JPH04201736A - Differentially adjusting front/rear wheel torque distribution control device - Google Patents
Differentially adjusting front/rear wheel torque distribution control deviceInfo
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Landscapes
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- Regulating Braking Force (AREA)
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Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
［産業上の利用分野コ
本発明は、４輪駆動自動車に関し、特に、前輪側と後軸
側との間の差動状態を調整することで前輪及び後輪への
トルク配分を制御する差動調整式前後軸トルク配分制御
装置に関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION [Industrial Field of Application] The present invention relates to a four-wheel drive vehicle, and in particular, it is possible to adjust the differential state between the front wheels and the rear axle by adjusting the differential state between the front wheels and the rear axle. The present invention relates to a differentially adjustable front-rear shaft torque distribution control device that controls torque distribution.
［従来の技術］
前輪側への伝達トルクと、後輪側への伝達トルクとの比
を運転状態に応じて制御するように構成した自動車の動
力伝達装置が種々知られている。[Prior Art] Various power transmission devices for automobiles are known that are configured to control the ratio of the torque transmitted to the front wheels and the torque transmitted to the rear wheels depending on driving conditions.
特に、４軸スピン時の制御として、車体にはたらく横加
速度と車体速度に基づいて、前後輪のトルク配分を制御
する手段が提案されている。In particular, as a control during four-axis spin, a means has been proposed for controlling the torque distribution between the front and rear wheels based on the lateral acceleration acting on the vehicle body and the vehicle speed.
［発明が解決しようとする課題］
ところで、前後軸のトルク配分を行なっている際に、こ
の配分状態が検出できると便利であるが、トルク配分自
体を直接検出するのは困難であるため、なんらかの手段
によって、トルク配分状態を推定することが考えられる
。[Problem to be solved by the invention] By the way, it would be convenient if the distribution state could be detected when performing torque distribution between the front and rear axes, but since it is difficult to directly detect the torque distribution itself, it is difficult to directly detect the torque distribution itself. It is conceivable to estimate the torque distribution state by means.
ま゛た、トルク配分状態を推定できれば、トルク配分状
態を運転者に視認できるようにすることも考えられる。Furthermore, if the torque distribution state can be estimated, it may be possible to make the torque distribution state visible to the driver.
本発明は、上述の課題に鑑み創案されたもので、前後輪
のトルク配分状態を適正に推定できるようにした、差動
調整式前後輪トルク配分制御装置を提供することを目的
とする。The present invention was devised in view of the above-mentioned problems, and an object of the present invention is to provide a differentially adjustable front and rear wheel torque distribution control device that can appropriately estimate the state of torque distribution between the front and rear wheels.
［課題を解決するための手段］
このため、本発明の差動調整式前後輪トルク配分制御装
置は、前輪側と後輪側との間の差動状態を調整すること
で前輪及び後輪へのトルク配分を。[Means for Solving the Problems] Therefore, the differentially adjustable front and rear wheel torque distribution control device of the present invention adjusts the differential state between the front wheels and the rear wheels, thereby increasing the torque distribution between the front wheels and the rear wheels. torque distribution.
制御する前後輪差動調整式４輪駆動自動車において、前
輪側と後軸側との間の差動状態を調整する差動調整機構
をそなえるとともに、上記差動調整機構で前後輪間に回
転数差が生じている場合の前輪出力トルク又は後輪出力
トルクと上記差動調整機構で前後輪間に回転数差が生じ
ていない場合の前輪出力トルク又は後輪出力トルクとを
算出する演算手段と、上記の２種類の前輪出力トルク又
は後輪出力トルクのうち小さい方の前輪出力トルク又は
後輪出力トルクを選択する選択手段とをそなえているこ
とを特徴としている。A four-wheel drive vehicle with front and rear differential adjustment is equipped with a differential adjustment mechanism that adjusts the differential state between the front wheels and the rear axle, and the differential adjustment mechanism adjusts the rotational speed between the front and rear wheels. calculation means for calculating front wheel output torque or rear wheel output torque when a difference has occurred and front wheel output torque or rear wheel output torque when there is no rotation speed difference between the front and rear wheels in the differential adjustment mechanism; , a selection means for selecting the smaller of the two types of front wheel output torque or rear wheel output torque.
さらに、上記選択手段で選択された前輪呂カド□ルク又
は後輪出力トルクに基づいて、前輪又は後軸のトルク配
分状態を表示する表示手段をそなえることもできる。Furthermore, it is also possible to provide display means for displaying the torque distribution state of the front wheels or rear axle based on the front wheel torque or rear wheel output torque selected by the selection means.
［作 用］
上述の本発明の差動調整式前後輪トルク配分制御装置で
は、演算手段により、前輪出力トルク又は後輪出力トル
クを、上記差動調整機構で前後輪間に回転数差が生じて
いる場合のものと、上記差動調整機構で前後輪間に回転
数差が生じていない場合のものとを算出し、選択手段で
、これらの２種類の前輪出力トルク又は後輪出力トルク
−のうち小さい方の前輪出力トルク又は後輪出力トルク
を選択する。[Function] In the differential adjustment type front and rear wheel torque distribution control device of the present invention described above, the calculation means calculates the front wheel output torque or the rear wheel output torque by adjusting the rotation speed difference between the front and rear wheels by the differential adjustment mechanism. , and when there is no rotational speed difference between the front and rear wheels with the differential adjustment mechanism, and select between these two types of front wheel output torque or rear wheel output torque using the selection means. The front wheel output torque or the rear wheel output torque, whichever is smaller, is selected.
これにより、表示手段で、選択された出力トルク情報に
基づいてトルク配分状態を表示できる。Thereby, the display means can display the torque distribution state based on the selected output torque information.
［実施′例］
以下１図面により、本発明の一実施例としての差動調整
式前後輪トルク配分制御装置について説明すると、第１
図はその要部の構成を示すブロック図、第２図はその駆
動トルク伝達系の全体構成例、第３図はその駆動トルク
伝達系の要部を示す断面図、第４図はその前後輪トルク
配分機構の要部断面図、第５図はその油圧供給系の模式
的回路図、第６図はその油圧供給系の要部回路図、第７
回はその油圧設定用デユーティの特性を示す図、第８図
はその操舵角データ検出手段の詳細を示すブロック図、
第９図はその車体速検出手段のの詳細を示すブロック図
、第１０図はその理想回転数差設定用マツプを示す図、
第１１図はその横加速度ゲイン設定マツプを示す図、第
１２図（ａ）。[Example of implementation] Below, a differentially adjustable front and rear wheel torque distribution control device as an example of the present invention will be explained with reference to one drawing.
Figure 2 is a block diagram showing the configuration of the main parts, Figure 2 is an example of the overall configuration of the drive torque transmission system, Figure 3 is a sectional view showing the main parts of the drive torque transmission system, and Figure 4 is the front and rear wheels. 5 is a schematic circuit diagram of its hydraulic supply system; FIG. 6 is a circuit diagram of its hydraulic supply system; FIG. 7 is a sectional view of the main parts of the torque distribution mechanism.
8 is a diagram showing the characteristics of the oil pressure setting duty, and FIG. 8 is a block diagram showing details of the steering angle data detection means.
FIG. 9 is a block diagram showing details of the vehicle speed detection means, and FIG. 10 is a diagram showing a map for setting the ideal rotation speed difference.
FIG. 11 is a diagram showing the lateral acceleration gain setting map, and FIG. 12(a).
（ｂ）はいずれもその理想回転数差を説明するための車
輪状態を模式的に示す平面図、第１３図（ａ）、（ｂ）
はそれぞれその差動対応クラッチトルク設定用マツプを
示す図、第１４図はその前後加速度対応クラッチトルク
設定手段を示すブロック図、第１５図はその前後加速度
対応クラッチトルク設定用マツプ、第１６図はそのエン
ジントルクマツプの例を示す図、第１７図はそのトラン
スミッショントルク比マツプの例を示す図、第１８図は
そのエンジントルク比例クラッチトルク設定手段の変形
例を示すブロックす、第１９図はそのセンタデフ入力ト
ルク設定マツプ、第２Ｑ図はその保護制御用クラッチト
ルクの特性図、第２１図（ａ）はその第１の予圧学習に
かかるデユーティ特性を示す図、第２１図（ｂ）はその
第１の予圧学習にかかる圧力特性を示す図、第２２図は
そのその第２の予圧学習にかかる圧力特性を示す図、第
２３図（ａ）はその第３の予圧学習にがかるデユーティ
特性を示す図、第２３図（ｂ）、（Ｃ）はいずれもその
第３の予圧学習にががる圧力特性を示す図、第２４図は
そのトルク配分状態表示手段を示す図、第２５図はその
トルク配分状態推定手段によるトルク配分を説明するた
めの特性図、第２６図はその装置を含んだ車両全体の制
御の流れを示すフローチャート、第２７図はそ−の前後
輪 ゛トルク配分制御の流れを示すフローチャー
ト、第２８図はその差動対応クラッチトルクの設定の流
れを示すフローチャート、第２９図はその前後加速度対
応クラッチトルクの設定の流れを示すフローチャート、
第３０図はそのエンジントルク比例クラッチトルクの設
定の流れを示すフローチャート、第３１図はその保護制
御用クラッチトルクの設定の流れを示すフローチャート
、第３２図はその第１の予圧学習の流れを示すフローチ
ャート、第３３図はその第２の予圧学習の流れを示すフ
ローチャート、第３４図はその第３の予圧学習の流れを
示すフローチャートである。13(b) is a plan view schematically showing the wheel condition to explain the ideal rotational speed difference, and FIGS. 13(a) and 13(b)
14 is a block diagram showing the clutch torque setting means for longitudinal acceleration, FIG. 15 is a map for setting the clutch torque for longitudinal acceleration, and FIG. 16 is a map for setting the clutch torque corresponding to longitudinal acceleration. FIG. 17 is a diagram showing an example of the transmission torque ratio map, FIG. 18 is a block diagram showing a modified example of the engine torque proportional clutch torque setting means, and FIG. 19 is a diagram showing an example of the transmission torque ratio map. Center differential input torque setting map, Figure 2Q is a characteristic diagram of clutch torque for protection control, Figure 21(a) is a diagram showing duty characteristics related to the first preload learning, and Figure 21(b) is its first preload learning characteristic. Fig. 22 is a diagram showing the pressure characteristics related to the second preload learning, and Fig. 23 (a) shows the duty characteristics related to the third preload learning. 23(b) and (C) are all diagrams showing the pressure characteristics depending on the third preload learning, FIG. 24 is a diagram showing the torque distribution state display means, and FIG. A characteristic diagram for explaining torque distribution by the torque distribution state estimating means, FIG. 26 is a flowchart showing the flow of control of the entire vehicle including the device, and FIG. 27 is a flow chart of torque distribution control for the front and rear wheels. 28 is a flowchart showing the flow of setting the clutch torque corresponding to the differential, FIG. 29 is a flowchart showing the flow of setting the clutch torque corresponding to longitudinal acceleration,
Fig. 30 is a flowchart showing the flow of setting the engine torque proportional clutch torque, Fig. 31 is a flowchart showing the flow of setting the clutch torque for protection control, and Fig. 32 shows the flow of the first preload learning. FIG. 33 is a flowchart showing the flow of the second preload learning, and FIG. 34 is a flowchart showing the flow of the third preload learning.
まず、第２図を参照してこの差動調整式前後輪トルク配
分制御装置をそなえる車両の關動系の全体構成を説明す
る。First, with reference to FIG. 2, the overall configuration of the motor system of a vehicle equipped with this differentially adjustable front and rear wheel torque distribution control device will be described.
第２図において、符号２はエンジンであって１、二のエ
ンジン２の出力はトルクコンバータ４及び自動変速機６
を介して出力軸８に伝達される。出力軸８の出力は、中
間ギア１０を介して前輪と後輪とのエンジントルクを所
要の状態に配分する作動装置としての遊星歯車式差動装
置１２に伝達される。In FIG. 2, reference numeral 2 is an engine, and the outputs of engines 1 and 2 are connected to a torque converter 4 and an automatic transmission 6.
is transmitted to the output shaft 8 via. The output of the output shaft 8 is transmitted via an intermediate gear 10 to a planetary gear type differential device 12, which serves as an actuating device that distributes engine torque between front wheels and rear wheels as required.
この遊星歯車式差動装置１２の出力は、一方において減
速歯車機構１９．前輪用の差動歯車装置１４を介して車
軸１７Ｌ、１７Ｒから左右の前輪１６．１８に伝達され
、他方においてベベルギャ機構１５．プロペラシャフト
２０及びへヘルギャ機構２１．後輪用の差動歯車装置２
２を介して車軸２５Ｌ、２５Ｒから左右の後輪２４．２
６に伝達される。遊星歯車式差動装置ユ２は、従来周知
のものと同様にサンギア１２１、同サンギア１２１の外
方に配置されたプラネタリギア１２２と、同プラネタリ
ギア１２２の外方に配置されたリングギア１２３とを備
え、プラネタリギア１２２を支持するキャリア１２５に
自動変速機６の出力軸８の出力が入力され、サンギア１
２１は前輪用出力軸２７および減速歯車機［１９を介し
て前輪用差動歯車装置１４に連動され、リングギア１２
３は後輪用出力軸２９およびベベルギヤ機構１５を介し
てプロペラシャフト２０に連動されている。The output of this planetary gear type differential 12 is transmitted on the one hand to a reduction gear mechanism 19. The transmission is transmitted from the axles 17L, 17R to the left and right front wheels 16.18 via the front wheel differential gear device 14, and the bevel gear mechanism 15. Propeller shaft 20 and gear mechanism 21. Differential gear device 2 for rear wheels
2 from the axles 25L and 25R to the left and right rear wheels 24.2
6. The planetary gear type differential unit 2 includes a sun gear 121, a planetary gear 122 disposed outside the sun gear 121, and a ring gear 123 disposed outside the planetary gear 122, as in the conventionally known one. The output of the output shaft 8 of the automatic transmission 6 is input to the carrier 125 supporting the planetary gear 122, and the sun gear 1
21 is linked to the front wheel differential gear device 14 via the front wheel output shaft 27 and the reduction gear mechanism [19, and the ring gear 12
3 is interlocked with a propeller shaft 20 via a rear wheel output shaft 29 and a bevel gear mechanism 15.
また、遊星歯車式差動装置１４には、その前輪側出力部
と後輪側出力部との差動を拘束（又は制限）することに
より前輪と後輪とのエンジンの出力トルクの配分を変更
しうる差動制限手段又は差動調整手段としての油圧多板
クラッチ２８が付設されている。In addition, the planetary gear type differential device 14 changes the distribution of engine output torque between the front wheels and the rear wheels by restricting (or limiting) the differential between the front wheel side output section and the rear wheel side output section. A hydraulic multi-disc clutch 28 is provided as a differential limiting means or differential adjusting means.
すなわち、油圧多板クラッチ２８は、サンギヤ１２１（
又はリングギア１２３）とキャリア１２５との間に介装
されており、自身の油圧室に作用される制御圧力によっ
て摩擦力が変わり、サンギヤ１２１（又はリングギア１
２３）とキャリヤ１２５との差動を拘束するようになっ
ている。That is, the hydraulic multi-disc clutch 28 is connected to the sun gear 121 (
The sun gear 121 (or the ring gear 1
23) and the carrier 125 is restricted.
したがって、遊星歯車式差動装置１２は、油圧多板クラ
ッチ２８を完全フリーの状態からロックさせた状態まで
適宜制御することにより、前輪側及び後軸側へ伝達され
るトルクを、前輪：後輪が約３２：６８程度から５０
： ５０の間で制御することができるようになっている
。完全フリー状態での前輪：後輪の値：約３２：６８は
、遊星歯車の前輪側及び後輪側の入力歯車の歯数比等の
設定により現定でき、ここでは、油圧多板クラッチ２８
の油圧室内の圧力がゼロで完全フリーの状態のときには
約３２ ： ６８となるように設定されている。また、
この完全フリー状態での比（約３２二６８）は、前輪系
と後輪系との負荷バランス等によって変化するが通常は
このような値となる。また、油圧室内の圧力が設定圧（
９ｋｇ／ａりとされて油圧多板クラッチ２８がロック状
態にあって、差動制限が実質的にゼロとなると、前輪と
後輪とのトルク配分は、５０ ： ５０となって直結状
態となる。Therefore, the planetary gear type differential device 12 appropriately controls the hydraulic multi-disc clutch 28 from a completely free state to a locked state, thereby transmitting torque to the front wheels and the rear axle. from about 32:68 to 50
: It can be controlled between 50. The value of front wheel:rear wheel in a completely free state: approximately 32:68 can be achieved by setting the gear ratio of the input gears on the front wheel side and the rear wheel side of the planetary gear, and here, the hydraulic multi-disc clutch 28
The ratio is set to approximately 32:68 when the pressure inside the hydraulic chamber is zero and it is completely free. Also,
This ratio in a completely free state (approximately 32 x 68) changes depending on the load balance between the front wheel system and the rear wheel system, etc., but usually takes such a value. Also, the pressure in the hydraulic chamber is set pressure (
9 kg/a and the hydraulic multi-disc clutch 28 is in the locked state, and the differential restriction becomes substantially zero, the torque distribution between the front wheels and the rear wheels becomes 50:50, resulting in a direct connection state. .
また、符号３０はステアリングホイール３２の中立位置
からの回転角度、即ちハンドル角θを検出するハンドル
角センサ、３４ａ、３４ｂはそれぞれ車体の前部および
後部に作用する横方向の加速度Ｇ ｙｆ 、 Ｇ ｙｒ
を検出する横加速度センサであり、この例では、２つの
検出データＧ ｙｆ 、 Ｇ ｙｒを平均して横加速度
データとしているが、車体の重心部付近に横加速度セン
サ３４を１つだけ設けて、この検高値を横加速度データ
としてもよい。３６は車体に作用する前後方向の加速度
Ｇｘを検出する前後加速度センサ、３８はエンジン２の
スロットル開度θｔを検出するスロットルポジションセ
ンサ、３９はエンジン２のエンジンキースイッチ、４０
．４２．４４．４６はそれぞれ左前輪１６、右前輪１８
、左後輪２６、右後輪２８の回転速度を検出する車輪速
センサであり、これらスイッチ及び各センサの出力はコ
ントローラ４８に入力されている。Further, reference numeral 30 is a steering wheel angle sensor that detects the rotation angle of the steering wheel 32 from the neutral position, that is, the steering wheel angle θ, and 34a and 34b are lateral accelerations G yf and G yr that act on the front and rear parts of the vehicle body, respectively.
In this example, the two detection data G yf and G yr are averaged to obtain lateral acceleration data, but only one lateral acceleration sensor 34 is provided near the center of gravity of the vehicle body, This detected height value may be used as lateral acceleration data. 36 is a longitudinal acceleration sensor that detects the longitudinal acceleration Gx acting on the vehicle body; 38 is a throttle position sensor that detects the throttle opening θt of the engine 2; 39 is an engine key switch of the engine 2; 40
．． 42, 44, and 46 are left front wheel 16 and right front wheel 18 respectively.
, a wheel speed sensor that detects the rotational speed of the left rear wheel 26 and the right rear wheel 28, and the outputs of these switches and each sensor are input to the controller 48.
符号５０はアンチロックブレーキ装置であり、このアン
チロックブレーキ装置５０はブレーキスイッチ５０Ａと
駆動して作動する。つまり、ブレーキペダル５１の踏込
時にブレーキスイッチ５０Ａがオンとなると、これに連
動してアンチロックブレーキの作動信号が出力されて、
アンチロックブレーキ装置５ｏが作動する。また、アン
チロックブレーキの作動信号が出力されるときには同時
にその状態を示す信号がコントローラ４８に入力される
ように構成されている。また、５２はコントローラ４８
の制御信号に基づき点灯する警告灯である。Reference numeral 50 indicates an anti-lock brake device, and this anti-lock brake device 50 is operated by being driven by a brake switch 50A. In other words, when the brake switch 50A is turned on when the brake pedal 51 is depressed, an anti-lock brake activation signal is output in conjunction with this.
The anti-lock brake device 5o is activated. Further, when the anti-lock brake activation signal is output, a signal indicating the state thereof is simultaneously input to the controller 48. Further, 52 is a controller 48
This is a warning light that lights up based on the control signal.
なお、コントローラ４８は、図示しないが後述する制御
に必要なＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ、インタフェイス等を
備えている。Note that the controller 48 includes a CPU, ROM, RAM, interface, etc., which are not shown but are necessary for control described later.
符号５４は油圧源、５６は同油圧源５４と油圧多板クラ
ッチ２８の油圧室との間に介装されてコントローラ４８
からの制御信号により制御される圧力制御井系（以下、
圧力制御弁と略す）である。Reference numeral 54 indicates a hydraulic power source, and 56 indicates a controller 48 which is interposed between the hydraulic power source 54 and the hydraulic chamber of the hydraulic multi-disc clutch 28.
The pressure control well system (hereinafter referred to as
(abbreviated as pressure control valve).
また、この自動車には自動変速機がそなえられており、
符合１６０は自動変速機のシフトレバ−１６０Ａの選択
シフトレンジを検出するシフトレバ−位置センサ（シフ
トレンジ検出手段）であり、この検出情報もコントロー
ラ４８に送られる。Additionally, this car is equipped with an automatic transmission.
Reference numeral 160 is a shift lever position sensor (shift range detection means) that detects the selected shift range of the shift lever 160A of the automatic transmission, and this detection information is also sent to the controller 48.
さらに、エンジン回転数センサ（エンジン回転速度セン
サ）１７０で検出されたエンジン回転数Ｎｅやトランス
ミッション回転数センサ（トランスミッション回転速度
センサ）１８０で検出されたトランスミッション回転数
Ｎｔもコントローラ４８に送られる。Further, the engine rotation speed Ne detected by the engine rotation speed sensor (engine rotation speed sensor) 170 and the transmission rotation speed Nt detected by the transmission rotation speed sensor (transmission rotation speed sensor) 180 are also sent to the controller 48.
なお、油圧多板クラッチ２８に関する油圧系の詳細は後
述する。Note that details of the hydraulic system related to the hydraulic multi-disc clutch 28 will be described later.
また、この例では、トラクションコントロールシステム
１’ ５１もそなえている。つまり、エンジン２は、ア
クセルペダル１６２の踏み込み量に応じて開度が制御さ
れる主スロットル弁１５２をそなえており、アクセルペ
ダル１６２および連結策等とともにアクセルペダル系エ
ンジン出力調整装置を構成している。そして、アクセル
ペダル系エンジン出方調整装置と独立して制御されるエ
ンジンｄ力制御手段としての副スロツトル弁１５３が、
エンジン２の吸気通路内において主スロットル弁１５２
と直列的に設けられている。この副スロツトル弁１５３
はモータにより駆動され、このモータｉ後輪速センサ４
４，４６や前輪速センサ４０゜４２やエンジン回転数セ
ンサ１７０やエンジン負荷センサ１７２等の検知、結果
にもとづき駆動制御される。In this example, a traction control system 1'51 is also provided. In other words, the engine 2 includes a main throttle valve 152 whose opening degree is controlled according to the amount of depression of the accelerator pedal 162, and together with the accelerator pedal 162 and the connection mechanism, constitutes an accelerator pedal-based engine output adjustment device. . The sub-throttle valve 153 as an engine d force control means that is controlled independently of the accelerator pedal system engine output adjustment device,
Main throttle valve 152 in the intake passage of engine 2
are installed in series with. This sub-throttle valve 153
is driven by a motor, and this motor i rear wheel speed sensor 4
4, 46, front wheel speed sensor 40.degree. 42, engine speed sensor 170, engine load sensor 172, etc., and drive control is performed based on the detection results.
なお、さらにセンサとして、クラッチ２８のピストン１
４１，１４２に加わる油圧を検出する油圧センサ３０４
が所定の箇所に設けられている。Furthermore, as a sensor, the piston 1 of the clutch 28
Oil pressure sensor 304 that detects the oil pressure applied to 41 and 142
is provided at a predetermined location.
差動調整式前後輪トルク配分制御装置の機械部分ＡＭに
ついてさらに詳述すると、この部分は、第３，４図に示
すように、自動変速機６を通じてエンジンの駆動力を入
力される入力部と、センタディファレンシャル（センタ
デフ）１２と、差動制限機構２８と、前輪側及び後輪側
への出力部とに分けられる。To explain in more detail the mechanical part AM of the differentially adjustable front and rear wheel torque distribution control device, this part is an input part to which the driving force of the engine is input through the automatic transmission 6, as shown in FIGS. 3 and 4. , a center differential (center differential) 12, a differential limiting mechanism 28, and output sections to the front and rear wheels.
入力部は、中間軸１０Ａ側と噛合する入力歯車１１３と
、この入力歯車１１３がセレーション結合される入力ケ
ース１２・４とからなり、入力ケース１２４は、トラン
スミッションケース１１５に固定されるエンドカバー１
１５８及びスペーサ部材１１５ｂに、軸受１１４ａ、１
１４ｂを介して回転自在に装着されている。また、入力
ケース１２４は前方（第３，４図中の左方向）に向かっ
て、拡径した形状になっており、遊星歯、車要素を内蔵
する拡径部とこの拡径部の後方（第４図中、右方）に形
成された縮径部とをそなえ、拡径部の前方には開口部が
形成されている。そして、後述する後輪用出力軸２９の
後方（第３．−４．図中の右方向）からこの出力軸２９
に装着しうるようになっている。また、開口部の外周に
は、複数の溝１２４ｄが形成されている。The input section consists of an input gear 113 that meshes with the intermediate shaft 10A side, and input cases 12 and 4 to which this input gear 113 is connected through serrations.
158 and the spacer member 115b, the bearings 114a, 1
It is rotatably mounted via 14b. In addition, the input case 124 has a shape whose diameter increases toward the front (toward the left in FIGS. 3 and 4), and includes an expanded diameter portion that houses the planetary teeth and wheel elements, and a rear portion (backward) of this expanded diameter portion. In FIG. 4, a reduced diameter part is formed on the right side), and an opening is formed in front of the enlarged diameter part. Then, the output shaft 29 is
It can be installed on the Further, a plurality of grooves 124d are formed on the outer periphery of the opening.
センタデフ１２は、遊星歯車機構を用いた遊星歯車式セ
ンタデフであって、サンギヤ１２１と、このサンギヤ１
２１外方にサンギヤ１２１を囲むようにして配置された
複数のプラネタリピニオン（プラネタリギヤ）１２２と
、このプラネタリピニオン１２２の周りに配設されたリ
ングギヤ１２３と、プラネタリピニオン１２２を支持す
るプラネットキャリア１２５とをそなえており、各ギヤ
はいずれもすぐ歯ギヤにより構成されている。The center differential 12 is a planetary gear type center differential using a planetary gear mechanism, and includes a sun gear 121 and a sun gear 1.
21 includes a plurality of planetary pinions (planetary gears) 122 arranged outwardly to surround the sun gear 121, a ring gear 123 arranged around the planetary pinions 122, and a planetary carrier 125 supporting the planetary pinions 122. Each gear is composed of a straight tooth gear.
このうち、サンギヤ１２１は、中空軸部材２７ａに一体
に設けられており、この中空軸部材２７ａ及び前輪用出
力軸２７はいずれも中空軸１４５とセレーション結合し
ており、この中空軸１４５を介して、中空軸部材２７ａ
と前輪用出力軸２７とが一体に回転しうるようになって
いる。なお、中空軸１４５には、後述するピストン収容
部１４５ａが形成されている。Of these, the sun gear 121 is integrally provided with a hollow shaft member 27a, and both the hollow shaft member 27a and the front wheel output shaft 27 are connected to a hollow shaft 145 through serrations. , hollow shaft member 27a
The front wheel output shaft 27 and the front wheel output shaft 27 can rotate together. Note that the hollow shaft 145 is formed with a piston accommodating portion 145a, which will be described later.
また、リングギヤ１２３は、接続部材１３０に固着さも
でおり、接続部材１３０が後輪用出力軸２９とセレーシ
ョン結合することにより、後輪用出力部に連結されてい
る。これにより、リングギヤ１２３の出力が、接続部材
１３ｏ、後輪用出力軸２９．へベルギヤ機構１５を介し
てプロベランヤフト２０へ入力されるようになっている
、そして、プラネットキャリア１２５は、外周部に入力
ケース１２４の各溝１２４ｄＬこ嵌合りうる凸部１２５
１が形成されており、これらの嵌合°二より、入力ケー
ス１２４と一体回転するように接続されている。また、
サンギヤ１２１は前輪用出力部に連結され、リングギヤ
１２３は後輪用出力部に連結されている。Further, the ring gear 123 is fixed to a connecting member 130, and the connecting member 130 is coupled to the rear wheel output shaft 29 through serrations, thereby being connected to the rear wheel output section. As a result, the output of the ring gear 123 is transmitted to the connecting member 13o, the rear wheel output shaft 29. The planet carrier 125 is designed to be input to the probe run shaft 20 via the hevel gear mechanism 15, and the planet carrier 125 has a protrusion 125 on its outer periphery that can fit into each groove 124dL of the input case 124.
1 is formed, and these are connected to the input case 124 so as to rotate together with the input case 124 through fitting. Also,
The sun gear 121 is connected to the front wheel output section, and the ring gear 123 is connected to the rear wheel output section.
また、各ピニオンシャフト１２６を固定するために、ス
トッパ１３４がそなえら九でいる。Further, in order to fix each pinion shaft 126, a stopper 134 is provided at nine ends.
これらのサンギヤ１２１とリングギヤ１２３との間に介
装されるプラネタリピニオン１２２は、複数個そなえら
れるが、これらのプラネタリピニオン１２２はいずれも
ピニオンシャフト１２６を介してプラネットキャリア１
２５に装着されている。A plurality of planetary pinions 122 are provided between the sun gear 121 and the ring gear 123, and each of these planetary pinions 122 is connected to the planet carrier 1 via a pinion shaft 126.
It is installed on 25.
プラネットキャリア１２５は、入力ケース１２４と一体
回転するように結合されるが、鍔状のベースプレート部
１２５ａと、これよりも前方に形成されたプラネタリピ
ニオン収容部１２５ｂと、後方に形成された筒状のクラ
ッチディスク支持部１２５ｆとがそなえられている。The planet carrier 125 is coupled to the input case 124 so as to rotate together with the input case 124, and includes a brim-shaped base plate portion 125a, a planetary pinion accommodating portion 125b formed in front of this, and a cylindrical pinion accommodating portion 125b formed in the rear. A clutch disk support portion 125f is provided.
そして、これらの各部材１２１，１２２，１２３．１２
５は、予め遊星歯車機構ユニット１２として単独に組み
立てることができ、このようにサブアセンブリ化した上
で、遊星歯車機構ユニット１２をトランスミッションケ
ース１１５内に装着できるようになっている。And each of these members 121, 122, 123.12
5 can be assembled individually as a planetary gear mechanism unit 12 in advance, and after being formed into a subassembly in this way, the planetary gear mechanism unit 12 can be installed in the transmission case 115.
また、上述の入力ケース１２４は、ケース１１５内への
装着後、遊星歯車機構ユニット１２を覆うように装着さ
れる。Moreover, the above-described input case 124 is installed so as to cover the planetary gear mechanism unit 12 after being installed into the case 115.
差動制限機構２８は、油圧多板クラッチにより構成され
ており、プラネットキャリア１２５のクラッチディスク
支持部１２５ｆに装着された入力側ディスクプレート２
８ｂと、中空軸１４５を介してサンギヤ１２１及び前輪
用出力軸２７と一体に回転するクラッチケース１４６に
装着された前輪出力側ディスクプレート２８ｄとが、そ
れぞれ複数交互に並設されている。The differential limiting mechanism 28 is constituted by a hydraulic multi-plate clutch, and includes an input side disk plate 2 mounted on the clutch disk support portion 125f of the planet carrier 125.
