JPH05131859A - Four-wheel drive unit - Google Patents
Four-wheel drive unitInfo
- Publication number
- JPH05131859A JPH05131859A JP29353291A JP29353291A JPH05131859A JP H05131859 A JPH05131859 A JP H05131859A JP 29353291 A JP29353291 A JP 29353291A JP 29353291 A JP29353291 A JP 29353291A JP H05131859 A JPH05131859 A JP H05131859A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- hydraulic
- pressure
- wheel
- hydraulic motor
- flow rate
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Granted
Links
Landscapes
- Arrangement And Driving Of Transmission Devices (AREA)
Abstract
Description
【０００１】[0001]
【産業上の利用分野】この発明は、自動車の４輪駆動装
置に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a four-wheel drive system for automobiles.
【０００２】[0002]
【従来の技術】自動車の４輪駆動装置においては、エン
ジンからの回転動力を変速機，クラッチ，ドライブシャ
フト等の機械的な構成を介して前輪側および後輪側に伝
達し、駆動する装置が知られている。2. Description of the Related Art In a four-wheel drive system for an automobile, there is a device for transmitting rotational power from an engine to a front wheel side and a rear wheel side through a mechanical structure such as a transmission, a clutch and a drive shaft to drive the same. Are known.
【０００３】これに対して、エンジンからの回転動力を
機械的な構成を介して前輪側または後輪側のうちどちら
か一方側に伝達し、他方側には油圧ポンプ，油圧管路，
油圧モータを介して伝達する４輪駆動装置が、例えば特
開昭６３−１７６７３４号公報に示されている。On the other hand, the rotational power from the engine is transmitted to either one of the front wheel side or the rear wheel side via a mechanical structure, and the other side is provided with a hydraulic pump, a hydraulic line,
A four-wheel drive system that transmits via a hydraulic motor is disclosed in, for example, Japanese Patent Laid-Open No. 63-176734.
【０００４】図１２は、上述した油圧ポンプ等を用いた
４輪駆動装置の概略構成図である。FIG. 12 is a schematic configuration diagram of a four-wheel drive system using the above-mentioned hydraulic pump or the like.
【０００５】同図において、３１はエンジンであり、こ
のエンジン３１の回転動力は変速機３１ｂおよびデファ
レンシャルギヤ３１ｅを介して駆動輪３１ｇおよび３１
ｈに伝達される。また、３２は油圧ポンプであり、この
油圧ポンプ３２はエンジン３１によって駆動される。そ
して、この油圧ポンプ３２は油圧管路３６および３７を
介して油圧モータ３３に接続されている。この油圧モー
タ３３の回転動力はデファレンシャルギヤ３３ｂを介し
て駆動輪３３ｄおよび３３ｅに伝達される。また、油圧
管路３６からの枝管路３４ｃと油圧管路３７からの枝管
路３４ｄとの間には、チェック弁３４ａ，３４ｂ，３４
ｇおよび３４ｉ，リリーフ弁３４ｆおよび油圧源３４が
配置されている。さらに、油圧管路３６の枝管路３５ｃ
および油圧管路３７の枝管路３５ｂと、管路３４ｅとの
間には切換弁３５が配置されている。In the figure, reference numeral 31 is an engine, and the rotational power of the engine 31 is transmitted through a transmission 31b and a differential gear 31e to drive wheels 31g and 31.
is transmitted to h. Further, 32 is a hydraulic pump, and this hydraulic pump 32 is driven by the engine 31. The hydraulic pump 32 is connected to the hydraulic motor 33 via hydraulic lines 36 and 37. The rotational power of the hydraulic motor 33 is transmitted to the drive wheels 33d and 33e via the differential gear 33b. Further, check valves 34a, 34b, 34 are provided between the branch pipeline 34c from the hydraulic pipeline 36 and the branch pipeline 34d from the hydraulic pipeline 37.
g and 34i, a relief valve 34f and a hydraulic pressure source 34 are arranged. Further, the branch line 35c of the hydraulic line 36
The switching valve 35 is arranged between the branch line 35b of the hydraulic line 37 and the line 34e.
