート３７ｂとフリ
クションディスク３７ｄとの間に摩擦力による締結力が
発生し、これにより、全駆動トルクのうちの一部が出力
軸１６を介して前輪側にも伝達される。この前輪側への
伝達トルクΔＴと油圧Ｐとの関係は、
ΔＴ＝ＰｘＳ×２ｎ×μ×ｒ１１１である。Therefore, when no oil is supplied to the input port 46 and the pressure in the cylinder chamber 37f of the clutch 37 is zero, the spring force of the return spring 37h causes the friction plate 37b and the friction disc 37d to
are spaced apart. Therefore, in this state, all of the input torque transmitted to the input shaft 30 is transferred to the output shaft 3.
3. Transmitted to the rear wheel side via the propeller shaft 22,
It becomes a two-wheel drive state. On the other hand, when oil is supplied to the input port 46, a pressing force is generated by the clutch piston 37e depending on the degree of pressurization of the cylinder chamber 37f, and in response, a pressing force is generated between the friction plate 37b and the friction disc 37d. A fastening force is generated due to frictional force, and as a result, a portion of the total drive torque is also transmitted to the front wheels via the output shaft 16. The relationship between the torque ΔT transmitted to the front wheels and the oil pressure P is as follows: ΔT=PxS×2n×μ×r111.
ここで、Ｓはピストン３７ｅの圧力作用面積、ｎはフリ
クションディスク枚数、μはクラッチ板の摩擦係数、ｒ
ｍはフリクションディスクのトルク伝達有効半径である
。Here, S is the pressure acting area of the piston 37e, n is the number of friction disks, μ is the friction coefficient of the clutch plate, r
m is the effective torque transmission radius of the friction disk.
つまり、伝達トルクΔＴは油圧Ｐに比例しく第６図参照
）、結局、締結力に応じて駆動トルクが後輪側および前
輪側に配分伝達される。この前後輪に対するトルクの配
分比は、入力ポート４６に供給する作動油の圧力Ｐに応
じて（０：１００〜５０：５０まで）連続的に変更でき
る。In other words, the transmission torque ΔT is proportional to the oil pressure P (see FIG. 6), and as a result, the driving torque is distributed and transmitted to the rear wheels and the front wheels depending on the fastening force. The torque distribution ratio between the front and rear wheels can be continuously changed (from 0:100 to 50:50) depending on the pressure P of the hydraulic oil supplied to the input port 46.
一方、第２図に戻って、駆動力配分制御装置４は、前記
トランスファ１４と、このトランスファ１４の湿式多板
クラッチ３７の入力ポート４６に作動油を供給する流体
圧源５０と、前輪側回転センサ５４及び後輪側回転セン
サ５６と、流体圧源５０の出力油圧が所定設定値以下で
あることを検出する流体圧検出手段としての圧力スイッ
チ５７と、コントローラ５８とを備えている。On the other hand, returning to FIG. 2, the driving force distribution control device 4 is connected to the transfer 14, a fluid pressure source 50 that supplies hydraulic oil to the input port 46 of the wet multi-disc clutch 37 of the transfer 14, and a front wheel rotation It includes a sensor 54, a rear wheel rotation sensor 56, a pressure switch 57 as a fluid pressure detection means for detecting that the output oil pressure of the fluid pressure source 50 is below a predetermined set value, and a controller 58.
前記流体圧源５０は、第４図に示すように、エンジン１
を回転駆動源とし、タンク６２内のオイルを吸入、加圧
して、前記入力ポート４６に所定ライン圧の油圧を供給
するオイルポンプ６４と、このオイルポンプ６４の吐出
側とタンク６２との間に介装されたリリーフ弁７１とを
備えており、リリーフ弁７１で設定された所定のライン
圧が出力される。The fluid pressure source 50 is connected to the engine 1 as shown in FIG.
is used as a rotational drive source, and an oil pump 64 that sucks and pressurizes oil in the tank 62 and supplies oil pressure at a predetermined line pressure to the input port 46, and an oil pump 64 between the discharge side of the oil pump 64 and the tank 62. An interposed relief valve 71 is provided, and a predetermined line pressure set by the relief valve 71 is output.
また、オイルポンプ６４とクラッチ３７との間には、ク
ラッチ制御手段の一部を構成する圧力制御弁としての電
磁式比例制御型の二次圧一定形減圧弁６６が介装され、
この減圧弁６６のドレンポートとタンク６２との間にド
レン配管７３が設けられている。減圧弁６６は、その比
例ソレノイド６６Ａに供給する指令電流ｉの値に応じて
減圧弁６６のスプール開度が定まり、これにより減圧弁
６６の二次側即ちクラッチ３７例の圧力が一次側の圧力
変動にかかわらず指令電流ｉに応じた設定圧に保持され
る。結局、減圧弁６６の二次側から出力される油圧トは
、第７図に示すように、指令電流ｉに比例して変化する
ようになっている。Further, an electromagnetic proportional control type constant secondary pressure pressure reducing valve 66 is interposed between the oil pump 64 and the clutch 37 as a pressure control valve that constitutes a part of the clutch control means.