8b, and a plurality of front wheel output side disc plates 28d, which are attached to a clutch case 146 that rotates integrally with the sun gear 121 and the front wheel output shaft 27 via a hollow shaft 145, are arranged alternately in parallel.
このうち、前輪出力側ディスクプレート２８ａは、第１
ピストン１４１及び第２ピストン１４２によって駆動さ
れ、入力側ディスクプレート２８ｂと接合しうるように
なっている。Of these, the front wheel output side disc plate 28a is the first
It is driven by a piston 141 and a second piston 142, and can be joined to the input side disk plate 28b.
なお、第１ピストン１４１及び第２ピストン１４２は、
中空軸１４５の外周に形成されたピストン収容部１４５
ａ内にそれぞれ軸方向に移動できるように納められてお
り、これらの２つのピストン１４１，１４２間には、ピ
ストン収容部１４５ａに固定されて軸方向に移動しない
仕切プレート１４３が介設されている。Note that the first piston 141 and the second piston 142 are
Piston housing portion 145 formed on the outer periphery of hollow shaft 145
A partition plate 143 is interposed between these two pistons 141 and 142 so as to be movable in the axial direction. .
そして、第１ピストン１４１とピストン収容部１４５ａ
との間には、第１油室１４４ａが設けられ、第２ピスト
ン１４２と仕切プレート１４３との間には、第２油室１
４４ｂが設けられており、これらの油室１４４ａ、１４
４ｂ内には、トランスミッションケース１１５側に固定
された支持部材１１６内に穿設された油路１１７ａ及び
中空軸１４５内に穿設された油路１１７ｂを通じて、図
示しない油圧供給系から適宜油圧を供給されるようにな
っている。The first piston 141 and the piston accommodating portion 145a
A first oil chamber 144a is provided between the second piston 142 and the partition plate 143, and a second oil chamber 144a is provided between the second piston 142 and the partition plate 143.
44b is provided, and these oil chambers 144a, 14
4b, appropriate hydraulic pressure is supplied from a hydraulic pressure supply system (not shown) through an oil passage 117a bored in the support member 116 fixed to the transmission case 115 side and an oil passage 117b bored in the hollow shaft 145. It is now possible to do so.
これらの各部材２８ａ、２８ｂ、１４１，１４２．１４
３，１４５，１４６も、予め差動制限機構ユニット２８
として単独に組み立てることができ、このようにサブア
センブリ化した上で、差動制限機構ユニット２８にをト
ランスミッションケース１１５内に装着できるようにな
っている。Each of these members 28a, 28b, 141, 142.14
3,145,146 are also preliminarily equipped with the differential limiting mechanism unit 28.
After being made into a subassembly in this way, the differential limiting mechanism unit 28 can be mounted inside the transmission case 115.
また、出力部は、前輪用出力部と後輪用出力部とからな
り、前輪用出力部は、中空軸で形成された前輪用出力軸
２７と、この前輪用出力軸２７に装着されて前輪用の差
動歯車装置（デフ）１４の入力歯車１９ｂに噛合する８
力歯車１９ａとから構成されており、後輪用出力部は、
前輪用出力軸２７内を貫通するように設けられた後輪用
出力軸２９と、この後輪用出力軸２９の先端部に結合さ
れたベベルギヤ軸１５Ａと、このベベルギヤ軸１５Ａに
装着されてプロペラシャフト２０の先端部のベベルギヤ
１５ｂと噛合するベベルギヤ１５ａとから構成されてい
る。The output section includes a front wheel output section and a rear wheel output section. 8 meshing with the input gear 19b of the differential gear device (diff) 14 for
It is composed of a power gear 19a, and the rear wheel output section is
A rear wheel output shaft 29 is provided to pass through the front wheel output shaft 27, a bevel gear shaft 15A is connected to the tip of the rear wheel output shaft 29, and a propeller is attached to the bevel gear shaft 15A. It is composed of a bevel gear 15b at the tip of the shaft 20 and a bevel gear 15a that meshes with the bevel gear 15b.
そして、出力歯車１９ａは軸受１１４ｃ、１１４ｄを介
してトランスミッションケース１１５側に支持されてお
り、ベベルギヤ軸１５Ａ及びベベルギヤ１５ａは軸受１
１４ｅ、１１４ｆを介してトランスミッションケース１
１５側に支持さ九ている。また、出力歯車１９ａと入力
歯車１９ｂとから減速歯車機構１９が構成され、ベベル
ギヤ１５ａとベベルギヤ１５ｂとからベベルギヤ機構１
５が構成されている。The output gear 19a is supported on the transmission case 115 side via bearings 114c and 114d, and the bevel gear shaft 15A and the bevel gear 15a are supported by the bearing 1
Transmission case 1 via 14e and 114f
There are nine supporters on the 15th side. Further, the output gear 19a and the input gear 19b constitute a reduction gear mechanism 19, and the bevel gear 15a and the bevel gear 15b constitute the bevel gear mechanism 1.
5 are configured.
なお、第３図中、１０１はコンバータハウジング、１０
２はオイルポンプ、１０３はフロントクラッチ、１０４
はキックダウンブレーキ、１０５はリヤクラッチ、１０
６はローリバースブレーキ、１０７はプラネタリギヤセ
ット、１０８はトランスファードライブギヤ、１０９は
リヤカバー、１１２はエンドクラッチである。In addition, in FIG. 3, 101 is a converter housing, and 10
2 is the oil pump, 103 is the front clutch, 104
is the kickdown brake, 105 is the rear clutch, 10
6 is a low reverse brake, 107 is a planetary gear set, 108 is a transfer drive gear, 109 is a rear cover, and 112 is an end clutch.
また、第４図中、１３１，１３２は各シャフトを軸方向
に支持するプレート、１３３はＯリングである。Further, in FIG. 4, 131 and 132 are plates that support each shaft in the axial direction, and 133 is an O-ring.
一方、油圧多板クラッチ２８に関する油圧系は、第５図
（模式的な油圧回路図）、第６図（要部油圧回路図）に
示すように構成される。On the other hand, the hydraulic system related to the hydraulic multi-disc clutch 28 is configured as shown in FIG. 5 (schematic hydraulic circuit diagram) and FIG. 6 (principal hydraulic circuit diagram).
即ち、第５図に示すように、リザーバは自動変速機６の
ものを兼用しており、同リザーバ６内のオイルを吸引す
るポンプ５８はその吐出口からチエツク弁６０及び圧力
制御弁６２を介して油圧多板クラッチ２８の油圧室に接
続されている。圧力制御弁６２は、油圧多板クラッチ２
８の油圧室とポンプ５８とを連通する第１位置と、該油
圧室と自動変速機６のリザーバとを連通ずる第２位置と
をとることができる。That is, as shown in FIG. 5, the reservoir is also used as that of the automatic transmission 6, and a pump 58 that sucks oil in the reservoir 6 pumps oil from its discharge port through a check valve 60 and a pressure control valve 62. and is connected to the hydraulic chamber of the hydraulic multi-disc clutch 28. The pressure control valve 62 is connected to the hydraulic multi-disc clutch 2
A first position in which the hydraulic chamber of No. 8 communicates with the pump 58 and a second position in which the hydraulic chamber communicates with the reservoir of the automatic transmission 6 can be taken.
チエツク弁６０と圧力制御弁６２との間の通路には設定
圧（例えば約９ ｋｇ／ａＪ）で開弁じてオイルを自動
変速機６のリザーバへ逃すリリーフ弁６４が設けられ、
またこの通路にはアキュムレータ６６及び圧力スイッチ
６８が接続されている。、圧力スイッチ６８の検出信号
はコントローラ４８に入力されている。なお、ポンプ５
８を廓動するモータ５８ａはコントローラ４８の制御信
号により制御される。A relief valve 64 is provided in the passage between the check valve 60 and the pressure control valve 62 and opens at a set pressure (for example, about 9 kg/aJ) to release oil to the reservoir of the automatic transmission 6.
An accumulator 66 and a pressure switch 68 are also connected to this passage. , the detection signal of the pressure switch 68 is input to the controller 48. In addition, pump 5
The motor 58a that rotates the motor 8 is controlled by a control signal from the controller 48.
このうち、圧力制御弁６２部分の具体的な構成は、第６
図に示すようになっている。Of these, the specific configuration of the pressure control valve 62 portion is as follows.
It is as shown in the figure.
この第６図において、１６１は４ＷＤコントロールバル
ブであって、この４ＷＤコントロールバルブ１６１は、
スプール弁で、スプール本体１６１ａ上に設けられた２
つの弁体部１６１ｂ、１６１ｃをそなえている。スプー
ル本体１６１ａは、その両端部にそれぞれデユーティ圧
（ソレノイドコントロール圧）Ｐｄ及びレデューシング
圧Ｐｒを受けて、デユーティ圧Ｐｄが下がれば図中左方
に進んで開通状態となり、デユーティ圧Ｐｄが上がれば
図中右方に進んで閉鎖状態となる。なお、１６１ｄは、
スプール本体１６１ａが上述のように適切に移動できる
ように、スプール本体１６１ａを適宜の方向に付勢する
スプリングである。In this FIG. 6, 161 is a 4WD control valve, and this 4WD control valve 161 is
The spool valve has two valves provided on the spool body 161a.
It has two valve body parts 161b and 161c. The spool main body 161a receives duty pressure (solenoid control pressure) Pd and reducing pressure Pr at both ends thereof, and when the duty pressure Pd decreases, it advances to the left in the figure and becomes open, and when the duty pressure Pd increases, it moves to the left in the figure. Proceed to the center right and it will become closed. In addition, 161d is
This is a spring that biases the spool body 161a in an appropriate direction so that the spool body 161a can move appropriately as described above.
１６２はデユーティソレノイドバルブ（デューティバル
ブ）であり、このデユーティバルブ１６２は、ソレノイ
１〜１６２ａと、このソレノイド１６２ａとリターンス
プリング１６２ｃにより駆動される弁体１６２ｂとをそ
なえ、弁体１６２ｂは。162 is a duty solenoid valve (duty valve), and this duty valve 162 is provided with solenoids 1 to 162a, and a valve body 162b driven by this solenoid 162a and a return spring 162c.
ソレノイド１６２ａの作動時に後退して油路１６９ｆを
開放し、ソレノイド１６２ａの非作動時にはリターンス
プリング１６２ｃにより前進して油路１６９ｆを閉鎖す
るようになっている。このレデュー子イバルブ１６２は
、種々のセンサからの情報に基づいて、コントローラ（
コンピュータ）４８によって、電子制御される。When the solenoid 162a is activated, it moves backward to open the oil passage 169f, and when the solenoid 162a is not activated, it moves forward by a return spring 162c to close the oil passage 169f. This reducer valve 162 operates based on information from various sensors.
It is electronically controlled by a computer) 48.
また、１６３はオリフィス、１６４はオイルフィルタ、
１６５はレデューシングバルブであり、オリフィス１６
３はレデューシングバルブ１６５と４ＷＤコントロール
バルブ１６１との間に、オイルフィルタ１６４はレデュ
ーシングバルブ１６５へ流入する油路１６９ｂにそれぞ
れ設けられている。Also, 163 is an orifice, 164 is an oil filter,
165 is a reducing valve, and the orifice 16
3 is provided between the reducing valve 165 and the 4WD control valve 161, and the oil filter 164 is provided in an oil passage 169b flowing into the reducing valve 165.
レデューシングバルブ１６５は、弁体１６５ａがリター
ンスプリング１６５ｂによって所定圧て付勢されていて
、この付勢力によって、弁体１６５ａが、油圧が設定圧
以下にな、ｔｌ、ば油圧を供給され、油圧が設定圧以上
になれば油圧を排出するように、自動的に移動するよう
になっている４したがって１例えばソレノイド１６２．
１か作動してデユーティバルブ１６２か開放すると、・
１ＷＤコントロールバルフ１６１の左端側の油圧（チュ
ーティ圧）Ｐｄが低下して、［ｊターンスプリング１６
１ｄにより弁体部１６．１ｂ、１６］、ｑが左方に移動
することで、油路１６９ｃと１６９ｇとの間が開通し、
ライン圧Ｐ０が作動油圧（４ｗ Ｄクラッチ圧）Ｐ４と
して油圧多板クラッチ２８の各油室１４４ａ、１４４ｂ
に供給されるようになって、油圧多板クラッチ２８が接
続されるように構成されている。In the reducing valve 165, a valve body 165a is biased to a predetermined pressure by a return spring 165b, and due to this biasing force, the valve body 165a is supplied with hydraulic pressure when the hydraulic pressure becomes lower than the set pressure. 4 Therefore, 1, for example, a solenoid 162. is automatically moved to discharge the oil pressure when the oil pressure exceeds a set pressure.
1 operates and duty valve 162 opens,...
The oil pressure (tute pressure) Pd on the left end side of the 1WD control valve 161 decreases, and the [j turn spring 16
1d moves the valve body parts 16.1b, 16] and q to the left, opening the space between the oil passages 169c and 169g.
Each oil chamber 144a, 144b of the hydraulic multi-disc clutch 28 has line pressure P0 as working oil pressure (4w D clutch pressure) P4.
The hydraulic multi-disc clutch 28 is connected when the hydraulic multi-disc clutch 28 is connected.
また、ソレノイド１６２ｄが作動しないてデユーティバ
ルブ１６２が閉鎖していると、４ＷＤコントロールバル
ブ〕６１の左端側の油圧（デユーティ圧）Ｐｃｔが上昇
して、弁体部１６１ｂ、１６１ｃが右方（第６図中に示
す位置）に移動して、油路１６９ｃと１６９ｇとが断絶
さ、れるとともに４ＷＤクラツチ圧Ｐ４が放出されるよ
うになって。Further, when the solenoid 162d is not activated and the duty valve 162 is closed, the oil pressure (duty pressure) Pct on the left end side of the 4WD control valve] 61 increases, and the valve body parts 161b and 161c are moved on the right side (the duty pressure) Pct. 6), the oil passages 169c and 169g are disconnected, and the 4WD clutch pressure P4 is released.
油圧多板クラッチ２８が離隔するように構成されている
。The hydraulic multi-disc clutch 28 is configured to separate.
このようなデユーティバルブ１６２の制御指押であるデ
ユーティ（Ｄｕｔｙ）と４ＷＤクラッチ圧Ｐ、、（＝制
御油圧Ｐ）との関係は、例えば第７図に示すようになり
、図示するように、デユーティが低いと４ＷＤクラツチ
圧Ｐ４が低くなり、デユーティが高くなるほど４ＷＤク
ラツチ圧Ｐ４が高くなっている。なお、この逆の設定、
つまり、特性が右下がりの直線になって、デユーティが
低いと４ＷＤクラツチ圧Ｐ４が高くなり、デユーティが
高くなるほど４ＷＤクラツチ圧Ｐ４が低くなる構成も考
えられる。The relationship between the duty (Duty), which is the control finger press of the duty valve 162, and the 4WD clutch pressure P, (=control oil pressure P) is, for example, as shown in FIG. 7, and as shown in the figure, The lower the duty, the lower the 4WD clutch pressure P4, and the higher the duty, the higher the 4WD clutch pressure P4. In addition, the reverse setting,
In other words, a configuration is also conceivable in which the characteristic is a straight line sloping downward to the right, such that the lower the duty, the higher the 4WD clutch pressure P4, and the higher the duty, the lower the 4WD clutch pressure P4.
次に、油圧多板クラッチ２８゛により遊星歯車式差動装
置１２の差動を拘束する制御（以下、駆動力配分制御又
はセンターデフ制御と称する。）にかかるコントローラ
の構成要素を、第１図のブロック図を参照して説明する
。Next, the components of the controller related to the control (hereinafter referred to as driving force distribution control or center differential control) for restraining the differential of the planetary gear type differential device 12 by the hydraulic multi-disc clutch 28' are shown in FIG. This will be explained with reference to the block diagram.
この制御では、各センサ（車輪速センサ４０゜４２．４
４，４６．操舵角センサ３０ａ、３０ｂ。In this control, each sensor (wheel speed sensor 40°42.4
4,46. Steering angle sensors 30a, 30b.
３０ｃ、横加速度センサ３４２前後加速度センサ３６、
スロットルポジションセンサ３８．エンジン回転数セン
サ１７０．トランスミッション回転数センサ１８０．シ
フトポジションセンサ１６０等）からの検出情報に基づ
いて、油圧多板クラッチ２８のクラッチトルりを設定し
、口枠のクラッチトルクを得られるように油圧多板クラ
ッチ２８の差動油圧を制御するようになっている。30c, lateral acceleration sensor 342 longitudinal acceleration sensor 36,
Throttle position sensor 38. Engine speed sensor 170. Transmission rotation speed sensor 180. Based on the detection information from the shift position sensor 160, etc.), the clutch torque of the hydraulic multi-disc clutch 28 is set, and the differential oil pressure of the hydraulic multi-disc clutch 28 is controlled so as to obtain the clutch torque of the mouth frame. It has become.
なお、データのうちＡ Ｂ Ｓ情報、車輪速、舵角。Furthermore, among the data, ABS information, wheel speed, and steering angle.
変速段、ＡＢＳのコントロールユニットとエンジンの制
御ユニットとの総合通信（ＳＣＩ通信：ＳＣＩ ＝Ｓｅ
ｒｉａｌ Ｃｏｍｍｕｎｉｃａｔｉｏｎ Ｉｎｔｅｒｆ
ａｃｅ）等のデータは、デジタル入力され、前後加速度
、横加速度、アクセル開度、多板クラッチへの油圧制御
。Comprehensive communication (SCI communication: SCI = Se) between the gear stage, ABS control unit and engine control unit
real communication interface
Data such as ace) are input digitally, and hydraulic control is applied to longitudinal acceleration, lateral acceleration, accelerator opening, and multi-disc clutch.
４ＷＤコントロールユニット制御、リヤデフの電磁クラ
ッチへの電流等に関してはアナログ入力される。Control of the 4WD control unit, current to the electromagnetic clutch of the rear differential, etc. are input in analog form.
また、油圧多板クラッチ２８のクラッチトルクの設定は
、■前輪と後輪との差動状態（回転速度差であって回転
数差とも表現する）に着目して理想の差動状態となるよ
うに制御を行なうための差動対応クラッチトルクＴｖと
、（）車両にはたらく前後加速度に対応して制御を行な
うための前後加速度対応クラッチトルクＴｘと、（■急
発進時などに前後軸直結四輪駆動状態として大きな路面
伝達トルクを得られるようにエンジントルクに比例して
設定されるエンジントルク比例クラッチトルクＴａと、
■湿式多板クラッチのクラッチ部分を保護するための保
護制御用クラッチトルクＴｐｃとの中から１つが選択さ
れるようになっており、これらの各クラッチトルクＴｖ
、Ｔｘ、Ｔａ、Ｔｐｃの設定部について順に説明する。In addition, the clutch torque of the hydraulic multi-disc clutch 28 is set to achieve an ideal differential state by focusing on the differential state between the front wheels and the rear wheels (the difference in rotational speed, also expressed as the difference in rotational speed). Clutch torque Tv corresponding to differential differential to perform control, () Clutch torque Tx corresponding to longitudinal acceleration to perform control corresponding to longitudinal acceleration acting on the vehicle, (■ Clutch torque Tx corresponding to longitudinal acceleration an engine torque proportional clutch torque Ta that is set in proportion to the engine torque so as to obtain a large road surface transmission torque as a driving state;
■One of the protection control clutch torques Tpc for protecting the clutch portion of the wet multi-disc clutch is selected, and each of these clutch torques Tv
, Tx, Ta, and Tpc will be explained in order.
差動対応クラッチトルクＴｖは、旋回時に運転者の意志
に沿うように車両を挙動させるようにするクラッチトル
クであり、車体の姿勢制御を行なうには後輪を駆動ベー
スとして後輪からスリップするように設定するのが効果
的であるため、差動対応クラッチトルクＴｖは、このよ
うな状態を実現するように設定されるようになっている
。The differential compatible clutch torque Tv is a clutch torque that makes the vehicle behave according to the driver's will when turning.In order to control the attitude of the vehicle, it is necessary to use the rear wheels as a drive base and to slip from the rear wheels. Since it is effective to set the differential clutch torque Tv to realize such a state.
このため、差動対応クラッチトルクＴｖの設定にかかる
部分は、第１図に示すように、前後輪実回転速度差検出
部２００と、前後輪理想回転速度差設定部２１０と１前
後軸実回転速度差ΔＶｃｄと前後輪理想回転速度差ΔＶ
ｈｃとからクラッチトルクＴｖ’を設定する差動対応ク
ラッチトルク設定部２２０と、このクラッチトルクＴｖ
’を横加速度補正する補正部２４６とから構成されてい
る。Therefore, as shown in FIG. 1, the part involved in setting the clutch torque Tv for the differential is a front and rear wheel actual rotational speed difference detection section 200, a front and rear wheel ideal rotational speed difference setting section 210, and one front and rear axis actual rotation. Speed difference ΔVcd and ideal rotational speed difference ΔV of front and rear wheels
A differential compatible clutch torque setting unit 220 that sets clutch torque Tv' from hc, and this clutch torque Tv
and a correction section 246 that corrects the lateral acceleration.
前後軸実回転速度差検出部２００は、フィルタ２０２８
〜２０２ｄと、前輪車輪回転速度データ算出部２０４ａ
と、後軸車軸回転速度データ算出部２０４ｂと、前後軸
実回転速度差算出部２０６とをそなえて構成されている
。The front and rear axis actual rotational speed difference detection unit 200 includes a filter 2028
~202d, and front wheel rotational speed data calculation unit 204a
, a rear axle rotation speed data calculation section 204b, and a front and rear axle actual rotation speed difference calculation section 206.
フィルタ２０２ａ〜２０２ｄは、それぞれ車輪速センサ
４０，４２，４４，４６により検出された左前輪１６．
右前輪１８．左後輪２６．右後輪２８の回転速度データ
信号ＦＬ、ＦＲ，ＲＬ、ＲＲの中から、外乱等により発
生するデータの微振動成分を取り除くためのものである
。The filters 202a to 202d are connected to the left front wheel 16, which is detected by the wheel speed sensors 40, 42, 44, and 46, respectively.
Right front wheel 18. Left rear wheel 26. This is to remove micro-vibration components of the data caused by disturbances etc. from the rotational speed data signals FL, FR, RL, and RR of the right rear wheel 28.
また、前輪車軸回転速度データ算出部２０４ａでは、前
輪の回転速度データ信号ＦＬ、ＦＲから求まる前輪の各
車輪速を平均化して前輪回転速度Ｖｆを得て、後輪車輪
回転速度データ算出部２０４ｂでは、後輪の回転速度デ
ータ信号ＲＬ、ＲＲから求まる後輪の各車輪速を平均化
することで後輪回転速度Ｖｒを得るようになっている。Further, the front wheel axle rotation speed data calculation unit 204a averages the respective wheel speeds of the front wheels determined from the front wheel rotation speed data signals FL and FR to obtain the front wheel rotation speed Vf, and the rear wheel rotation speed data calculation unit 204b , the rear wheel rotational speed Vr is obtained by averaging the respective wheel speeds of the rear wheels determined from the rear wheel rotational speed data signals RL and RR.
さらに、前後輪実回転速度差算出部２０６では、後輪回
転速度Ｖｒから前輪回転速度Ｖｆを減じることで前後輪
の実回転速度差［前後輪の回転速度差（前後回転差：こ
の回転差はセンタデフにおける回転差でもある）］ΔＶ
ｃｄを算出する。Further, the front and rear wheel actual rotational speed difference calculation unit 206 subtracts the front wheel rotational speed Vf from the rear wheel rotational speed Vr to calculate the actual rotational speed difference between the front and rear wheels [rotational speed difference between the front and rear wheels (front and rear rotational speed difference: this rotational difference is It is also the rotation difference at the center differential)] ΔV
Calculate cd.
前後−輪理想回転速度差設定部２１０は、操舵角データ
検出手段としての運転者要求操舵角演算部（擬似操舵角
演算部）２１２と、車体速データ検出手段としての運転
者要求車体速演算部（擬似車体速演算部）２１６と、理
想作動状態設定部としての理想回転速度差設定部２１８
とをそなえて構成されている。The front-wheel ideal rotational speed difference setting section 210 includes a driver-required steering angle calculation section (pseudo steering angle calculation section) 212 as a steering angle data detection means, and a driver-required vehicle body speed calculation section as a vehicle speed data detection means. (pseudo vehicle speed calculation unit) 216 and ideal rotational speed difference setting unit 218 as an ideal operating state setting unit
It is composed of the following.
運転者要求操舵角データ設定手段としての運転者要求操
舵角演算部２１２は、第８図に示すように、操舵角セン
サ３０（第１操舵角センサ３．Ｏａ 。As shown in FIG. 8, the driver-required steering angle calculation unit 212 as driver-required steering angle data setting means uses the steering angle sensor 30 (first steering angle sensor 3.Oa).
ステアリングハンドルに設置された第２操舵角センサ３
０ｂ、ニュートラル位置センサ３０ｃ）からの検出デー
タθ８．θ２．θｎに基づいてセンサ対応操舵角δｈ［
、＝ｆ（θ１．θ２．ｏｎ） ］の値を算出するセンサ
対応操舵角データ設定部２１２ａと、横加速度センサ３
４ａ、３４ｂで検出されたデータＧ ｙｆ 、 Ｇ ｙ
ｒを平均して横加速度データａｙを算出する横加速度デ
ータ算出部２１２ｂと、センサ対応操舵角δｈの方向と
横加速度データＧｙの方向とを比較する比較部２１２Ｃ
と、比較部２１２ｃでの比較結果に応じて運転者要求操
舵角δｒｅｆを設定する運転者要求操舵角設定部（車速
データ設定部）２１２ｄとをそなえて構成されている。Second steering angle sensor 3 installed on the steering wheel
0b, detection data from the neutral position sensor 30c) θ8. θ2. Based on θn, the sensor-compatible steering angle δh[
,=f(θ1.θ2.on) ], a sensor-compatible steering angle data setting unit 212a, and a lateral acceleration sensor 3.
Data G yf and G y detected at 4a and 34b
A lateral acceleration data calculation unit 212b that calculates lateral acceleration data ay by averaging r, and a comparison unit 212C that compares the direction of the sensor-compatible steering angle δh and the direction of the lateral acceleration data Gy.
and a driver-required steering angle setting section (vehicle speed data setting section) 212d that sets the driver-required steering angle δref according to the comparison result of the comparison section 212c.
なお、センサ対応操舵角δｈを求める関数δｈ＝ｆ （
０１，θ２．θｎ）は、ハンドル角センサの仕様に応じ
たものとなる。Note that the function δh=f (
01, θ2. θn) is determined according to the specifications of the steering wheel angle sensor.
また、センサ対応操舵角δｈ及び横加速度データＧＹは
、いずれも例えば右旋回方向を正としている。Furthermore, the sensor-compatible steering angle δh and the lateral acceleration data GY both assume, for example, the right turning direction as positive.
これらのセンサ対応操舵角δｈ及び横加速度データＧｙ
の方向を比較するのに、検出データＸに対して次のよう
な方向に関する関数５ＩＧ（ｘ）を設定する。Steering angle δh and lateral acceleration data Gy corresponding to these sensors
To compare the directions, the following direction-related function 5IG(x) is set for the detection data X.
ｘ ） Ｏの時には、ＳＩＧ （ｘ）＝１Ｘ＝Ｏの時に
は、ＳＩＧ （ｘ）＝Ｏ
ｘ ＜ Ｏの時には、ＳＩＧ （ｘ）＝〜１そこで、比
較部２１２ｃでは、センサ対応操舵角δｈの方向と横加
速度データＧｙの方向との比較を、５ＩＧ（δｈ）と５
ＩＧ（Ｇｙ）とを比較することにより行なっている。X Comparison of the direction of lateral acceleration data Gy and the direction of 5IG (δh)
This is done by comparing with IG(Gy).
そして、運転者要求操舵角設定部２１２ｄでは、センサ
対応操舵角δｈの方向５ＩＧ（δｈ）と横加速度データ
Ｇｙの方向５ＩＧ（Ｇｙ）とが等しい場合には、センサ
対応操舵角δｈを運転者要求操舵角（操舵角データ）δ
ｒｅｆに設定し、センサ対応操舵角δｈの方向５ＩＧ（
δｈ）と横加速度データＧｙの方向５ＩＧ（Ｇｙ）とが
等しくない場合には、Ｏを運転者要求操舵角δｒｅｆに
設定する。Then, when the direction 5IG (δh) of the sensor-compatible steering angle δh and the direction 5IG (Gy) of the lateral acceleration data Gy are equal, the driver-requested steering angle setting unit 212d requests the driver to set the sensor-compatible steering angle δh. Steering angle (steering angle data) δ
ref, and the direction 5IG of the sensor-compatible steering angle δh (
δh) and the direction 5IG(Gy) of the lateral acceleration data Gy are not equal, O is set to the driver requested steering angle δref.
センサ対応操舵角δｈの方向５ＩＧ（δ１１）と横加速
度データＧｙの方向５ｒＧ（Ｇｙ）とが等しくない場合
に運転者要求操舵角δｒｅｆとして○を設定するのは、
例えばトライバがカウンタステア等のハンドル操作を行
なうときには、ハンドルの操舵位置と実際の車両の操舵
角（旋回状態）とが異なるようになる場合があり、この
ような時に、ハンドルの操舵位置から車両の操舵角と設
定すると適切な制御を行ないにくい。When the direction 5IG (δ11) of the sensor-compatible steering angle δh and the direction 5rG (Gy) of the lateral acceleration data Gy are not equal, setting ○ as the driver-required steering angle δref is as follows.
For example, when the driver performs a steering wheel operation such as countersteering, the steering position of the steering wheel may differ from the actual steering angle (turning state) of the vehicle. If the steering angle is set, it is difficult to perform appropriate control.
そこで、このような不具合を排除するために、センサ対
応操舵角δｈの方向ＳＩＧ （δｈ）と横加速度データ
ａｙの方向５ＩＧ（Ｇｙ）とが等しくない場合には、運
転者要求操舵角をＯに設定しているのである。Therefore, in order to eliminate such a problem, if the direction SIG (δh) of the sensor corresponding steering angle δh and the direction 5IG (Gy) of the lateral acceleration data ay are not equal, the driver requested steering angle is set to O. It is set.
運転者要求車体速演算部２１６は、第９図に示すように
、車輪速センサ４０，４２，４４．４６により検出され
た左前輪１６．右前軸１８．左後輪２６．右後輪２８の
回転速度データ信号ＦＬ。As shown in FIG. 9, the driver-required vehicle body speed calculation unit 216 calculates the left front wheel 16. Right front axis 18. Left rear wheel 26. Rotational speed data signal FL of the right rear wheel 28.
ＦＲ，ＲＬ、ＲＲのうち下から（小さい方から）２番目
の大きさの車輪速データを選択する車輪速選択部２１６
ａと、この選択した車輪速データ等から運転者要求車体
速を設定する運転者要求車体速算出部２１６ｃとからな
っている。Wheel speed selection unit 216 that selects the second largest wheel speed data from the bottom (from the smallest) among FR, RL, and RR.
a, and a driver-required vehicle speed calculation unit 216c that sets the driver-required vehicle speed from the selected wheel speed data and the like.
