JPH0254249B2 - - Google Patents
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- JPH0254249B2 JPH0254249B2 JP59238743A JP23874384A JPH0254249B2 JP H0254249 B2 JPH0254249 B2 JP H0254249B2 JP 59238743 A JP59238743 A JP 59238743A JP 23874384 A JP23874384 A JP 23874384A JP H0254249 B2 JPH0254249 B2 JP H0254249B2
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Description
【発明の詳細な説明】
（産業上の利用分野）
本発明は、４輪駆動車等の多輪駆動車の動力配
分制御装置に関する
（従来の技術）
従来の多輪駆動車としては、例えば第１１図に
示すような、フルタイム４輪駆動車が知られてい
る（自動車工学vol.33No.８，昭和59年８月１日(株)
鉄道日本社発行；第56頁〜第62頁参照）。Detailed Description of the Invention (Industrial Application Field) The present invention relates to a power distribution control device for a multi-wheel drive vehicle such as a four-wheel drive vehicle (prior art). A full-time four-wheel drive vehicle as shown in Figure 11 is known (Automotive Engineering Vol. 33 No. 8, August 1, 1980, Co., Ltd.)
(Published by Railway Japan; see pages 56 to 62).
この従来装置は、エンジンからの駆動力をクラ
ツチを介して入力させる入力軸１００と、該入力
軸１００の軸回転を変速段に応じた変速比に変換
するトランスミツシヨン部１０１と、該トランス
ミツシヨン部１０１を経過して回転する中空の出
力軸１０２と、該出力軸１０２と一体に結合され
たデフケース１０３ａを有するセンターデイフア
レンシヤル１０３と、該センターデイフアレンシ
ヤル１０３のサイドギヤ１０３ｂ，１０３ｃに設
けられた前輪側出力軸１０４及び後輪側出力軸１
０５と、を備えたものであつた。 This conventional device includes an input shaft 100 that inputs driving force from an engine via a clutch, a transmission section 101 that converts shaft rotation of the input shaft 100 into a gear ratio according to a gear position, and a hollow output shaft 102 that rotates after passing through a shaft section 101; a center differential 103 having a differential case 103a integrally connected to the output shaft 102; and side gears 103b, 103c of the center differential 103. A front wheel side output shaft 104 and a rear wheel side output shaft 1 provided in
05.
尚、図中１０６は噛み合いクラツチであつて、
前記デフケース１０３ａと後輪側出力軸１０５と
の間に設けられ、前輪側出力軸１０４と後輪側出
力軸１０５とをロツクし、センターデイフアレン
シヤル１０３の無い状態と同じ状態にするために
設けられている。 In addition, 106 in the figure is a meshing clutch,
It is provided between the differential case 103a and the rear output shaft 105, and locks the front output shaft 104 and the rear output shaft 105 to make the same state as without the center differential 103. It is provided.
従つて、エンジンの駆動力は、入力軸１００か
らトランスミツシヨン部１０１、出力軸１０２及
びセンターデイフアレンシヤル１０３を介して、
前輪側出力軸１０４と後輪側出力軸１０５とに駆
動力分配される。 Therefore, the driving force of the engine is transmitted from the input shaft 100 through the transmission section 101, the output shaft 102, and the center differential 103.
The driving force is distributed between the front wheel output shaft 104 and the rear wheel output shaft 105.
尚、センターデイフアレンシヤル１０３を有し
ているために、コーナリング時における前後輪の
回転半径差による距離差を吸収でき、これによつ
てタイトコーナーブレーキング現象を防止でき
る。 In addition, since the center differential 103 is provided, it is possible to absorb the distance difference due to the difference in the turning radius of the front and rear wheels during cornering, thereby preventing the tight corner braking phenomenon.
（発明が解決しようとする問題点）
しかしながら、このような従来のフルタイム４
輪駆動車にあつては、常時４輪駆動状態であると
共に、前輪と後輪への駆動力配分は常に１：１で
あつたため、走行状況の変化により２輪駆動に近
い駆動状態とか、２輪駆動と４輪駆動との中間的
な駆動状態とかが好ましい場合に、対応できない
という問題点があつた。(Problem to be solved by the invention) However, such conventional full-time 4
Wheel drive vehicles are always in four-wheel drive mode, and the distribution of drive power between the front and rear wheels is always 1:1, so depending on changes in driving conditions, the drive mode can be changed to near-two-wheel drive or two-wheel drive. There was a problem in that it was not possible to accommodate cases where a drive state intermediate between wheel drive and four-wheel drive was desirable.
例えば、タイトコーナ旋回時においては、直進
部分は４輪駆動が好ましいが、コーナ部ではアク
セルによる車両姿勢のコントロールができる２輪
駆動が好ましいもので、従来のフルタイム４輪駆
動車ではこのような走行ができないものであつ
た。 For example, when turning a tight corner, 4-wheel drive is preferable for the straight section, but 2-wheel drive is preferable for corners where the vehicle attitude can be controlled by the accelerator, and conventional full-time 4-wheel drive vehicles do not It was something that I couldn't do.