A drain pipe 73 is provided between the drain port of the pressure reducing valve 66 and the tank 62. In the pressure reducing valve 66, the spool opening degree of the pressure reducing valve 66 is determined according to the value of the command current i supplied to the proportional solenoid 66A, so that the pressure on the secondary side of the pressure reducing valve 66, that is, the pressure of the clutch 37, is the pressure on the primary side. Regardless of fluctuations, the set pressure is maintained according to the command current i. As a result, the hydraulic pressure output from the secondary side of the pressure reducing valve 66 changes in proportion to the command current i, as shown in FIG.
前輪側回転センサ５４及び後輪側回転センサ５６は、前
輪側出力軸１６及び後輪側のプロペラシャフト２２の所
定位置に個別に装備され、各軸の回転数を光学方式で検
知して、これに応じたパルス信号による回転信号ｎｆ＋
ｎｒを個別にコントローラ５８に出力するように形成さ
れている。−方、オイルポンプ６４から減圧弁６６に至
る途中には、圧力スイッチ５７が設けられている。圧力
スイッチ５７は、油圧検出値が予め設定した油圧設定値
以下となったときに、例えば論理値“Ｉ １１の油圧検
出信号ｐＬをコントローラ５８に出力する。The front wheel rotation sensor 54 and the rear wheel rotation sensor 56 are individually installed at predetermined positions on the front output shaft 16 and the rear propeller shaft 22, and optically detect the rotation speed of each shaft. Rotation signal nf+ by pulse signal according to
It is configured to output nr individually to the controller 58. On the other hand, a pressure switch 57 is provided on the way from the oil pump 64 to the pressure reducing valve 66. The pressure switch 57 outputs, for example, a hydraulic pressure detection signal pL having a logical value "I11" to the controller 58 when the detected hydraulic pressure value becomes equal to or less than a preset hydraulic pressure setting value.
前記コントローラ５８は、第４図に示すように、マイク
ロコンピュータ７０と圧力スイッチ５７の検出値をＡ／
Ｄ変換してマイクロコンピュータ７０に出力するＡ／Ｄ
変換器７２と、マイクロコンピュータ７０からの制御信
号をＤ／Ａ変換するＤ／Ａ変換器７６と、このＤ／Ａ変
換器７６の出力に応じた指令電流ｉを減圧弁６６に供給
する駆動回路７８とを有しており、インタフェース回路
８０から出力される警報信号がブザー、発光器等を含み
警報信号が論理値“ｌ゛であるときに音又は光でなる警
報を発する警報回路９０に供給される。As shown in FIG. 4, the controller 58 converts the detected values of the microcomputer 70 and the pressure switch 57 into A/
A/D converts into D and outputs to microcomputer 70
A converter 72, a D/A converter 76 that converts the control signal from the microcomputer 70 into D/A, and a drive circuit that supplies the command current i according to the output of the D/A converter 76 to the pressure reducing valve 66. 78, and the alarm signal output from the interface circuit 80 is supplied to the alarm circuit 90, which includes a buzzer, a light emitter, etc., and issues an alarm in the form of sound or light when the alarm signal has a logical value of "l". be done.
前記マイクロコンピュータ７０は、インタフェース回路
８０．演算処理装置８２．ＲＯＭ、ＲＡＭ等の記憶装置
８４を少なくとも含んで構成される。演算処理装置８２
は、各検出信号をインタフェース回路８０を介して読み
込み、予め格納されている所定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（第７図参照）等を
行う。The microcomputer 70 includes an interface circuit 80. Arithmetic processing unit 82. It is configured to include at least a storage device 84 such as ROM and RAM. Arithmetic processing unit 82
reads each detection signal via the interface circuit 80, and performs arithmetic and control processing (see FIG. 7) for driving force distribution control in accordance with a predetermined program stored in advance.
また、記憶装置８４は、演算処理装置８２の処理の実行
に必要なプログラムおよび固定データ等を予め記憶して
いるとともに、その処理結果を一時記憶可能になってい
る。この内、固定データとしては、第５図、第６図に示
す各制御特性に対応した記憶テーブルを含んでいる。Further, the storage device 84 stores in advance programs, fixed data, etc. necessary for the execution of processing by the arithmetic processing unit 82, and can temporarily store the processing results. Among these, the fixed data includes storage tables corresponding to each control characteristic shown in FIGS. 5 and 6.