特に、運転者要求車体速算出部２１６Ｃでは、車輪速選
択部２１６ａで選択した車輪速データをフィルタ２１６
ｂにかけて雑音成分を除去して得られる車輪速データＳ
ＶＷと、前後加速度センサ３６で検出された前後加速度
をフィルタ２１６ｄにかけて雑音成分を除去して得られ
る前後加速度データＧｘとに基づいて、ある時点の両デ
ータＳＶ Ｗ 、 Ｇ ｘから、その後の車速を推定す
るようになっている。つまり、ある時点の車輪速データ
Ｓ■Ｗをｖ２前後加速度データＧｘをａとすると、この
時点よりも時間ｔだけ後の理論上の車体速Ｖｒｅｆは、
Ｖｒｅｆ＝Ｖ２＋ａ ｔで算定できる。In particular, the driver-required vehicle speed calculation unit 216C filters the wheel speed data selected by the wheel speed selection unit 216a through the filter 216.
Wheel speed data S obtained by removing noise components by
Based on VW and longitudinal acceleration data Gx obtained by filtering the longitudinal acceleration detected by the longitudinal acceleration sensor 36 to remove noise components, the subsequent vehicle speed is calculated from both data SV W and G x at a certain point in time. It is supposed to be estimated. In other words, if the wheel speed data S■W at a certain point is v2 and the longitudinal acceleration data Gx is a, then the theoretical vehicle speed Vref after a time t after this point is:
It can be calculated as Vref=V2+at.
また、前後加速度データＧｘに換えて、車輪速データＳ
ＶＷ又は運転者要求車体速Ｖｒｅｆを時間微分して得ら
れる運転者要求車体加速度Ｖ′ｒｅｆを採用してもよい
。Also, instead of longitudinal acceleration data Gx, wheel speed data S
The driver-required vehicle acceleration V'ref obtained by time-differentiating VW or the driver-required vehicle speed Vref may be used.
なお１回転速度データ信号ＰＬ、ＦＲ，、ＲＬ。Note that 1 rotational speed data signals PL, FR, RL.
ＲＲのうち下から２番目の大きさの車輪速データを採用
するのは、各車輪は通常いず、れも過回転側にスリップ
している場合が多く本来なら最も低速回転の車輪速を採
用するのが望ましいが、データの信頼性を考慮して下か
ら２番目の車輪速を採用しているのである。The second largest wheel speed data from the bottom of the RR is usually not used because each wheel is often slipping toward the overspeed side, so normally the wheel speed with the lowest rotation speed is used. Although it is desirable to do so, the second wheel speed from the bottom is used in consideration of the reliability of the data.
そして、理想回転速度差設定部２１８では、運転者要求
操舵角演算部２１２で算出された運転者要求操舵角δｒ
ｅｆと、運転者要求車体速演算部２１６で算出された運
転者要求車体速Ｖ ｒｅｆとから、第１０図に示すよう
なマツプに対応して、理想回転速度差△Ｖｈｃを設定す
る。つまり、車速に関しては、低車速時には、旋回時の
前後輪の軌道半径の差（所謂内輪差）の影響が大きく、
後輪の回転速度Ｖｒは前輪の回転速度Ｖｆよりも小さい
が、高車速になるにしたがって、後輪の回転速度Ｖｒが
前輪の回転速度Ｖｆに対して大きくなるようにすること
で、高速時には後輪がスリップしやすいようにしている
。これにより、高速時はど要求される車体の姿勢の応答
性を確保している。また。The ideal rotational speed difference setting unit 218 then calculates the driver requested steering angle δr calculated by the driver requested steering angle calculation unit 212.
ef and the driver-required vehicle speed V ref calculated by the driver-required vehicle speed calculation unit 216, an ideal rotational speed difference ΔVhc is set in accordance with a map as shown in FIG. In other words, when the vehicle speed is low, the difference in track radius between the front and rear wheels (the so-called inner wheel difference) when turning has a large effect.
The rotational speed Vr of the rear wheels is smaller than the rotational speed Vf of the front wheels, but as the vehicle speed increases, the rotational speed Vr of the rear wheels increases relative to the rotational speed Vf of the front wheels. This makes it easy for the wheels to slip. This ensures the responsiveness of the vehicle body posture required at high speeds. Also.
操舵角に関しては、操舵角が大きいほど前後輪に要求さ
れる回転差も大きくなるので、操舵角データδｒｅｆの
大きさ１δｒｅｆ ’ｌが大きいほどΔＶｈｃの値も大
きくなる。Regarding the steering angle, the larger the steering angle, the larger the rotation difference required between the front and rear wheels, and therefore the larger the magnitude 1δref'l of the steering angle data δref, the larger the value of ΔVhc.
このような前後軸の軌道半径差による前後輪の回転速度
差ΔＶｈｃについて第１２図（ａ）、（ｂ）を参照して
説明する。なお、第１２図（ａ）では、前輪１つと後輪
１つとからなる２輪車に模式化した図であり、第１２図
（ｂ）は第１２図（’ａ）を更に模式化した図である。The rotational speed difference ΔVhc between the front and rear wheels due to the difference in orbit radius between the front and rear axles will be explained with reference to FIGS. 12(a) and 12(b). Note that Fig. 12(a) is a schematic diagram of a two-wheeled vehicle consisting of one front wheel and one rear wheel, and Fig. 12(b) is a further schematic diagram of Fig. 12('a). It is.
第１２図（ａ）、（ｂ）に示すように、−輪車輪速をＶ
ｆ、後輪車輪速をＶｒ、車両の重心部分での車速を■、
前輪の回転半径をＲｆ、後輪の回転半径をＲｒ、車両重
心の回転半径をＲ１車体スリップ角をβ、ホイールベー
スを１、前軸中心と重心との間の距離をｌｆ。As shown in Fig. 12 (a) and (b), - wheel speed is set to V
f, the rear wheel speed is Vr, the vehicle speed at the center of gravity of the vehicle is ■,
The rotation radius of the front wheels is Rf, the rotation radius of the rear wheels is Rr, the rotation radius of the vehicle center of gravity is R1, the vehicle body slip angle is β, the wheel base is 1, and the distance between the front axle center and the center of gravity is lf.
後軸中心と重心との間の距離を１ｒとすると、前後輪の
回転速度差ΔＶｈｃは、以下のようにあられせる。Assuming that the distance between the center of the rear axle and the center of gravity is 1r, the rotational speed difference ΔVhc between the front and rear wheels is expressed as follows.
ΔＶｈｃ＝Ｖ ｒ’−Ｖ ｆ ＝［（Ｒｒ−Ｒｆ）／Ｒ
］・Ｖｒｅｆ・・・（１，１）
なお、
Ｒｒ＝（Ｒ”＋１ｒ２−２Ｒ１ｒ−ｃｏｓ（π／２−β
））”’Ｒｆ＝（Ｒ２＋１ｆ２−２ Ｒ１ｆ−ｃｏｓ（
π／２＋β））””β＝（１−ｍ／２１・ｌｆ／ｌｒ”
ｋ ｒ−Ｖ）／（１＋Ａ−Ｖ”）４ｒ／１・δただし
、ｍは車重、ｋｒはコーナリングパワー、Ａはスタビリ
テイファクタである。ΔVhc=Vr'-Vf=[(Rr-Rf)/R
]・Vref...(1,1) In addition, Rr=(R"+1r2-2R1r-cos(π/2-β
))”'Rf=(R2+1f2-2 R1f-cos(
π/2+β))””β=(1-m/21・lf/lr”
k r−V)/(1+A−V”)4r/1·δ where m is the vehicle weight, kr is the cornering power, and A is the stability factor.
また、前輪車輪速Ｖｆ及び後輪車輪速Ｖｒを理論上のも
のと考えると、Ｖｆ ：Ｖｒ＝Ｒｆ ： Ｒｒ、Ｖｆ
： Ｖ＝Ｒｆ ： Ｒとなり、さらに、第１２図（ｂ）
に示す角度βｆ、βｒには、βｆ−βｒ＝ＡＶ２の関係
があり、これらの関係と上記の各式より、ΔＶｈｃをＶ
とδの関数［ΔＶｈｃ＝＝ ｆ ｃ（Ｖ。Furthermore, if we consider that the front wheel speed Vf and the rear wheel speed Vr are theoretical, then Vf : Vr = Rf : Rr, Vf
: V=Rf : R, and further, Fig. 12(b)
There is a relationship between the angles βf and βr shown in , βf - βr = AV2, and from these relationships and the above formulas, ΔVhc can be expressed as V
and the function of δ [ΔVhc== f c(V.
δ）］として定義できる。ただし、この場合の■には理
論上の値即ち運転者要求車体速Ｖｒｅｆが相当し、δに
も、理論上の値即ち運転者要求操舵角δｒｅｆが相当す
る。このような関数［ΔＶｈｃ＝ｆｃ（Ｖ ｒｅｆ 、
δｒｅｆ） ］をマツプ化すると、第１０図に示すよう
になるのである。δ)]. However, in this case, ■ corresponds to a theoretical value, that is, the driver-required vehicle speed Vref, and δ also corresponds to a theoretical value, that is, the driver-required steering angle δref. Such a function [ΔVhc=fc(V ref ,
δref) ] is mapped as shown in FIG.
ところで、舵角については、ハンドル角θに基づく実舵
角（センサ対応操舵角）δｈの他に、旋回時の横加速度
（旋回Ｇ）Ｇｙから求める旋回Ｇ相当舵角δｙがある。By the way, regarding the steering angle, in addition to the actual steering angle (sensor-corresponding steering angle) δh based on the steering wheel angle θ, there is a turning G-equivalent steering angle δy obtained from the lateral acceleration (turning G) Gy during turning.
この旋回Ｇ相当舵角δｙは、次式により算出できる。This turning G equivalent steering angle δy can be calculated using the following equation.
δｙ＝［（，１＋Ａ−Ｖｒｅｆ２）／Ｖｒｅｆ”］・ｌ
・Ｇｙ”（１，２）ただし、Ａはスタビリテイファク
タ、Ｖ ｒｅｆは後述する理論上の車体速（運転者要求
車体速）、■はホイールベースである。δy=[(,1+A-Vref2)/Vref"]・l
・Gy” (1, 2) where A is the stability factor, V ref is the theoretical vehicle speed (vehicle speed requested by the driver), which will be described later, and ■ is the wheel base.
このようにして求まる旋回Ｇ相当舵角δｙに対して、上
述の実舵角（センサ対応操舵角）δｈはより運転者の意
志を反映した舵角である。つまり、運転者が現状よりも
大きく曲がりたい場合には、Ｉδｈ１〉１δｙｔとなり
、舵角値Ｉδｈ１を採用することで舵角値１δｙｌを採
用するよりも理想回転速度差（スリップ目標値）の大き
さを大きくでき、一方、運転者が現状の曲がりを押えた
い場合には、１δｈｌ＜ｌδｙ１となり、舵角値１δｈ
Ｉを採用することで舵角値１δｙ１を採用するよりも理
想回転速度差（スリップ目標値）の大きさを小さくでき
るのである。In contrast to the turning G-equivalent steering angle δy determined in this manner, the above-mentioned actual steering angle (sensor-corresponding steering angle) δh is a steering angle that more closely reflects the driver's intention. In other words, if the driver wants to make a larger turn than the current one, Iδh1>1δyt, and by adopting the steering angle value Iδh1, the magnitude of the ideal rotational speed difference (slip target value) will be greater than by adopting the steering angle value 1δyl. On the other hand, if the driver wants to suppress the current turning, 1δhl<lδy1, and the steering angle value 1δh
By adopting I, the magnitude of the ideal rotational speed difference (slip target value) can be made smaller than by adopting the steering angle value 1δy1.
上述のようにして、前後輪実回転速度差検出部２０ｏで
検出された前後輪実回転速度差ΔＶｃｄと、前後輪理想
回転速度差設定部２１０で設定された前後輪理想回転速
度差ΔＶｈｃとは、減算器２２２で減算（ΔＶｃｄ−Δ
Ｖｈｃ）されて、得られた差ΔＶｃ（＝ΔＶｃｄ−ΔＶ
ｈｃ）と、前後輪理想回転速度差ΔＶｈｃとが、差動対
応クラッチトルク設定部２２０にデータとして入力され
るようになっている。What is the front and rear wheel actual rotational speed difference ΔVcd detected by the front and rear wheel actual rotational speed difference detection unit 20o as described above and the front and rear wheel ideal rotational speed difference ΔVhc set by the front and rear wheel ideal rotational speed difference setting unit 210? , subtracted by the subtractor 222 (ΔVcd−Δ
Vhc) and the resulting difference ΔVc (=ΔVcd−ΔV
hc) and the ideal rotational speed difference ΔVhc between the front and rear wheels are input to the differential compatible clutch torque setting section 220 as data.
差動対応クラッチトルク設定部２２０は、前後輪実回転
速度差ΔＶｃｄと前後輪理想回転速度差ΔＶｈｃとの差
ΔＶｃ （＝ΔＶｃｄ−ΔＶｈｃ）に対応して、クラッ
チトルクＴｖ’を設定するが１前後輪理想回転速度差Δ
Ｖｈｃの正負によって場合分けして、クラッチトルクＴ
ｖ’を設定している。The differential compatible clutch torque setting unit 220 sets the clutch torque Tv' in response to the difference ΔVc (=ΔVcd−ΔVhc) between the actual rotational speed difference ΔVcd of the front and rear wheels and the ideal rotational speed difference ΔVhc of the front and rear wheels. Wheel ideal rotational speed difference Δ
Clutch torque T is divided into cases depending on the positive/negative of Vhc.
v' is set.
（ｉ）ΔＶｈｃ≧０のとき、
この場合は、前軸よりも後輪の方の速度を速くしたいの
であり、以下の■〜■のようにクラッチトルクＴｖ’を
設定する。(i) When ΔVhc≧0 In this case, it is desired to make the speed of the rear wheels faster than that of the front axle, and the clutch torque Tv' is set as shown in (1) to (2) below.
■ΔＶｃｄ≧ΔＶｈｃならば、後輪が過回転してスリッ
プしているので、後軸寄りに大きく配分されたエンジン
トルクの一部を前輪側へ移すようにして後輪のスリップ
を抑制したい。そこで、クラッチトルクＴｖ′が差ΔＶ
ｃ （ΔＶｃｄ−ΔＶｈｃ）の大きさに比例して高まる
ように、
Ｔｖ′＝：ａＸ（ΔＶｃｄ−△Ｖｈｃ） ＝ ａ ＸΔ
Ｖｃ・・・（１，３）
と設定する（ただし、ａは比例定数）。■If ΔVcd≧ΔVhc, the rear wheels are over-rotating and slipping, so it is desired to suppress rear wheel slipping by transferring part of the engine torque that was largely distributed toward the rear axle to the front wheels. Therefore, the clutch torque Tv' is the difference ΔV
Tv'=: aX(ΔVcd-△Vhc) = a
Set Vc...(1, 3) (where a is a proportionality constant).
■ΔＶｈｃ＞ΔＶｃｄ＞Ｏならば、前輪がスリップして
いるので、もしもこの時クラッチトルクＴν′を高める
と前輪側へ配分されるエンジントルクが増加して前軸の
スリップが促進されてしまうことになる。このため、差
動制限をフリーにして、前輪側へ配分されるエンジント
ルクを低減したい。■If ΔVhc>ΔVcd>O, the front wheels are slipping, so if the clutch torque Tν' is increased at this time, the engine torque distributed to the front wheels will increase and front axle slip will be accelerated. Become. For this reason, it is desirable to set the differential limit free and reduce the engine torque distributed to the front wheels.
そこで、この場合には、クラッチトルクＴｖ’をＯに設
定して、所謂不感帯領域を設定する。Therefore, in this case, the clutch torque Tv' is set to O to set a so-called dead zone region.
■０≧ΔＶｃｄならば、前輪がスリップしているので、
前軸側へのエンジントルクの配分を増加させて前輪のス
リップを低減したい。そこで、クラッチトルクＴｖ’か
ΔＶｃｄの大きさに比例して高まるように、
Ｔｖ′＝−ａＸ△Ｖｃｄ＝−ａＸ（ΔＶｃ＋Δ〜’ｈｃ
）・・・（１、４＞
と設定する（ただし、ａは比例定数）。■If 0≧ΔVcd, the front wheels are slipping, so
I want to reduce front wheel slip by increasing the distribution of engine torque to the front axle. Therefore, Tv'=-aX△Vcd=-aX(ΔVc+Δ~'hc
)...(1, 4>) (However, a is a proportionality constant).
このようなＴｖ′とΔＶＣとの関係をマツプ化すると、
第１３図（ａ）のようになり、このマツプによって、差
ΔＶｃと前後輪理想回転速度差ΔｖｈＣとから差動対応
クラッチトルクＴＶを求めることができる。When we map the relationship between Tv' and ΔVC, we get
The map is as shown in FIG. 13(a), and the differential clutch torque TV can be determined from the difference ΔVc and the ideal rotational speed difference ΔvhC between the front and rear wheels.
なお、ΔＶｈｃ＝０の時にはΔＶｈｃ）ΔＶｃｄ＞’Ｊ
の不感帯領域はなくなる。Note that when ΔVhc=0, ΔVhc)ΔVcd>'J
The dead zone area disappears.
（ｉｌ）ΔＶｈｃ＜Ｏのとき、
この場合は、後輪よりも前輪の方の速度を速くしたいの
であり、以下の■〜■のようにクラッチトルクＴｖ′を
設定する。(il) When ΔVhc<O In this case, it is desired to make the speed of the front wheels faster than the speed of the rear wheels, and the clutch torque Tv' is set as shown in (1) to (2) below.
■ΔＶｃｄ≧Ｏならば、後輪が過回転してスリップして
いるので、後軸寄りに大きく配分されたエンジントルク
の一部を前輪側へ移すようにして後輪のスリップを抑制
したい。そこで、クラッチトルクＴν′が△Ｖｃｄの大
きさに比例して高まるように、
Ｔｖ′：ａ×ΔＶｃｄ＝ａ×（ΔＶｃ＋Δ■ｈｃ）・・
・（１，５）と設定する（ただし、ａは比例定数）。■If ΔVcd≧O, the rear wheels are over-rotating and slipping, so it is desired to suppress rear wheel slipping by transferring part of the engine torque that was largely distributed toward the rear axle to the front wheels. Therefore, so that the clutch torque Tν' increases in proportion to the magnitude of ΔVcd, Tv': a×ΔVcd=a×(ΔVc+Δ■hc)...
・Set as (1, 5) (where a is a proportionality constant).
−λＯ〉ΔＶｃｄ＞ΔＶｈｃならば、後輪がスリップし
ているので、もしもこの時クラッチトルクＴｖ′を高め
ると後輪側へ配分されるエンジントルクが増加して後輪
のスリップが促進されてしまうことになる。このため、
差動制限をフリーにして、後輪側へ配分されるエンジン
トルクを低減したい。If -λO〉ΔVcd>ΔVhc, the rear wheels are slipping, so if clutch torque Tv' is increased at this time, the engine torque distributed to the rear wheels will increase and rear wheel slip will be promoted. It turns out. For this reason,
I want to set the differential limit free and reduce the engine torque distributed to the rear wheels.
そこで、この場合には、クラッチトルクＴν′をＯに設
定して、所謂不感帯領域を設定する。Therefore, in this case, the clutch torque Tv' is set to O to set a so-called dead zone region.
■ΔＶｈｃ≧ΔＶｃｄならば、前輪がスリップしている
ので、前輪側へのエンジントルクの配分を増加させて前
輪のスリップを低減したい。そこで、クラッチトルクＴ
ｖ′がΔＶｃ（ΔＶｃｄ−ΔＶｈｃ）の大きさに比例し
て高まるように、
Ｔｖ′＝−ａＸ（ΔＶｃｄ−ΔＶｈｃ）＝−ａＸΔＶｃ
＝４１．６）と設定する（ただし
、ａは比例定数）。■If ΔVhc≧ΔVcd, the front wheels are slipping, so it is desired to increase the distribution of engine torque to the front wheels to reduce the front wheel slips. Therefore, the clutch torque T
Tv' = -aX (ΔVcd - ΔVhc) = -aXΔVc so that v' increases in proportion to the magnitude of ΔVc (ΔVcd - ΔVhc).
=41.6) (where a is a proportionality constant).
このようなＴｖ′とΔＶｃとの関係をマツプ化すると、
第１３図（ｂ）のようになり、このマツプによって、差
ΔＶｃと前後輪理想回転速度差ΔＶ１１Ｃとから差動対
応クラッチトルクＴＶを求めることができる。When we map the relationship between Tv' and ΔVc, we get
The map is as shown in FIG. 13(b), and the clutch torque TV corresponding to the differential can be determined from the difference ΔVc and the ideal rotational speed difference ΔV11C between the front and rear wheels.
このようにして、差動対応クラッチトルク設定部２２０
で、マツプＥ第１３図（ａ） 、 （ｂ） ］を参照
してΔＶｃとΔＶｈｃとから求められた差動対応クラッ
チトルクＴν′は、補正部２４６で、横加速度補正され
るようになっている。In this way, the differential compatible clutch torque setting section 220
Then, the differential compatible clutch torque Tν′ obtained from ΔVc and ΔVhc with reference to map E FIGS. There is.
補正部２４６では、差動対応クラッチトルクＴＶ′に横
Ｇゲインに工を乗算することで横加速度補正を施して、
差動対応クラッチトルクＴｖを得るようになっているが
、この横Ｇゲインにユは以下のように設定される。The correction unit 246 performs lateral acceleration correction on the differential compatible clutch torque TV' by multiplying the lateral G gain by the
The differential clutch torque Tv is obtained, and the lateral G gain is set as follows.
つまり、横加速度センサ３４からの検出データＧｙが、
フィルタ２４２を通じて外乱等により発生するデータの
微振動成分を取り除かれた後、横Ｇゲイン設定部２４４
に送られるようになっている。この横Ｇゲイン設定部２
４４では、第１図の設定部２４４のブロック内に示すマ
ツプにしだがって横加速度データＧｙから横Ｇゲインｋ
、を設定する。In other words, the detection data Gy from the lateral acceleration sensor 34 is
After removing micro-vibration components from the data caused by disturbance etc. through the filter 242, the lateral G gain setting section 244
It is now sent to This lateral G gain setting section 2
44, the lateral G gain k is calculated from the lateral acceleration data Gy according to the map shown in the block of the setting section 244 in FIG.
, set.
この横Ｇゲインに１は、路面の摩擦係数μの状態を制御
に反映させようとするもので、横加速度Ｇｙが大きくな
るほど路面μが大きいものと判断でき、路面μが大きい
ほど、エンジントルクの配分を後輪主体として車体の回
頭性を優先できるようにしたい。そこで、路面μの大き
さ（したがって、横加速度ａｙの大きさ）が大きくなる
と、横Ｇゲインに１を減少させて、設定クラッチトルク
Ｔｖを減少させる補正を行なうようになっている。The value of 1 for this lateral G gain is intended to reflect the state of the friction coefficient μ of the road surface in the control, and it can be determined that the larger the lateral acceleration Gy is, the larger the road surface μ is, and the larger the road surface μ is, the greater the engine torque I would like to be able to prioritize the turning performance of the car body by mainly distributing it to the rear wheels. Therefore, when the magnitude of the road surface μ (and therefore the magnitude of the lateral acceleration ay) increases, the lateral G gain is decreased by 1 to perform correction to decrease the set clutch torque Tv.
なお、路面μが大きい場合でも、車体の回頭性を特別優
先させないならば、この横Ｇゲインに□による補正を省
略することも考えられる。Note that even if the road surface μ is large, if the turning performance of the vehicle body is not particularly prioritized, it may be possible to omit the correction by □ for this lateral G gain.
前後加速度対応クラッチトルクＴｘは、車両の強アンダ
ーステア化を防止して車両がスムースな旋回動作を行な
えるようにするためのクラッチトルクであり、車両には
たらく前後加速度Ｇｘに対応して制御を行なうようにな
っている。The longitudinal acceleration responsive clutch torque Tx is a clutch torque that prevents strong understeer of the vehicle and allows the vehicle to perform smooth turning operations, and is controlled in response to the longitudinal acceleration Gx acting on the vehicle. It has become.
この前後加速度対応クラッチトルクＴｘの岐定は、前後
加速度対応クラッチトルク設定手段２５４で行なわれ、
前後加速度センサ３６からの検出データＧｘが、フィル
タ２５２を通じて外乱等により発生するデータの微振動
成分を取り除かれた後、クラッチトルク設定手段２５４
に送られるようになっている。This determination of the longitudinal acceleration corresponding clutch torque Tx is performed by the longitudinal acceleration corresponding clutch torque setting means 254,
After the detection data Gx from the longitudinal acceleration sensor 36 passes through the filter 252 and removes minute vibration components caused by disturbances, etc., the clutch torque setting means 254
It is now sent to
クラッチトルク設定手段２５４は、第１４図に示すよう
に、前輪分担荷重演算手段２５４ａと、総出力トルク演
算手段２５４ｂと、前輪分担トルク演算手段２５４ｃと
、クラッチトルク演算手段２５４ｄとから構成されてい
る。As shown in FIG. 14, the clutch torque setting means 254 includes a front wheel shared load calculation means 254a, a total output torque calculation means 254b, a front wheel shared torque calculation means 254c, and a clutch torque calculation means 254d. .
前輪分担荷重演算手段２５４ａでは、前後加速度データ
Ｇｘから加速時の前輪分担荷重Ｗｆ’を求めるが、この
前輪分担荷重Ｗｆ’は、静止時の前輪分担荷重Ｗｆ、車
重Ｗａ、重心高さり、ホイールベース１等の既知の数値
と、前後加速度データＧｘとから、以下のような式によ
って求める。The front wheel shared load calculation means 254a calculates the front wheel shared load Wf' during acceleration from the longitudinal acceleration data Gx, and this front wheel shared load Wf' is determined by the front wheel shared load Wf at rest, the vehicle weight Wa, the height of the center of gravity, and the wheel. It is determined by the following formula from known numerical values such as base 1 and longitudinal acceleration data Gx.
Ｗｆ ’ ＝Ｗｆ−（ｈ／ １：ｌ Ｗａ−Ｇｘ・・・
（２，１）総出力トルク演算手段２５４ｂでは、前後加
速度データＧｘから必要総出力トルク（プロペラ軸上で
考えたトルクである）Ｔａを求めるが、必要総出力トル
クＴａは、車重Ｗａ、タイヤ半径Ｒｔ。Wf' = Wf-(h/ 1:l Wa-Gx...
(2,1) The total output torque calculation means 254b calculates the required total output torque Ta (torque considered on the propeller shaft) from the longitudinal acceleration data Gx. Radius Rt.
終減速比（リヤデフ及びフメントデフでの平均値）ρと
、前後加速度データＧｘとから、以下のような式によっ
て求める。It is determined by the following formula from the final reduction ratio (average value at rear differential and front differential) ρ and longitudinal acceleration data Gx.
Ｔ ａ ＝Ｗａ−Ｇｘ−Ｒｔ／ ρ” （２，２）前輪
分担トルク演算手段２５４ｃでは、前輪分担荷重演算手
段２５４ａで求めた加速時の前輪分担荷重Ｗｆ’と、総
出力トルク演算手段２５４ｂで求めた必要総出力トルク
Ｔａとから、以下のような式によって前輪分担トルクＴ
ｆを求める。T a =Wa-Gx-Rt/ρ" (2, 2) The front wheel shared torque calculation means 254c calculates the front wheel shared load Wf' during acceleration obtained by the front wheel shared load calculation means 254a and the total output torque calculation means 254b. From the required total output torque Ta, calculate the front wheel shared torque T using the following formula:
Find f.
Ｔｆ ＝ （Ｗｆ ’／Ｗａ） ・Ｔａ ”・
（２，３）クラッチトルク演算手段２５４ｄでは、総出
力トルク演算手段２５４ｂで求めた必要総出力トルクＴ
ａと前輪分担トルク演算手段２５４ｃで求めた前輪分担
トルクＴｆとから、前後加速度対応クラッチトルクＴｘ
’を算出する。Tf = (Wf'/Wa)・Ta”・
(2, 3) The clutch torque calculation means 254d uses the required total output torque T calculated by the total output torque calculation means 254b.
From a and the front wheel shared torque Tf calculated by the front wheel shared torque calculation means 254c, the clutch torque corresponding to longitudinal acceleration Tx is calculated.
'Calculate.
つまり、センタデフ１２と差動制限クラッチ２８とによ
る前輪トルク配分子ｆは、リヤスリップが先行するもの
として以下のようにあられせる。In other words, the front wheel torque distribution factor f due to the center differential 12 and the differential limiting clutch 28 is set as follows assuming that rear slip occurs first.
Ｔｆ＝［Ｚｓ／（Ｚｓ＋Ｚｒ））Ｔａ＋［Ｚｒ／（Ｚｓ
＋Ｚｒ）］・Ｔｘ’・・・ （２，４）
ただし、Ｚｓはサンギヤ１２ａの歯数、Ｚｒはリングギ
ヤ１２ｃの歯数である〜。Tf=[Zs/(Zs+Zr))Ta+[Zr/(Zs
+Zr)]・Tx'... (2, 4) However, Zs is the number of teeth of the sun gear 12a, and Zr is the number of teeth of the ring gear 12c.
式（２，４）は、以下のように変形できる。Equations (2, 4) can be transformed as follows.
Ｔｘ’＝Ｔｆ−［Ｚｓ／（Ｚｓ＋Ｚｒ）ｌ・Ｔａ／［Ｚ
ｒ／（Ｚｓ＋Ｚｒ）］・・・（２，４’ ）
したがって、必要総出力トルクＴａと前輪分担トルクＴ
ｆとから、前後加速度対応クラッチトルクＴｘ’を求め
ることができる。Tx'=Tf-[Zs/(Zs+Zr)l・Ta/[Z
r/(Zs+Zr)]...(2,4') Therefore, the required total output torque Ta and the front wheel shared torque T
From f, the clutch torque Tx' corresponding to longitudinal acceleration can be determined.
一方、式（２，１） 〜（２ｔ４）から、Ｗｆ ’、Ｔ
ｆ、Ｔａを消去して、Ｔｘ’をＧｘについて解くと、ま
ず、式（２，１）、 （２，２）を式（２，３）に代入
して、Ｔｆ＝（Ｒｔ／ρ）・（Ｗｆ−Ｇｘ−ｈ／１・ｗ
ａ−Ｇｘ２）・・・（２，５）
式（２，１）、 （２，４）、 （２，５）から、Ｔｘ
’＝−Ａ−ｃ（Ｇｘ−Ｂ／２Ｇ）２＋ＡＢ／４Ｃ・・・
（２，６）
ただし、Ａ ＝［（Ｚ ｓ 十Ｚ ｒ）／ Ｚ ｒｌ・
（Ｒｔ／ ／））Ｂ＝Ｗｆ−［Ｚｓ／（Ｚｓ＋Ｚｒ）］
・ＷａＣ＝（ｈ／ｌ）・Ｗａ
ここで、定数Ａ、Ｂ、Ｃに係る各定数を、Ｚｓ＝２８．
Ｚｒ＝６０．Ｒｔ＝０．２９６（ｍ）、ｐ＝３．６．Ｗ
ｆ＝８８０（ｋｇ）、Ｗａｉｌ ５９５（ｋｇ）、ｈ＝
０．５５ （ｍ） 、 ｌ ＝ ２ 、６ （ｍ）と
すると。On the other hand, from equations (2,1) to (2t4), Wf', T
When f and Ta are eliminated and Tx' is solved for Gx, first, by substituting equations (2, 1) and (2, 2) into equation (2, 3), we get Tf=(Rt/ρ)・(Wf-Gx-h/1・w
a-Gx2)...(2,5) From formulas (2,1), (2,4), (2,5), Tx
'=-A-c(Gx-B/2G)2+AB/4C...