また、４輪駆動状態と２輪駆動状態とに切り換
えられるパートタイム４輪駆動車も知られている
が、駆動力配分が急激に切り換えられるために、
旋回状態に応じた駆動力の配分を行なうことが不
可能であると共に、駆動力切換時に大きなシヨツ
クを伴なつていた。 Part-time 4-wheel drive vehicles are also known that can switch between 4-wheel drive and 2-wheel drive, but because the driving force distribution is suddenly switched,
It is not possible to distribute the driving force according to the turning state, and a large shock occurs when switching the driving force.
（問題点を解決するための手段）
本発明は、上述のような問題点を解決すると共
に、直進走行性の向上と旋回走行性の向上との両
立を図ることのできる装置の提供を目的とするも
ので、この目的達成のために以下に述べる手段と
した。(Means for Solving the Problems) An object of the present invention is to provide a device that can solve the above-mentioned problems and improve both straight running performance and cornering performance. In order to achieve this objective, we have adopted the methods described below.
この解決手段を第１図に示すクレーム対応図に
より説明すると、変速機１の出力軸２に直結さ
れ、差動ギヤ３を介して他の１対の車輪組４に動
力伝達する第１軸５と、差動ギヤ６を介して他の
１対の車輪組７に動力伝達する第２軸８と、前記
第１軸５と第２軸８との間に設けられ、外部から
付与する締結油圧により第２軸８へのトルク伝達
容量を可変とする摩擦クラツチ９と、前記摩擦ク
ラツチ９へのクラツチ締結油圧を調圧する調圧弁
１０と、該調圧弁１０に対しエンジン負荷１１に
応じた供給圧を供給する油圧源１２と、操舵角を
検出する操舵角センサ１３とを備え、前記調圧弁
１０は、前記操舵角センサ１３からの操舵角信号
に応じて操舵角が小になるほど前記摩擦クラツチ
９への締結油圧が大となる様に調圧することを特
徴とする。 This solution will be explained with reference to the complaint correspondence diagram shown in FIG. , a second shaft 8 that transmits power to the other pair of wheel sets 7 via the differential gear 6, and a fastening hydraulic pressure provided between the first shaft 5 and the second shaft 8 and applied from the outside. a friction clutch 9 that makes the torque transmission capacity to the second shaft 8 variable; a pressure regulating valve 10 that regulates the clutch engagement hydraulic pressure to the friction clutch 9; and a steering angle sensor 13 that detects a steering angle. The feature is that the pressure is adjusted so that the tightening oil pressure becomes large.
（作用）
従つて、本発明の多輪駆動車の動力配分制御装
置では、複数の車輪組４，７に動力の伝達をする
第１、第２軸５，８間に外部から付与する締結油
圧により第２軸８へのトルク伝達容量を可変とす
る摩擦クラツチ９を設けた為、急激な駆動力配分
の変動を伴なうことなく、走行状態に応じて円滑
に駆動力配分を移行させることができる。(Function) Therefore, in the power distribution control device for a multi-wheel drive vehicle of the present invention, the fastening hydraulic pressure applied from the outside between the first and second shafts 5 and 8 that transmit power to the plurality of wheel sets 4 and 7 is Since the friction clutch 9 is provided to make the torque transmission capacity to the second shaft 8 variable, the driving force distribution can be smoothly shifted according to the driving condition without sudden fluctuations in the driving force distribution. Can be done.
また、摩擦クラツチ９に供給する締結圧を可変
とする調圧弁１０に、エンジン負荷１１に応じた
供給圧を供給する油圧源１２を設けたことで、前
記摩擦クラツチ９への締結圧は、エンジン負荷１
１が大であるほど高圧となり、エンジン負荷１１
（入力トルク）に応じてクラツチ滑りを生じるこ
とのない必要十分なクラツチ締結力が与えられ、
後述する、操舵角に応じた駆動力配分を行なう調
圧弁１０での制御が容易となり、該駆動力配分制
御の精度も向上できる。また、油圧源１２での動
力ロスを小として燃費の低減を可能とする。 Further, by providing the pressure regulating valve 10 that makes the engagement pressure supplied to the friction clutch 9 variable, a hydraulic source 12 that supplies a supply pressure according to the engine load 11, the engagement pressure to the friction clutch 9 can be adjusted to match the engine load 11. load 1
The larger 1, the higher the pressure, and the engine load 11
(input torque), the necessary and sufficient clutch tightening force is applied without causing clutch slippage.
Control with the pressure regulating valve 10 that distributes driving force according to the steering angle, which will be described later, becomes easier, and the accuracy of the driving force distribution control can also be improved. Moreover, it is possible to reduce fuel consumption by reducing power loss in the hydraulic power source 12.