第５図〜第７図を詳述すると、先ず、第５図は、前後輪
回転速度差ΔＮ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を回転数差ΔＮの値に従って増減さ
せている。5 to 7 will be described in detail. First, FIG. 5 shows the control characteristics of the torque ΔT transmitted to the front wheels with respect to the rotational speed difference ΔN between the front and rear wheels. According to this, the driving force distribution is increased or decreased by increasing or decreasing the transmission torque ΔT according to the value of the rotational speed difference ΔN.
また、第６図は、減圧弁６６の供給圧Ｐの変化に応じて
直線的に変化する前輪側への伝達トルクΔＴの値を示し
ている。第７図は、減圧弁６６の指令電流ｉの増減に応
じて増減する供給圧Ｐの値を各々示している。Further, FIG. 6 shows the value of the torque ΔT transmitted to the front wheels that changes linearly in accordance with changes in the supply pressure P of the pressure reducing valve 66. FIG. 7 shows the values of the supply pressure P that increase or decrease in accordance with the increase or decrease in the command current i of the pressure reducing valve 66.
したがって、第５図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、第６図、
第７図に対応する記憶テーブルを順次参照して、コント
ローラ５８が出力しなければならない締結力指令電流ｉ
の値が逆算され得るようになっている。Therefore, when the transmission torque ΔT is determined by referring to the storage table corresponding to FIG.
The fastening force command current i that the controller 58 must output by sequentially referring to the memory table corresponding to FIG.
The value of can be calculated backwards.
次に、上記実施例の動作を説明する。Next, the operation of the above embodiment will be explained.
キースイッチがオンとなると、電源が投入され、コント
ローラ５８での制御が開始される。そして、コントロー
ラ５８では、所定のメインプログラムを実行するととも
に、所定時間（例えば２０ ｍ ５ｅｃ）毎のタイマ割
り込み処理により第８図に示す締結力可変制御を実行す
る。When the key switch is turned on, power is turned on and control by the controller 58 is started. The controller 58 executes a predetermined main program and also executes the fastening force variable control shown in FIG. 8 by timer interrupt processing every predetermined time (for example, 20 m 5 ec).
一方、エンジンが回転されると、オイルポンプ６４が作
動開始し、これに応じてオイルポンプ６４の吐出圧が上
昇し、リリーフ弁７１の設定圧力に達すると、リリーフ
弁７１が開いてライン圧が一定値に保持され、このライ
ン圧ＰＬが減圧弁６６に供給され、この減圧弁６６で、
締結力指令電流ｉに応じた油圧Ｐをクラッチ３７に供給
可能になる。On the other hand, when the engine is rotated, the oil pump 64 starts operating, and the discharge pressure of the oil pump 64 rises accordingly. When the set pressure of the relief valve 71 is reached, the relief valve 71 opens and the line pressure decreases. This line pressure PL is maintained at a constant value and is supplied to the pressure reducing valve 66, which
It becomes possible to supply oil pressure P to the clutch 37 according to the engagement force command current i.
まず、第８図のタイマ割込処理を説明する。First, the timer interrupt process shown in FIG. 8 will be explained.
同図ステップ■では、演算処理装置８２は、前輪側回転
センサ５４及び後輪側回転センサ５６によって検出され
た回転検出信号ｎ、およびｎ、並びに圧力スイッチ５７
の検出信号ｐＬを所定時間毎に読み込む。次いでステッ
プ■では、ステップ■での検出信号から単位時間当りの
パルス数を演算することによって、前輪側回転速度Ｎｔ
及び後輪側回転速度Ｎ、を算出する。In step (3) in the same figure, the arithmetic processing unit 82 receives the rotation detection signals n and n detected by the front wheel rotation sensor 54 and the rear wheel rotation sensor 56, and the pressure switch 57.
The detection signal pL is read at predetermined intervals. Next, in step (2), the number of pulses per unit time is calculated from the detection signal in step (2), thereby determining the front wheel rotation speed Nt.
and rear wheel side rotational speed N.
次いでステップ■に移行し、スリップ状況を認識するた
め、ΔＮ＝Ｎｒ−Ｎ、の式により、前後輪の回転数差Δ
Ｎを演算して、その結果をＲＡＭに一時記憶し、次のス
テップ■に移行する。Next, the process moves to step ■, and in order to recognize the slip situation, the rotation speed difference Δ between the front and rear wheels is calculated using the formula ΔN=Nr−N.
Calculate N, temporarily store the result in RAM, and move on to the next step (2).
ステップ■では、圧力スイッチ５７の検出信号ｐＬが、
論理値“１°“であるか否かが判定される。In step ■, the detection signal pL of the pressure switch 57 is
It is determined whether the logical value is "1°".