(2, 6) However, A = [(Z s + Z r) / Z rl・
(Rt/ /))B=Wf-[Zs/(Zs+Zr)]
・WaC=(h/l)・Wa Here, each constant related to constants A, B, and C is Zs=28.
Zr=60. Rt=0.296(m), p=3.6. W
f=880 (kg), Wail 595 (kg), h=
0.55 (m), l = 2, 6 (m).
Ｔｘ′＝−４０，７（Ｇｘ−０，５５２）２＋１２．４
となり、Ｔｘ′をＧｘに関して第１５図に示すような２
次曲線に表すことができる。Tx'=-40,7(Gx-0,552)2+12.4
Then, Tx' becomes 2 as shown in Fig. 15 with respect to Gx.
It can be represented by the following curve.
ただし、Ｇｘ：０．５５でＴｘ′が極大値をとり、ＧＸ
＞０．５５の領域ではＴｘ’が減少するが、ここでは、
制御の安全性を考慮して、Ｇｘ＞０．５５の領域でもＴ
ｘ′を極大値と等しい値の定数に設定している。なお、
このような設定は、クラッチトルク演算手段２５４ｄに
よる前後加速度対応クラッチトルクＴｘ′の算出時にも
適用できる。However, at Gx: 0.55, Tx' takes a maximum value, and GX
In the region >0.55, Tx' decreases, but here,
Considering control safety, T even in the region of Gx>0.55.
x' is set to a constant value equal to the local maximum value. In addition,
Such a setting can also be applied when the clutch torque calculating means 254d calculates the longitudinal acceleration-corresponding clutch torque Tx'.
前後加速度対応クラッチトルク設定手段２５４では、こ
のようなマツプ（第１５図参照）に基づいて前後加速度
データＧｘから前後加速度対応クラッチトルクＴｘ′を
直接算出するようなものでもよい。The longitudinal acceleration corresponding clutch torque setting means 254 may directly calculate the longitudinal acceleration corresponding clutch torque Tx' from the longitudinal acceleration data Gx based on such a map (see FIG. 15).
このように設定された前後加速度対応クラッチトルクＴ
ｘ’は、横加速度対応補正部２５６で補正を施される。Clutch torque T corresponding to longitudinal acceleration set in this way
x′ is corrected by the lateral acceleration corresponding correction unit 256.
補正部２５６では、前述の補正部２４６と同様な補正で
あり、前後加速度対応クラッチトルクＴｘ′に横Ｇゲイ
ンに１を掛けることで横加速度補正を施して、前後加速
度対応クラッチトルクＴｘを得るようになっているが、
この横Ｇゲインに１は前述しており、そのねらいも前述
と同様に路面の摩擦係数μの状態を制御に反映させよう
とするものなのでここでは説明を省略する。The correction unit 256 performs the same correction as the above-mentioned correction unit 246, and performs lateral acceleration correction by multiplying the lateral G gain by 1 on the longitudinal acceleration corresponding clutch torque Tx' to obtain the longitudinal acceleration corresponding clutch torque Tx. However,
The lateral G gain of 1 has been described above, and its purpose is to reflect the state of the friction coefficient μ of the road surface in the control, as described above, so the explanation will be omitted here.
このようにして補正された前後加速度対応クラッチトル
クＴｘは、スイッチ２５８ａの入切に応じてデータ出力
される。このスイッチ２５８ａは、判断手段２５８から
の信号により、前輪車輪速■ｆが車体速Ｖ ｒｅｆより
も大きいとき、つまり、前輪がスリップしている時（フ
ロントスリップ時）にＯＮとなり、他の場合には、ＯＦ
Ｆとなる。したがって、フロントスリップ時だけ設定さ
れた前後加速度対応クラッチトルクＴｘが出力され、他
の場合には、出力されない（この場合には、Ｔｘ＝０と
され、以下、一般に、スイッチが切れてクラッチトルク
が出力されないときには、クラッチトルクの値はＯとさ
れる）。The clutch torque Tx corresponding to the longitudinal acceleration corrected in this manner is outputted as data in accordance with whether the switch 258a is turned on or off. This switch 258a is turned on in response to a signal from the determining means 258 when the front wheel speed f is greater than the vehicle speed Vref, that is, when the front wheels are slipping (front slip), and is turned ON in other cases. is OF
It becomes F. Therefore, the clutch torque Tx corresponding to the longitudinal acceleration set is output only when the front slip occurs, and is not output in other cases (in this case, Tx = 0, and hereinafter, generally, the switch is turned off and the clutch torque is When the clutch torque is not output, the value of the clutch torque is set to O).
エンジントルク比例クラッチトルクＴａは、停止状態か
らの急発進時などに伝達トルクが大きくなることが予想
される場合に、後輪の初期スリップを防ぐことができる
ように、予め直結４＠齢動状態に設定するための設定ト
ルクである。The engine torque proportional clutch torque Ta is set in advance to prevent the initial slip of the rear wheels when the transmitted torque is expected to increase when suddenly starting from a stopped state. This is the setting torque for setting.
そこで、このエンジントルク比例クラッチトルクＴａを
設定する部分（エンジントルク比例クラッチトルク設定
手段）は、第１図の左下部分に示すように、ある瞬間の
エンジントルクＴｅを検出するエンジントルク検出部２
６４と、その時のトルコントルク比ｔを検出するトルコ
ントルク比検出部２６６と、その時のトランスミッショ
ンの減速比ρｍを検出するトランスミッションの減速比
検出部２７６と、エンジントルクＴｅと比例関係に設定
されたマツプに基づいてエンジントルクＴｅからエンジ
ントルク比例トルクＴａ’を得るエンジントルク比例ト
ルク設定部２６８と、このエンジントルク比例トルクＴ
ａ′に上述のトルコントルク比し、トランスミッション
の減速比ρｍ。Therefore, the part that sets this engine torque proportional clutch torque Ta (engine torque proportional clutch torque setting means) is an engine torque detection part 2 that detects the engine torque Te at a certain moment, as shown in the lower left part of FIG.
64, a torque converter torque ratio detection section 266 that detects the torque converter torque ratio t at that time, a transmission reduction ratio detection section 276 that detects the reduction ratio ρm of the transmission at that time, and a map set in a proportional relationship with the engine torque Te. An engine torque proportional torque setting section 268 that obtains the engine torque proportional torque Ta' from the engine torque Te based on the engine torque proportional torque T;
a' is the torque converter torque ratio mentioned above, and the reduction ratio ρm of the transmission.
終減速ρ１及び回転差ゲインに２を・乗算して、エンジ
ントルク比例クラッチトルクＴａを得るエンジントルク
比例クラッチトルク演算部２７０と、設定されたエンジ
ントルク比例クラッチトルクＴａを低速時（例えばＶｒ
ｅｆ＜ ２０ ｋｍ／ ｈ ）のみデータとして出力す
るスイッチ２７４ａとから構成されている。An engine torque proportional clutch torque calculating section 270 obtains an engine torque proportional clutch torque Ta by multiplying the final deceleration ρ1 and the rotational difference gain by 2, and calculates the set engine torque proportional clutch torque Ta at low speeds (for example, Vr
The switch 274a outputs only data (ef<20 km/h) as data.
エンジントルク検出部２６４では、スロットルポジショ
ンセンサ３８から送られてフィルタ２６２ａを通じて外
乱等により発生するデータの微振動成分を取り除かれた
スロットル開度データθｔｈと、エンジン回転数センサ
１７０から送られてフィルタ２６２ｂを通じて外乱等に
より発生するデータの微振動成分を取り除かれたエンジ
ン回転数データＮｅとから、例えば第１６図に示すよう
なエンジントルクマツプを通じて、その時のエンジント
ルクＴｅを求めるようになっている。In the engine torque detection unit 264, throttle opening data θth sent from the throttle position sensor 38 and filtered through a filter 262a to remove minute vibration components caused by disturbances, etc., and throttle opening data θth sent from the engine rotation speed sensor 170 and filtered through a filter 262b. The engine torque Te at that time is determined from the engine rotational speed data Ne obtained by removing micro-vibration components caused by disturbances and the like through an engine torque map as shown in FIG. 16, for example.
トルコントルク比検品部２６６では、エンジン回転数セ
ンサ１２０から送られてフィルタ２６２ｂを通じて外乱
成分を取り除かれたエンジン回転数データＮａと、トラ
ンスミ２２１２回転数センサ１３０から送られてフィル
タ２６２ｃを通じて外乱成分を取り除かれたトランスミ
ッション回転数データＮｔとから１例えば第１７図に示
すようなトランスミッショントルク比マツプを通じて、
その時のトランスミフシ１ントルク比ｔを求めるように
なっている。The torque converter torque ratio inspection part 266 uses engine rotation speed data Na sent from the engine rotation speed sensor 120 and from which disturbance components are removed through a filter 262b, and engine rotation speed data Na sent from the rotation speed sensor 130 of the transmission 2212 and from which disturbance components are removed through a filter 262c. From the transmission rotational speed data Nt, for example, through a transmission torque ratio map as shown in FIG.
The transmission torque ratio t at that time is determined.
トランスミッションの減速比検出部２７６では。In the reduction ratio detection section 276 of the transmission.
シフトボジシＪンセンサ１１０からの選択シフト段情報
から、第１図のブロック２７６内に示すようなシフト段
−減速比対応マツプを参照してトランスミッションの減
速比ρ−を求めるようになっている。From the selected shift gear information from the shift position sensor 110, the gear reduction ratio ρ- of the transmission is determined by referring to a shift gear/reduction ratio correspondence map as shown in block 276 of FIG.
エンジントルク比例トルク設定部２６８の設定に用いる
マツプ（第１図のブロック２６８内参照）では、エンジ
ントルクＴｅとエンジントルク比例トルクＴａ’とが、
サンギヤ及びリングギヤの各歯数Ｚｓ、Ｚｒ、前輪分担
荷重Ｗｆ及び車重Ｗａ等の既知の定数から決定する比例
定数に従う直線関係となっている。In the map used for setting the engine torque proportional torque setting section 268 (see block 268 in FIG. 1), the engine torque Te and the engine torque proportional torque Ta' are
A linear relationship follows a proportionality constant determined from known constants such as the number of teeth Zs and Zr of the sun gear and ring gear, the front wheel shared load Wf, and the vehicle weight Wa.
エンジントルク比例クラッチトルク演算部２７０では、
上述のようにして決定したエンジントルク比例トルクＴ
ａ’と、トルコントルク比ｔ、トランスミッションの減
速比ρ飄、終減速ρ、及び回転差ゲインに２とから演算
が行なわれるが、回転差ゲインに２は１回転差ゲイン設
定部２７５で以下のように設定される。In the engine torque proportional clutch torque calculation section 270,
Engine torque proportional torque T determined as described above
Calculation is performed from a', the torque converter torque ratio t, the transmission reduction ratio ρ, the final reduction ρ, and the rotation difference gain of 2. It is set as follows.
つまり５回転差ゲインに２は、タイトコーナブレーキ現
象を回避しようとするもので、理想回転速度差設定部２
１８で設定された理想回転速度差ΔＶｈｃから第１１図
に示すようなマツプに従って決定される。このマツプに
おける回転差ゲインに２は理想回転速度差ΔＶｈｃとの
関係は、次式であらｂせる。In other words, the value 2 for the 5-rotation difference gain is intended to avoid the tight corner braking phenomenon, and the ideal rotation speed difference setting section 2
It is determined from the ideal rotational speed difference ΔVhc set in step 18 according to a map as shown in FIG. The relationship between the rotational difference gain 2 and the ideal rotational speed difference ΔVhc in this map is expressed by the following equation.
Ｋ、＝０．９Ｘ（ｌΔＶ ｈｃｍａｘｌ ｌΔＶｈｃｌ
）／ｌΔＶ ｈｃｍａｘＩ÷０．１・・・（３，１）
ただし、轟Ｖ ｈｃｍａｘ＝ＭＡＸ Ｉ Ａ Ｖ ｈｅ
（δ＝ＭＡＸ） １また、係数０．９及び定数Ｏ６ｌ
は、に２の下限を０．１にするためである。K, = 0.9X(lΔV hcmaxl lΔVhcl
)/lΔV hcmaxI÷0.1...(3,1) However, Todoroki V hcmax=MAX I A V he
(δ=MAX) 1 Also, coefficient 0.9 and constant O6l
This is to set the lower limit of 2 to 0.1.
このように、理想回転速度差ΔＶｈｃが大きくなるのに
従って回転差ゲインに２が直線的に小さくなり、この回
転差ゲインによを乗算視て補正することにより、旋回時
等に理想回転速度差ΔＶｈｃが大きくなった場合に、急
発進性能よりも旋回性能（タイトコーナブレーキ現象を
防止できるような性能）を優先させるように、エンジン
トルク比例クラッチトルクＴａが小さくされるのである
。In this way, as the ideal rotational speed difference ΔVhc increases, the rotational difference gain linearly decreases by 2, and by multiplying and correcting the rotational difference gain, the ideal rotational speed difference ΔVhc during turning etc. When this becomes large, the engine torque proportional clutch torque Ta is reduced so as to prioritize turning performance (performance that can prevent tight corner braking) over sudden start performance.
ところで、上述のエンジントルク比例トルク設定部２６
８とエンジントルク比例クラッチトルク演算部２７０と
の部分を、第１８図に示すように、センタデフ入力トル
ク演算部２６７と、クラッチトルク演算部２６９と、旋
回補正部２７２とからなる構成に変更することも考えら
れる。By the way, the above-mentioned engine torque proportional torque setting section 26
8 and the engine torque proportional clutch torque calculating section 270, as shown in FIG. can also be considered.
つまり、センタデフ入力トルク演算部２６７では、エン
ジントルク検出部２６４から送られたエンジントルクＴ
ｅと、トルコントルク比検出部２６６から送られたトル
コントルク比ｔと、トランスミッションの減速比検出部
２７６から送られたトランスミッションの減速比ρ鳳と
から１次式により、センタデフ入力トルク（トランスミ
ッション出力トルク）Ｔａを演算する。That is, the center differential input torque calculation section 267 uses the engine torque T sent from the engine torque detection section 264.
The center differential input torque (transmission output torque ) Calculate Ta.
Ｔａ＝ｔ・９ｍ・ρ１・Ｔｅ ・・・（３，
２）ただし、ρ、は終減速比である。Ta=t・9m・ρ1・Te...(3,
2) However, ρ is the final reduction ratio.
なお、このセンタデフ入力トルクＴａとエンジントルク
Ｔｅとの関係は、各設定シフト毎に比例関係になり、例
えばトルコントルク比ｔを１．５と設定すると、第１９
図に示すようになる。ところが、実際には、この関係は
、トルコントルク比ｔの大きさによって大きく変わるの
で、速度比ｉからトルコントルク比ｔを求めて、これに
基づきＴａとＴｅとの関係を求めるようにしたらよい。Note that the relationship between the center differential input torque Ta and the engine torque Te becomes a proportional relationship for each setting shift. For example, if the torque converter torque ratio t is set to 1.5, the 19th
The result will be as shown in the figure. However, in reality, this relationship varies greatly depending on the magnitude of the torque converter torque ratio t, so the torque converter torque ratio t may be determined from the speed ratio i, and the relationship between Ta and Te may be determined based on this.
クラッチトルク演算部２６９では、前後駆動配分が静荷
重配分と等しくなるクラッチトルクＴｃを次式から演算
する。The clutch torque calculation unit 269 calculates the clutch torque Tc that makes the front-rear drive distribution equal to the static load distribution from the following equation.
Ｔｃ＝［（Ｚｓ＋Ｚｒ）／Ｚｒ−Ｗｆ／Ｗａ−１］・Ｔ
ａ ”・（３，３）ただし、Ｚｓはサンギヤの歯数、
Ｚｒはリングギヤの歯数、Ｗｆは前輪分担荷重、Ｗａは
車重。Tc=[(Zs+Zr)/Zr-Wf/Wa-1]・T
a ”・(3,3) However, Zs is the number of teeth of the sun gear,
Zr is the number of teeth of the ring gear, Wf is the load shared by the front wheels, and Wa is the vehicle weight.
そして、旋回補正部２７２で、このようにして得られた
クラッチトルクＴｃを上述の回転差ゲインに２で補正す
ることで、エンジントルク比例クラッチトルクＴａが得
られる。Then, the turning correction unit 272 corrects the clutch torque Tc obtained in this manner by the above-mentioned rotational difference gain by 2, thereby obtaining the engine torque proportional clutch torque Ta.
なお、センタデフ入力トルク演算部２６７とクラッチト
ルク演算部２６９とを一体化して、エンジントルクＴｅ
とトルコントルク比ｔとトランスミッションの減速比ρ
ｍとから、次式により、求めるようにしてもよい。Note that the center differential input torque calculation section 267 and the clutch torque calculation section 269 are integrated to calculate the engine torque Te.
, torque converter torque ratio t, and transmission reduction ratio ρ
It may be determined from m using the following equation.
Ｔｃ＝［（ｚｓ＋ｚｒ）／Ｚｒ−Ｗｆ／Ｗａ−１］・ｔ
・ ρｍ・ ρ１・Ｔｅ・・・（３，４）
さらに、スイッチ２７４ａは、判断手段２７４からの信
号により、低車速時（この例ではＶ ｒｅｆ＜２０ｋｍ
／ｈ）にはＯＮとなって、エンジントルク比例クラッチ
トルクＴａをデータとして出力できるようにするが、車
速がこれ以上大きくなる（ Ｖ ｒｅｆ≧２０ｋｍ／ｈ
）とＯＦＦとなって、エンジントルク比例クラッチトル
クＴａのデータとして出力を停止する。これは、エンジ
ントルク比例制御は、ある程度の速度での旋回時にタイ
トコーナブレーキング現象を発生させたり、スリップ許
容が必要な場面で他の制御部を排除する場合があり、こ
れらを回避するのに、定車速時のみにこのエンジントル
ク比例制御を行なうという条件を設けているのである。Tc=[(zs+zr)/Zr-Wf/Wa-1]・t
・ρm・ρ1・Te...(3,4) Further, the switch 274a is activated by a signal from the determining means 274 to determine whether the vehicle speed is low (in this example, V ref<20km
/h), it is turned ON and the engine torque proportional clutch torque Ta can be output as data, but if the vehicle speed becomes higher than this (V ref≧20km/h)
), and the output is stopped as data of the engine torque proportional clutch torque Ta. This is because engine torque proportional control may cause tight corner braking when turning at a certain speed, or may exclude other control units in situations where slip tolerance is required. The condition is that this engine torque proportional control is performed only when the vehicle speed is constant.
つぎに、湿式多板クラッチ２８のクラッチ部分を保護す
るための保護制御用クラッチトルクｒｐｃの設定につい
て説明すると、このクラッチトルクｒｐｃの設定は保護
制御部２３０で行なわれるようになっている。Next, the setting of the protection control clutch torque rpc for protecting the clutch portion of the wet multi-disc clutch 28 will be explained. This clutch torque rpc is set by the protection control section 230.
つまり、湿式多板クラッチ２８では、一般に。In other words, in the wet type multi-disc clutch 28, generally.
クラッチ板間の差回転が大きくなると、クラッチフェイ
シングの焼き付きや摩耗量増大等の損傷を招く畏れがあ
り、当然ながら差回転が大きくこの状態の継続時間が大
きいほど損傷を招き易い、−方、このような状態を回避
してクラッチ２８を保護するには、クラッチフリーにす
ること（クラッチ板間の接続を解除すること）が考えら
れるが、クラッチ２８の接続状態からフリーへの切り換
えを瞬時に行なうと、車両の姿勢が急変する畏れがある
。そこで、これなの現象をいずれも回避できるように、
保護制御部２３０により、保護制御用クラッチトルクＴ
ｐｃが設定されるのである。If the differential rotation between the clutch plates becomes large, there is a risk of damage such as seizing of the clutch facing or increased wear.Of course, the greater the differential rotation and the longer this state lasts, the more likely it is that damage will occur. In order to avoid such a situation and protect the clutch 28, it is possible to make the clutch free (to release the connection between the clutch plates), but it is possible to instantly switch the clutch 28 from the connected state to the free state. If you do so, there is a risk that the vehicle's attitude may suddenly change. Therefore, in order to avoid any of these phenomena,
The protection control unit 230 controls the clutch torque T for protection control.
PC is set.
保護制御部２３０では、前後輪実回転速度差算出部２０
６で算出された前後輪実回転速度差Ｖｃｄを受けて、こ
の前後輪実回転速度差Ｖｃｄが基準値（この例では、８
．６ｋｆｆｉ／ｈ）よりも大きい状態が基準時間（この
例では、１秒間）以上継続すると、第２０図に示すよう
なパターンで保護制御用クラッチトルクｒｐｃを設定す
るようになっている。In the protection control section 230, the front and rear wheel actual rotational speed difference calculation section 20
In response to the front and rear wheel actual rotational speed difference Vcd calculated in step 6, this front and rear wheel actual rotational speed difference Vcd is set to the reference value (in this example, 8
．． 6kffi/h) continues for a reference time (1 second in this example), the protection control clutch torque rpc is set in a pattern as shown in FIG.
つまり、上述の検知条件が成立すると、保護制御用クラ
ッチトルクｒｐｃを、まず短時間（この例では１秒間）
だけ上限値に設定し、この後、徐々にＯへと減少（自然
解除）させていく。この例では、減少時のｒｐｃと時間
１１との関係は、次式のようになっている。In other words, when the above-mentioned detection conditions are met, the protection control clutch torque rpc is first set for a short period of time (in this example, for 1 second).
is set to the upper limit value, and thereafter it is gradually decreased (naturally released) to O. In this example, the relationship between rpc at the time of decrease and time 11 is as shown in the following equation.
ｒｐｃ＝ ４０−１４ｔｔ ・・・
（４，１）なお、上限値に設定する時間や、クラッチト
ルクＴｐｃをＯへ漸減させる速度（第２０図の傾きが相
当する）は、各車両の特性に応じて適宜最適なものに設
定するのが望ましい。rpc=40-14tt...
(4,1) Note that the time to set the upper limit value and the speed at which the clutch torque Tpc is gradually reduced to O (corresponding to the slope in Fig. 20) are appropriately set to the optimum value according to the characteristics of each vehicle. is desirable.
また、上述の検知条件が成立しない場合には、保護制御
用クラッチトルクＴｐｃの値はＯに設定される。Further, if the above-mentioned detection condition is not satisfied, the value of the protection control clutch torque Tpc is set to O.
上述の差動対応クラッチトルクＴｖ、前後加速度対応ク
ラッチトルクＴＸ、エンジントルク比例クラッチトルク
Ｔａ、保護制御用クラッチトルクＴρＣの各クラッチト
ルクは、適当なタイミングで繰り返される各制御サイク
ルごとに、それぞれ設定され、このように設定された各
クラッチトルクＴｖ、Ｔｘ、Ｔａ、Ｔｐｃは、最大値選
択部２８０に送られる。The above-mentioned differential clutch torque Tv, longitudinal acceleration clutch torque TX, engine torque proportional clutch torque Ta, and protection control clutch torque TρC are set for each control cycle that is repeated at an appropriate timing. , each of the clutch torques Tv, Tx, Ta, and Tpc set in this way are sent to the maximum value selection section 280.
この最大値選択部２８０では、各制御サイクルごとに、
クラッチトルクＴｖ、Ｔｘ、Ｔａ、Ｔｐｃの中から最大
のもの（このクラッチトルクをＴｃとする）を選択する
。ただし、スイッチ２５８ａ又は２７４ａがＯＦＦの場
合には、クラッチトルクＴｘ又はＴａが送られないので
、最大値選択部２８０では、送られたクラッチトルクの
中から最大値を選択するようになっている。In this maximum value selection section 280, for each control cycle,
The maximum clutch torque (this clutch torque is designated as Tc) is selected from among clutch torques Tv, Tx, Ta, and Tpc. However, when the switch 258a or 274a is OFF, the clutch torque Tx or Ta is not sent, so the maximum value selection section 280 selects the maximum value from the clutch torques sent.
このようにして選択されたクラッチトルクＴｃはトルク
−圧力変換部２８２に送られて、ここで。The clutch torque Tc selected in this way is sent to the torque-pressure converter 282, where the
設定されたクラッチトルクＴｃが得られるようなりラッ
チ制御圧力Ｐｃが設定されるようになっている。The latch control pressure Pc is set so that the set clutch torque Tc can be obtained.
ここでは、マツプ（第１図中のブロック２８２内参照）
によって、クラッチトルクＴｃからクラッチ制御圧力Ｐ
ｃを得ているが、一般に、クラッチトルクＴｃとクラッ
チ制御圧力Ｐｃとは比例関係にあるためマツプも図示す
るような線形のものになって、いる。Here, the map (see block 282 in Figure 1)
Clutch control pressure P is calculated from clutch torque Tc by
However, since clutch torque Tc and clutch control pressure Pc are generally in a proportional relationship, the map is linear as shown.
さらに、このように変化されたクラッチ制御圧力ＰＣに
は、予圧付与手段としての加減算器２８４において、遠
心圧補正と、予圧補正とが施されるようになっている。Furthermore, the clutch control pressure PC changed in this way is subjected to centrifugal pressure correction and preload correction in an adder/subtractor 284 serving as a preload applying means.
遠心圧補正は、クラッチ制御圧力Ｐｃから、遠、心補正
圧設定部２８６で設定された遠心補正圧ＰＶを減算する
ことで行なわれるが、遠心補正圧設定部２８６では、第
１図のブロック２８６内に示すようなマツプによって、
２０４ａで算出された前輪車速Ｖｆから求める。これは
、ピストン室は前輪側軸と同期して回転するので、遠心
油圧は、前輪車速Ｖｆに対応して生じるためであり、遠
心補正圧Ｐｖは、前輪車速Ｖｆの２乗に比例するように
設定される。Centrifugal pressure correction is performed by subtracting the centrifugal correction pressure PV set in the distal and cardiac correction pressure setting section 286 from the clutch control pressure Pc. By the map shown inside,
It is determined from the front wheel vehicle speed Vf calculated in step 204a. This is because the piston chamber rotates in synchronization with the front wheel side shaft, so the centrifugal oil pressure is generated corresponding to the front wheel speed Vf, and the centrifugal correction pressure Pv is proportional to the square of the front wheel speed Vf. Set.
予圧補正は、クラッチ制御／ＥＥ、 ｉ Ｐ ｃに、初
期係合圧設定部（予圧設定部）２８８で設定された初期
係合圧（イニシャル圧）をＰｉ予圧として加算する補正
である。The preload correction is a correction in which the initial engagement pressure (initial pressure) set by the initial engagement pressure setting section (preload setting section) 288 is added to the clutch control/EE, i P c as Pi preload.
この予圧補正の目的は、クラッチ２讐の各クラッチ板間
を引きづリトルクの出ない程度のぎりぎりの接触状態（
極めてわずかに接触している状態）に保って、制御応答
を高めようとするものである。The purpose of this preload correction is to maintain the contact state between the clutch plates of clutch 2 that is as close as possible without causing any torque.
The aim is to maintain a very slight contact state) in order to increase the control response.
ところが、クラッチのクラッチ板間のクリアランスは、
部品誤差や組み立て誤差等によって、製造段階から各製
品ごとにばらつきが生しる上に、同一の製品でも経年変
化していく。特に、クラッチ板のリターンスプリングは
一般に強いものが設置されているので、各部の誤差や経
年変化がクラッチ板間のクリアランス状態に与える影響
が大虐す。However, the clearance between the clutch plates of the clutch is
Variations occur from the manufacturing stage to each product due to parts errors, assembly errors, etc., and even the same product changes over time. In particular, since the return springs of the clutch plates are generally strong, errors in various parts and changes over time have a devastating effect on the clearance between the clutch plates.
このため、適当なタイミングでクラッチ板間のクリアラ
ンス状態を検知しながら、常に、クラッチ板間をぎりぎ
りの接触状態に保つようにする必要がある。For this reason, it is necessary to constantly maintain the contact between the clutch plates while detecting the clearance state between the clutch plates at an appropriate timing.
このため、予圧設定部２８８では、どの程度の子午が必
要であるかを適当な時間間隔で試行（ここでは、学習と
いう）して、イエシャ２ル圧Ｐｉを設定するようにして
いる。For this reason, the preload setting unit 288 sets the yesher pressure Pi by testing (herein referred to as learning) at appropriate time intervals how much pressure is required.
この予圧学習（予圧学習値からイニシャル圧Ｐｉの設定
）は１種々の手法があり、ここでは、３種類の予圧学習
について説明する。There are various methods for this preload learning (setting of the initial pressure Pi from the preload learning value), and here, three types of preload learning will be explained.
まず、第１の予圧学習の手法を説明すると、予圧学習を
行なうには、エンジンが定常の作動状態（エンジンの油
温が所定の高さで安定した温度状態になったことかられ
かる）、一定のライン圧が得られ、さらに、他のクラッ
チ２８に関する制御に影響を与えないような条件のもと
に行なう必要がある。このため、予圧学習の条件を、例
えば以下のように設定する。First, to explain the first preload learning method, in order to perform preload learning, the engine is in a steady operating state (the oil temperature of the engine has reached a stable temperature state at a predetermined level). It is necessary to perform this under conditions such that a constant line pressure can be obtained and furthermore, control regarding other clutches 28 will not be affected. Therefore, the conditions for preload learning are set as follows, for example.
■イグニッションキーがオンの状態になってから３０分
以上経過していること。■More than 30 minutes have passed since the ignition key was turned on.
■シフトセレクタが１（１速）、２．（２速）、Ｄ（ド
ライブ）、Ｎにュートラル）のうちのいずれかに選択さ
れている。こと。Ｐ（バーキンク）及びＲ（後退）のレ
ンジがないのは、この例では、Ｐ、Ｒの時には、１．．
２． Ｄ、Ｎの場合のとは異なる大きさ油圧が出力され
てしまうためである。■Shift selector is 1 (1st speed), 2. (2nd speed), D (drive), or N (neutral). thing. In this example, there is no range for P (bar kink) and R (retreat). ．．
2. This is because a different hydraulic pressure is output than in the case of D and N.
■Ｖｒｅｆ＝ Ｏｋｐｍ／ ｈ （車体速ＶｒｅｆがＯ
）であること。■Vref= Okpm/h (vehicle speed Vref is O
).
■Ｔｃ、≦１ｋｇｆｍ［クラッチトルクＴｃが小さな所
定値（１ｋｇｆ閣）以下］であること。■Tc, ≦1kgfm [clutch torque Tc is below a small predetermined value (1kgf)].
上述の各条件が同時に満だされると、次のように予圧学
習を実行する。When each of the above conditions is satisfied at the same time, preload learning is executed as follows.
まず、第２１図（へ）に示すように、多板クラッチ２８
のリターンスプリングの付勢圧力よりも大きく且つクラ
ッチ２８の設計上の初期係合圧よりも小さい大きさの圧
力［例えばＰ＝０．４ｋｇｆ／ａ１１２］相当のデユー
ティ（ｄｕｔｙ）を２秒間与えて、この後、例えば１．
−５％／Ｓの増加速度で１例えばＰ ＝ ３ 、０ ｋ
ｇｆ／ｃｍ”相当のデユーティまで、ゆっくりとスイー
プさせる。First, as shown in FIG. 21(f), the multi-disc clutch 28
Applying a duty equivalent to a pressure (for example, P = 0.4 kgf/a112) for 2 seconds that is larger than the biasing pressure of the return spring and smaller than the designed initial engagement pressure of the clutch 28, After this, for example 1.