【０００６】上記構成において、駆動輪３１ｇおよび３
１ｈのみを駆動する２輪駆動の場合には、油圧ポンプ３
２および油圧モータ３３における押しのけ容積は零に設
定される。In the above structure, the drive wheels 31g and 3
In the case of a two-wheel drive that drives only 1 h, the hydraulic pump 3
2 and the displacement of the hydraulic motor 33 are set to zero.
【０００７】これに対して、駆動輪３１ｇ，３１ｈ，３
３ｄ，３３ｅを駆動する４輪駆動の場合には、油圧ポン
プ３２および油圧モータ３３における押しのけ容積は、
それぞれ最大値に設定される。On the other hand, the drive wheels 31g, 31h, 3
In the case of four-wheel drive that drives 3d and 33e, the displacement of the hydraulic pump 32 and the hydraulic motor 33 is
Each is set to the maximum value.
【０００８】そして、上記４輪駆動の場合であって、車
両が前進方向に駆動されている状態においては、切換弁
３５は図示したように切換位置３５Ａに設定され、車両
が後退方向に駆動されている状態においては、切換弁３
５は切換位置３５Ｂに設定される。In the case of the four-wheel drive, when the vehicle is driven in the forward direction, the switching valve 35 is set to the switching position 35A as shown in the drawing, and the vehicle is driven in the backward direction. Switching valve 3
5 is set to the switching position 35B.
【０００９】車両が前進方向に駆動されている状態にお
いては、油圧管路３６が高圧となり、油圧ポンプ３２か
らの吐出油が油圧管路３６を介して油圧モータ３３に供
給され、この油圧モータ３３が駆動される。そして、油
圧モータ３３からの吐出油は油圧管路３７を介して油圧
ポンプ３２に戻される。この状態において、油圧管路３
６における油圧が異常に高くなったときには、枝管路３
４ｃを介してチェック弁３４ｇを押し開き、リリーフ弁
３４ｆを介して油圧源３４に圧油がリリーフされる。ま
た、油圧管路３７における油圧が異常に低下したとき
は、油圧源３４からの圧油が管路３４ｅ，チェック弁３
４ｂおよび枝管路３４ｄを介して油圧管路３７に供給さ
れる。When the vehicle is being driven in the forward direction, the hydraulic line 36 has a high pressure, and the oil discharged from the hydraulic pump 32 is supplied to the hydraulic motor 33 via the hydraulic line 36. Is driven. Then, the oil discharged from the hydraulic motor 33 is returned to the hydraulic pump 32 via the hydraulic line 37. In this state, the hydraulic line 3
When the hydraulic pressure in 6 becomes abnormally high, the branch pipe 3
The check valve 34g is pushed open via 4c, and the pressure oil is relieved to the hydraulic pressure source 34 via the relief valve 34f. Further, when the oil pressure in the hydraulic pressure line 37 is abnormally lowered, the pressure oil from the hydraulic pressure source 34 is supplied to the pipe line 34e and the check valve 3
It is supplied to the hydraulic line 37 via 4b and the branch line 34d.
【００１０】車両が後退方向に駆動されている状態にお
いては、油圧管路３７が高圧となる。そして、油圧管路
３７における油圧が異常に高くなったときには、チェッ
ク弁３４ｉ，リリーフ弁３４ｆを介して油圧源３４に圧
油がリリーフされる。また、油圧管路３６における油圧
が異常に低くなったときには、油圧源３４からの圧油が
チェック弁３４ａ，枝管路３４ｃを介して油圧管路３６
に供給される。When the vehicle is driven in the backward direction, the hydraulic line 37 has a high pressure. Then, when the oil pressure in the oil pressure conduit 37 becomes abnormally high, pressure oil is relieved to the oil pressure source 34 via the check valve 34i and the relief valve 34f. When the hydraulic pressure in the hydraulic line 36 becomes abnormally low, the pressure oil from the hydraulic source 34 passes through the check valve 34a and the branch line 34c.
Is supplied to.