検出信号ｐＬ艇論理値“Ｏ゛°であるときには、オイル
ポンプ６４及び減圧弁６６間の油圧が設定値を越えてい
るものと判断してステップ■に移行する。When the logical value of the detection signal pL is "O°", it is determined that the oil pressure between the oil pump 64 and the pressure reducing valve 66 exceeds the set value, and the process proceeds to step (2).
ステップ■では、演算処理装置８２が第５図に対応した
記憶テーブルを参照して回転数差ΔＮに応じた伝達トル
クΔＴを決定する。In step (2), the arithmetic processing unit 82 refers to the storage table corresponding to FIG. 5 and determines the transmission torque ΔT corresponding to the rotational speed difference ΔN.
次いで、ステップ■に移行し、第６図、第７図に対応し
た記憶テーブルを参照することによって油圧制御装置５
０の減圧弁６６の比例ソレノイド６６Ａに供給すべき締
結力指令電流ｉの値を逆算する。Next, the process moves to step (2), and the hydraulic control device 5 is updated by referring to the memory table corresponding to FIGS. 6 and 7.
The value of the fastening force command current i to be supplied to the proportional solenoid 66A of the pressure reducing valve 66 of 0 is calculated backward.
そして、ステップ■では、ステップ■で求められた締結
力指令電流ｉの値に応じた制御信号をＤ／Ａ変換器７６
に出力し、メインプログラムに復帰する。Then, in step (2), a control signal corresponding to the value of the fastening force command current i obtained in step (2) is transmitted to the D/A converter 76.
and return to the main program.
これによって、Ｄ／Ａ変換器７６は、入力された制御信
号をアナログ化して、駆動回路７８に出力し、駆動回路
７８は演算処理装置８２で設定された値の締結力指令電
流ｉを比例ソレノイド６６Ａに供給する。そこで、油圧
制御装置５０は、締活力指令電流ｉに応じた油圧Ｐ（第
７図参照）をクラッチ３７に供給し、クラッチ３７の締
結力、すなわち伝達トルクΔＴは油圧Ｔに応じた値（第
６図参照）に設定される。As a result, the D/A converter 76 converts the input control signal into an analog signal and outputs it to the drive circuit 78. 66A. Therefore, the hydraulic control device 50 supplies a hydraulic pressure P (see FIG. 7) according to the tightening force command current i to the clutch 37, and the tightening force of the clutch 37, that is, the transmission torque ΔT, is set to a value corresponding to the hydraulic pressure T (see FIG. 7). (see Figure 6).
一方、タイマ割り込み処理を繰り返す中で、オイルポン
プ６４から減圧弁６６に至る配管の途中に設けられた油
圧配管が破損し、油圧が所定設定値以下となって、圧力
スイッチ５７の検出信号が論理値“１′となると、ステ
ップ■からステップ■に移行する。On the other hand, while repeating the timer interrupt processing, the hydraulic piping installed in the middle of the piping from the oil pump 64 to the pressure reducing valve 66 was damaged, and the oil pressure became below a predetermined set value, causing the detection signal of the pressure switch 57 to become When the value becomes "1', the process moves from step (2) to step (2).
ステップ■では、イグニッションスイッチがオン状態と
なってから所定時間が経過しているか否かを判定する。In step (2), it is determined whether a predetermined time has elapsed since the ignition switch was turned on.
ここで、所定時間は、イグニッションスイッチがオン状
態となってエンジンが回転を開始したときには、オイル
ポンプ６４も回転開始状態にあり、オイルポンプ６４及
び減圧弁６６間のライン圧が所定設定圧力以下になって
おり、このライン圧がリリーフ弁７１の設定圧に達する
に十分な時間に選定されている。Here, for a predetermined period of time, when the ignition switch is turned on and the engine starts rotating, the oil pump 64 is also in a rotation start state, and the line pressure between the oil pump 64 and the pressure reducing valve 66 is lower than the predetermined set pressure. The time is selected to be sufficient for this line pressure to reach the set pressure of the relief valve 71.
そして、ステップ■の判定結果が所定時間を経過してい
ないときには、イグニッションスイッチがオン状態とな
った直後でライン圧が低下しているものと判断して前記
ステップ■に移行し、所定時間経過しているときには、
流体圧源５０及び減圧弁６６間に欠陥が生じたものと判
断してステ・ノブ■に移行する。If the determination result in step (2) is that the predetermined time has not elapsed, it is determined that the line pressure has decreased immediately after the ignition switch was turned on, and the process proceeds to step (2). When you are
It is determined that a defect has occurred between the fluid pressure source 50 and the pressure reducing valve 66, and the process moves to Ste/knob (2).