1 e.g. P = 3, 0 k with an increasing rate of -5%/S
Sweep slowly until the duty is equivalent to "gf/cm".
すると、油圧ピストン１４１，１４２に加わる圧力Ｐは
第２１図（ｂ）に示すように変化する。Then, the pressure P applied to the hydraulic pistons 141, 142 changes as shown in FIG. 21(b).
つまり、はじめはクラッチ板が離隔しているので、デユ
ーティが緩やかに上昇すると、これに応して油圧ピスト
ン２８が移動していくので、圧力Ｐも緩やかに上昇して
いくが、ある位置まで油圧ピストン１４１，１４２が移
動すると、クラッチ板が接触するようになって、圧力Ｐ
にはリターンスプリングの力も加わるようになり、圧力
Ｐが急増するようになる。さらに、油圧ピストン１４ｊ
、１４２が移動していくと、クラッチ板が強く接触して
クラッチが完全結合するようになる。この状態は、圧力
Ｐの増加が限界になることかられかる。In other words, the clutch plates are initially separated, so when the duty gradually increases, the hydraulic piston 28 moves accordingly, so the pressure P also gradually increases, until the hydraulic pressure reaches a certain position. When the pistons 141 and 142 move, the clutch plates come into contact and the pressure P
The force of the return spring is also applied to the , and the pressure P rapidly increases. Furthermore, the hydraulic piston 14j
, 142 move, the clutch plates come into strong contact and the clutch becomes fully engaged. This state occurs because the increase in pressure P reaches its limit.
ここでは、検出された圧力Ｐを時間により２階微分した
値（差分）Ｐ″と、圧力Ｐを時間により１階微分した値
（差分）Ｐ′とを短い周期で時々算出していって、２階
微分値Ｐ”が最大となったときをクラッチ板の接触開始
時と判断して、この時の圧力Ｐをイニシャル圧と判断し
、また、１階微分値Ｐ′が最大となったときをクラッチ
板の完全係合時と判断している。Here, a value (difference) P'' obtained by second-order differentiation of the detected pressure P with respect to time and a value (difference) P′ obtained by first-order differentiation of pressure P with respect to time are calculated at short intervals, When the second-order differential value P'' reaches the maximum, it is determined that the clutch plate starts contacting, and the pressure P at this time is determined to be the initial pressure, and when the first-order differential value P' reaches the maximum. is determined to be when the clutch plate is fully engaged.
具体的には、学習を開始して圧力Ｐが上昇していくとき
に、２階微分値Ｐ″の最大値とこの時の圧力Ｐとを記憶
する。この２階微分−値Ｐ″の値は短い制御周期ごと算
出されて適宜更新されていく。Specifically, when learning is started and the pressure P increases, the maximum value of the second-order differential value P'' and the pressure P at this time are memorized.The value of this second-order differential value P'' is stored. is calculated every short control cycle and updated as appropriate.
そして、１階微分値Ｐ′が最大となったら、（つまり、
クラッチが完全結合したら）、２階微分値Ｐ″の算出を
打ち切って、この時点までの期間内で、２階微分値Ｐ″
の最大値をとった時の圧力Ｐをイニシャル圧Ｐ１として
記憶する。Then, when the first-order differential value P' becomes the maximum (that is,
Once the clutch is fully engaged), the calculation of the second-order differential value P'' is discontinued, and within the period up to this point, the second-order differential value P'' is
The pressure P when the maximum value is taken is stored as the initial pressure P1.
なお、このような予圧学習の実行中に、上述の予圧学習
の条件■〜■のいずれかが満たされなくな、ったらば、
ただちに、予圧学習、を中断して通常モートに戻る。Additionally, if any of the conditions for preload learning described above are no longer satisfied during the execution of such preload learning,
Immediately interrupts preload learning and returns to normal mode.
また、上述の予圧学習は、イグニッションキーがオンと
されて一度行なわれると、次に、−旦、イグニッション
キーがオフとされた後にオンとされないかぎり実行され
ないようになっている。Furthermore, once the above-mentioned preload learning is performed when the ignition key is turned on, it will not be performed again unless the ignition key is turned off and then turned on again.
次に、予圧設定部２８８による、第２の予圧学習の手法
を説明する。Next, a second preload learning method by the preload setting section 288 will be explained.
この予圧学習も、エンジンが所定の高さで安定した油温
状態になって、一定のライン圧が得られ、さらに、他の
クラッチ２８に関する制御に影響を与えないような条件
のもとに行なう必要があるが、この予圧学習は何回も試
行して行ないたいので、前述の予圧学習の条件をやや緩
めて、例えば以下のような予圧学習条件を設定する。This preload learning is also performed under conditions such that the engine is at a predetermined height, the oil temperature is stable, a constant line pressure is obtained, and the control of other clutches 28 is not affected. However, since we would like to perform this preload learning several times, the conditions for the preload learning described above are slightly relaxed, and the following preload learning conditions are set, for example.
■′イグニッションキーがオンの状態になってから１０
分以上経過していること。■'10 minutes after the ignition key is turned on
More than a minute has passed.
■シフトセレクタが１（１速）、２（２速）、Ｄ（ドラ
イブ）、Ｎにュートラル）のうちのいずれかに選択され
ていること。- The shift selector must be selected from 1 (1st speed), 2 (2nd speed), D (drive), or N (neutral).
■Ｖｒｅｆ＝ Ｏｋｍ／ ｈ （車体速Ｖ ｒｅｆが０
）であること。■Vref= Okm/h (Vehicle speed Vref is 0
).
■Ｔｃ≦１ｋｇｆｍ［：クラッチトルクＴｃが小さな所
定値（１ｋｇｆｍ）以下］であること。■Tc≦1kgfm [: Clutch torque Tc is less than or equal to a small predetermined value (1kgfm)].
■前回の試行から所定時間（例えば５分程度又はこれよ
りも短い適当な時間）経過していること。- A predetermined period of time (for example, about 5 minutes or an appropriate period shorter than this) has elapsed since the previous trial.
上述の各条件が同時に満たされると、次のように予圧学
習を実行する。When each of the above conditions is satisfied at the same time, preload learning is performed as follows.
まず、予め設定されているイニシャル圧Ｐｉ（＝ｐ工）
相当のデユーティ（ｄｕｔｙ）を所定時間（例えば２秒
間）だけ保持して、その後に所定時間（例えば１秒間）
でＰ ＝ ８ 、８ ｋｇｆ／ａｎ２相当のデユーティ
（はぼ１００％のデユーティである）まで、スイープさ
せる。First, the preset initial pressure Pi (=p)
A corresponding duty is maintained for a predetermined period of time (e.g. 2 seconds), and then a predetermined period of time (e.g. 1 second) is maintained.
P = 8, sweep the duty equivalent to 8 kgf/an2 (almost 100% duty).
これによって、油圧ピストン１４１．ｊ４２に加わる圧
力Ｐは、第２２図に曲線Ｌｌ、Ｌ２で示すように、２種
類のパターンの変化をする。This allows the hydraulic piston 141. The pressure P applied to j42 changes in two types of patterns, as shown by curves Ll and L2 in FIG.
つまり、イニシャル圧Ｐ□でクラッチが離れていると、
曲線Ｌ１で示すように、デユーティをスイープさせてい
くとある時点で、クラッチが接触して引きずりをはじめ
るので、油圧ピストン１４１．１４２がショックを受け
、圧力Ｐは急増してオーバシュートした後に振動しなが
らほぼ１００％のデユーティに応じた完全係合圧（定常
ピーク圧）に落ち着く。In other words, if the clutch is released at the initial pressure P□,
As shown by curve L1, as the duty is swept, at a certain point, the clutch contacts and begins to drag, so the hydraulic pistons 141 and 142 receive a shock, and the pressure P rapidly increases, overshoots, and then vibrates. However, it settles to a complete engagement pressure (steady peak pressure) corresponding to approximately 100% duty.
そして、圧力Ｐがオーバシュートすると、その後の定常
最大圧Ｐｃ（既知の値で、ここでは８゜８ｋｇｆ／ａｎ
２程度）よりも一定以上大きなピーク値（最大値） Ｐ
ｍａｘが発生する。When the pressure P overshoots, the subsequent steady maximum pressure Pc (a known value, here 8°8 kgf/an
Peak value (maximum value) that is larger than P
max occurs.
一方、イニシャル圧Ｐ、でクラッチが接触して引きずり
状態にあると１曲線Ｌ２で示すようにデユーティをスイ
ープさせていく・とほぼ直線的に圧力Ｐが増加して、あ
る時点で滑らかに完全係合圧（定常最大圧）Ｐｃに落ち
着く。On the other hand, when the clutch is in contact and dragging at the initial pressure P, the pressure P increases almost linearly as the duty is swept as shown by curve L2, and at a certain point it smoothly becomes fully engaged. The combined pressure (steady maximum pressure) settles to Pc.
このような特性から、圧力Ｐのピーク値Ｐａａｘを記憶
しておき、この値Ｐｍａｘと定常最大圧Ｐｃとの差α（
＝ Ｐｍａｘ −Ｐｃ）が、所定値α。よりも大きけれ
ば、イニシャル圧Ｐ１ではクラッチが離れていると判断
できる。Based on these characteristics, the peak value Paax of the pressure P is stored, and the difference α(
= Pmax - Pc) is the predetermined value α. If it is larger than , it can be determined that the clutch is disengaged at the initial pressure P1.
そこで、開始圧Ｐを初期の値Ｐ１から適宜増減させなが
ら、上述のような試行を適当な時間間隔（例えば５分間
隔）で繰り返して、適切なイニシャル圧Ｐｉを検出し設
定することができる。Therefore, it is possible to detect and set an appropriate initial pressure Pi by repeating the above-described trial at appropriate time intervals (for example, every 5 minutes) while appropriately increasing or decreasing the starting pressure P from the initial value P1.
つまり、この予圧学習は、上述の条件を満たすかぎり何
度も行なうのが望ましく、ある時点（ｎ回目の学習段階
）で設定されるイニシャル学習値及びイニシャル圧Ｐｉ
を一般化して表すと、イニシャル学習値をＰＩＮＴＧ
（ｎ）及びイニシャル圧ＰｉをＰＩＮＴ（ｎ）とおける
。したがって、前回のイニシャル学習値はＰＩＮＴＧ
（ｎ−１）。In other words, it is desirable to perform this preload learning many times as long as the above conditions are met, and the initial learning value and initial pressure Pi set at a certain point (nth learning stage) are
To generalize and express, the initial learning value is PINTG
(n) and the initial pressure Pi are set as PINT(n). Therefore, the previous initial learning value is PINTG
(n-1).
イニシャル圧はＰＩＮＴ （ｎ−１）と表せ、ｎ回目の
学習段階では、前回のイニシャル圧はＰＩＮＴ（ｎ−１
）により、学習を行なうことになる。The initial pressure can be expressed as PINT (n-1), and at the n-th learning stage, the previous initial pressure is PINT (n-1).
), learning will be performed.
そして、所定のデユーティスイープによって得られる差
α（＝Ｐ＋ｗａスーＰｃ）と閾値α。とを比較して、今
回のイニシャル学習値ＰＩＮＴＧ （ｎ）及びイニシャ
ル圧Ｐ Ｉ ＮＴ （ｎ）を以下のように設定する。Then, the difference α (=P+wa Pc) obtained by a predetermined duty sweep and the threshold value α. The current initial learning value PINTG (n) and initial pressure PINTG (n) are set as follows.
■α≧α。の時、
ＰＩＮＴＧ （ｎ）＝ＰＩＮＴＧ （ｎ−１）＋βＰＩ
ＮＴ （ｎ）＝ＰＩＮＴＧ （ｎ−１）＋β＝Ｐ Ｉ
ＮＴＧ （ｎ）
■α〈α、の時、
ＰＩＮＴＧ （ｎ）＝ＰＩＮＴＧ （ｎ−１）−βＰＩ
ＮＴ （ｎ）−ＰＩＮＴＧ （ｎ−１）つまり、α≧α
。の時には、イニシャル学習値ＰＩＮＴＧ （ｎ）につ
いては、前回のイニシャル学習値Ｐ Ｉ Ｎ Ｔ Ｇ
（ｎ −１）にβ（＝ １ ｂｉｔ分の圧力）だけ加え
たものに設定し、イニシャル圧ＰＩＮＴ（ｎ）としては
、前回のイニシャル学習値ＰＩＮＴＧ （ｎ−１）にβ
（＝ｌｂｉｔ分の圧力）だけ加えたもの、つまり、今回
のイニシャル学習値Ｐ Ｉ ＮＴＧ （ｎ）に設定する
。■α≧α. When , PINTG (n) = PINTG (n-1) + βPI
NT (n)=PINTG (n-1)+β=PI
NTG (n) ■When α〈α, PINTG (n)=PINTG (n-1)-βPI
NT (n)-PINTG (n-1) That is, α≧α
. At the time, the initial learning value PINTG (n) is the previous initial learning value PINTG
(n - 1) plus β (= 1 bit worth of pressure), and the initial pressure PINT (n) is set by adding β to the previous initial learned value PINTG (n - 1).
(=1 bit of pressure), that is, the current initial learning value P I NTG (n) is set.
これは、α≧α。の時には、オーバシュートしたと判断
できるので、前回のイニシャル圧ＰＩＮＴ（ｎ−１）で
は、クラッチ２８はぎりぎりの接触状態までは近づいて
いないと判断できる。そこで、今回のイニシャル学習値
Ｐ Ｉ ＮＴＧ （ｎ）を前回のイニシャル学１値ＰＩ
ＮＴＧ （ｎ−１）にβ（＝ ｌ ｂｉｔ分の圧力）だ
け加えたものとし、今回のイニシャル圧ＰＩＮＴ（ｎ）
を前回のイニシャル学習値ＰＩＮＴＧ （ｎ−１）にβ
（＝１ｂｉｔ分の圧力）だけ加えたものとしているので
ある。This means α≧α. At this time, it can be determined that overshoot has occurred, and therefore, it can be determined that the clutch 28 has not approached the contact state at the previous initial pressure PINT (n-1). Therefore, the current initial learning value PI NTG (n) is the previous initial learning value PI
Assume that β (= l bit pressure) is added to NTG (n-1), and the current initial pressure PINT (n)
β to the previous initial learning value PINTG (n-1)
(=pressure for 1 bit) is added.
なお、１ ｂｉｔは、ピストンに加わる油圧を検出する
油圧センサ信号の分解能によって制限されるが、例えば
、１ ｂｉｔ＝ ０ 、０５ ｋｇｆ／ａｍ”又は１
ｂｉｔ＝ ０ 、１ ｋｇｆ／ｃｍ”等の適当な値に設
定する。Note that 1 bit is limited by the resolution of the oil pressure sensor signal that detects the oil pressure applied to the piston, but for example, 1 bit = 0, 05 kgf/am" or 1 bit.
Bit = 0, set to an appropriate value such as 1 kgf/cm".
一方、α〈α６の時には、イニシャル学習値ＰＩＮＴＧ
（ｎ）については、前回のイニシャル学習値ＰＩＮＴＧ
（ｎ−１）にβ（＝ｌｂｉｔ分）だけ加えたものに設
定するが、イニシャル圧ＰＩＮＴ（’ｎ）としては、前
回のイニシャル学習値ＰＴＮＴＧ （ｎ−１）に設定す
る。On the other hand, when α<α6, the initial learning value PINTG
For (n), the previous initial learning value PINTG
(n-1) plus β (=lbit), but the initial pressure PINT('n) is set to the previous initial learning value PTNTG (n-1).
これは、α〈α。の時には、オーバシュートしていない
ので、前回のイニシャル圧ＰＩＮＴ（ｎ−１）では、ク
ラッチ２８はぎりぎりの接触状態又は過度な接触状態に
あると判断できる。そこで、今回のイニシャル学習値Ｐ
工ＮＴＧ（ｎ）を前回のイニシャル学習値ＰＩＮＴＧ
（ｎ−１）にβ（＝ １ ｂｔｔ分）だけ加えたものと
するが、イニシャル圧ＰＩＮＴ（ｎ）は、前回のイニシ
ャル学習値ＰＩＮＴＧ （ｎ−１）のままに設定する。This is α〈α. At the time, there is no overshoot, so it can be determined that the clutch 28 is in a marginal contact state or an excessive contact state at the previous initial pressure PINT(n-1). Therefore, this time's initial learning value P
Set NTG (n) to the previous initial learning value PINTG
It is assumed that β (= 1 btt) is added to (n-1), but the initial pressure PINT(n) is set to the previous initial learned value PINTG (n-1).
こうするのは、αくα。の結果だけでは、クラッチ２８
がぎりぎりの接触状態にあるか過度な接触状態にあるか
が判断できず、チャタリングを招く畏れがあるため、こ
れを回避すべく、今回の学習結果をすぐにイニシャル圧
Ｐｉに採用せずに、前回の学習値を採用しているのであ
る。Doing this is α ku α. From the results alone, clutch 28
It is not possible to determine whether the contact is on the verge of contact or is in excessive contact, which may lead to chattering.In order to avoid this, the results of this learning should not be immediately adopted as the initial pressure Pi. The previous learning value is used.
したがって、過度な接触状態にあると、少なくとも２サ
イクル連続してαくα。の状態が続くと考えられ、イニ
シャル圧Ｐ１は１サイクル分だけ遅れながらも、減少さ
れて、適切なものに近づいていくことになる。Therefore, if there is excessive contact, α will continue for at least two consecutive cycles. It is considered that the state continues, and the initial pressure P1 is reduced and approaches the appropriate value, although with a delay of one cycle.
なお、このような予圧学習の実行中に、上述の予圧学習
の条件■′〜■のいずれかが満たされなくなったらば、
ただちに、予圧学習を中断して通常モードに戻る。Furthermore, if any of the above preload learning conditions ■' to ■ are no longer satisfied during the execution of such preload learning,
Immediately interrupt preload learning and return to normal mode.
また、上述の予圧学習は、上述の予圧学習の条件■′〜
■が満たされる限りは、続行される。In addition, the above-mentioned preload learning is performed under the above-mentioned preload learning conditions
As long as ■ is satisfied, it will continue.
次に、予圧設定部２８８による、第３の予圧学習の手法
を説明する。Next, a third preload learning method by the preload setting section 288 will be explained.
この予圧学習も、第２の予圧学習と同様に、以下のよう
な予圧学習条件を同時に満たしたときに。Similar to the second preload learning, this preload learning also occurs when the following preload learning conditions are simultaneously satisfied.
予圧学習を実行するように設定されている。It is set to perform preload learning.
■′イグニッションキーがオンの状態になってから１０
分以上経過していること。■'10 minutes after the ignition key is turned on
More than a minute has passed.
■シフトセレクタが１ （１速） 、 ２ （２速）、
Ｄ（ドライブ）、Ｎにュートラル）のうちのいずれかに
選択されていること。■Shift selector is 1 (1st speed), 2 (2nd speed),
Either D (drive) or N (neutral) must be selected.
＠Ｖｒｅｆ＝ Ｏｋｍ／ ｈ （車体速Ｖ ｒｅｆがＯ
）であること。@Vref=Okm/h (vehicle speed Vref is O
).
■＋Ｔｃ≦１ｋｇｆ＋［クラッチトルクＴｃが小さな所
定値（１ｋｇｆ＋ａ）以下コであること。■+Tc≦1kgf+[Clutch torque Tc must be less than or equal to a small predetermined value (1kgf+a).
■前回の試行から所定時間（例えば５分程度又はこれよ
りも短い適当な時間）経過していること。- A predetermined period of time (for example, about 5 minutes or an appropriate period shorter than this) has elapsed since the previous trial.
上述の各条件（■′〜■）が同時に満たされると、次の
ように予圧学習を実行する。When each of the above-mentioned conditions (■' to ■) is satisfied at the same time, preload learning is executed as follows.
まず、第２３図（ａ）に示すような圧カバターンになる
ようにデユーティ（ｄｕｔｙ）を調整する。つまり、は
じめにデユーティを所定時間（例えば１秒間）だけ０％
に保持してから、デユーティを初期イニシャル圧Ｐ４相
当のものにしてこれを所定時間（例えば２秒間）だけ保
持して、その後に所定時間（例えば１秒間）でＰ ＝
８ 、８ ｋｇｆ／ａ１１２相当のデユーティ（はぼ１
００％のデユーティである）までスイープさせ、Ｐ ＝
８ 、８ ｋｇｆ／ａ＋＋”相当のデユーティを所定
時間（例えば２秒間）保持する。このパターンをイニシ
ャル圧Ｐ１を適宜変えながら連続的に繰り返す。First, the duty is adjusted so that the pressure cover turns as shown in FIG. 23(a). In other words, first, the duty is set to 0% for a predetermined period of time (for example, 1 second).
, then set the duty to a value equivalent to the initial initial pressure P4, hold this for a predetermined time (for example, 2 seconds), and then, for a predetermined time (for example, 1 second), P =
8, 8 kgf/a112 equivalent duty (Habo 1
00% duty), P =
A duty corresponding to 8.8 kgf/a++" is maintained for a predetermined time (for example, 2 seconds). This pattern is continuously repeated while changing the initial pressure P1 as appropriate.
これによって、油圧ピストン１４１，１４２に加わる圧
力Ｐは、第２の予圧学習の場合と同様に、第２３図（ｂ
）、（ｃ）に曲線ＬＬ、Ｌ２で示すように、２種類のパ
ターンの変化をする。As a result, the pressure P applied to the hydraulic pistons 141 and 142 is reduced as shown in FIG.
) and (c), two types of patterns change as shown by curves LL and L2.
そして、デユーティのスイープを開始した時点ｔｏ （
又は圧力Ｐが上昇を開始した時点ｔ工）から、直線ＬＯ
で示すような定常最大圧Ｐｃ（又はこれに近い程度の一
定圧力値）に達するまでの間、この直線ＬＯと圧力Ｐの
変化状態を描く曲線Ｌ１又はＬ２とで囲まれた部分（図
中斜線を付す）の面積ＳＬ、Ｓ２を比較すると、オーバ
シュートのある曲線Ｌ１の場合の面積Ｓ１の方が、オー
バシュートのない曲線Ｌ２の場合の面積Ｓ２よりも明ら
かに大きくなる。Then, the time point to (
Or from the point in time (t) when the pressure P starts to rise, the straight line LO
Until the steady maximum pressure Pc (or a constant pressure value close to this) is reached, the area surrounded by this straight line LO and the curve L1 or L2 that depicts the state of change in pressure P (the diagonal line in the figure) Comparing the areas SL and S2 of curve L1 with an overshoot, the area S1 in the case of the curve L1 with an overshoot is clearly larger than the area S2 in the case of the curve L2 without an overshoot.
そこで、この第３の予圧学習でも、第２の予圧学習と同
様に、上述のような試行を適当な時間間隔（例えば５分
間隔）で繰り返して、適切なイニシャル圧Ｐｉを検出し
設定することができる９つまり、この予圧学習は、上述
の条件を満たすかぎり何度も行なうようして、ある時点
（ｎ回目の学習段階）で設定されるイニシャル学習値及
びイニシャル圧Ｐｉを前述と同様に、イニシャル学習値
をＰ Ｉ ＮＴＧ （ｎ）及びイニシャル圧ＰｉをＰＩ
ＮＴ（ｎ）と−膜化して表す。Therefore, in this third preload learning, as in the second preload learning, the above-mentioned trial is repeated at appropriate time intervals (for example, every 5 minutes) to detect and set an appropriate initial pressure Pi. 9 In other words, this preload learning is performed as many times as the above conditions are met, and the initial learning value and initial pressure Pi set at a certain point in time (nth learning stage) are set as described above. Initial learning value is P I NTG (n) and initial pressure Pi is P I NTG (n)
It is expressed as NT(n) and -film.
したがって、前回のイニシャル学習値はＰＩＮＴＧ（ｎ
−１）、イニシャル圧はＰＩＮＴ（ｎ−１）と表せ、ｎ
回目の学習段階では、前回のイニシャル圧はＰＩＮＴ
（ｎ−１）により、学習を行なうことになる。Therefore, the previous initial learning value is PINTG(n
-1), the initial pressure can be expressed as PINT (n-1), and n
In the second learning stage, the previous initial pressure is PINT.
(n-1), learning will be performed.
そして、所定のデユーティスイープによって得られる面
積Ｓと閾値Ｓ０とを比較して、今回のイニシャル学習値
Ｐ Ｉ ＮＴＧ （ｎ）及びイニシャル圧ＰＩＮＴ（ｎ
）を以下のように設定する。Then, the area S obtained by the predetermined duty sweep is compared with the threshold value S0, and the current initial learning value P I NTG (n) and the initial pressure PINT (n
) as follows.
■Ｓ≧８０の時、
ＰＩＮＴＧ （ｎ）＝ＰＩＮＴＧ （ｎ−１）＋βＰ
Ｉ ＮＴ （ｎ） ＝Ｐ Ｉ ＮＴＧ （ｎ −１）＋
β＝Ｐ Ｉ ＮＴＧ （ｎ）
■Ｓ＜Ｓｏの時、
ＰＩＮＴＧ （ｎ）＝ＰＩＮＴＧ （ｎ−１）−βＰ
Ｉ ＮＴ （ｎ）＝Ｐ Ｉ ＮＴＧ （ｎ＝１’）”
つ゛まり、Ｓ≧８０の場合は第２の予圧学習のα≧α。■When S≧80, PINTG (n) = PINTG (n-1) + βP
INT (n) =P INTG (n -1)+
β=PINTG (n) ■When S<So, PINTG (n)=PINTG (n-1)-βP
I NT (n)=P I NTG (n=1')"
In other words, when S≧80, α≧α of the second preload learning.
の場合に対応して、Ｓ＜Ｓ、の場合は第２の予圧学習の
αくα。の場合に対応する。゛即ち、Ｓ≧８０の時には
、オーバシュー“トしたと判断°できるので５前回のイ
ニシャル圧ＰＩＮＴ（ｎ’−１”）では、゛クラッチ２
８はぎりぎりの接触状態までは近づいていないと判断で
ざる。そこで、今回のイニシャル学習値Ｐ’ＩＮＴＧ
（ｎ）を前回のイニシャル学習゛値Ｐ Ｉ ＮＴＧ （
’ｎ −１”）にβ（＝ｌｂｉｔ９の圧力）だけ加えた
ものとし、今回のイニシャル圧トＩ’ Ｎ”Ｔ （ｎ
）を前回のイニシャル学習値Ｐ Ｉ Ｎ’Ｔ Ｇ （ｎ
’ −１’）にβ（＝１ｂｉｔ介の圧力）だけ加えたも
のとしているのである。Corresponding to the case, when S<S, the second preload learning is α. Corresponds to the case of In other words, when S≧80, it can be determined that overshoot has occurred, so at the previous initial pressure PINT (n'-1"),
8, it is judged that they are not close to the point of close contact. Therefore, this time's initial learning value P'INTG
(n) is the previous initial learning value P I NTG (
'n -1'') is added by β (= pressure of lbit9), and the current initial pressure I'N''T (n
) as the previous initial learning value P I N'T G (n
'-1') plus β (=pressure through 1 bit).
−列、Ｓ−＜Ｓ。の時には、オーバシュートしてい−か
いのセ、前回のイニシャル圧ＰＩＮ’Ｔ（ｎ’−１）′
では、クラッチ２８はぎりぎりの接触状態−又は過度外
接触状態にあると判断できる。去こで、今回のイニシャ
ル学習゛値Ｐ Ｉ ＮＴＧ （ｎ）を前回のイニシャル
学習値ＰＩＮＴ’Ｇ （ｎ−１）にβ（＝ｌｂｉｔ分）
だけ加えたものとするが、イニシャル圧ＰＩＮＴ （ｎ
）は、前回のイニシャル学習値ＰＩＮＴＧ （ｎ−１）
のままに設定する。このようにする理由も、前述のα〈
α。の場合と同様に、Ｓ＜Ｓ、の結果だけでは、クラッ
チ２８がぎりぎりの接触状態にあるか過度な接触状態に
あるかが判断できず、チャタリングを招く畏れがあるの
で、これを回避すべく、今回の学習結果をすぐにイニシ
ャル圧ＰＬに採用せずに、前回の学習値を１採用してい
るのである。- column, S-<S. When , there is an overshoot and the previous initial pressure PIN'T(n'-1)'
In this case, it can be determined that the clutch 28 is in a marginal contact state or an excessively external contact state. Here, the current initial learning value PINT'G (n) is changed to the previous initial learning value PINT'G (n-1) by β (=lbit).
The initial pressure PINT (n
) is the previous initial learning value PINTG (n-1)
Leave as is. The reason for doing this is also the above-mentioned α〈
α. As in the case of S , instead of immediately adopting the current learning result as the initial pressure PL, the previous learning value is adopted as 1.
したがって、過度な接触状態にあると、少なくとも２サ
イクル連続してＳ＜Ｓ、の状態が続くと考えられ、イニ
シャル圧ＰＬは１サイクル分だけ遅れながらも、減少さ
れて、−適切なものに近づいていくことになる。′
−
なお、このような予圧学習の実行中に、上述の予圧学習
の条件■′〜■のいずれかが満たされなくなったらば、
ただちに、予圧学習を中断して通常モードに戻る。Therefore, if there is an excessive contact state, it is thought that the state of S<S will continue for at least two consecutive cycles, and the initial pressure PL will be reduced, albeit with a delay of one cycle, and approach the appropriate value. I'm going to go there. ′
− Furthermore, if any of the above preload learning conditions ■′ to ■ are no longer satisfied during the execution of such preload learning,
Immediately interrupt preload learning and return to normal mode.
また、上述の予圧学習は、上述の予圧学習の条件■′〜
１ンが満たされる限りは、続行ｉれる。In addition, the above-mentioned preload learning is performed under the above-mentioned preload learning conditions
Continue as long as 1 is satisfied.
なお、この第３の予圧学習では、直、［、’Ｏと曲線Ｌ
１又はＬ２とで囲まれた部分の面１ｓ（ｓｔ。In addition, in this third preload learning, direct, [, 'O and curve L
1 or L2, the surface 1s (st.
５２）に−変えて、イニシャル圧程度の一定圧を示す直
線Ｌ３と曲線Ｌ１又はＬ２とで囲まれた部分の面積Ｓ’
（Ｓｌ’、Ｓ２’）を参照して判定することも考え
られる。52), the area S' of the part surrounded by the straight line L3 indicating a constant pressure similar to the initial pressure and the curve L1 or L2.
It is also conceivable to make the determination with reference to (Sl', S2').
この場合の面積Ｓ′の算出の開始は、デユーティのスイ
ープを開始した時点ｔ。（又−は圧力′Ｐが上昇を開始
した時点ｔｘ）とし、面積Ｓ′−の算出の終了は、直線
ＬＯで示すような定常最大圧Ｐｃ（又はこれに近い程度
の一定圧力値）に達する時点とする。そして、判定基準
値をＳ、′として、Ｓ′≧８０′の時にはオーバシュー
トがあったと判断でき、ｓ’＜ｓ０’の時にはオーバシ
ュートがなかったと判断できる。In this case, the calculation of the area S' starts at the time t when the duty sweep is started. (or the time tx when the pressure 'P starts to rise), and the end of the calculation of the area S'- reaches the steady maximum pressure Pc (or a constant pressure value close to this) as shown by the straight line LO. Point in time. Then, assuming that the determination reference value is S,', it can be determined that there is an overshoot when S'≧80', and that there is no overshoot when s'<s0'.