【００１１】上述した油圧ポンプ等を用いた４輪駆動装
置においては、油圧ポンプから油圧モータに至る油圧配
管は曲げ配管が可能であるため、機械的な構成のみから
なる４輪駆動装置に比較して、構成に柔軟性があり、シ
ャーシ等の設計自由度を高いものとすることができる。In the four-wheel drive system using the above-mentioned hydraulic pump and the like, since the hydraulic piping from the hydraulic pump to the hydraulic motor can be bent, it is possible to compare the four-wheel drive system with only a mechanical structure. Thus, the structure is flexible, and the degree of freedom in designing the chassis and the like can be increased.
【００１２】[0012]
【発明が解決しようとする課題】しかしながら、上記従
来の油圧ポンプを用いた４輪駆動装置においては、４輪
駆動時の油圧ポンプ３２および油圧モータ３３の押しの
け容積は最大値に設定されるのみであり、車両の運動状
態に応じた高精度の駆動力配分制御や油圧ポンプまたは
油圧モータが高効率となるような油圧制御を行うことが
できなかった。However, in the four-wheel drive system using the conventional hydraulic pump described above, the displacement of the hydraulic pump 32 and the hydraulic motor 33 during the four-wheel drive is only set to the maximum value. Therefore, it is impossible to perform highly accurate driving force distribution control according to the motion state of the vehicle or hydraulic control such that the hydraulic pump or the hydraulic motor has high efficiency.
【００１３】したがって、油圧ポンプ，油圧モータを用
い、かつ高精度の駆動力配分制御を行い得る４輪駆動装
置が望まれていた。Therefore, there has been a demand for a four-wheel drive system which uses a hydraulic pump and a hydraulic motor and is capable of performing highly accurate drive force distribution control.
【００１４】[0014]
【課題を解決するための手段】上記問題点を解決するた
め請求項１に関わる発明によれば、図１に示すように、
主原動機１からの回転動力を、前車輪側または後車輪側
のいずれか一方側に機械的に伝達し、前車輪側または後
車輪側のうちの他方側には、油圧ポンプと、油圧管路
と、油圧モータと、を介して主原動機１からの回転動力
を伝達し、上記他方側の各車輪が目標トルクで駆動され
るように構成した４輪駆動装置において、油圧ポンプ２
と油圧モータ３とを連通する油圧管路内の作動油圧を検
出する圧力センサ３８と、圧力センサ３８からの圧力検
出信号に基づいて、上記油圧管路内の作動油圧が所望の
圧力となるように、油圧ポンプ２をフィードバック制御
するとともに、油圧モータ３の吐出流量が目標トルクに
対応する所望の流量となるように油圧モータ３を制御す
るコントローラ９と、を備えたことを特徴としている。In order to solve the above problems, according to the invention of claim 1, as shown in FIG.
The rotational power from the main prime mover 1 is mechanically transmitted to either the front wheel side or the rear wheel side, and the hydraulic pump and the hydraulic line are provided on the other side of the front wheel side or the rear wheel side. And a hydraulic motor, the rotational power from the main prime mover 1 is transmitted to each of the wheels on the other side to be driven with a target torque.
The pressure sensor 38 for detecting the working oil pressure in the hydraulic conduit communicating with the hydraulic motor 3, and the working oil pressure in the hydraulic conduit becomes a desired pressure based on the pressure detection signal from the pressure sensor 38. In addition, the controller 9 controls the hydraulic pump 2 by feedback control and controls the hydraulic motor 3 so that the discharge flow rate of the hydraulic motor 3 becomes a desired flow rate corresponding to the target torque.