更に、調圧弁１０を用いて操舵角が小になるほ
ど摩擦クラツチ９への締結圧が大なる様に調圧さ
れる。 Furthermore, the pressure is regulated using the pressure regulating valve 10 so that the engagement pressure to the friction clutch 9 becomes greater as the steering angle becomes smaller.
従つて、操舵角が最小の直進走行時には、摩擦
クラツチ９の締結圧が大きくなるように調圧が行
なわれる為、駆動力は車輪組４，７にほぼ等分に
配分される状態となり、車両挙動が安定し直進走
行性に優れる。 Therefore, when the vehicle is running straight ahead with the minimum steering angle, the pressure is regulated to increase the engagement pressure of the friction clutch 9, so that the driving force is almost equally distributed between the wheel sets 4 and 7, and the vehicle Stable behavior and excellent straight-line running performance.
また、旋回走行時には、操舵角が大きくて旋回
半径が小さくなるほど摩擦クラツチ９への締結圧
を低圧にするように調圧が行なわれる為、駆動力
配分としては第１軸５に多く第２軸８に少なく配
分され、タイトコーナブレーキの発生を防止しな
がらアクセルを用いた車両姿勢のコントロールが
可能となり、旋回走行性に優れる。 Furthermore, when turning, the pressure is adjusted to lower the engagement pressure to the friction clutch 9 as the steering angle becomes larger and the turning radius becomes smaller. 8, it is possible to control the vehicle attitude using the accelerator while preventing the occurrence of tight corner braking, resulting in excellent cornering performance.
（実施例）
以下、本発明の実施例を図面により詳述する。
尚、この実施例を述べるにあたつて、後輪駆動を
ベースとした４輪駆動車の動力配分制御装置を例
にとる。(Example) Hereinafter, an example of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
In describing this embodiment, a power distribution control system for a four-wheel drive vehicle based on rear wheel drive will be taken as an example.
まず、第２図〜第１０図に示す実施例について
その構成を説明する。 First, the structure of the embodiment shown in FIGS. 2 to 10 will be explained.
２０は変速機であつて、エンジン２１からの駆
動力を受け、変速段に応じた変速比に変換させる
ために設けられたもので、この変速機２０には出
力軸２２が設けられている。 Reference numeral 20 denotes a transmission, which is provided to receive the driving force from the engine 21 and convert it to a gear ratio according to the gear position.The transmission 20 is provided with an output shaft 22.
２３は後輪側出力軸であつて、前記変速機２０
の出力軸２２に、可変容量クラツチ装置２４の主
軸２５を介して直結されたもので、この後輪側出
力軸２３からは後輪側差動ギヤ２６及び後輪側駆
動軸２７，２８を介して後輪２９，３０へ駆動力
伝達がなされる。 23 is a rear wheel side output shaft, and the transmission 20
The output shaft 22 of the variable displacement clutch device 24 is directly connected to the main shaft 25 of the variable displacement clutch device 24. The driving force is transmitted to the rear wheels 29 and 30.
３１は前輪側出力軸であつて、前記後輪側出力
軸２３に、可変容量クラツチ装置２４を介して平
行に設けられたもので、この前輪側出力軸３１か
らは前輪側差動ギヤ３２及び前輪駆動軸３３，３
４を介して前輪３５，３６へ駆動力伝達がなされ
る。 Reference numeral 31 denotes a front wheel side output shaft, which is provided in parallel to the rear wheel side output shaft 23 via a variable capacity clutch device 24, and is connected to a front wheel side differential gear 32 and a front wheel side output shaft 31. Front wheel drive shaft 33, 3
The driving force is transmitted to the front wheels 35, 36 via the front wheels 4.
２４は可変容量クラツチ装置であつて、クラツ
チケース３７に支持された主軸２５と、該主軸２
５に回転可能に支持されたドライブギヤ３８と、
前記主軸２５とドライブギヤ３８との間に介装さ
れた多板クラツチ３９と、クラツチケース３７に
支持された中間軸４０に設けられ、前記ドライブ
ギヤ３８と噛合するアイドラギヤ４１と、クラツ
チケース３７に支持された幅軸４２に設けられ、
前記アイドラギヤ４１と噛合するドリブンギヤ４
３と、を備えている。 Reference numeral 24 denotes a variable capacity clutch device, which includes a main shaft 25 supported by a clutch case 37, and a main shaft 25 supported by a clutch case 37.
a drive gear 38 rotatably supported by 5;
a multi-plate clutch 39 interposed between the main shaft 25 and the drive gear 38; an idler gear 41 provided on the intermediate shaft 40 supported by the clutch case 37 and meshing with the drive gear 38; provided on the supported width axis 42;
Driven gear 4 meshing with the idler gear 41
3.