上述のようにして、有効油圧であるクラッチ制御圧力Ｐ
ｃに、遠心補正圧Ｐνを減算することで遠心圧補正を施
され、イニシャル圧（予圧）Ｐｉを加算されることで予
圧付与補正を施された油室供給レベルの制御圧力Ｐｃｄ
（−Ｐｃ−Ｐｖ＋Ｐｉ）は、ピークホルトフィルタ２
９０に取り込まれるようになっている。“
′
このピークホルトフィルタ２９０は、油圧の急変により
制御にハンチングが起こらないように、油圧の過度な急
変を防止する一種のリミッタであり、油圧゛の立上がり
に対しては、ある程度高い限界速度（例えば３１ 、４
ｋｇ／ａｎ”／ ｓ ）を設定し、油圧の立下下がり
に対しては、やや低い限界速度（例えば１５ 、′７
ｋｇ／ａｎ２／ ｓ ）を設定している。As described above, the clutch control pressure P, which is the effective oil pressure,
The control pressure Pcd of the oil chamber supply level is corrected by centrifugal pressure by subtracting the centrifugal correction pressure Pν from c, and the control pressure Pcd is corrected by adding the initial pressure (preload) Pi.
(-Pc-Pv+Pi) is the peak Holt filter 2
90. “
' This peak-halt filter 290 is a kind of limiter that prevents excessive sudden changes in oil pressure so that hunting does not occur in control due to sudden changes in oil pressure. 31, 4
kg/an”/s), and set a slightly lower limit speed (e.g. 15,'7
kg/an2/s).
そして、油圧変化の速度がこのような限界を超えるよう
な制御圧力Ｐｃｄが送られたら、この限界値に応じた制
御圧に留めるようにする。If a control pressure Pcd is sent that causes the speed of oil pressure change to exceed such a limit, the control pressure is kept at a level corresponding to this limit value.
さらに、フィルタ２９０を通過した制御圧力Ｐｃｄ’は
、スイッチ２９２ａ、２９４ａを経て、デユーティ設定
部２９５に送られる。Further, the control pressure Pcd' that has passed through the filter 290 is sent to the duty setting section 295 via switches 292a and 294a.
なお、スイッチ２９２ａは、判断手段２９２からの信号
によって、ＡＢＳ制御（アンチロックブレーキ制御）が
行なわれていれば（ＯＮ状態ならば）ＯＦＦとされ、Ａ
ＢＳ制御が行なわれていなければＯＮとされる。つまり
、ＡＢＳ制御が行なわれていないことを条件に、制御圧
力ＰＣｄ′の信号が送られるようになっている。これは
、ＡＢＳ制御時にはＡＢＳを確実に作用させる必要があ
り、この時前後輪のトルク配分状態を制御するのは、Ａ
ＢＳ制御に干渉したりして好ましくないためである。Note that the switch 292a is turned OFF according to a signal from the determining means 292 if ABS control (anti-lock brake control) is being performed (if it is in the ON state);
If BS control is not performed, it is turned ON. In other words, the signal of control pressure PCd' is sent on the condition that ABS control is not performed. This is because during ABS control, it is necessary for ABS to work reliably, and at this time, it is ABS that controls the torque distribution state between the front and rear wheels.
This is because it may interfere with BS control, which is undesirable.
また、スイッチ２９４ａは、判断手段２９４からの信号
によって、デユーティソレノイドバルブ及びクラッチ板
を保護するための制御スイッチであり、低速時で且つ設
定されたクラッチトルクＴＣが小さい場合には、デユー
ティをＯにしてしまおうとするものである。低速条件と
しては、例えばＶｒｅｆ≦５ｋｉｎ／ｈであること、ク
ラッチトルクＴＣの条件としては、例えばＴｃ≦１ｋｇ
ｆｍであること、などと規定できる。そして、この２つ
の条件が揃ったら、スイッチ２９４ａがＯＦＦにされて
、制御圧力Ｐｃｄ′の信号は送られないようになってい
る。Further, the switch 294a is a control switch for protecting the duty solenoid valve and the clutch plate in response to a signal from the determining means 294, and when the set clutch torque TC is small at low speed, the duty is turned off. It is something that we try to do. The low speed condition is, for example, Vref≦5kin/h, and the clutch torque TC condition is, for example, Tc≦1kg.
fm, etc. When these two conditions are met, the switch 294a is turned off and the control pressure Pcd' signal is no longer sent.
デユーティ設定部２９５は、圧力フィードバック補正部
２９６と、圧力−デユーティ変換１部２９８とをそなえ
ている。The duty setting section 295 includes a pressure feedback correction section 296 and a pressure-duty conversion section 298.
圧力フィードバック補正部２９６は、ビス、小ンに作用
している実際の圧力を検出する圧カセ、・ンサ、３０４
からの検出上方を受けて、制御圧力Ｐａｄ′。The pressure feedback correction unit 296 includes a pressure cassette 304 that detects the actual pressure acting on the screws and bolts.
In response to the detection from above, the control pressure Pad'.
の信号を補正するものであり、油圧回路の特性を補正す
るためのものである。なお、圧力センサ３０４から圧力
フィードハック補正部２９６へ送られる信号は、フィル
タ３０．６て外乱等による雑音成分を除去される。This signal is used to correct the characteristics of the hydraulic circuit. Note that the signal sent from the pressure sensor 304 to the pressure feed hack correction unit 296 is filtered by a filter 30.6 to remove noise components due to disturbances and the like.
圧力−デユーティ変換部２９８は、圧力フィードバック
補正部２９６でフィードバック補正され、た制御圧力Ｐ
に対応する（Ｄｕｔｙ）を設定するもので、第１図のク
ラッチ圧カーデユーティ変換部２９８のブロック内に示
すマツプのように、デユーティは予圧状態から最大圧状
態まで圧力Ｐに対して直線的に増加する。このような対
応関係から、制御圧力Ｐに相当するデユーティが設定さ
れる。The pressure-duty converter 298 receives feedback correction from the pressure feedback correction unit 296, and the control pressure P
As shown in the map shown in the block of the clutch pressure car duty converter 298 in Fig. 1, the duty is set linearly with respect to the pressure P from the preload state to the maximum pressure state. To increase. Based on such a correspondence relationship, a duty corresponding to the control pressure P is set.
制御実行部として機能する油圧回路３００では、このよ
うに設定されたデューテーイに応じて、デユーティソレ
ノイド３０２が作動して、センタデフの差動制限クラッ
チ２８を制御するようになっている。In the hydraulic circuit 300 functioning as a control execution section, a duty solenoid 302 is operated according to the duty set in this manner to control the differential limiting clutch 28 of the center differential.
二方、このようなセンタデフ制御と並行して、前後輪へ
のトルク配分状態が、運転席のインストルメントパネル
のメータクラスタ内に表示されるようになっている。一
つまり、第１，２４図に示すように、メータクラスタ内
には、前輪（又は後輪）へのトルク配分状態をグラフィ
ック表示（又はメータ表示）するようなトルク配分表示
部３１２が設けられており、トルク推定手段３１０によ
って、推定された配分トルクの大きさに応じて、トルク
配分状態が表示されるようになっている。On the other hand, in parallel with such center differential control, the state of torque distribution to the front and rear wheels is displayed in the meter cluster of the instrument panel in the driver's seat. In other words, as shown in FIGS. 1 and 24, a torque distribution display section 312 is provided in the meter cluster to graphically display (or meter display) the state of torque distribution to the front wheels (or rear wheels). The torque distribution state is displayed according to the estimated magnitude of the distributed torque by the torque estimating means 310.
このように、トルク推定手段３１０によってトルク配分
状態を推定するのは、トルク配分状態を実測するのが困
難なためである。The reason why the torque distribution state is estimated by the torque estimating means 310 in this way is that it is difficult to actually measure the torque distribution state.
このトルク推定手段３１０は、多板クラッチ２８で、前
後輪間に回転数差が生じている場合の前輪出力トルク（
又は後輪出力トルク）と、前後輪間に回転数差が生して
いない場合の前輪出力トルク（又は後輪出力トルク）と
を算出する演算手段３ Ｌ Ｏａと、これらの各場合に
おける前輪出力トルク（又は後輪出力トルク）のうち小
さい方の前輪出力トルク（又は後輪出力トルク）を選択
す、る選択手段３１０ｂとをそなえ、これらの部分３１
０ａ、３１０ｂは、以下のようにしてトルク配分状態の
推定を行なうようになっている。This torque estimating means 310 calculates the front wheel output torque (
or rear wheel output torque) and the front wheel output torque (or rear wheel output torque) when there is no rotational speed difference between the front and rear wheels. A selection means 310b for selecting the smaller front wheel output torque (or rear wheel output torque) among the torques (or rear wheel output torque),
0a and 310b are designed to estimate the torque distribution state as follows.
つまり、トルク配分を推定する場合、次の２つの場合が
考えられる。・１つはタイヤと路面とはスリップしない
で歯車の噛み合いと同様な状態になっていて、センタデ
フが必ず滑るものと仮定する場合である。他の１つは、
実際には、タイヤと路面との間には必ずスリップが存在
するものなので、センタデフが滑らない場合があるとす
る場合である。In other words, when estimating torque distribution, the following two cases are possible. -One is the case where it is assumed that the tires and the road surface do not slip and are in a state similar to gear meshing, and that the center differential always slips. The other one is
In reality, there is always slippage between the tires and the road surface, so the center differential may not slip.
そこで、これらの各場合におけるトルク配分と、その状
態がいつ切り換わるかについで考え′る。Therefore, let's consider the torque distribution in each of these cases and when the state changes.
まず、前提条件として、この４輪駆動システムのように
差動制限を行なわない場合には、後輪主体（前輪゛と後
輪のトルク比が例えば３２：６８）に設定され、さらに
、差動制限クラッチ２８は必ず後輪側から前輪側へとト
ルク伝達するものとして、簡易化のために、以下のよう
↓こ設定する。First, as a prerequisite, if there is no differential restriction like in this four-wheel drive system, the rear wheels are set primarily (the torque ratio between the front wheels and the rear wheels is 32:68, for example), and the differential Assuming that the limiting clutch 28 always transmits torque from the rear wheel side to the front wheel side, the following settings are made for simplification.
ｐｆ／ｒｆ＜ｐｒ・ｐｔ／ｒｒ ・・・（５，
１）ただし、ｐｆ：フロントデフ比
ｐｒ：リヤデフ比
ｐｔ：ランスファー比
ｒｆ：前輪タイヤ半径
ｒｒ：後輪タイヤ半径
すると、クラッチが滑らない場合は、直結４輪駆動の配
分となるので、前輪トルクＴｆと後軸トルクＴｒは、以
下のようになる。pf/rf<pr・pt/rr...(5,
1) However, pf: Front differential ratio pr: Rear differential ratio pt: Transfer ratio rf: Front tire radius rr: Rear tire radius If the clutch does not slip, the front wheel torque will be distributed to direct four-wheel drive. Tf and rear shaft torque Tr are as follows.
Ｔｆ
＝Ｗｆ／Ｗａ・（Ｔｍ＋ ｋ Ｗｒ−ｒｆ／ ｐ ・（
ｒｆ ｐ ｒ ｐ ｔ／ｒｒ ｐ ｔ−１））・・・（
５，２）
ｒ
＝Ｗｒ／Ｗａ１１（Ｔｅ−ｋ Ｗｆｅｒｒ／ ｐ ―（
ｒｆ ｐ ｒ ｐ ｔ／ｒｒ ｐ ｔ−１））・・・（
５，３）
ただし、 Ｗｆ ：前軸分担加重
Ｗｒ：後軸分担加重
Ｗａ：車重（＝Ｗｆ＋Ｗｒ）
Ｔｍ：ミッション出力トルク（＝センタデフ入力トルク
）
ｋニスリップ比係数
ρ：終減速比［＝（ρｆ＋ ｐ ｒ・ｐｔ）／２］また
、クラッチが滑る場合は、前輪トルクＴｆ′と後軸トル
クＴｒ’は、以下のようになる。Tf = Wf/Wa・(Tm+k Wr−rf/p・(
rf p r p t/rr p t-1))...(
5, 2) r = Wr/Wa11(Te-k Wferr/ p -(
rf p r p t/rr p t-1))...(
5, 3) However, Wf: Front axle shared load Wr: Rear axle shared load Wa: Vehicle weight (=Wf+Wr) Tm: Mission output torque (=center differential input torque) k Nislip ratio coefficient ρ: Final reduction ratio [=(ρf+ p r·pt)/2] Furthermore, when the clutch slips, the front wheel torque Tf' and the rear axle torque Tr' are as follows.
Ｔ ｆ ’ ＝（Ｔ ｍ−Ｔ ｃ）・ａ／（ａ＋ｂ）＋
Ｔｃ・・（５，４）Ｔ ｒ ’ −（Ｔｍ−Ｔ ｃ）・
ｂ／（ａ＋ｂ） ・・・（５，５）ただし、Ｔｃ：
クラッチ伝達トルク容量ａ：サンギャ歯数
ｂ：リングギヤ歯数
そして、上述のようなりラッチが滑る場合は、加重配分
やデフ比差等によって生じる前後トルク差をクラッチが
許容しているということである。T f '=(T m - T c)・a/(a+b)+
Tc...(5,4)Tr'-(Tm-Tc)・
b/(a+b)...(5,5) However, Tc:
Clutch transmission torque capacity a: Number of sangya teeth b: Number of ring gear teeth If the latch slips as described above, it means that the clutch is allowing a difference in torque between the front and rear caused by weight distribution, differential ratio difference, etc.
今、クラッチは、トルクを後輪側から前輪側へ伝達する
場合を考えているので、前輪トルクＴｆ。Now, we are considering the case where the clutch transmits torque from the rear wheel side to the front wheel side, so the front wheel torque Tf.
Ｔｆ’に関しては、Ｔｆ、Ｔｆ ’のうち小さい方の値
を前輪トルク値と考えることかで門る。Regarding Tf', the smaller value of Tf and Tf' can be considered as the front wheel torque value.
即ち、Ｔｆ＜Ｔｆ ’ならば、クラッチはロック状態で
、前軸トルク配分比ｍは。That is, if Tf<Tf', the clutch is in a locked state and the front axle torque distribution ratio m is.
ｍ＝Ｔ ｆ ／ （Ｔ ｆ ＋Ｔ ｒ）
”（５，６）Ｔｆ＞Ｔｆ’ならば、クラッチはスリップ
状態で。m=T f / (T f +Tr)
``(5, 6) If Tf>Tf', the clutch is in a slip state.
前輪トルク配分比ｍは。The front wheel torque distribution ratio m is.
ｍ＝Ｔｆ ’／ （Ｔｆ ’ 十Ｔｒ ’）
”（５，））と推定できる。m=Tf'/(Tf'10Tr')
”(5,)).
なお、第２５図は、センタデフ入力トルクＴｍに対する
前輪トルク配分比ｍを示しており、入力トルク対応前輪
トルク配分比の特性は、クラッチがロック状態の場合に
は直結と付した直線状になり、クラッチがフリー状態の
場合には制御圧Ｐの大きさに応じて曲線状になる。なお
１図中、では、圧力Ｐが２ｋｇｆ／ｃｓ＋”の場合（Ｐ
＝２）と８ｋｇｆ／ａｍ”の場合（Ｐ＝８）とを示して
いる。Note that FIG. 25 shows the front wheel torque distribution ratio m with respect to the center differential input torque Tm, and the characteristic of the front wheel torque distribution ratio corresponding to the input torque is a linear shape with direct connection when the clutch is in the locked state. When the clutch is in a free state, the curve becomes curved depending on the magnitude of the control pressure P. In Figure 1, when the pressure P is 2 kgf/cs+'' (P
= 2) and 8 kgf/am'' (P = 8).
そして、特性グラフでは、直結と付した直線及びある制
御圧Ｐの場合の曲線のうちｍの小さい方の特性線を採用
する。In the characteristic graph, the characteristic line with the smaller m of the straight line marked with direct connection and the curve for a certain control pressure P is adopted.
例えば、Ｐが２ｋｇｆ／ａｍ”の場合には、トルクＴｅ
がＴｅ１よりも小さい領域では、直結と付した直線の方
がＰ＝２の曲線よりも下方にあるので、この直線に従っ
た前輪トルク配分比ｍとなる。また、トルクＴｅがＴ
ｅ 、よりも大きい領域では。For example, if P is 2 kgf/am, the torque Te
In the region where is smaller than Te1, the straight line marked as direct connection is located below the curve of P=2, so the front wheel torque distribution ratio m follows this straight line. Also, the torque Te is T
e, in areas larger than.
Ｐ＝２の曲線の方が直結よりも下方にあるので。Because the P=2 curve is lower than the direct connection.
Ｐ＝２の曲線に従った前輪トルク配分比ｍとなる。The front wheel torque distribution ratio m follows the curve of P=2.
一方、Ｐが８ｋｇｆ／ｃｓ＋”の場合には、このグラフ
に示されている領域では、常に直結の直線の方が下方に
あるので、直結に従った前輪トルク配分比ｍとなる。On the other hand, when P is 8 kgf/cs+'', the direct connection straight line is always lower in the region shown in this graph, so the front wheel torque distribution ratio m follows the direct connection.
このようにして、前輪トルク配分比ｍが設定されたら、
この設定値に対応した信号がトルク配分表示部３１２に
送られて、トルク配分表示部３１２では、前輪へのトル
ク配分状態が表示されるようになっている。この例では
、前輪へのトルク配分は３２％〜５０％程度であるから
、トルク配分表示部３１２にはこれに対応した目盛を付
して、対応する目盛まで、ランプを点灯させたり、指針
を動かしたりすることで、判り易く表示する。Once the front wheel torque distribution ratio m is set in this way,
A signal corresponding to this set value is sent to the torque distribution display section 312, and the torque distribution display section 312 displays the state of torque distribution to the front wheels. In this example, the torque distribution to the front wheels is about 32% to 50%, so the torque distribution display section 312 is marked with a scale corresponding to this, and the lamp is lit or the pointer is turned on until the corresponding scale is reached. Display it in an easy-to-understand manner by moving it around.
なお、このトルク配分状態の表示は、後輪へのトルク配
分状態であってもよく、或いは、前後輪への配分状態を
グラフ等でアナログ的に表示してもよい。Note that this display of the torque distribution state may be a state of torque distribution to the rear wheels, or may be an analog display of the state of torque distribution to the front and rear wheels using a graph or the like.
この差動調整式前後輪トルク配分制御装置は。This differentially adjustable front and rear wheel torque distribution control device.
上述のように構成されているので、以下のようにして、
差動調整が行なわれる。Since it is configured as described above, do the following,
Differential adjustment is performed.
まず、駆動系の全体の動作の流れは、第２６図に示すよ
うに、まず、各制御要素をイニシャルセットして（ステ
ップａ１）、舵角中立位置の学習（ステップａ２）、及
びクラッチの予圧学習（ステップａ３）を行ない、続い
て、設定されたデユーティに応じてクラッチ２８を制御
しながら前後輪駆動力配分制御を行ない（ステップａ４
）、さらに、リヤデフの制御を行なう（ステップａ５）
。First, the flow of the entire operation of the drive system is as shown in Fig. 26. First, each control element is initialized (step a1), the steering angle neutral position is learned (step a2), and the clutch preload is set. Learning (step a3) is performed, and then front and rear wheel drive force distribution control is performed while controlling the clutch 28 according to the set duty (step a4).
), and further controls the rear differential (step a5).
.
そして、ステップ８７〜ａｌｌで、スリップ制御、トレ
ース制御、トルク選択、リタード制御演算、 Ｓ ＣＩ
（Ｓｅｒｉａｓ Ｃｏｍｍｕｎｉｃａｔｉｏｎ Ｉｎ
ｔｅｒｆａｃｅ）通信制御といったエンジン出力制御（
トラクション制御）を行なって、トルク配分表示ランプ
を点灯して（ステップａ１２）、ステップａ１３で故障
診断（フェイル・ダイアグ）を行なう。ステップａ１４
で、所定時間（１５ｍ５ｅｃ）経過したかどうかを判断
して、所定時間（１５ｍ５ｅｃ）経過したら、ウォッチ
ドッグによる暴走チエツクを行なって（ステップａ１５
）、上述のステップａ２へ戻って、ステップａ２〜ａ１
３の一連の制御を繰り返す。Then, in steps 87 to all, slip control, trace control, torque selection, retard control calculation, SCI
(Serias Communication In
engine output control (interface) communication control
Traction control) is performed, a torque distribution display lamp is turned on (step a12), and a failure diagnosis is performed in step a13. step a14
Then, it is determined whether a predetermined time (15 m5 ec) has elapsed, and when the predetermined time (15 m5 ec) has elapsed, a runaway check is performed by the watchdog (step a15).
), return to step a2 above and perform steps a2 to a1.
Repeat the series of controls in step 3.
つまり、上述の前後輪駆動力配分制御、リヤデフの制御
及びエンジン出力制御が、所定周期（１５ｍｓｅｃ）で
、行なわれるのである。In other words, the above-mentioned front and rear wheel drive force distribution control, rear differential control, and engine output control are performed at a predetermined period (15 msec).
このうち、前後軸駆動力配分制御に関し“、＼第２７図
のフローチャートを参照して説明する。Among these, the front and rear axle driving force distribution control will be explained with reference to the flowchart shown in FIG.
第２７図に示すように、まず、車輪速ＦＲ，ＦＬ、ＲＲ
，ＲＬ、舵角θ１．θ２．ｏｎ、横加速度Ｇｙ９前後加
速度Ｇｘ、スロットル開度８ｔｈ、エンジン回転数Ｎｅ
、 トランスミッション回転数Ｎｔ９選択シフト段等
の各データを検出してこれを取り込み（ステップｂ１）
、これらのデータから、前輪車輪速Ｖｆ、後軸車輸車輪
ｒ 、運転者要求車速Ｖｒｅｆ、運転者要求舵角δｒ
ｅｆ等を算出する（ステップｂ２）。As shown in FIG. 27, first, wheel speeds FR, FL, RR
, RL, rudder angle θ1. θ2. on, lateral acceleration Gy9 longitudinal acceleration Gx, throttle opening 8th, engine speed Ne
, Detects and imports each data such as transmission rotation speed Nt9 selected shift stage (step b1)
, From these data, the front wheel speed Vf, the rear axle wheel r, the vehicle speed Vref requested by the driver, and the steering angle δr requested by the driver are determined.
ef etc. are calculated (step b2).
そして、運転者要求車速Ｖ ｒｅｆ 、運転者要求舵角
δｒｅｆからマツプにしたがって前後輪の理想回転速度
差ΔＶｈｃを求め（ステップｂ３）、横加速度ａｙから
マツプにしたがって横Ｇゲインに□を設定して（ステッ
プｂ４）、理想回転速度差ΔＶｈｅからマツプにしたが
って回転差ゲインに２を設定する（ステップｂ５）。Then, the ideal rotational speed difference ΔVhc between the front and rear wheels is determined according to the map from the driver-required vehicle speed V ref and the driver-required steering angle δref (step b3), and the lateral G gain is set to □ according to the map from the lateral acceleration ay. (Step b4), and a rotational difference gain of 2 is set from the ideal rotational speed difference ΔVhe according to the map (Step b5).
さらに、ステップｂ６〜ステップｂ９で、実回転速度差
ΔＶｃ、理想回転速度差ΔＶ ｈ ｃ 、横Ｇゲインに
１から差動対応クラッチトルクＴｖを算出（この例では
マツプから換算して求める）シ１前後加速度Ｇｘ、横Ｇ
ゲインに工から前後加速度対応クラッチトルクＴｘを算
出（マツプから換算）し、スロットル開度θｔｈ、エン
ジン回転数Ｎｅ。Furthermore, in steps b6 to b9, the differential compatible clutch torque Tv is calculated from the actual rotational speed difference ΔVc, the ideal rotational speed difference ΔVhc, and the lateral G gain of 1 (in this example, it is calculated by converting from the map). Longitudinal acceleration Gx, lateral G
Calculate the clutch torque Tx corresponding to the longitudinal acceleration from the gain (converted from the map), throttle opening θth, and engine rotation speed Ne.
トランスミッション回転数Ｎｔ、選択シフト段。Transmission rotation speed Nt, selected shift stage.
回転差ゲインに２からエンジントルク比例クラッチトル
クＴａを算出（マツプから換算）し、理想回転速度差Δ
Ｖｈｃの信号に応じて保護制御用クラッチトルクｒｐｃ
を設定する。Calculate the engine torque proportional clutch torque Ta from the rotation difference gain 2 (converted from the map), and calculate the ideal rotation speed difference Δ
Clutch torque for protection control rpc according to the Vhc signal
Set.
そして、ステップｂｌｏで、これらの各クラッチトルク
Ｔｖ、Ｔｘ、Ｔａ、ＴρＣから最大のものを設定クラッ
チトルクＴｃとして算出する。Then, in step blo, the maximum clutch torque Tv, Tx, Ta, and TρC is calculated as the set clutch torque Tc.
さらに、ステップｂｌｌで、このようにして決定したク
ラッチトルクＴｃをマツプからクラッチ係合圧力Ｐｃに
変換する。Furthermore, in step bll, the thus determined clutch torque Tc is converted from the map into clutch engagement pressure Pc.
続いて、この圧力Ｐｃに予圧補正（予圧Ｐｉを加える）
及び遠心圧補正（遠心圧Ｐｖを減じる）を施して（ステ
ップｂ１２）、センタデフ制御圧Ｐｃｄを得る。Next, preload correction (adding preload Pi) to this pressure Pc
and centrifugal pressure correction (reducing centrifugal pressure Pv) (step b12) to obtain center differential control pressure Pcd.
さらに、ピークホールドフィルタを適化させて、圧力Ｐ
の過度な変化を抑制できるようにする（ステップｂ１３
）。Furthermore, by optimizing the peak hold filter, the pressure P
(step b13)
).
そして、ＡＢＳが作動中にあるか（ステップｂ１４）、
ソレノイドバルブの保護条件（Ｖ ｒｅｆ≦５ｋｍ／ｈ
、Ｔｃ５ｋｇ ｆ ｍ ）が満たされているかどうか（
ステップｂ１５）の判断を経て、これらのいずれかに該
当すれば、ステップｂ１９で、センタデフ制御圧Ｐｃｄ
を０にリセットする。Then, whether ABS is in operation (step b14),
Solenoid valve protection conditions (V ref≦5km/h
, Tc5kg f m ) is satisfied (
After the judgment in step b15), if any of these conditions apply, in step b19, the center differential control pressure Pcd is
Reset to 0.
この、ようにして設定されたセンタデフ制御圧Ｐｃｄは
、ステップｂ１６で、圧力フィードバック’ｅｓ・ 、
−
補正を施される。つまり、Ｐｃｄの値と圧力センサめ実
測値との差分Δ゛Ｐを算出して、積分補正ゲイ゛ンｋｉ
′と一Δ＝Ｐ”−（ｉ）との積から求まる積分補正圧力
Ｐｉと、比例補正ゲインｋｐΔＰとの積から求まる比例
補正圧力Ｐ’ｐとにより、上述のセンタデフ制御圧Ｐｃ
ｄを補正して、圧力Ｐを得る５さらに、ステ、−ツブ゛
ｂ１−７で、圧力Ｐを相″当するデユーティ−に変換し
て、センターデフ制−御、つまり、作動制限クラッチの
制御を行なう。In step b16, the center differential control pressure Pcd set in this way is subjected to pressure feedback'es・,
- Corrections are made. In other words, the difference Δ゛P between the value of Pcd and the actual measurement value of the pressure sensor is calculated, and the integral correction gain ki is calculated.
The above-mentioned center differential control pressure Pc is determined by the integral correction pressure Pi obtained from the product of ' and -Δ=P''-(i) and the proportional correction pressure P'p obtained from the product of the proportional correction gain kpΔP.
d is corrected to obtain the pressure P5.Furthermore, the pressure P is converted into the corresponding duty using the step B1-7 to perform center differential control, that is, control of the operation limiting clutch. Do this.
上述の差動・対応クラッチ；トルクＴｖの算出は、第２
８図に示すように行なわ゛れる。The above-mentioned differential/compatible clutch; calculation of torque Tv is performed by the second
This is done as shown in Figure 8.
まず、後輪車輪速Ｖｒから前輪車輪速Ｖｆを減算した差
ΔＶ ｃｄ （＝ Ｖ ｒ −’−Ｖ −ｆ ）を算出
しくステップＣ１）、そして、この差（前後輪の実回転
速度差）ΔＶｃｄから、前述のようにして（ステツブｂ
３参照）求めた前後輪の理想回転速度差゛ΔＶｈｃを減
算して、差ΔＶｃ（＝ΔＶｃｄ−ΔＶｈｃ）を求める（
ステップｃ２）。 ”そして、ステ
ップｃ３で、上述の・前後輪の理想回転速度差ΔＶｈｃ
が、０以上かどうかを判断して５ΔＶｈｃが０以上なら
ステップＣ４へ、ΔＶｈｃが０未満ならステップＣ５へ
進む。First, calculate the difference ΔV cd (= V r -'-V - f ) by subtracting the front wheel speed Vf from the rear wheel speed Vr (Step C1), and then calculate this difference (actual rotational speed difference between the front and rear wheels) ΔVcd. , as described above (step b
(Refer to 3) Subtract the ideal rotational speed difference between the front and rear wheels, ΔVhc, to find the difference ΔVc (=ΔVcd−ΔVhc).
Step c2). ”Then, in step c3, the above-mentioned ideal rotational speed difference ΔVhc between the front and rear wheels is determined.
is 0 or more, and if 5ΔVhc is 0 or more, the process proceeds to step C4, and if ΔVhc is less than 0, the process proceeds to step C5.
ステップＣ４に進むと、゛マツプ［第１３図（ａ＞参照
］を用いてΔＶｃからクラッチトルクＴｖ′を設定する
。Proceeding to step C4, clutch torque Tv' is set from ΔVc using a map [see FIG. 13 (a>)].
具体的には、■ΔＶｅｄ≧ΔＶｈｃならば、クラッチト
ルクＴｖ’が差ΔＶｃ （ΔＶｃｄ −Ａ Ｖｈｃ）
（１）大きさに比例して高飯るように、
Ｔｖ’＝ａＸ’（ΔＶｃｄ−ΔＶｈｃ）＝ａＸΔＶｃと
設定する（ただし、ａは比例定数）。Specifically, if ■ΔVed≧ΔVhc, the clutch torque Tv' is the difference ΔVc (ΔVcd −A Vhc)
(1) Set Tv'=aX'(ΔVcd-ΔVhc)=aXΔVc so that the price increases in proportion to the size (where a is a constant of proportionality).
また、■ΔＶｈｃ＞ΔＶｃｄ＞Ｏならば、クラッチトル
クＴｖ’を０に設定して、所謂−不感′帯領域を設定す
る。If ∆Vhc>∆Vcd>O, clutch torque Tv' is set to 0, and a so-called -dead' zone is set.
さらに、■０≧ΔＶｃｄならば、クラッチトルクＴｖ’
がΔＶｃｄの大きさに比例し゛て高まるよう−に′。Furthermore, if ■0≧ΔVcd, clutch torque Tv'
so that ΔVcd increases in proportion to the magnitude of ΔVcd.
Ｔｖ’＝−ａＸΔＶｃｄ＝−ａＸ（−ΔＶｃ＋Δｖｈｃ
）と設定する（ただし、ａは比例定数）。Tv'=-aXΔVcd=-aX(-ΔVc+Δvhc
) (where a is a proportionality constant).