このステップ■では、ステップ■で圧力スイッチ５７の
検出信号ｐＬが論理値“０′°と判定された直前の前回
割り込み処理で求めた締結力指令電流ｉの変更を禁止し
てその締結力指令電流ｉを保持する。すなわち、前記ス
テップ■では、指令電流ｉが逆算されたのち、割り込み
処理待毎にこの指令電流ｉの値が記憶装置８４のＲＡＭ
に逐次更新されるが、ステップ■では、このＲＡＭに記
憶されている前回割り込み処理で求めた指令電流ｉの更
新を禁止し、これを保持する。In this step (■), change of the fastening force command current i obtained in the previous interrupt process immediately before the detection signal pL of the pressure switch 57 was determined to be a logical value "0'° in step (2) is prohibited, and the fastening force command current i is In other words, in step (2), after the command current i is calculated backwards, the value of this command current i is stored in the RAM of the storage device 84 every time an interrupt processing is waited.
However, in step (2), updating of the command current i obtained in the previous interrupt processing stored in this RAM is prohibited and held.
次いで、ステップ■からステップ［相］に移行して論理
値“１゛の警報信号を警報回路９０に出力し、流体圧源
５０及び減圧弁６６間に欠陥が生じたことを表す音又は
光でなる警報を発してから前記ステップ■に移行して、
保持した指令電流ｉに応じた制御信号を出力する。Next, the process moves from step (2) to step [phase], where an alarm signal with a logical value of "1" is output to the alarm circuit 90, and a sound or light is output to indicate that a defect has occurred between the fluid pressure source 50 and the pressure reducing valve 66. After issuing an alarm, proceed to step ① above,
A control signal corresponding to the held command current i is output.
このように、指令電流ｉの値の更新が禁止されることに
より、減圧弁６６が二次側即ちクラッチ３７に対する制
御圧力Ｐを高めるように作動することが禁止され、減圧
弁６６の二次側から一次側への作動油の逆流による二次
側圧力の急激な減少を阻止することができ、四輪駆動状
態から二輪駆動状態への急変を防止して、油圧制御系の
失陥による操縦安定性の悪化を抑制することができる。In this way, by prohibiting updating of the value of the command current i, the pressure reducing valve 66 is prohibited from operating to increase the control pressure P to the secondary side, that is, the clutch 37, and the secondary side of the pressure reducing valve 66 is prohibited. It is possible to prevent a sudden decrease in the pressure on the secondary side due to backflow of hydraulic oil from the 4-wheel drive state to the primary side, and prevent sudden changes from 4-wheel drive state to 2-wheel drive state, thereby improving steering stability due to failure of the hydraulic control system. It can suppress sexual deterioration.
因みに、油圧配管の破損等による油圧の低下時に、指令
電流ｉの値の更新を禁止しない場合には、前後輪の回転
数差ΔＮが増加しないときには問題ないが、回転数差Δ
Ｎが増加したときには、第５図に示されるように、回転
数差ΔＮが大きくなると、前輪伝達トルクΔＴが増加し
、第６図、第７図かられかるように、指令電流ｉの値が
増加する。Incidentally, if updating of the value of the command current i is not prohibited when the oil pressure decreases due to damage to hydraulic piping, etc., there is no problem if the rotation speed difference ΔN between the front and rear wheels does not increase, but the rotation speed difference Δ
When N increases, as shown in FIG. 5, as the rotational speed difference ΔN increases, the front wheel transmission torque ΔT increases, and as shown in FIGS. 6 and 7, the value of the command current i increases. To increase.
指令電流ｉの値が増加すると、減圧弁６６のスプール開
度が大きくなる。しかしながら、油圧ポンプから減圧弁
６６に至る油圧が低下するために、このスプール開度が
大きくなるに従って、減圧弁６６からクラッチ３７に至
るオイルが、減圧弁６６の一次側に逆流する。これに伴
い、クラッチ３７の締結力が急激に失われ、急激に四輪
駆動状態から二輪駆動状態に変更され、車両の操縦安定
性が低下してスピンを生じ易くなる。As the value of the command current i increases, the spool opening degree of the pressure reducing valve 66 increases. However, since the oil pressure from the hydraulic pump to the pressure reducing valve 66 decreases, as the spool opening increases, the oil flowing from the pressure reducing valve 66 to the clutch 37 flows back to the primary side of the pressure reducing valve 66. As a result, the engagement force of the clutch 37 is suddenly lost, the four-wheel drive state is abruptly changed to the two-wheel drive state, and the steering stability of the vehicle decreases, making it more likely to spin.