尚、前記主軸２５の一端側には、変速機２０の
出力軸２２と連結させるための変速機用フランジ
４４が設けられ、他端側には主軸２５と一体に後
輪用フランジ２５ａが設けられている。また、副
軸４２の一端側には、前輪側出力軸３１に連結さ
せる前輪用フランジ４５が設けられている。 A transmission flange 44 for connection to the output shaft 22 of the transmission 20 is provided at one end of the main shaft 25, and a rear wheel flange 25a is provided integrally with the main shaft 25 at the other end. ing. Furthermore, a front wheel flange 45 connected to the front wheel side output shaft 31 is provided on one end side of the subshaft 42 .
３９は多板クラツチであつて、前記主軸２５に
スプライン結合されたクラツチドラム４６と、該
クラツチドラム４６に回転方向嵌合させたドライ
ブプレート４７と、ドライブギヤ３８に一体に設
けたクラツチハブ部３８ａに回転方向嵌合させ、
前記ドライブプレート４７とは交互に配置させた
ドリブンプレート４８と、前記クラツチドラム４
６の内面に摺動可能に設け、一端側を作動油室４
９とし、他端側を前記両プレート４７，４８に向
けて配置したクラツチピストン５０と、該クラツ
チピストン５０を締結解除方向に付勢させるリタ
ーンスプリング５１と、を備えている。 Reference numeral 39 denotes a multi-plate clutch, which includes a clutch drum 46 spline-coupled to the main shaft 25, a drive plate 47 fitted to the clutch drum 46 in the rotational direction, and a clutch hub portion 38a integrally provided with the drive gear 38. Fit in the rotational direction,
The drive plates 47 are alternately arranged with driven plates 48 and the clutch drum 4.
It is slidably provided on the inner surface of 6, and one end side is connected to the hydraulic oil chamber 4.
9, the clutch piston 50 has its other end facing the plates 47 and 48, and a return spring 51 biases the clutch piston 50 in the direction of releasing the engagement.
尚、前記作動油室４９への作動油供給は、クラ
ツチケース３７に開孔にした油路５２と、主軸２
５に開孔した油路５３と、クラツチドラム４６に
開孔した油圧ポート５４と、によつてなされる。 The hydraulic oil is supplied to the hydraulic oil chamber 49 through an oil passage 52 opened in the clutch case 37 and the main shaft 2.
This is accomplished by an oil passage 53 opened in the clutch drum 46 and a hydraulic port 54 opened in the clutch drum 46.
５５は調整弁としてのソレノイドバルブであつ
て、前記多板クラツチ３９へのクラツチ圧PCを
発生させるために前記油路５２または油路５２へ
導く調整圧油路５６に設けられたもので、このソ
レノイドバルブ５５は、OFFの時、オリフイス
５７が開いて油がドレーンされて多板クラツチ３
９が解放され、ONの時、後述する油圧源５８か
らの調整圧PLが作用して多板クラツチ３９が締
結される。 55 is a solenoid valve as a regulating valve, which is provided in the oil passage 52 or the regulating pressure oil passage 56 leading to the oil passage 52 in order to generate clutch pressure P C to the multi-plate clutch 39; When this solenoid valve 55 is OFF, the orifice 57 opens and oil is drained, and the multi-plate clutch 3
9 is released and turned ON, a regulating pressure P L from a hydraulic power source 58, which will be described later, acts to tighten the multi-plate clutch 39.
このソレノイドバルブ５５のON−OFFの時間
比（デユーテイ比）を変化させると、第５図に示
すように、可変のクラツチ圧PCを作用させるこ
とができ、それに応じてクラツチ容量が決定され
る。そして、クラツチ容量が決まれば、第６図に
示すように前後輪２９，３０，３５，３６への動
力分担率も決定される。 By changing the ON-OFF time ratio (duty ratio) of this solenoid valve 55, a variable clutch pressure P C can be applied as shown in Fig. 5, and the clutch capacity is determined accordingly. . Once the clutch capacity is determined, the power sharing ratio to the front and rear wheels 29, 30, 35, and 36 is also determined as shown in FIG.
尚、エンジン負荷が変化すると、後述するよう
に調整圧PLも変動し、同一デユーテイ比に対し
て多板クラツチ３９へ供給される油圧が変化し、
クラツチ容量及び動力配分も若干変動する（デユ
ーテイ比60％で17〜19％）が実用上は調整圧PL
の変動に応じてデユーテイ比も調整する必要な
い。 Note that when the engine load changes, the adjustment pressure P L also changes as will be described later, and the oil pressure supplied to the multi-disc clutch 39 changes for the same duty ratio.
The clutch capacity and power distribution will also vary slightly (17 to 19% at a duty ratio of 60%), but in practice the adjustment pressure P L
There is no need to adjust the duty ratio in response to fluctuations in.