なお、Ａ Ｖｈｃ＝ Ｏ（７）時にはΔＶｈｃ＞ Ａ
Ｖｃｄ＞ ０の不感帯領域はなくなる。Note that when A Vhc= O(7), ΔVhc> A
The dead zone region where Vcd>0 disappears.
ステップｃ５に進むと、マツプ［第１３図Ｃｂ）参照］
を用いてΔＶｃからクラッチトルクＴｖ’を設定する」
具体的には、（Ｉ）ΔＶｃｄ≧Ｏならば、クラッチトル
クＴｖ’がΔＶｃｄの大きさに比例して高まるように、
Ｔｖ’＝ａＸΔＶ−ｅｄ＝＝ ａ Ｘ （ΔＶｃ＋ΔＶ
、ｈｃ）と設定する（ただし、ａは比測定１１１ｋ）。Proceeding to step c5, the map [see Figure 13 Cb)]
Clutch torque Tv' is set from ΔVc using (I) If ΔVcd≧O, Tv'=aXΔV-ed so that clutch torque Tv' increases in proportion to the magnitude of ΔVcd. == a X (ΔVc+ΔV
, hc) (where a is the ratio measurement 111k).
また、■０〉ΔＶｃｄ）ΔＶｈｃならば、クラッチ−ト
ルクＴｖ’を０に設定して、所謂不感帯領域を設定する
ｉ−
さらに、■ΔＶｈｃ≧ΔＶｃｄならば、クラッチトルク
Ｔｖ’がΔＶｃ（ΔＶｅｄ−ΔＶｈｃ）の大きさに比例
して高まるように、−
ＴＶ’＝−ａＸ−（ΔＶｃｄ−ΔＶｈｃ） ＝ −ａ
ＸΔＶｃと設定する（ただし、ａは比例定数）。
′このように、ステップｃ’４．ｃ５で、求められた差
動対応クラッチトルクＴｖ’は、補正部２４６で横Ｇゲ
インに１を積算されることで横加速度対応補正され（ス
テップＣ６）、差動対応クラッチトルクＴｖが得られる
。 ゛このよう′な差動対応多う□ッ
チトルクＴｖの設定により、クラッチトルク゛Ｔｖの大
きさが無駄なく適切′に設定され、適宜後輪を駆動ベー
スとして後輪からスリップするように設定しながら車体
の姿勢制−を適切に調整できるようになり、旋回時に一
゛転者の意志に沿もように車両を挙動させることができ
るようになるのである。Also, if ■0>ΔVcd)ΔVhc, then set the clutch-torque Tv' to 0 and set a so-called dead zone area.Furthermore, if ■ΔVhc≥ΔVcd, the clutch torque Tv' becomes ΔVc(ΔVed−ΔVhc ) so that - TV' = -aX - (ΔVcd - ΔVhc) = -a
Set as XΔVc (where a is a proportionality constant).
'Thus, step c'4. At step C5, the differential clutch torque Tv' obtained is corrected for the lateral acceleration by adding 1 to the lateral G gain in the correction unit 246 (step C6), and the differential clutch torque Tv is obtained. By setting the clutch torque Tv that is compatible with differentials like this, the magnitude of the clutch torque Tv can be set to an appropriate value without wasting any waste, and the rear wheels can be set to slip from the rear wheels as a drive base while controlling the vehicle body. This makes it possible to appropriately adjust the vehicle's attitude system, allowing the vehicle to behave in accordance with the driver's wishes when turning.
つまら、センサ対応操舵角δｈの方向５ＩＧ（とが等し
くない゛場合には、運転者要求操舵角をＯンｉルの操舵
位置と実施の車両の操舵角（旋回状態）とが興なるよう
になっても、不適切なデータがｉ用させなくなり、制御
の性能向上に寄与する。In other words, if the direction 5IG of the steering angle δh corresponding to the sensor is not equal, the driver-requested steering angle is set so that the steering position of the driver and the actual steering angle (turning state) of the vehicle coincide. Even if this happens, inappropriate data will not be used, contributing to improved control performance.
さらに：運転者要求車速Ｖｒｅｆとして、回転から２番
目め大きさの車輪速データを採用しているので、データ
の信頼性が確保されている。Furthermore: Since the second largest wheel speed data from the rotation is used as the driver-required vehicle speed Vref, the reliability of the data is ensured.
そして、理想回転速度差ΔＶｈｃの設定が、低車速時に
は、旋回時の前後輪の軌道半径の差（所謂内輪差）の影
響が大きく、後輪の回転速度Ｖｒは前輪の回転速度Ｖｆ
よりも小さいが、高車速になるにしたがって、後輪の回
転速度Ｖｒが前輪の回転速度Ｖｆに対して大きくなるよ
うにしている。When the ideal rotational speed difference ΔVhc is set, at low vehicle speeds, the influence of the difference in track radius of the front and rear wheels (so-called inner ring difference) during turning is large, and the rotational speed Vr of the rear wheels is determined by the rotational speed Vf of the front wheels.
However, as the vehicle speed increases, the rotational speed Vr of the rear wheels becomes larger than the rotational speed Vf of the front wheels.
このため、高速時には後輪がスリップしやすくなり、高
速時はど要求される車体の姿勢の応答性か確保される。As a result, the rear wheels tend to slip at high speeds, ensuring the required responsiveness of the vehicle body attitude at high speeds.
また、操舵角に関しては、操舵角が大きいほど前後輪に
要求される回転差も大きくなり、これが適切に許容され
、タイトコーナブレーキング現象を回避できる利点があ
る。Regarding the steering angle, the greater the steering angle, the greater the rotation difference required between the front and rear wheels, which has the advantage of being appropriately tolerated and avoiding tight corner braking.
また、上述の前後加速度対応クラッチトルクＴＸの算出
は、第２９図に示すように行なわれる。Further, the calculation of the clutch torque TX corresponding to the longitudinal acceleration described above is performed as shown in FIG. 29.
まず、前後加速度センサ３６からの検出データＧｘに基
づいて、マツプ（第１５図）から前後加速度対応クラッ
チトルクＴｘ’を読み取る（ステップｄｌ）。First, based on the detection data Gx from the longitudinal acceleration sensor 36, the clutch torque Tx' corresponding to the longitudinal acceleration is read from the map (FIG. 15) (step dl).
そして、この前後加速度対応クラッチトルクＴＸ′に横
Ｇゲインに工を掛けることで横加速度補正を施して（ス
テップｄ２）、前後加速度対応クラッチトルクＴｘを得
る。Then, lateral acceleration correction is applied to this longitudinal acceleration-corresponding clutch torque TX' by applying a lateral G gain (step d2) to obtain longitudinal acceleration-corresponding clutch torque Tx.
さらに、ステップｄ２で、前輪車輪速Ｖ’ｆが車体速Ｖ
ｒｅｆよりも大きいかどうかが判断されて、スイッチ
２５８ａを通じて、前輪車輪速Ｖｆが車体速Ｖｒｅｆよ
りも大きいとき、つまり、前輪がスリップしている時（
フロントスリップ時）には、上記の前後加速度対応クラ
ッチトルクＴｘをそのまま制御データとして採用し、前
輪車輪速Ｖｆが車体速Ｖｒｅｆよりも大きくない、即ち
、前輪がスリップしていない時には、前後加速度対応ク
ラッチトルクＴｘをＯに設定する（ステップｄ４）。Furthermore, in step d2, the front wheel speed V'f is changed to the vehicle body speed V'f.
It is determined whether the front wheel speed Vf is greater than the vehicle speed Vref, and the switch 258a determines whether the front wheel speed Vf is greater than the vehicle body speed Vref, that is, when the front wheels are slipping (
(at the time of front slip), the above-mentioned longitudinal acceleration responsive clutch torque Tx is used as control data, and when the front wheel speed Vf is not greater than the vehicle body speed Vref, that is, when the front wheels are not slipping, the longitudinal acceleration responsive clutch torque Tx is used as control data. Torque Tx is set to O (step d4).
この結果、フロントスリップ時のような加速時には、直
結４ＷＤと同等なトルク配分としながら。As a result, when accelerating, such as when front slips, the torque distribution is the same as in direct-coupled 4WD.
それ以上のトルクは、ベース配分比（後輪寄りよに配分
するようになり、強アンダー化が防止されて、スムース
な旋回が行なえるようになる。More torque than this will be distributed to the base distribution ratio (toward the rear wheels), preventing the vehicle from becoming too underpowered and allowing smooth turning.
また、エンジントルク比例クラッチトルクＴａの算出は
、第３０図に示すように行なわれる。Further, calculation of the engine torque proportional clutch torque Ta is performed as shown in FIG. 30.
まず、エンジントルク検出部２６４で、スロットル開度
データθｔｈと、エンジン回転数データＮｅとから、第
１２図に示すようなエンジントルクマツプを通じて、そ
の時のエンジントルクＴｅを読み取る（ステップｅｌ）
。First, the engine torque detection unit 264 reads the engine torque Te at that time from the throttle opening data θth and the engine rotation speed data Ne through an engine torque map as shown in FIG. 12 (step el).
.
次に、エンジントルク比例トルク設定部２６８で、エン
ジントルクＴｅから、マツプを通じて、エンジントルク
比例トルクＴａ′を読み取る（ステップｅ２）。Next, the engine torque proportional torque setting unit 268 reads the engine torque proportional torque Ta' from the engine torque Te through a map (step e2).
さらに、トルコントルク比検畠部２６６で、エンジン回
転数データＮｅと、トランスミッション回転数データｔ
とから、第１３図に示すようなトランスミッショントル
ク昆マツプを通じて、その時のトランスミッショントル
ク比ｔを求める（ステップｅ３）。Furthermore, the torque converter torque ratio inspection unit 266 outputs engine rotational speed data Ne and transmission rotational speed data t.
From this, the transmission torque ratio t at that time is determined using a transmission torque map as shown in FIG. 13 (step e3).
そして、エンジントルク比例クラッチトルク演算部２７
０で、このようにして得られたエンジントルク比例トル
クＴａ’と、トルコントルク比ｔと、トランスミッショ
ンの減速比検出部２７６でトランスミッションの減速比
ρｍ、終減速比ρ、及び回転差ゲイン設定部２７５で得
られた回転差ゲインに２とから、センタデフ入力トルク
（トランスミッション出力トルク）Ｔａ（＝ｔ・ρｍ・
ρ□・Ｔｅ）を演算する（ステップｅ４）。Then, the engine torque proportional clutch torque calculation section 27
0, the engine torque proportional torque Ta' obtained in this way, the torque converter torque ratio t, the transmission reduction ratio detection section 276, the transmission reduction ratio ρm, the final reduction ratio ρ, and the rotation difference gain setting section 275. From the rotation difference gain obtained in 2 and 2, the center differential input torque (transmission output torque) Ta (=t・ρm・
ρ□·Te) is calculated (step e4).
さらに、ステップｅ５で、低車速時（この例ではＶｒｅ
ｆ＜ ２０ ｋｍ／ ｈ ）かどうかが判断され、低車
速時であれば、上述のエンジントルク比例クラッチトル
クＴａをそのままデータとして出力する・が、車速がこ
れ以上大きくなる（ Ｖ ｒｅｆ≧２０ｋＩｌ／ｈ）と
、エンジントルク比例クラッチトルクＴａとしてＯを設
定しくステップｅ６）、これを制御データとして出力す
る。Further, in step e5, when the vehicle speed is low (in this example, Vre
f < 20 km/h), and if the vehicle speed is low, the above-mentioned engine torque proportional clutch torque Ta is output as data as it is. However, if the vehicle speed is higher than this (V ref ≧ 20 kIl/h). ), O is set as the engine torque proportional clutch torque Ta (step e6), and this is output as control data.
このようなエンジントルク比例クラッチトルクＴａによ
って、発進時や低速からの急加速時などのときに、適宜
直結４ＷＤ状態とされて、高いトルクを路面に伝達でき
るようになって１発進時や急加速時におけるタイヤのス
リップが防止され、走行性能が向上するとともに、能動
系の耐久性向上にも寄与する。Due to this engine torque proportional clutch torque Ta, when starting or suddenly accelerating from low speed, the direct 4WD state is set as appropriate, and high torque can be transmitted to the road surface. This prevents the tires from slipping at times, improving driving performance and contributing to improving the durability of the active system.
さらに、上述の保護制御用クラッチトルクＴｐ’ｃの算
出は、第３１図に示すように行なわれる。Furthermore, the above-mentioned calculation of the protection control clutch torque Tp'c is performed as shown in FIG. 31.
まず、ステップｆ１で、フラグＦＬＧが１であるかどう
かが判断される。このフラグＦＬＧは、保護制御の実行
時に１とされる制御フラグであり、全体の制御の開始時
にはＯとされる。First, in step f1, it is determined whether the flag FLG is 1 or not. This flag FLG is a control flag that is set to 1 when protection control is executed, and is set to 0 when overall control is started.
したがって、制御開始時には、ステップｆ２へ進み１前
後輪実回転速度差Ｖｃｄが基準値（この例では、８．６
ｋｍ／ｈ）以上かどうかが判断される。Therefore, at the start of the control, the process proceeds to step f2 and the actual rotational speed difference Vcd of the front and rear wheels is set to the reference value (in this example, 8.6
km/h) or more.
前後輪実回転速度差Ｖｃｄが基準値（８，６ｈ／ｈ）以
上でなければ、ステップｆ９に進み、タイマカウントが
行なわれていればカウントを終了して、タイマをクリヤ
する。そして、ステップｆ１２で、保護制御用クラッチ
トルクｒｐｃの値をＯに設定して、さらに、ステップｆ
１４で、フラグＦＬＧを０とする。If the actual rotation speed difference Vcd between the front and rear wheels is not equal to or greater than the reference value (8, 6 h/h), the process proceeds to step f9, and if the timer is counting, the count is ended and the timer is cleared. Then, in step f12, the value of the protection control clutch torque rpc is set to O, and further, in step f12, the value of the protection control clutch torque rpc is set to O.
At step 14, the flag FLG is set to 0.
一方、ステップｆ２で、前後輪実回転速度差Ｖｃｄが基
準値（８，６ｋｍ／ｈ）以上であると判断されると、ス
テップｆ３に進んで、タイマカウントが開始されたかど
うかが判断され、タイマカウントが開始されていなけれ
ば、ステップｆ４に進んで、タイマカウントを開始する
。On the other hand, if it is determined in step f2 that the front and rear wheel actual rotational speed difference Vcd is equal to or higher than the reference value (8.6 km/h), the process proceeds to step f3, where it is determined whether or not a timer count has started, and the timer If counting has not been started, the process proceeds to step f4, where timer counting is started.
このようにタイマカウントが開始されると、ステップｆ
５で、タイマの値が基準時間（ｌｓｅｃ）以上かどうか
が判断され、タイマの値が基準時間以上に達しなければ
、ステップｆ１２に進んで、保護制御用クラッチトル９
１匹の値をＯにして、ステップｆ１４で、フラグＦＬＧ
を０とする。When the timer count is started in this way, step f
In step f12, it is determined whether the timer value is equal to or greater than the reference time (lsec), and if the timer value does not reach the reference time or greater, the process proceeds to step f12, where the protection control clutch torque 9 is
Set the value of one animal to O, and in step f14 set the flag FLG.
Let be 0.
何回かの制御サイクルの間、続けて１前後輪実回転速度
差Ｖｃｄが基準値（８，６ｋｍ／ｈ）以上であると、こ
の間、タイマカウントが続行されて、ステップｆ５で、
タイマの値が基準時間以上に達すると判断できるように
なり、この時には、ステップｆ６に進む。During several control cycles, if the actual rotational speed difference Vcd of the front and rear wheels is equal to or higher than the reference value (8.6 km/h), the timer continues counting during this period, and in step f5,
It can be determined that the timer value reaches the reference time or more, and in this case, the process advances to step f6.
ステップｆ６では、タイマの値が基準時間（２ｓｅｃ）
以上かどうかが判断され、タイマの値が基準時間以上に
達しなければ、ステップｆｌｏに進んで、保護制御用ク
ラッチトルクｒｐｃの値を４０に設定する。In step f6, the timer value is set to the reference time (2 seconds).
If the timer value does not reach the reference time or more, the process proceeds to step flo, where the value of the protection control clutch torque rpc is set to 40.
そして、ステップｆ１３でフラグＦＬＧを１として、ス
テップｆ８に進んで、ｒｐｃが０以上かどうが判断され
る。ステップｆｌＯからステップｆ８に進むと、当然ｒ
ｐｃが０以上であるので、タイマカウントが続行される
。Then, in step f13, the flag FLG is set to 1, and the process proceeds to step f8, where it is determined whether rpc is 0 or more. When proceeding from step flO to step f8, naturally r
Since pc is greater than or equal to 0, timer counting continues.
そして、このｒｐｃ＝４０の状態が続いて、タイマの値
が２ｓｅｃ以上になると、ステップｆ６から、ステップ
ｆ７に進んで、
ｒｐｃ＝４０−１４Ｘ （タイマの値−２）の関係で、
保護制御用クラッチトルクｒｐｃの値を漸減させていく
。Then, when this state of rpc=40 continues and the timer value becomes 2 seconds or more, the process proceeds from step f6 to step f7, and with the relationship rpc=40-14X (timer value - 2),
The value of the protection control clutch torque rpc is gradually decreased.
このようにして、何回かの制御サイクルを経て、保護制
御用クラッチトルクＴｐｃが０以上でなくなると、ステ
ップｆ８からステップｆｉｌに進み、タイマカウントカ
ウントを終了して、タイマをクリヤして、ステップｆ１
２で、保護制御用クラッチトルクｒｐｃの値を０に設定
して、ステップｆ１４で、フラグＦＬＧを０とする。In this way, after several control cycles, when the protection control clutch torque Tpc is no longer 0 or more, the process proceeds from step f8 to step fil, where the timer count is finished, the timer is cleared, and step f1
2, the value of the protection control clutch torque rpc is set to 0, and in step f14, the flag FLG is set to 0.
これによって、前後輪実回転速度差Ｖｃｄが基準値（８
，６１ａｍ／ｈ）以上の状態が基準時間（Ｉｓｅｃ）以
上継続するというクラッチ保護の必要な条件が成立した
ら、第２０図に示すような特性に、つまり、まず短時間
（この例では１秒間）だけ上限値に設定し、この後、徐
々に０へと減少（自然解除）するように保護制御用クラ
ッチトルクＴｐｃが設定される。As a result, the actual rotational speed difference Vcd of the front and rear wheels is set to the reference value (8
, 61 am/h) continues for longer than the reference time (Isec), the characteristics shown in Fig. 20 are established, that is, first for a short period of time (1 second in this example). The protection control clutch torque Tpc is set so that the upper limit value is set at the upper limit value, and thereafter, the protection control clutch torque Tpc gradually decreases to 0 (natural release).
この保護制御用クラッチトルクＴｐｃによって、クラッ
チ板が保護されて、装置の耐久性向上に寄与するととも
に、車両のスピンの防止にも役立つ効果がある。This protection control clutch torque Tpc protects the clutch plate, contributes to improving the durability of the device, and has the effect of helping to prevent the vehicle from spinning.
ここで、上述の予圧補正について、第３２〜３４図を参
照して、説明する。Here, the above-mentioned preload correction will be explained with reference to FIGS. 32 to 34.
まず、第１の予圧学習の手法では、第３２図に示すよう
に、ステップｇ１〜ｇ４で、■イグニッションキーがオ
ンの状態になってから３０分以上経過しているかどうか
、■シフトセレクタが１（１速） 、 ２ （２速）、
Ｄ（ドライブ）、Ｎにュートラル）のうちのいずれかに
選択されているかどうか、■車体速Ｖ ｒｅｆがＯｋｍ
／ｈ （停止状態）であるかどうか、■クラッチトルク
の設定値Ｔｃが小さな所定値（１ｋｇｆｍ）以下である
かどうかが。First, in the first preload learning method, as shown in FIG. (1st speed), 2 (2nd speed),
D (drive), N (neutral) is selected, ■Vehicle speed V ref is OK.
/h (stopped state), and (2) whether the clutch torque set value Tc is less than a small predetermined value (1 kgfm).
夫々判断される。Each will be judged.
そして、これらの条件がいずれも満たされると、ステッ
プｇ５に進み、これらの条件のいずれかを満たさなけれ
ば、学習制御は行なわない。If both of these conditions are met, the process proceeds to step g5, and if any of these conditions are not met, no learning control is performed.
ステップｇ５に進むと、イグニッションキーがオンの状
態になってから予圧学習を行なったかどうかを判断して
、既に予圧学習を行なっていれば、学習制御は行なわず
、予圧学習を行なっていなければ、ステップｇ６へ進む
。Proceeding to step g5, it is determined whether or not preload learning has been performed after the ignition key was turned on. If preload learning has already been performed, learning control is not performed; if preload learning has not been performed, Proceed to step g6.
ステップｇ６では、油圧を立ち上げて、油圧の２階微分
値の最大値（ＭＡＸ）を検出して、その時の油圧Ｐをメ
モリする。In step g6, the oil pressure is increased, the maximum value (MAX) of the second-order differential value of the oil pressure is detected, and the oil pressure P at that time is memorized.
つまり、まず、第２１図（ａ）に示すように、例えばＰ
＝ ０ 、４ ｋｇｆ／ａｎ２相当のデユーティ（ｄ
ｕｔｙ）を２秒間与えて、この後、例えば１．５％／Ｓ
の増加速度で、例えばＰ ＝ ３ 、０ ｋｇｆ／ａｎ
２相当のデユーティまで、ゆっくりとスイープさせる。That is, first, as shown in FIG. 21(a), for example, P
= 0, 4 kgf/an2 equivalent duty (d
uty) for 2 seconds, and then, for example, 1.5%/S
For example, P = 3, 0 kgf/an
Sweep slowly until the duty is equivalent to 2.
これに対して、第２１図（ｂ）に示すように変化する油
圧ピストン１４１，１４２への圧力Ｐからこの圧力Ｐを
時間により２階微分した値（差分）Ｐ”の最大値とこの
時の圧力Ｐとを記憶する。On the other hand, as shown in FIG. 21(b), from the pressure P to the hydraulic pistons 141, 142 that changes, the maximum value of the value (difference) P'' obtained by second-order differentiation of this pressure P with respect to time and The pressure P is memorized.
そして、メモリした圧力Ｐをイニシャル圧に設定するの
である。Then, the memorized pressure P is set as the initial pressure.
具体的には、学習を開始して圧力Ｐが上昇していくとき
に、２階微分値Ｐ”の最大値とこの時の圧力Ｐとを記憶
して、この２階微分値Ｐ″の値は制御周期ごとに算出さ
れて適宜更新されていって、１階微分値Ｐ′が最大とな
ったら（つまり、クラッチが完全結合したら）、２階微
分値Ｐ”の算出を打ち切って、この時点までの期間内で
、２階微分値Ｐ”の最大値をとった時の圧力Ｐをイニシ
ャル圧Ｐｉとして記憶するのである。Specifically, when learning is started and the pressure P increases, the maximum value of the second-order differential value P'' and the pressure P at this time are memorized, and the value of this second-order differential value P'' is stored. is calculated every control cycle and updated as appropriate, and when the first-order differential value P' reaches the maximum (in other words, when the clutch is fully engaged), the calculation of the second-order differential value P' is stopped, and at this point The pressure P when the second-order differential value P'' takes the maximum value within the period up to this point is stored as the initial pressure Pi.
そして、このような予圧学習の実行中に、上述の予圧学
習の条件■〜■のいずれかが満たされなくなったらば、
ただちに、予圧学習を中断して通常モードに戻り、この
予圧学習が、イグニッションキーがオンとされて一度行
なわれると、次に、−旦、イグニッションキーがオフと
された後にオンとされないかぎり実行されない。During the execution of such preload learning, if any of the conditions for preload learning described above are no longer satisfied,
Immediately interrupts preload learning and returns to normal mode, and once this preload learning is performed once the ignition key is turned on, it will not be performed again unless the ignition key is turned on again after being turned off. .
また、第２の予圧学習の手法では、第３３図に示すよう
に、ステップｈ１〜ｈ５で、■′イグニッションキーが
オンの状態になってから１０分以上経過しているかどう
か、■前回の試行から所定時間（例えば５分程度又はこ
れよりも短い適当な時間）経過しているかどうか、棒ン
シフトセレクタが１（１速）、２（２速）、Ｄ（ドライ
ブ）ＩＮにュートラル）のうちのいずれかに選択されて
いるかどうか、■Ｖｒｅｆ＝ Ｏｋｍ／ ｈであるかど
うか、■Ｔｃ≦１ｋｇｆ−であるかどうかが、夫々判断
される。 そして、これらの条件がいずれも満たされる
と、ステップｈ６に進み、これらの条件のいずれかを満
たさなければ、学習制御は行なわない。In addition, in the second preload learning method, as shown in FIG. If the shift selector is set to 1 (1st gear), 2 (2nd gear), or D (drive) IN to neutral) It is determined whether one of the following is selected, (1) whether Vref=Okm/h, and (2) whether Tc≦1kgf-. If both of these conditions are met, the process proceeds to step h6, and if any of these conditions are not met, no learning control is performed.
ステップｈ６に進むと、油圧を立ち上げて、油圧のオー
バシュート値を検出する。Proceeding to step h6, the oil pressure is increased and an overshoot value of the oil pressure is detected.
つまり、油圧の立ち上げは、予め設定された初期イニシ
ャル圧Ｐユ相当のデユーティ（ｄｕｔｙ）を所定時間（
例えば２秒間）だけ保持して、その後に所定時間（例え
ば１秒間）でＰ ＝ ８ 、８ ｋｇｆ／ｃｓ＋”相当
のデユーティ（はぼ１００％のデユーティである）まで
スイープさせる。In other words, to start up the hydraulic pressure, the duty (duty) corresponding to the preset initial initial pressure P is set for a predetermined time (
For example, it is held for 2 seconds), and then it is swept for a predetermined time (for example, 1 second) to a duty equivalent to P = 8, 8 kgf/cs+'' (which is almost 100% duty).
そして、これに応じて変化する油圧ピストン１４１．１
４２に加わる圧力Ｐのオーバシュート値αを検出する。The hydraulic piston 141.1 changes accordingly.
The overshoot value α of the pressure P applied to 42 is detected.
さらに、次のステップｈ７で、このαが閾値よりも大き
いかどうかを判定する。Furthermore, in the next step h7, it is determined whether this α is larger than a threshold value.
即ち、圧力Ｐのピーク値（最大値）Ｐｍａｘを検出して
、この最大値Ｐｍａｘと定常最大圧Ｐｃ（ここでは８．
８ ｋｇｆ／ａｓ”程度）との差（Ｐｍａｘ−Ｐｃ）を
オーバシュート値αとして、このαが閾値（α、）より
も大きいと、オーバシュートがあった、したがって、初
期イニシャル圧ＰＸではクラッチ２８が離れていると判
断でき、このαが閾値よりも大きくなければ、オーバシ
ュートがなかった。That is, the peak value (maximum value) Pmax of the pressure P is detected, and this maximum value Pmax and the steady maximum pressure Pc (here, 8.
8 kgf/as") is defined as the overshoot value α. If this α is larger than the threshold value (α, ), there is an overshoot. Therefore, at the initial initial pressure PX, the clutch 28 It can be determined that α is far apart, and if this α is not larger than the threshold value, there was no overshoot.
即ち、初期イニシャル圧Ｐユではクラッチ２８はぎりぎ
りの接触状態又は過度な接触状態にあると判断できる。That is, at the initial initial pressure P, it can be determined that the clutch 28 is in a marginal contact state or an excessive contact state.
そこで、αが閾値よりも大きければ、ステップｈ８に進
んで。Therefore, if α is larger than the threshold value, proceed to step h8.
Ｐ Ｉ ＮＴＧ （ｎ） ＝Ｐ Ｉ ＮＴＧ （ｎ −
１）＋βＰＩＮＴ （ｎ）＝ＰＩＮＴＧ （ｎ−１）＋
β＝ＰＩＮＴＧ （ｎ）
つまり、イニシャル学習値Ｐ Ｉ ＮＴＧ （ｎ）につ
いては、前回のイニシャル学習値Ｐ Ｉ ＮＴＧ（ｎ−
１）にβ（＝１ｂｉｔ分の圧力）だけ加えたものに設定
し１．イニシャル圧ＰＩＮＴ（ｎ）としては、前回のイ
ニシャル学習値ＰＩＮＴＧ （ｎ−”１）にβ（＝ｌｂ
ｉｔ分の圧力）だけ加えたもの、つまり、今回のイニシ
ャル学習値ＰＩＮＴＧ （ｎ）に設定する。P I NTG (n) = P I NTG (n −
1)+βPINT (n)=PINTG (n-1)+
β=PINTG (n) In other words, for the initial learning value PINTG (n), the previous initial learning value PINTG(n-
Set to 1) plus β (= 1 bit worth of pressure). As the initial pressure PINT(n), β(=lb
PINTG (n), that is, the current initial learning value PINTG (n).
一方、αが閾値より・も大きくなければ、ステップｈ９
に進んで、
ＰＩＮＴＧ （ｎ）＝ＰＩＮＴＧ （ｎ−１）−βＰＩ
ＮＴ （ｎ）＝ＰＩＮＴＧ （ｎ−１）つまり、イニシ
ャル学習値Ｐ Ｉ ＮＴＧ （ｎ）については、前回の
イニシャル学習値ＰＩＮＴＧ −（ｎ−４）にβ（＝
１ｂｉｔ分）だけ加えたもノニ設定するが、イニシャル
圧ＰＩＮＴ（ｎ）としては、前回のイニシャル学習値Ｐ
ＩＮＴＧ （ｎ−１）に設定する−
なお、このような予圧学習の実行中に、上述の予圧学習
の条件■′〜■のいずれかが満たされなくなったらば、
ただちに、予圧学習を中断して通常モードに戻る。On the other hand, if α is not larger than the threshold, step h9
Proceed to PINTG (n) = PINTG (n-1) - βPI
NT (n) = PINTG (n-1) In other words, for the initial learning value PINTG (n), β (=
1 bit) is also set, but the initial pressure PINT(n) is the previous initial learned value P.
Set to INTG (n-1) - Furthermore, if any of the above preload learning conditions ■' to ■ are no longer satisfied during the execution of such preload learning,
Immediately interrupt preload learning and return to normal mode.
また、上述の予圧学習は、上述の予圧学習の条件■′〜
■が満たされる限りは、続行される。In addition, the above-mentioned preload learning is performed under the above-mentioned preload learning conditions
As long as ■ is satisfied, it will continue.
また、第３の予圧学習の手法では、第３４図に示すよう
に、第３の予圧学習と同様な条件かどうかが判断される
。つまり、ステップｈ１〜ｈ５で、■′イグニツシミン
キーがオンの状態になってから１０分以上経過している
かどうか、■前回の試行から所定時間（例えば５分程度
又はこれよりも短い適当な時間）経過しているかどうか
、■シフトセレクタが１ （１速） 、 ２ （２速）
、Ｄ（ドライブ）、Ｎにュートラル）のうちのいずれか
に選択されているかどうか、■Ｖｒｅｆ＝ ＯＪａｎ／
ｈであるかどうか、■Ｔｃ≦１ｋｇｆｍであるかどう
かが、夫々判断される。Furthermore, in the third preload learning method, as shown in FIG. 34, it is determined whether the conditions are the same as those in the third preload learning. In other words, in steps h1 to h5, ■ whether 10 minutes or more have passed since the ignition key was turned on; ) whether the shift selector is set to 1 (1st gear) or 2 (2nd gear).
, D (drive), N (neutral), ■Vref= OJan/
h, and whether ■Tc≦1kgfm is determined.