【００１５】また、請求項２に関わる発明によれば、上
記４輪駆動装置において、上記コントローラ９は、油圧
管路内の作動油圧が、油圧ポンプ２にとって高効率とな
る一定の作動油圧となるように、油圧ポンプ２をフィー
ドバック制御するとともに、上記一定の作動油圧に基づ
いて上記他方側の車輪を目標トルクで駆動し得る油圧モ
ータ３の吐出流量を算出し、算出した吐出流量となるよ
うに油圧モータ３を制御するように構成したことを特徴
としている。According to the second aspect of the present invention, in the four-wheel drive system, the controller 9 causes the working hydraulic pressure in the hydraulic pipeline to be a constant working hydraulic pressure which is highly efficient for the hydraulic pump 2. As described above, feedback control of the hydraulic pump 2 is performed, and the discharge flow rate of the hydraulic motor 3 that can drive the wheel on the other side with the target torque is calculated based on the constant hydraulic pressure, and the calculated discharge flow rate is obtained. It is characterized in that it is configured to control the hydraulic motor 3.
【００１６】さらに、請求項３に関わる発明によれば、
請求項１における４輪駆動装置において、上記油圧モー
タは他方側の各車輪毎に配置され、上記コントローラ９
は、上記他方側の各車輪の目標トルクのうち、大きい目
標トルクの車輪を駆動する油圧モータが略最大吐出流量
となるように、上記大きい目標トルクに基づいて、作動
油圧力を算出し、算出した作動油圧力となるように油圧
ポンプ２をフィードバック制御するとともに、上記算出
した作動油圧力に基づいて、上記他方側の各車輪をそれ
ぞれの目標トルクで駆動し得る吐出流量を算出し、算出
した吐出流量となるように油圧モータを制御するように
構成したことを特徴としている。Further, according to the invention of claim 3,
The four-wheel drive system according to claim 1, wherein the hydraulic motor is disposed for each wheel on the other side, and the controller 9 is provided.
Among the target torques of the wheels on the other side, the hydraulic oil pressure is calculated based on the large target torque so that the hydraulic motor driving the wheel having the large target torque has a substantially maximum discharge flow rate. The hydraulic pump 2 is feedback-controlled so that the hydraulic oil pressure becomes equal to the specified hydraulic oil pressure, and the discharge flow rate capable of driving each wheel on the other side with each target torque is calculated based on the calculated hydraulic oil pressure. It is characterized in that the hydraulic motor is controlled so as to achieve the discharge flow rate.
【００１７】さらに、請求項４に関わる発明によれば、
請求項１に関わる４輪駆動装置において、上記油圧モー
タは他方側の各車輪毎に配置され、上記コントローラ９
は、上記他方側の各車輪の目標合成トルクと、上記各車
輪のトルク比と、車両の速度と、により決定される油圧
モータと油圧ポンプ２との総合効率が高効率となる最適
作動油圧が示されたマップに基づいて、上記最適作動油
圧となるように油圧ポンプ２をフィードバック制御する
とともに、上記最適作動油圧に基づいて、上記他方側の
各車輪をそれぞれの目標トルクで駆動し得る吐出流量を
算出し、算出した吐出流量となるように各油圧モータを
制御するように構成したことを特徴としている。Further, according to the invention of claim 4,
In the four-wheel drive system according to claim 1, the hydraulic motor is arranged for each wheel on the other side, and the controller 9
Is an optimum operating hydraulic pressure at which the total efficiency of the hydraulic motor and the hydraulic pump 2 determined by the target combined torque of each wheel on the other side, the torque ratio of each wheel, and the vehicle speed is high. Based on the map shown, the hydraulic pump 2 is feedback-controlled so as to attain the optimum operating oil pressure, and based on the optimum operating oil pressure, each of the wheels on the other side can be driven with respective target torques. Is calculated, and each hydraulic motor is controlled so as to obtain the calculated discharge flow rate.
【００１８】[0018]
【作用】請求項１に関わる発明において、コントローラ
によって圧力センサからの圧力検出信号に基づいて、油
圧ポンプの動作がフィードバック制御されるとともに、
油圧モータの吐出流量が目標トルクに対応する流量とな
るよう油圧モータの動作が制御される。したがって、車
両の運動状態に応じた高精度の駆動力配分制御を行うこ
とができる。In the invention according to claim 1, the operation of the hydraulic pump is feedback-controlled by the controller based on the pressure detection signal from the pressure sensor, and
The operation of the hydraulic motor is controlled so that the discharge flow rate of the hydraulic motor becomes a flow rate corresponding to the target torque. Therefore, it is possible to perform highly accurate driving force distribution control according to the motion state of the vehicle.