ここで、ソレノイドバルブ５５のデユーテイ比
制御装置５９を説明すると、第７図に示すよう
に、ステアリング６０に設けられ、操舵角の大小
により操舵角信号ａ，ｂを出力する操舵角センサ
６１と、操舵角信号ａ，ｂを入力し、操舵角の大
きさにより比率の異なるデユーテイ比駆動信号ｄ
を出力する制御回路６２と、を備えている。 Here, to explain the duty ratio control device 59 of the solenoid valve 55, as shown in FIG. 7, a steering angle sensor 61 is provided on the steering wheel 60 and outputs steering angle signals a and b depending on the magnitude of the steering angle. Steering angle signals a and b are input, and a duty ratio drive signal d whose ratio differs depending on the size of the steering angle is generated.
and a control circuit 62 that outputs.
尚、制御回路６２は、選択により所定の周波数
の三角波ｃ（例えば、50Hzの三角波）を発生する
三角波発生回路６３と、該三角波Ｃと前記操舵角
信号ａ，ｂとを入力し、両者を比較してデユーテ
イ比波形ｅ，ｆを得る比較器６４と、ソレノイド
バルブ５５のソレノイドを駆動させるトランジス
タ６５と、を有している。 The control circuit 62 inputs a triangular wave generation circuit 63 which generates a triangular wave c of a predetermined frequency (for example, a triangular wave of 50 Hz) according to selection, and the triangular wave C and the steering angle signals a and b, and compares the two. The comparator 64 obtains the duty ratio waveforms e and f, and the transistor 65 drives the solenoid of the solenoid valve 55.
例えば、操舵角度が大きい場合には、操舵角信
号ａが高レベルとなるため、これを比較器６４に
よつて比較すると、第８図Ｂに示すように、デユ
ーテイ比の小さいデユーテイ比波形ｅを出力し、
また、操舵角が小さい場合には、操舵信号ｂが低
レベルとなるため、これを比較器６４によつて比
較すると、第８図Ｃに示すように、デユーテイ比
の大きいデユーテイ比波形ｆを出力する。 For example, when the steering angle is large, the steering angle signal a is at a high level. When this is compared by the comparator 64, as shown in FIG. 8B, the duty ratio waveform e with a small duty ratio is output,
Furthermore, when the steering angle is small, the steering signal b is at a low level, so when this is compared by the comparator 64, a duty ratio waveform f with a large duty ratio is output as shown in FIG. 8C. do.
５８は油圧源であつて、油圧ポンプ６６と、プ
レツシヤレギユレータバルブ６７と、調圧ソレノ
イドバルブ６８と、を備えており、前記プレツシ
ヤレギユレータバルブ６７には、エンジン負荷と
してのアクセルペダルに連動させたスロツトルカ
ム６９（スロツトル開度大でプランジヤ７０をス
プリング７１のバネ力が増す方向に押し上げる。）
が設けられ、調整圧PLをエンジン負荷が大きく
なればなるほど増大させるようにしている。 Reference numeral 58 denotes a hydraulic power source, which includes a hydraulic pump 66, a pressure regulator valve 67, and a pressure regulating solenoid valve 68. Throttle cam 69 linked to the accelerator pedal (when the throttle opening is large, the plunger 70 is pushed up in the direction where the spring force of the spring 71 increases).
is provided, and the regulating pressure P L is increased as the engine load increases.
また、オリフイス７２，７３を有する調圧路７
４に設けられた調圧ソレノイドバルブ６８には、
変速比センサとしてギヤ位置スイツチ７５が設け
られ、１速と２速で調圧ソレノイドバルブ６８を
OFFとし、第９図に示すように、変速比の大き
な１速及び２速で調整圧PLを高く、他の変速段
では調整圧PLが低くなるようにしている。 In addition, a pressure regulating passage 7 having orifices 72 and 73 is provided.
The pressure regulating solenoid valve 68 provided in
A gear position switch 75 is provided as a speed ratio sensor, and controls a pressure regulating solenoid valve 68 in 1st and 2nd gears.
OFF, and as shown in FIG. 9, the adjustment pressure P L is set high in 1st and 2nd speeds, which have large gear ratios, and is set low in other gears.
尚、調圧ソレノイドバルブ６８による調整圧
PLの制御は、調圧路７４の流体圧力を受けるプ
レツシヤレギユレータバルブ６７の受圧部６７
ａ，６７ｂの面積と、スプリング７１によるバネ
力とのバランスによつて決定する。 In addition, the pressure adjustment by the pressure adjustment solenoid valve 68
P
It is determined by the balance between the areas of a and 67b and the spring force of the spring 71.
また、調圧ソレノイドバルブ６８に対しては、
デユーテイ比制御を行ない、第１０図に示すよう
に、各変速段毎に調整圧PLを異ならせるように
してもよい。 Furthermore, for the pressure regulating solenoid valve 68,
Duty ratio control may be performed to vary the adjustment pressure P L for each gear stage, as shown in FIG. 10.