なお、減圧弁６６の二次側の圧力油は、締結力指令電流
ｉが保持されている状態でも、減圧弁６６内を通り、ド
レン配管７２を介して徐々にタンク６２に戻るために、
圧力が徐々に減少され、クラッチ３７の締結力が徐々に
低下して徐々に二輪駆動状態に復帰する。Note that the pressure oil on the secondary side of the pressure reducing valve 66 passes through the pressure reducing valve 66 and gradually returns to the tank 62 via the drain pipe 72 even when the fastening force command current i is maintained.
The pressure is gradually reduced, the engagement force of the clutch 37 is gradually reduced, and the two-wheel drive state is gradually restored.
前記第８図の処理において、ステップ■〜■の処理がク
ラッチ制御手段に対応し、ステップ■の処理が指令値変
更抑制手段に対応している。In the process shown in FIG. 8, the processes in steps (1) to (2) correspond to the clutch control means, and the process in step (2) corresponds to the command value change suppressing means.
なお、前記実施例では、後輪駆動車をベースにした四輪
駆動車について説明したが、四輪駆動車に限定されるも
のではな（、前輪駆動車をペースにした四輪駆動車に搭
載されるトランスファのクラッチに対する装置であって
もよい。こ、の場合は、前後輪回転数差ΔＮ＝Ｎｆ−Ｎ
、として演算すればよい。In addition, in the above embodiment, a four-wheel drive vehicle based on a rear-wheel drive vehicle was explained, but it is not limited to a four-wheel drive vehicle. It may also be a device for a clutch of a transfer.In this case, the front and rear wheel rotational speed difference ΔN=Nf-N
It can be calculated as .
また、前記実施例では、クラッチとして油圧駆動による
湿式摩擦クラッチを用いた場合について説明したが、こ
の発明は駆動力を連続的に配分できるクラッチであれば
、例えばレンジクラッチであってもよい。Further, in the above embodiment, a hydraulically driven wet friction clutch is used as the clutch, but the present invention may be applied to any clutch that can continuously distribute driving force, for example, a range clutch.
さらに、前記実施例におけるクラッチ制御手段は、前後
輪の回転数差ΔＮに基づいて前輪側へのトルク伝達ΔＴ
を与えて四輪駆動状態になるようにしたが、前後輪の回
転数差ΔＮに代えて車両の前後加速度を検出し、急発進
時又は急加速時に二輪駆動状態から四輪駆動状態に移行
するようにしてもよい。Further, the clutch control means in the embodiment described above controls the torque transmission ΔT to the front wheels based on the rotational speed difference ΔN between the front and rear wheels.
However, instead of the rotational speed difference ΔN between the front and rear wheels, the longitudinal acceleration of the vehicle is detected, and the system shifts from two-wheel drive to four-wheel drive when suddenly starting or accelerating. You can do it like this.
またさらに、前記実施例では、流体圧検出手段として圧
力スイッチ５７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、圧力に応じた出力が得ら
れる圧力センサを適用し、これに応じて第８図のステッ
プ■の処理で圧力センサの圧力検出値が所定設定値以下
か否かを判定するようにしてもよい。Furthermore, in the embodiment described above, the case was explained in which the pressure switch 57 was applied as the fluid pressure detection means, but the invention is not limited to this. Accordingly, it may be determined whether the pressure detection value of the pressure sensor is less than or equal to a predetermined set value in the process of step (2) in FIG.
なおさらに、前記実施例では、流体圧源５０及び減圧弁
６６間の油圧が所定設定値以下となったときに、クラッ
チ制御手段における締結力指令値の変更を禁止する場合
について説明したが、これに限定されるものではなく、
油圧が所定設定値以下となったときに、減圧弁の二次側
圧力を減少させる方向の締結力指令値の変更のみを許容
し、二次側圧力を上昇させる方向の締結力指令値の変更
を禁止するようにしても、前記実施例と同様の作用効果
を得ることができる。Furthermore, in the embodiment described above, when the oil pressure between the fluid pressure source 50 and the pressure reducing valve 66 becomes equal to or less than a predetermined setting value, a case has been described in which the change in the engagement force command value in the clutch control means is prohibited. It is not limited to,
When the oil pressure falls below a predetermined set value, only the change in the fastening force command value in the direction of decreasing the pressure on the outlet side of the pressure reducing valve is allowed, and the change in the fastening force command value in the direction of increasing the outlet side pressure is allowed. Even if it is prohibited, the same effects as in the above embodiment can be obtained.
また、前記実施例は、コントローラ５８としてマイクロ
コンピュータを適用した場合について説明したが、これ
に代えてカウンタ、比較器等の電子回路を組み合わせて
構成することもできる。Further, in the above embodiment, a microcomputer is used as the controller 58, but instead of this, a combination of electronic circuits such as a counter and a comparator may be used.