そして、これらの条件がいずれも満たされると、ステッ
プ゛ｈ１６に進み、これらの条件のいずれがを満たさな
ければ、学習制御は行なわない。If all of these conditions are satisfied, the process proceeds to step h16, and if any of these conditions is not satisfied, no learning control is performed.
、ステップｈ１６に進むと、油圧を立ち上げて、所定圧
と油圧値との差を積分する。When the process proceeds to step h16, the oil pressure is increased and the difference between the predetermined pressure and the oil pressure value is integrated.
つまり、油圧の立ち上げは、予め設定され・た初期イニ
ご“シャル圧Ｐ工相当のデユーティ（ｄｕｔｙ）を所定
時間（例えば２秒間）だけ保持して、その後に所定時間
（例えば１秒間）でＰ ＝ ８’、 ８ ｋｇｆ／ｃｍ
２相当のデユーティ（はぼ１００、％のデユーティであ
る）まで−スイープさせるみ゛ 、そしぞ、′これ
に応じて変化する油圧ピストン１４１．１・４２に一加
わる圧力Ｐと所定圧゛（最大圧に近Ｎ）圧）との差を積
分する。即ち、−第２３図（ｂ）、（ｃ’）−に示すよ
うに、デユー−ティのス゛イープを開妬した時点ｔ□。In other words, to start up the hydraulic pressure, the duty corresponding to the initial pressure is maintained for a predetermined period of time (e.g., 2 seconds), and then for a predetermined period of time (e.g., 1 second). P = 8', 8 kgf/cm
The pressure P applied to the hydraulic pistons 141.1 and 42 changes accordingly, and the predetermined pressure (maximum Integrate the difference between the pressure (near N) pressure). That is, as shown in FIGS. 23(b) and 23(c'), there is a time t□ when the duty sweep is completed.
（又は圧力°Ｐが上昇を開始した時点ｔ１）□から、直
°線ＬＯで示すような定常最大圧Ｐ’ｃ（又は“こ帆・
１こ近い程度の一定圧力値）Ｉこ達するまでの間、この
直線ＬＯと圧力Ｐの変化状態を描ぐ曲線Ｌ１・又はＬ２
とで囲まれた部分（図中斜線を付す）の面積Ｓ （Ｓｌ
、８２）を算出するのである。(or time t1 when pressure °P starts to rise) □, the steady maximum pressure P'c (or
A curve L1 or L2 that depicts the state of change of this straight line LO and the pressure P until it reaches a constant pressure value of approximately 1
The area S (Sl
, 82).
さらに、次のステップｈ１７で、この算出した面積Ｓが
閾値Ｓ、よりも大きいかどうかを判定する。′つまり、
オーバシュートのある曲線Ｌ１の場合の面積８．１−の
方が、オーバシュートのない曲線Ｌ２の場合の面積Ｓ２
よりも明らかに大きくなるので、面積Ｓを閾値Ｓ０と、
比較すること゛で、オーバシュートの有無を判定するの
である。Furthermore, in the next step h17, it is determined whether the calculated area S is larger than a threshold value S. 'In other words,
The area 8.1- in the case of the curve L1 with overshoot is larger than the area S2 in the case of the curve L2 without overshoot.
Since it is clearly larger than , let the area S be the threshold value S0,
By comparing, the presence or absence of overshoot is determined.
そこで、面積Ｓが閾値Ｓ。よりも大きければ、ステップ
ｈ８に進んで、 −
Ｐ、Ｉ−ＮＴＧ （ｎ、）＝＝ Ｐ Ｉ ＮＴＧ （ｎ
−１）＋βＰＩ ＮＴ ＜ｎ） ＝ＰｔＩ ＮＴＧ
（ｎ−１，）＋β” ＝Ｐ Ｉ ＮＴＧ （ｎ’）
一つまり、イニシャル学習値Ｐ Ｉ ＮＴＧ （
ｎ）については、前回のイニシャル′学習値Ｐ Ｉ Ｎ
ＴＧ（ｎ−１）にβ（＝’ｌｂｉ・を分の圧力）だけ加
えたものに設定し、イニシャル圧Ｐ工ＮＴ（ｎ）として
は、前回のイニシャル学習値ＰＩＮＴＧ （ｎ＝“１）
にβ（＝１ｂｉ’を分の圧力）だけ加えたもの、′つま
り、今回のイニシャル学・習値Ｐ ＩＮＴ、Ｇ （ｎ）
に設定する。Therefore, the area S is the threshold value S. If it is larger than , proceed to step h8 and calculate - P, I-NTG (n,) == P I NTG (n
−1)+βPINT<n)=PtINTG
(n-1,)+β" = P I NTG (n')
In other words, the initial learning value P I NTG (
For n), the previous initial 'learning value P I N
Set it to TG (n-1) plus β (='lbi・minute pressure), and use the previous initial learning value PINTG (n = "1) as the initial pressure P NT (n).
The value obtained by adding β (=1bi' to the pressure)', that is, this initial learning value P INT, G (n)
Set to .
一方、面積Ｓが閾値Ｓ０よりも大きくなければ、ステッ
プｈ９に進んで、
・ＰＩＮＴＧ （ｎ）’＝ＰＬＮＴＧ （ｎ −１）−
βＰＩＮＴ （ｎ）＝ＰｆＮＴＧ （ｎ−１）つま
り、イニシャル学習値ＰＩＮＴＧ（ｎ）については、前
回のイニシャル学習値ＰＴＮＴＧ（ｒｒ−１）にＱ（＝
１ｂｉｔ分）だけ加えたものに設定するが、イニシャル
圧ＰＩＮＴ（ｎ）としては、前回のイニシャル学習値Ｐ
ＩＮＴＧ （ｎ−１）に設定する。On the other hand, if the area S is not larger than the threshold S0, the process proceeds to step h9, and PINTG (n)'=PLNTG (n -1)-
βPINT (n) = PfNTG (n-1) In other words, for the initial learning value PINTG (n), the previous initial learning value PTNTG (rr-1) is
However, as the initial pressure PINT(n), the previous initial learned value P
Set to INTG (n-1).
このような第３の予圧学習の実行中にも、上述の予圧学
習の条件■′〜■のいずれかが満たされなくなったらば
、ただちに、予圧学習を中断して通常モードに戻る。Even during execution of the third preload learning, if any of the above-mentioned preload learning conditions (1) to (2) are no longer satisfied, the preload learning is immediately interrupted and the mode returns to the normal mode.
また、この場合も、上述の予圧学習の条件■′〜■が満
たされる限りは、続行される。Also in this case, as long as the above-mentioned preload learning conditions (■' to ()) are satisfied, the process is continued.
このような第１〜３の予圧学習によって、それぞれ、適
切なイニシャル圧Ｐ１が設定でき、制御のレスポンスの
向上に大きく貢献するようになる。Through such first to third preload learning, appropriate initial pressures P1 can be set, respectively, and this greatly contributes to improving control response.
特に、第１の予圧学習では、１回の学習でイニシャル圧
Ｐｉを設定でき、極めて簡便である利点がある。In particular, the first preload learning has the advantage that the initial pressure Pi can be set in one learning, and is extremely simple.
また、第２，３の予圧学習では、何回かの学習でイニシ
ャル圧Ｐｉを設定するか、設定精度が高く、レスポンス
の向上効果が大きい利点がある。Further, in the second and third preload learning, the initial pressure Pi is set by learning several times, or the setting accuracy is high, and there is an advantage that the response is greatly improved.
特に、積分値（面積）を基準にする判定では、イニシャ
ル圧Ｐ１が適切かどうかの判定が比較的適切に行なえ、
圧力センサの能力に大きく頼る二となくイニシャル圧Ｐ
ｉを設定しうる。In particular, in the judgment based on the integral value (area), it is possible to relatively appropriately judge whether the initial pressure P1 is appropriate;
The initial pressure P depends largely on the ability of the pressure sensor.
i can be set.
さらに、スイッチ２９４ａを通して行なわｔ、る制御に
より、デューテイソレノイトハルブ及びクラッチ板が保
護され、装置の信頼性及び耐久性の向上に寄与している
。Furthermore, the control performed through switch 294a protects the duty solenoid valve and clutch plate, contributing to improved reliability and durability of the device.
さらに、メータクラスタ内にはトルク配分表示部３１２
が設けられて、前＠（又は後輪）へのトルク配分状態を
グラフィック表示（又はメータ表示）するので、運転者
が車両のトルク配分状態を認識しながら運転でき、運転
に有効利用できるとともに、運転をより楽しいものにて
き、商品性が大きく向上する利点がある。Furthermore, there is a torque distribution display section 312 in the meter cluster.
is provided to graphically display (or meter display) the state of torque distribution to the front @ (or rear wheels), so the driver can drive while being aware of the torque distribution state of the vehicle, and use it effectively for driving. This has the advantage of making driving more enjoyable and greatly improving marketability.
さらに、この際に行なうトルク配分推定の結果は、各部
の制御にフィードバックして利用することも考えられる
。Furthermore, it is also conceivable that the results of the torque distribution estimation performed at this time may be used as feedback to the control of each part.
［発明の効果コ
以上詳述したように、本発明の差動調整式前後輪トルク
配分制御装置によれば、前輪側と後輪側との間の差動状
態を調整することで前輪及び後輪へのトルク配分を制御
する前後輪差動調整式４輪駆動自動車において、前輪側
と後輪側との間の差動状態を調整する差動調整機構をそ
なえるとともに、上記差動調整機構で前後輪間に回転数
差が生じている場合の前輪出力トルク又は後輪出力トル
クと上記差動調整機構で前後輪間に回転数差が生じてい
ない場合の前輪出力トルク又は後輪出力トルクとを算出
する演算手段と、上記の２種類の前輪出力トルク又は後
輪出力トルクのうち小さい方の前輪出力トルク又は後輪
出力トルクを選択する選択手段とをそなえるという構成
により、トルクの配分状態を適切に推定することができ
るようになり、制御にフィードバックすることもできる
。[Effects of the Invention] As detailed above, according to the differentially adjustable front and rear wheel torque distribution control device of the present invention, by adjusting the differential state between the front wheels and the rear wheels, A four-wheel drive vehicle with front and rear differential adjustment that controls torque distribution to the wheels is equipped with a differential adjustment mechanism that adjusts the differential state between the front wheels and the rear wheels. Front wheel output torque or rear wheel output torque when there is a rotation speed difference between the front and rear wheels, and front wheel output torque or rear wheel output torque when there is no rotation speed difference between the front and rear wheels due to the differential adjustment mechanism. and a selection means for selecting the smaller of the two types of front wheel output torque or rear wheel output torque, the torque distribution state can be adjusted. Appropriate estimation can now be made and feedback can be provided to control.
また、上記選択手段で選択された前輪出力トルク又は後
輪出力トルクに基づいて、前輪又は後輪のトルク配分状
態を表示する表示手段をそなえることにより、上述のよ
うに推定されたトルクの配分状態を表示でき、運転者が
トルク配分状態を認識でき、これを運転に利用すること
ができるようになり、また、インパネ等の表示部の視覚
的な商品性も向上する。Further, by providing a display means for displaying the torque distribution state of the front wheels or rear wheels based on the front wheel output torque or the rear wheel output torque selected by the selection means, the torque distribution state estimated as described above is displayed. This allows the driver to recognize the torque distribution state and use it for driving, and also improves the visual appeal of display parts such as instrument panels.
第１〜３４図は本発明の一実施例としての差動調整式前
後輪トルク配分制御装置を示すもので、第１図はその要
部の構成を示すブロック図、第２図はその開動トルク伝
達系の全体構成図、第３図はその駆動トルク伝達系の要
部を示す断面図、第４図はその前後輪トルク配分機構の
要部断面図、第５図はその油圧供給系の模式的回路図、
第６図はその油圧供給系の要部回路図、第７図はその油
圧設定用デユーティの特性を示す図、第８図はその総舵
角データ検出手段の詳細を示すブロック図、第９図はそ
の車体速検出手段のの詳細を示すブロック図、第１０図
はその理想回転数差設定用マツプを示す図、第１１図は
その横加速度ゲイン設定マツプを示す図、第１２図（ａ
’）、（ｂ）はいずれもその理想回転数差を説明するた
めの車輪状態を模式的に示す平面図、第１３図（ａ）、
（ｂ）はそれぞれその差動対応クラッチトルク設定用マ
ツプを示す図、第１４図はその前後加速度対応クラッチ
トルク設定手段を示すブロック図、第１５図はその前後
加速度対応クラッチトルク設定用マツプ、第１６図はそ
のエンジントルクマツプの例を示す図、第１７図はその
トランスミッショントルク比マツプの例を示す図、第１
８図はそのエンジントルク比例クラッチトルク設定手段
の変形例を示すブロックす、第１９図はそのセンタデフ
入力トルク設定マツプ、第２０図はその保護制御用クラ
ッチトルクの特性図、第２１図（ａ）はその第１の予圧
学習にかかるデユーティ特性を示す図、第２１図（ｂ）
はその第１の予圧学習にかかる圧力特性を示す図、第２
２図はそのその第２の予圧学習にかかる圧力特性を示す
図、第２３図（ａ）はその第３の予圧学習にかかるデユ
ーティ特性を示す図、第２３図（ｂ）、（Ｃ）はいずれ
もその第３の予圧学習にかかる圧力特性を示す図、第２
４図はそのトルク配分状態表示手段を示す図、第２５図
はそのトルク配分状態推定手段によるトルク配分を説明
するための特性図、第２６図はその装置を含んだ車両全
体の制御の流れを示すフローチャート、第２７図はその
前後輪トルク配分制御の流れを示すフローチャート、第
２８図はその差動対応クラッチトルクの設定の流れを示
すフローチャート、第２９図はその前後加速度対応クラ
ッチトルクの設定の流れを示すフローチャート、第３０
図はそのエンジントルク比例クラッチトルクの設定の流
れを示すフローチャート、第３１図はその保護制御用ク
ラッチトルクの設定の流れを示すフローチャート、第３
２図はその第１の予圧学習の流れを示すフローチャート
、第３３図はその第２の予圧学習の流れを示すフローチ
ャート、第３４図はその第３の予圧学習の流れを示すフ
ローチャートである。
２ ＝−・エンジン、４−ｈルクコンバータ、６・・・
・自動変速機、８・−出力軸、１０・・・中間ギヤ（ト
ランスファーアイドラギヤ）、１２・−センタディファ
レンシャル（センタデフ）、１４−・・前輪用の差動歯
車装置、１５・・−ベベルギヤ機構、１５Ａ−・・ベベ
ルギヤ軸、１５ａ・・・−ベベルギヤ、１６．１８−・
・前輪、１７Ｌ、１７Ｒ・・・前輪側車軸、１９−・・
減速歯車機構１．１９ａ・・・・出力歯車、２ｏ・・・
プロペラシャフト、２１ □−・・ベベルギヤ機構、２
２−・後輪用の差動歯車装置、２４．２６・・・後輪、
２５Ｌ、２５Ｒ・−・後輪用車軸、２７−・−前輪用出
力軸、２７ ａ ・＝中空軸部材、２８−・−差動制限
機構、２８ ａ ・−前輪出力側ディスクプレート、２
８ｂ・−入力端ディスクプレート、２９−後輪用出力軸
、３０，３０ａ。
３０ｂ、３０ａ−ハンドル角センサ、３２・・−ステア
リングホイール、３４，３４ａ、３４ｂ−・−横加速度
センサ、３６・−前後加速度センサ、３８−・−スロッ
トルセンサ、３９−エンジンキースイッチ、４０．４２
．４４．４６ ・・・−車輪速センサ、４８−・コント
ローラ、５０−アンチロックブレーキ装置。
５０Ａ・・・ブレーキスイッチ、５１−ブレーキペダル
、５２・・・・・警告灯、５４−・−油圧源、５６−・
・・圧力制御弁系（圧力制御弁）、５８−・ポンプ、６
０−チエラグ弁、６２・・・圧力制御弁、６４・−リリ
ーフ弁、６６−・アキュムレータ、６８・・・圧力スイ
ッチ、６８ ａ −＝−モータ、 ｌ ｌ ３ ・＝
入力歯車、１１４ａ〜１１４ ｆ ・−・・軸受、１１
５・−・トランスミッションケース、１１５ａ−エンド
カバー、１１５ ｂ ・−スペーサ部材、１１６−・・
・支持部材、 １１７ａ、 ｌ １７ｂ・・・・油路、
ｌ ２１−・・・サンギヤ、１２２・・・−プラネタリ
ピニオン（プラネタリギヤ）、１２３・・・リングギヤ
、ｌ ２４−・・−人力ケース、１２５・・・プラネッ
トキャリア、１２５ａ−ベースプレート部、１２５ｂ・
−・プラネタリピニオン収容部、１２５ｆ・・・・クラ
ッチディスク支持部、１２６−・ピニオンシャフト、１
３０−・−接続部材、１４１・・・・第１ピストン、１
４２ ・＝＝第２ピストン、１４３・−仕切プレート、
１４４ａ、−一第１油室、ｌ ４４ ｂ−・・第２油室
、１４５・・・中空軸、１４５ ａ−ピストン収容部、
１６０−・・シフトレバ−位置センサ（シフトレンジ検
出手段）。
１６０ Ａ 、−、自動変速機のシフトレバ−１１６１
・−・４ＷＤコントロールバルブ、１６２−・・デユー
ティソレノイドバルブ（デユーティバルブ）、１６３・
・・オリフィス、１６４−オイルフィルタ、１６５・・
・レデューシングバルブ、１７０・・・エンジン回転数
センサ、１８０・・・トランスミッション回転数センサ
、２００−・−前後輪実回転速度差検出部、２０２ ａ
−２０２ｄ−−フィルタ、２０４ ａ −前輪車輪回
転速度データ算出部、２０４ｂ・−・後輪車輪回転速度
データ算出部、２０６・−前後輪実回転速度差算出部、
２１０・・・前後輪理想回転速度差設定部。
２１２・・−操舵角データ検出手段としての運転者要求
操舵角演算部（擬似操舵角演算部）、２１２ａ−・セン
サ対応操舵角データ設定部、２１２ｂ・・−横加速度デ
ータ算出部、２１２ｃ・・・比較部、２１２ｄ・・・運
転者要求操舵角設定部（車速データ設定部）、２１６・
・・車体速データ検出手段としての運転者要求車体速演
算部（擬似車体速演算部）、２１６ａ・・・車輪速選択
部、２１６０−・−運転者要求車体速算出部、２１６ｃ
ｌ・・・フィルタ、２１８・・−理想作動状態設定部と
しての理想回転速度差設定部、２２０・・−差動対応ク
ラッチトルク設定部、２２２・・−減算器、２３０・・
−保護制御部、２４２−・フィルタ、２４４・−・横Ｇ
ゲイン設定部、２４６−補正部、２５４・・・前後加速
度対応クラッチトルク設定手段、２５４ ａ−・・前輪
分担荷重演算手段、２ ：１５４ ｂ−総出力トルク演
算手段、２５４ｃ・・前輪分担トルク演算手段、２５４
ｄ・−クラッチトルク演算手段。
２５６・・−横加速度対応補正部、２５８ ａ−スイッ
チ、２５８−判断手段、２６４−・エンジントルク検出
部、２６６・−・トルコントルク比検出部、２６７−・
センタデフ入力トルク演算部、２６８・−エンジントル
ク比例トルク設定部、２６９・・・クラ、チトルク演算
部、２７０・−・エンジントルク比例クラッチトルク演
算部、２７２−・旋回補正部、２７４ａ・・′スイッチ
、２７４−判断手段、２７５−１回転差ゲイン設定部、
２７６・−・トランスミッションの減速比検出部、２８
０・−最大値選択部、２８２・・・トルクル圧力変換部
、２８６・・遠心補正圧設定部、２８８−・・初期係合
圧設定部（予圧設定部）、２９０・・−ピークホルトフ
ィルタ、２９２ａ、２９４ａ−・−スイッチ、２９５・
・−デユーティ設定部、２９２゜２９４・・・判断手段
、２９６−・圧力フィードバック補正部、２９８・−圧
カーデュー子イ変換部、３００−・・、３０２・・−デ
ユーティソレノイド、３０４−圧力センサ、３０６−・
・フィルタ、 ３１０− トルク推定手段、３１０ａ
・・・演算手段、３１０ｂ−・−選択手段、 ３１２−
１−ルク配分表示部、ハ＞１・・差動調整式前後輪トル
ク配分制御装置の機賊部分。1 to 34 show a differentially adjustable front and rear wheel torque distribution control device as an embodiment of the present invention. FIG. 1 is a block diagram showing the configuration of its main parts, and FIG. The overall configuration of the transmission system, Figure 3 is a sectional view showing the main parts of the drive torque transmission system, Figure 4 is a sectional view of the main parts of the front and rear wheel torque distribution mechanism, and Figure 5 is a schematic diagram of the hydraulic pressure supply system. circuit diagram,
Figure 6 is a circuit diagram of the main part of the oil pressure supply system, Figure 7 is a diagram showing the characteristics of the oil pressure setting duty, Figure 8 is a block diagram showing details of the total steering angle data detection means, and Figure 9. 10 is a block diagram showing details of the vehicle speed detection means, FIG. 10 is a diagram showing its ideal rotation speed difference setting map, FIG. 11 is a diagram showing its lateral acceleration gain setting map, and FIG. 12 (a)
') and (b) are plan views schematically showing the wheel conditions for explaining the ideal rotational speed difference, and Fig. 13(a),
14 is a block diagram showing the clutch torque setting means corresponding to longitudinal acceleration, and FIG. 15 is a map for setting the clutch torque corresponding to longitudinal acceleration. Figure 16 is a diagram showing an example of the engine torque map, Figure 17 is a diagram showing an example of the transmission torque ratio map, and Figure 1 is a diagram showing an example of the transmission torque ratio map.
Fig. 8 is a block diagram showing a modification of the engine torque proportional clutch torque setting means, Fig. 19 is a center differential input torque setting map, Fig. 20 is a characteristic diagram of the clutch torque for protection control, and Fig. 21 (a). is a diagram showing the duty characteristic related to the first preload learning, FIG. 21(b)
is a diagram showing the pressure characteristics applied to the first preload learning, and the second
Figure 2 is a diagram showing the pressure characteristics related to the second preload learning, Figure 23 (a) is a diagram showing the duty characteristics related to the third preload learning, and Figures 23 (b) and (C) are diagrams showing the duty characteristics related to the third preload learning. Both are diagrams showing the pressure characteristics applied to the third preload learning, and the second
FIG. 4 shows the torque distribution state display means, FIG. 25 is a characteristic diagram for explaining the torque distribution by the torque distribution state estimation means, and FIG. 26 shows the control flow of the entire vehicle including the device. 27 is a flowchart showing the flow of the front and rear wheel torque distribution control, FIG. 28 is a flowchart showing the setting of the clutch torque corresponding to the differential, and FIG. 29 is the flowchart showing the setting of the clutch torque corresponding to the longitudinal acceleration. Flow chart showing the flow, No. 30
Figure 31 is a flowchart showing the flow of setting the engine torque proportional clutch torque, Figure 31 is a flowchart showing the flow of setting the protection control clutch torque, and Figure 3.
FIG. 2 is a flowchart showing the flow of the first preload learning, FIG. 33 is a flowchart showing the flow of the second preload learning, and FIG. 34 is a flowchart showing the flow of the third preload learning. 2 =-・Engine, 4-h torque converter, 6...
- Automatic transmission, 8 - Output shaft, 10 - Intermediate gear (transfer idler gear), 12 - Center differential (center differential), 14 - Differential gear device for front wheels, 15 - Bevel gear mechanism , 15A--Bevel gear shaft, 15a--Bevel gear, 16.18--
・Front wheel, 17L, 17R...Front wheel side axle, 19-...
Reduction gear mechanism 1.19a...output gear, 2o...
Propeller shaft, 21 □-... Bevel gear mechanism, 2
2--Differential gear device for rear wheels, 24.26... Rear wheels,
25L, 25R - rear wheel axle, 27 - front wheel output shaft, 27 a = hollow shaft member, 28 - differential limiting mechanism, 28 a - front wheel output side disc plate, 2
8b--input end disk plate, 29-output shaft for rear wheels, 30, 30a. 30b, 30a-handle angle sensor, 32...-steering wheel, 34, 34a, 34b--lateral acceleration sensor, 36--longitudinal acceleration sensor, 38--throttle sensor, 39-engine key switch, 40.42
．． 44.46 - Wheel speed sensor, 48 - Controller, 50 - Anti-lock brake device. 50A...brake switch, 51-brake pedal, 52--warning light, 54--hydraulic power source, 56--
・・Pressure control valve system (pressure control valve), 58-・Pump, 6
0-Thierag valve, 62...Pressure control valve, 64--Relief valve, 66--Accumulator, 68--Pressure switch, 68 a-=-motor, l l 3 .=
Input gear, 114a to 114f --- Bearing, 11
5.--Transmission case, 115a--End cover, 115b--Spacer member, 116-.
- Support member, 117a, l 17b... oil path,
l 21--Sun gear, 122--Planetary pinion (planetary gear), 123--Ring gear, l 24---Manual power case, 125--Planet carrier, 125a--Base plate part, 125b-
-・Planetary pinion housing part, 125f...Clutch disc support part, 126-・Pinion shaft, 1
30-- Connection member, 141... First piston, 1
42 ・==second piston, 143・-partition plate,
144a, -1 first oil chamber, l 44 b--second oil chamber, 145... hollow shaft, 145 a-piston housing part,
160--Shift lever position sensor (shift range detection means). 160 A,-, automatic transmission shift lever-1161
・-・4WD control valve, 162-・Duty solenoid valve (duty valve), 163・
・・Orifice, 164-Oil filter, 165・・
-Reducing valve, 170... Engine rotation speed sensor, 180... Transmission rotation speed sensor, 200-- Front and rear wheel actual rotation speed difference detection unit, 202 a
-202d--filter, 204a--front wheel rotation speed data calculation unit, 204b--rear wheel rotation speed data calculation unit, 206--front and rear wheel actual rotation speed difference calculation unit,
210... Front and rear wheels ideal rotational speed difference setting section. 212...-Driver requested steering angle calculation unit (pseudo steering angle calculation unit) as steering angle data detection means, 212a--Sensor compatible steering angle data setting unit, 212b...-Lateral acceleration data calculation unit, 212c... Comparison unit, 212d... Driver requested steering angle setting unit (vehicle speed data setting unit), 216.
... Driver requested vehicle speed calculation section (pseudo vehicle speed calculation section) as vehicle speed data detection means, 216a... Wheel speed selection section, 2160 - Driver requested vehicle speed calculation section, 216c
l...Filter, 218...-Ideal rotational speed difference setting section as ideal operating state setting section, 220...-Clutch torque setting section for differential, 222...-Subtractor, 230...
-Protection control unit, 242-・Filter, 244・-・Horizontal G
Gain setting section, 246-Correction section, 254...Clutch torque setting means corresponding to longitudinal acceleration, 254a--Front wheel shared load calculation means, 2:154b-Total output torque calculation means, 254c...Front wheel shared torque calculation means, 254
d.-Clutch torque calculation means. 256--lateral acceleration corresponding correction section, 258 a-switch, 258-determination means, 264--engine torque detection section, 266--torque converter torque ratio detection section, 267-.
Center differential input torque calculation unit, 268--Engine torque proportional torque setting unit, 269...Clutch torque calculation unit, 270--Engine torque proportional clutch torque calculation unit, 272--Turning correction unit, 274a...' switch , 274-judgment means, 275-1 rotation difference gain setting section,
276 -- Transmission reduction ratio detection section, 28
0... Maximum value selection section, 282... Torque pressure conversion section, 286... Centrifugal correction pressure setting section, 288... Initial engagement pressure setting section (preload setting section), 290... - Peak Holt filter, 292a, 294a--switch, 295-
-Duty setting unit, 292°294...Judgment means, 296-Pressure feedback correction unit, 298-Pressure card conversion unit, 300-..., 302...-Duty solenoid, 304-Pressure sensor , 306-・
- Filter, 310- Torque estimation means, 310a
...Calculating means, 310b--Selection means, 312-
1-Lux distribution display section, C > 1... The pirate part of the differential adjustable front and rear wheel torque distribution control device.
Claims (2)
で前輪及び後輪へのトルク配分を制御する前後輪差動調
整式４輪駆動自動車において、前輪側と後輪側との間の
差動状態を調整する差動調整機構をそなえるとともに、
上記差動調整機構で前後輪間に回転数差が生じている場
合の前輪出力トルク又は後輪出力トルクと上記差動調整
機構で前後輪間に回転数差が生じていない場合の前輪出
力トルク又は後輪出力トルクとを算出する演算手段と、
上記の２種類の前輪出力トルク又は後輪出力トルクのう
ち小さい方の前輪出力トルク又は後輪出力トルクを選択
する選択手段とをそなえていることを特徴とする、差動
調整式前後輪トルク配分制御装置。(1) In a front and rear differential adjustable four-wheel drive vehicle that controls torque distribution to the front and rear wheels by adjusting the differential state between the front and rear wheels, It is equipped with a differential adjustment mechanism that adjusts the differential state between the
Front wheel output torque or rear wheel output torque when there is a rotational speed difference between the front and rear wheels due to the above differential adjustment mechanism and front wheel output torque when there is no rotational speed difference between the front and rear wheels due to the above differential adjustment mechanism. or a calculation means for calculating the rear wheel output torque;
Differentially adjustable front and rear wheel torque distribution characterized by comprising a selection means for selecting the smaller of the two types of front wheel output torque or rear wheel output torque mentioned above. Control device.
輪出力トルクに基づいて、前輪又は後輪のトルク配分状
態を表示する表示手段をそなえていることを特徴とする
、上記第１請求項に記載された差動調整式前後輪トルク
配分制御装置。(2) The first aspect of the invention further comprises display means for displaying the torque distribution state of the front wheels or the rear wheels based on the front wheel output torque or the rear wheel output torque selected by the selection means. A differentially adjustable front and rear wheel torque distribution control device described in .
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2337603A JPH04201736A (en) | 1990-11-30 | 1990-11-30 | Differentially adjusting front/rear wheel torque distribution control device |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2337603A JPH04201736A (en) | 1990-11-30 | 1990-11-30 | Differentially adjusting front/rear wheel torque distribution control device |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH04201736A true JPH04201736A (en) | 1992-07-22 |
Family
ID=18310205
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2337603A Pending JPH04201736A (en) | 1990-11-30 | 1990-11-30 | Differentially adjusting front/rear wheel torque distribution control device |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH04201736A (en) |
Cited By (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2005067401A (en) * | 2003-08-25 | 2005-03-17 | Advics:Kk | Electric brake system |
| JP2010111229A (en) * | 2008-11-05 | 2010-05-20 | Toyota Motor Corp | Brake control device |
| JP2012091656A (en) * | 2010-10-26 | 2012-05-17 | Toyota Motor Corp | Travel control device for vehicle |
| JP2016031115A (en) * | 2014-07-29 | 2016-03-07 | 井関農機株式会社 | Control device for tractor |
-
1990
- 1990-11-30 JP JP2337603A patent/JPH04201736A/en active Pending
Cited By (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2005067401A (en) * | 2003-08-25 | 2005-03-17 | Advics:Kk | Electric brake system |
| JP2010111229A (en) * | 2008-11-05 | 2010-05-20 | Toyota Motor Corp | Brake control device |
| JP2012091656A (en) * | 2010-10-26 | 2012-05-17 | Toyota Motor Corp | Travel control device for vehicle |
| JP2016031115A (en) * | 2014-07-29 | 2016-03-07 | 井関農機株式会社 | Control device for tractor |
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