次に、実施例の作用を説明する。 Next, the operation of the embodiment will be explained.
(イ) 直進走行時
直進走行時には、操舵角センサ６１から操舵角
ゼロの信号が入力されるので、ソレノイドバルブ
５５は100％デユーテイ比でONの状態となり、
油圧源５８からの調整圧PLがそのままクラツチ
圧PCとなり、多板クラツチ３９を締結させる。(a) When traveling straight When traveling straight, a signal of zero steering angle is input from the steering angle sensor 61, so the solenoid valve 55 is in the ON state with a duty ratio of 100%.
The adjusted pressure P L from the hydraulic power source 58 becomes the clutch pressure P C as it is, and the multi-plate clutch 39 is fastened.
このため、変速機２０の出力軸２２からの駆動
力は、多板クラツチ３９の締結で、後輪側出力軸
２３と前輪側出力軸３１とに等分に配分され、直
進走行性に優れる４輪駆動の状態となる。 Therefore, the driving force from the output shaft 22 of the transmission 20 is equally distributed between the rear wheel output shaft 23 and the front wheel output shaft 31 by engagement of the multi-plate clutch 39, resulting in excellent straight running performance. It becomes a wheel drive state.
尚、この直進走行時における、調整圧PL（＝ク
ラツチ圧PC）は、エンジン負荷と変速段とによ
つて調圧がなされ、不要に高い油圧レベルになる
ことも、また、クラツチ滑り生じるような低い油
圧レベルになることもない。 Note that the adjustment pressure P L (=clutch pressure P C ) during straight-ahead driving is regulated depending on the engine load and gear position, which may result in an unnecessarily high oil pressure level or clutch slippage. There will be no such low oil pressure levels.
(ロ) 旋回走行時
旋回走行時には、操舵角に応じて操舵角センサ
６１から操舵角信号が出力され、この操舵角信号
によつて制御回路６２からは所定のデユーテイ比
によるデユーテイ比波形が出力され、ソレノイド
バルブ５５をON−OFFによるデユーテイ比制御
させる。(b) During turning When the vehicle is turning, a steering angle signal is output from the steering angle sensor 61 in accordance with the steering angle, and based on this steering angle signal, a duty ratio waveform based on a predetermined duty ratio is output from the control circuit 62. , the duty ratio is controlled by turning the solenoid valve 55 ON-OFF.
従つて、油圧源５８からの調整圧PLが、ソレ
ノイドバルブ５５のデユーテイ比制御に従つて、
調整圧PLよりも低いクラツチド圧PCとなり、こ
のクラツチ圧PCが多板クラツチ３９に作用し、
幾分かのクラツチ滑りをもたせた半クラツチ状態
となす。 Therefore, the adjusted pressure P L from the hydraulic source 58 is controlled by the duty ratio of the solenoid valve 55.
The clutch pressure P C becomes lower than the adjustment pressure P L , and this clutch pressure P C acts on the multi-plate clutch 39.
The clutch is in a half-clutch state with some clutch slippage.
このため、変速機２０の出力軸２２からの駆動
力は、半クラツチ状態の多板クラツチ３９によ
り、後輪側出力軸２３の駆動力配分が多く、前輪
側出力軸３１の駆動力配分が小ない状態となり、
アクセルを用いた車両姿勢のコントロールが可能
な駆動力配分状態となる。 Therefore, the driving force from the output shaft 22 of the transmission 20 is distributed more to the rear wheel output shaft 23 and less to the front wheel output shaft 31 due to the multi-disc clutch 39 in the half-clutch state. There will be no
The driving force distribution state becomes such that the vehicle attitude can be controlled using the accelerator.
尚、この旋回時には、旋回半径が小さい程、後
輪駆動状態に近くなる。また、エンジン負荷が大
きく、変速比も大きい程、クラツチの滑りを発生
しやすいために、油圧源５８からの調整圧PLは
高くなり、エンジン負荷や変速比によつて前後輪
への駆動力配分の大幅な変動が生じないように制
御される。 Note that during this turning, the smaller the turning radius, the closer to the rear wheel drive state. Furthermore, the larger the engine load and gear ratio, the more likely the clutch will slip, so the adjustment pressure P L from the hydraulic source 58 will become higher, and the driving force to the front and rear wheels will vary depending on the engine load and gear ratio. The allocation is controlled to avoid large fluctuations.
以上、本発明の実施例を図面により詳述してき
たが、具体的な構成はこの実施例に限られるもの
ではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲におけ
る設計変更等があつても本発明に含まれる。 Although the embodiments of the present invention have been described above in detail with reference to the drawings, the specific configuration is not limited to these embodiments, and the present invention may be modified without departing from the gist of the present invention. included.
例えば、エンジン負荷として実施例ではアクセ
ルペダルの踏み込み量（スロツトル開度）を用い
たが、エンジン吸気管負圧や燃料供給量を用いて
もよい。 For example, although the accelerator pedal depression amount (throttle opening degree) is used as the engine load in the embodiment, engine intake pipe negative pressure or fuel supply amount may also be used.