【００１９】また、請求項２に関わる発明においては、
コントローラによって、油圧ポンプにとって高効率とな
る一定の作動油圧となるように、油圧ポンプがフィード
バック制御される。したがって、車両の運動状態に応じ
て高精度の駆動力配分制御ができるとともに、油圧ポン
プが高効率となるような油圧制御を行うことができる。Further, in the invention according to claim 2,
The controller performs feedback control of the hydraulic pump so as to obtain a constant working hydraulic pressure that is highly efficient for the hydraulic pump. Therefore, it is possible to perform highly accurate driving force distribution control according to the motion state of the vehicle and perform hydraulic control so that the hydraulic pump has high efficiency.
【００２０】さらに、請求項３に関わる発明において
は、コントローラによって、目標トルクが大きな車輪を
駆動する油圧モータが略最大吐出流量となるように、作
動油圧力が算出され、この算出された作動油圧力となる
ように油圧ポンプがフィードバック制御される。したが
って、車両の運動状態に応じて高精度の駆動力配分制御
ができるとともに、油圧モータが高効率となるような油
圧制御を行うことができる。Further, in the invention according to claim 3, the controller calculates the hydraulic oil pressure so that the hydraulic motor for driving the wheel having a large target torque has a substantially maximum discharge flow rate, and the calculated hydraulic oil pressure is calculated. The hydraulic pump is feedback-controlled so as to reach the pressure. Therefore, it is possible to perform highly accurate driving force distribution control according to the motion state of the vehicle and perform hydraulic control so that the hydraulic motor has high efficiency.
【００２１】さらに、請求項４に関わる発明において
は、油圧モータと油圧ポンプとの総合効率が高効率とな
る最適作動油圧が示されたマップに基づいて、上記最適
作動油圧となるように油圧ポンプがコントローラによっ
てフィードバック制御される。したがって、車両の運動
状態に応じて高精度の駆動力配分制御ができるととも
に、油圧ポンプおよび油圧モータの総合効率が高効率と
なるような油圧制御を行うことができる。Further, in the invention according to claim 4, the hydraulic pump is adjusted so as to have the optimum operating oil pressure based on the map showing the optimum operating oil pressure with which the total efficiency of the hydraulic motor and the hydraulic pump becomes high. Is feedback controlled by the controller. Therefore, highly accurate driving force distribution control can be performed according to the motion state of the vehicle, and hydraulic control can be performed such that the total efficiency of the hydraulic pump and the hydraulic motor is high.
【００２２】[0022]
【実施例】図２は、請求項１に関わる発明の一実施例の
概略構成図である。FIG. 2 is a schematic configuration diagram of an embodiment of the invention according to claim 1.