さらに、前記実施例では、可変トルククラッチを付勢す
る作動流体として作動油を適用した場合について説明し
たが、これに限らず水等の液体、空気等の気体を適用し
得ることは言うまでもない。Further, in the above embodiments, a case has been described in which hydraulic oil is used as the working fluid for energizing the variable torque clutch, but it goes without saying that the present invention is not limited to this, and that liquids such as water and gases such as air can be used.
またさらに、圧力制御弁としては、減圧弁６６に限定さ
れるものではなく、他の指令値に応動して二次側の圧力
を制御可能な圧力制御弁を適用し得る。Further, the pressure control valve is not limited to the pressure reducing valve 66, and any pressure control valve that can control the pressure on the secondary side in response to other command values may be used.
なおさらに、回転駆動源としては、エンジンに限らず、
電動モータ等の回転駆動源を適用し得ることは勿論であ
る。Furthermore, the rotational drive source is not limited to engines;
Of course, a rotational drive source such as an electric motor can be applied.
以上説明したように、この発明によれば、流体圧源から
圧力制御弁に至る流体圧が設定値以下と判定される直前
のクラッチ締結力を指令する締結力指令値の変更が禁止
又は減少側への変更のみを許容するようにされているの
で、流体圧源から圧力制御弁に至る流体圧が低下しても
、圧力制御弁で制御される流体圧が維持され、クラッチ
締結力が保持される結果、四輪駆動状態が急激に二輪駆
動状態に変化するのを防止することができ、操縦安定性
の悪化を確実に防止することができる。As explained above, according to the present invention, changing the engagement force command value that instructs the clutch engagement force immediately before the fluid pressure from the fluid pressure source to the pressure control valve is determined to be less than or equal to the set value is prohibited or reduced. Even if the fluid pressure from the fluid pressure source to the pressure control valve decreases, the fluid pressure controlled by the pressure control valve is maintained and the clutch engagement force is maintained. As a result, it is possible to prevent the four-wheel drive state from suddenly changing to the two-wheel drive state, and it is possible to reliably prevent deterioration of steering stability.
第１図は、この発明の概要を示す基本構成図、第２図は
、この発明の一実施例の構成図、第３図は、第２図のト
ランスファの構成を示す概略断面図、第４図は、第２図
の実施例におけるコントローラを中心とするブロック図
、第５図は、前後輪回転数差ΔＮに対する前輪側への伝
達トルクΔＴの制御特性グラフ、第６図は、油圧供給機
構の供給圧Ｐの変化に応じて変化する前輪側への伝達ト
ルクΔＴの制御特性グラフ、第７図は、指令電流ｉの増
減に応じて変化する供給圧Ｐの制御特性グラフ、第８図
はコントローラにおいて実行される処理手順を示す概略
フローチャートである。
図中、１はエンジン、２ＦＬ、 ２ＦＲは前輪、２
ＲＬ。
２ＲＲは後輪、３は駆動力系、４（よ駆動力配分制御Ｉ
ｌ装置、１４はトランスファ、３７は湿式多板クラッチ
、５０は流体圧源、５４は前輪側回転センサ、５６は後
輪側回転センサ、５７は圧力スイッチ、５８はコントロ
ーラ、６６は減圧弁である。
第１図
第２図
Ｆ「
第５図
四ヰ云（シ（差ΔＮ（Ｎｒ−Ｎず）
イラ（託ｐ ５）β〉１経
＝三几し第８図FIG. 1 is a basic configuration diagram showing an overview of the invention, FIG. 2 is a configuration diagram of an embodiment of the invention, FIG. 3 is a schematic sectional view showing the configuration of the transfer shown in FIG. The figure is a block diagram centering on the controller in the embodiment of Figure 2, Figure 5 is a control characteristic graph of the torque transmitted to the front wheels ΔT with respect to the front and rear wheel rotational speed difference ΔN, and Figure 6 is the hydraulic pressure supply mechanism. FIG. 7 is a graph of the control characteristics of the transmission torque ΔT to the front wheels that changes according to changes in the supply pressure P. FIG. 7 is a graph of the control characteristics of the supply pressure P that changes according to increases and decreases in the command current i. 3 is a schematic flowchart showing a processing procedure executed in a controller. In the diagram, 1 is the engine, 2FL, 2FR are the front wheels, 2
R.L. 2RR is the rear wheel, 3 is the drive force system, 4 (drive force distribution control I)
1 device, 14 is a transfer, 37 is a wet multi-plate clutch, 50 is a fluid pressure source, 54 is a front wheel rotation sensor, 56 is a rear wheel rotation sensor, 57 is a pressure switch, 58 is a controller, and 66 is a pressure reducing valve. . Fig. 1 Fig. 2 F " Fig. 5
Claims (1)
れる可変トルククラッチによって前後輪に配分伝達する
トランスファと、車両の走行状況に応じて、前記可変ト
ルククラッチの締結力指令値を算出し、当該締結力指令
値に基づいて前記可変トルククラッチに供給する流体圧
を制御するクラッチ制御手段とを備えた四輪駆動車の駆
動力配分制御装置において、前記クラッチ制御手段にお
ける流体圧源及び可変トルククラッチ間に介装した前記
締結力指令値に応じて制御される圧力制御弁と、前記流
体圧源及び圧力制御弁間の流体圧が所定設定圧以下とな
ったことを検出する流体圧検出手段と、該流体圧検出手
段で流体圧が流体圧設定値以下であることを検出したと
きに、前記クラッチ制御手段における締結力指令値の変
更を禁止又は減少側への変更のみを許容する指令値変更