また、調整弁（ソレノイドバルブ）を作動させ
る入力センサとして操舵角センサを用いたが、操
舵角センサの代りにポテンシオメータを用いれ
ば、手動で任意のトルク配分を調整させることも
できる。 Further, although a steering angle sensor is used as an input sensor for operating a regulating valve (solenoid valve), if a potentiometer is used in place of the steering angle sensor, arbitrary torque distribution can be adjusted manually.
また、摩擦クラツチとして実施例では多板クラ
ツチを示したが、摩擦力によりクラツチ締結及び
解除を行なうクラツチであれば他の形式のクラツ
チであつてもよい。 Further, although a multi-plate clutch is shown as the friction clutch in the embodiment, other types of clutches may be used as long as the clutch is engaged and released by frictional force.
（発明の効果）
以上説明してきたように本発明の多輪駆動車の
動力配分制御装置にあつては、下記に列挙する効
果が得られる。(Effects of the Invention) As explained above, the power distribution control device for a multi-wheel drive vehicle of the present invention provides the following effects.
複数の車輪組に動力の伝達をする第１、第２
軸間に外部から付与する締結圧により第２軸へ
のトルク伝達容量を可変とする摩擦クラツチを
設けた為、急激な駆動力配分の変動を伴なうこ
となく、走行状態に応じて円滑に駆動力配分を
移行させることができる。 The first and second wheels transmit power to multiple wheel sets.
A friction clutch is installed between the shafts that can vary the torque transmission capacity to the second shaft by externally applied tightening pressure, so the drive force distribution can be smoothly adjusted according to driving conditions without sudden fluctuations. The driving force distribution can be shifted.
エンジン負荷に応じた供給圧を供給する油圧
源を設けた為、エンジン負荷の大小に応じてク
ラツチ滑りを生じることのない必要十分なクラ
ツチ締結力が与えられ、後述する、操舵角に応
じた駆動力配分制御を容易にすると共にその制
御精度を向上させる。また、不要に高い油圧を
用いる必要がなく燃費の低減が可能となる。 Since a hydraulic source is provided to supply supply pressure according to the engine load, the necessary and sufficient clutch tightening force is provided without causing clutch slippage depending on the size of the engine load, and the drive is adjusted according to the steering angle as described later. To facilitate force distribution control and improve control accuracy. Furthermore, there is no need to use unnecessarily high oil pressure, and fuel consumption can be reduced.
調圧弁により、操舵角が小となるほど摩擦ク
ラツチへの締結圧が大なる様に調圧した為、直
進走行時には複数の車輪組にほぼ等分に駆動力
が配分される駆動力配分状態となり、車両挙動
が安定し直進走行時に優れるし、旋回走行時に
はアクセルを用いた車両姿勢のコントロールが
可能となり、旋回走行時に優れる。 The pressure regulating valve regulates the engagement pressure to the friction clutch so that the smaller the steering angle, the greater the engagement pressure on the friction clutch, so when driving straight, the driving force is distributed almost equally to multiple wheel sets. The vehicle behavior is stable, which is excellent when driving in a straight line, and when driving in turns, it is possible to control the vehicle attitude using the accelerator, which is excellent when driving in turns.
即ち、直進走行時の向上と旋回走行時の向上と
の両立が図られる。 In other words, it is possible to achieve both improvements in straight running and in cornering.
第１図は本発明の多輪駆動車の動力配分制御装
置を示すクレーム対応図、第２図は実施例の制御
装置を備えた多輪駆動車を示す平面図、第３図は
実施例の多輪駆動車における可変容量クラツチ装
置を示す断面図、第４図は実施例の多輪駆動車に
おける動力配分制御装置を示す図、第５図は実施
例装置における調整弁としてのソレノイドバルブ
のデユーテイとクラツチ圧とクラツチ容量との関
係を示すグラフ、第６図はクラツチ容量と動力分
坦率との関係を示すグラフ、第７図は実施例装置
のソレノイドバルブのデユーテイ比制御装置を示
すブロツク線図、第８図Ａ，Ｂ，Ｃは第７図のデ
ユーテイ比制御装置の制御回路における制御信号
を示す図、第９図は実施例装置の油圧源における
変速段による調整圧の制御グラフ、第１０図は実
施例装置の油圧源における変速段による調整圧の
デユーテイ比制御グラフ、第１１図は従来のフル
タイム４輪駆動車のスケルトン図である。
１……変速機、２……出力軸、３……差動ギ
ヤ、４……車輪組、５……第１軸、６……差動ギ
ヤ、７……車輪組、８……第２軸、９……摩擦ク
ラツチ、１０……調圧弁、１１……エンジン負
荷、１２……油圧源、１３……操舵角センサ。
FIG. 1 is a claim correspondence diagram showing a power distribution control device for a multi-wheel drive vehicle according to the present invention, FIG. 2 is a plan view showing a multi-wheel drive vehicle equipped with the control device according to the embodiment, and FIG. 4 is a cross-sectional view showing a variable displacement clutch device in a multi-wheel drive vehicle, FIG. 4 is a diagram showing a power distribution control device in a multi-wheel drive vehicle according to an embodiment, and FIG. 5 is a diagram showing a duty cycle of a solenoid valve as a regulating valve in the embodiment device. 6 is a graph showing the relationship between clutch capacity and power fraction, and FIG. 7 is a block diagram showing the duty ratio control device for the solenoid valve of the embodiment device. , FIGS. 8A, B, and C are diagrams showing control signals in the control circuit of the duty ratio control device shown in FIG. 7, FIG. The figure is a duty ratio control graph of the adjustment pressure depending on the gear stage in the hydraulic power source of the embodiment device, and FIG. 11 is a skeleton diagram of a conventional full-time four-wheel drive vehicle. 1... Transmission, 2... Output shaft, 3... Differential gear, 4... Wheel set, 5... First shaft, 6... Differential gear, 7... Wheel set, 8... Second Shaft, 9...Friction clutch, 10...Pressure regulating valve, 11...Engine load, 12...Hydraulic pressure source, 13...Steering angle sensor.
Claims (1)
て１対の車輪組に動力伝達する第１軸と、 差動ギヤを介して他の１対の車輪組に動力伝達
する第２軸と、 前記第１軸と第２軸との間に設けられ、外部か
ら付与する締結油圧により第２軸へのトルク伝達
容量を可変とする摩擦クラツチと、 前記摩擦クラツチへのクラツチ締結油圧を調圧
する調圧弁と、 該調圧弁に対しエンジン負荷に応じた供給圧を
供給する油圧源と、 操舵角を検出する操舵角センサとを備え、 前記調圧弁は、前記操舵角センサからの操舵角
信号に応じて操舵角が小になるほど前記摩擦クラ
ツチへの締結油圧が大となる様に調圧することを
特徴とする多輪駆動車の動力配分制御装置。[Scope of Claims] 1. A first shaft that is directly connected to the output shaft of the transmission and transmits power to a pair of wheel sets via a differential gear, and a first shaft that transmits power to a pair of wheel sets via a differential gear. a second shaft that transmits power; a friction clutch that is provided between the first shaft and the second shaft and that makes the torque transmission capacity to the second shaft variable by externally applied fastening oil pressure; a pressure regulating valve that regulates a clutch engagement hydraulic pressure; a hydraulic pressure source that supplies a supply pressure according to an engine load to the pressure regulating valve; and a steering angle sensor that detects a steering angle; A power distribution control device for a multi-wheel drive vehicle, characterized in that pressure is regulated so that the engagement oil pressure to the friction clutch increases as the steering angle decreases in accordance with a steering angle signal from a sensor.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP23874384A JPS61115723A (en) | 1984-11-13 | 1984-11-13 | Power distribution controller for multiwheel-driving vehicle |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP23874384A JPS61115723A (en) | 1984-11-13 | 1984-11-13 | Power distribution controller for multiwheel-driving vehicle |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS61115723A JPS61115723A (en) | 1986-06-03 |
| JPH0254249B2 true JPH0254249B2 (en) | 1990-11-21 |
Family
ID=17034595
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP23874384A Granted JPS61115723A (en) | 1984-11-13 | 1984-11-13 | Power distribution controller for multiwheel-driving vehicle |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS61115723A (en) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2012210920A (en) * | 2011-03-30 | 2012-11-01 | Nissin Kogyo Co Ltd | Control device for controlling driving force acting on vehicle |
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS62286834A (en) * | 1986-06-04 | 1987-12-12 | Hitachi Ltd | Control-preferred type automobile |
| JPH0645308B2 (en) * | 1986-06-16 | 1994-06-15 | 豊田工機株式会社 | Full-time four-wheel drive vehicle |
| JPS632732A (en) * | 1986-06-20 | 1988-01-07 | Fuji Heavy Ind Ltd | Torque distribution device in four-wheel drive vehicle |
| JPS63106139A (en) * | 1986-06-23 | 1988-05-11 | Toyoda Mach Works Ltd | Four-wheel drive vehicle |
| JPS6393630A (en) * | 1986-10-06 | 1988-04-23 | Toyota Motor Corp | Hydraulic controller for driving torque distribution control clutch of four-wheel driving device |
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5830835A (en) * | 1982-04-28 | 1983-02-23 | Fuji Heavy Ind Ltd | Four-wheel drive device with oil-hydraulically controlled speed changer |
-
1984
- 1984-11-13 JP JP23874384A patent/JPS61115723A/en active Granted
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Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS61115723A (en) | 1986-06-03 |
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