抑制手段とを備えたことを特徴とする四輪駆動車の駆動
力配分制御装置。(1) Transfer that distributes and transmits the driving force transmitted from the rotary drive source to the front and rear wheels using a variable torque clutch that is controlled by fluid pressure, and calculates the engagement force command value of the variable torque clutch according to the driving situation of the vehicle. and a clutch control means for controlling fluid pressure supplied to the variable torque clutch based on the engagement force command value, a driving force distribution control device for a four-wheel drive vehicle comprising: a fluid pressure source in the clutch control means; a pressure control valve that is interposed between the variable torque clutches and is controlled according to the engagement force command value; and a fluid pressure that detects that the fluid pressure between the fluid pressure source and the pressure control valve has become equal to or less than a predetermined set pressure. a detection means, and when the fluid pressure detection means detects that the fluid pressure is equal to or less than a fluid pressure setting value, the clutch control means prohibits a change in the engagement force command value or only allows a change to a decreasing side. A driving force distribution control device for a four-wheel drive vehicle, comprising: command value change suppressing means.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2803488A JPH01204826A (en) | 1988-02-09 | 1988-02-09 | Driving force distribution control device for four-wheel-drive vehicle |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2803488A JPH01204826A (en) | 1988-02-09 | 1988-02-09 | Driving force distribution control device for four-wheel-drive vehicle |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH01204826A true JPH01204826A (en) | 1989-08-17 |
Family
ID=12237456
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2803488A Pending JPH01204826A (en) | 1988-02-09 | 1988-02-09 | Driving force distribution control device for four-wheel-drive vehicle |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH01204826A (en) |
Cited By (6)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US5631829A (en) * | 1993-12-28 | 1997-05-20 | Nissan Motor Co., Ltd. | Automobile driving torque control system for controlling torque distribution between front and rear road wheels |
| US5687824A (en) * | 1994-09-21 | 1997-11-18 | Nissan Motor Co., Ltd. | Multi-plate frictional clutch structure |
| US5752211A (en) * | 1993-11-24 | 1998-05-12 | Nissan Motor Co., Ltd. | Control system for distributing drive torque between front and rear wheels of vehicle |
| US5803197A (en) * | 1995-08-11 | 1998-09-08 | Nissan Motor Co., Ltd. | Torque-split control system for four-wheel-drive vehicles |
| US5947224A (en) * | 1995-10-19 | 1999-09-07 | Nissan Motor Co., Ltd. | Four-wheel drive control system for vehicle |
| US6009968A (en) * | 1995-10-31 | 2000-01-04 | Nissan Motor Co., Ltd. | Control apparatus method for four-wheel drive vehicle |
-
1988
- 1988-02-09 JP JP2803488A patent/JPH01204826A/en active Pending
Cited By (6)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US5752211A (en) * | 1993-11-24 | 1998-05-12 | Nissan Motor Co., Ltd. | Control system for distributing drive torque between front and rear wheels of vehicle |
| US5631829A (en) * | 1993-12-28 | 1997-05-20 | Nissan Motor Co., Ltd. | Automobile driving torque control system for controlling torque distribution between front and rear road wheels |
| US5687824A (en) * | 1994-09-21 | 1997-11-18 | Nissan Motor Co., Ltd. | Multi-plate frictional clutch structure |
| US5803197A (en) * | 1995-08-11 | 1998-09-08 | Nissan Motor Co., Ltd. | Torque-split control system for four-wheel-drive vehicles |
| US5947224A (en) * | 1995-10-19 | 1999-09-07 | Nissan Motor Co., Ltd. | Four-wheel drive control system for vehicle |
| US6009968A (en) * | 1995-10-31 | 2000-01-04 | Nissan Motor Co., Ltd. | Control apparatus method for four-wheel drive vehicle |
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