【００２３】同図において、１はエンジン（主原動
機）、１ａは主変速機、１ｃは前輪用デファレンシャル
ギヤ、１ｂは前輪駆動軸、１ｄおよび１ｅは前輪であ
り、これら前輪１ｄおよび１ｅにはエンジン１からの回
転動力が機械的な構造を介して伝達される。２は主変速
機１ａに連動する油圧ポンプであり、この油圧ポンプ２
は車速に比例して回転する。また、３および４は油圧モ
ータであり、これら油圧モータ３および４は油圧管路２
１ａおよび２１ｂを介して油圧ポンプ２に接続されてい
る。なお、車両前進時には油圧管路２１ａが高圧にな
り、車両後退時には油圧管路２１ｂが高圧となる。２ａ
は油圧ポンプ２の斜板角を変更するためのアクチュエー
タ、３ａは油圧モータ３の斜板角を変更するためのアク
チュエータ、４ａは油圧モータ４の斜板角を変更するた
めのアクチュエータである。これらのアクチュエータと
して、本実施例では比例ソレノイドで油圧を制御する油
圧アクチュエータを用いる。３ｂは油圧モータ３の減速
ギヤ、４ｂは油圧モータ４の減速ギヤ、３ｃは油圧モー
タ３の回転動力を後輪３ｄに伝達する駆動軸，４ｃは油
圧モータ４からの回転動力を後輪４ｄに伝達する駆動軸
である。また、１ｆ，１ｇはそれぞれ前輪１ｄおよび１
ｅの回転数を検出する回転センサ、３ｅ，４ｅはそれぞ
れ後輪３ｄおよび４ｄの回転数を検出する回転センサで
ある。５ａおよび５ｂは油圧管路２１ａと２１ｂとの間
に配置された逆流防止用のチェック弁、１１はチェック
弁５ａと５ｂとの間に接続されたチャージ圧蓄積用のチ
ャージポンプ、６ｂはチャージ圧のリリーフ弁である。
７ａは油圧管路２１ａのライン圧（作動油圧力）を検出
するライン圧センサ、７ｂは油圧管路２１ｂのライン圧
（作動油圧力）を検出するライン圧センサである。１２
は切換弁であり、この切換弁１２は油圧管路２１ａが高
圧の場合には一方側１２Ａとなり、油圧管路２１ｂが高
圧の場合には他方側１２Ｂとなる。また、６ａは切換弁
１２に接続されたリリーフ弁、１０はリリーフ弁６ａに
接続されたタンクである。そして、リリーフ弁６ａは油
圧管路２１ａまたは２１ｂに瞬間的な異常高圧が発生し
た場合に圧油をタンク１０に放出し、システムを保護す
るようになっている。８はスロットルセンサ、２０は横
Ｇや前後Ｇを検出するＧセンサ、９はコントローラであ
る。１４は油圧ポンプ２とは異なる駆動源により駆動さ
れるモータであり、このモータ１４によってアクチュエ
ータ２ａ，３ａ，４ａに斜板角変更用の油圧が供給され
る。また、１５は上記斜板角変更用油圧を蓄積するアキ
ュームレータである。In the figure, 1 is an engine (main motor), 1a is a main transmission, 1c is a front wheel differential gear, 1b is a front wheel drive shaft, 1d and 1e are front wheels, and these front wheels 1d and 1e are engines. Rotational power from 1 is transmitted through a mechanical structure. Reference numeral 2 denotes a hydraulic pump that is interlocked with the main transmission 1a.
Rotates in proportion to the vehicle speed. Further, 3 and 4 are hydraulic motors, and these hydraulic motors 3 and 4 are hydraulic lines 2
It is connected to the hydraulic pump 2 via 1a and 21b. The hydraulic line 21a has a high pressure when the vehicle moves forward, and the hydraulic line 21b has a high pressure when the vehicle moves backward. 2a
Is an actuator for changing the swash plate angle of the hydraulic pump 2, 3a is an actuator for changing the swash plate angle of the hydraulic motor 3, and 4a is an actuator for changing the swash plate angle of the hydraulic motor 4. As these actuators, hydraulic actuators that control hydraulic pressure with a proportional solenoid are used in this embodiment. 3b is a reduction gear of the hydraulic motor 3, 4b is a reduction gear of the hydraulic motor 4, 3c is a drive shaft for transmitting the rotational power of the hydraulic motor 3 to the rear wheel 3d, and 4c is the rotational power from the hydraulic motor 4 to the rear wheel 4d. It is a drive shaft for transmission. Further, 1f and 1g are front wheels 1d and 1 respectively.
Rotation sensors 3e and 4e for detecting the rotation speed of e are rotation sensors for detecting the rotation speeds of the rear wheels 3d and 4d, respectively. 5a and 5b are check valves for preventing backflow arranged between the hydraulic lines 21a and 21b, 11 is a charge pressure storage charge pump connected between the check valves 5a and 5b, and 6b is a charge pressure It is a relief valve.
Reference numeral 7a is a line pressure sensor that detects the line pressure (working oil pressure) of the hydraulic conduit 21a, and 7b is a line pressure sensor that detects the line pressure (working oil pressure) of the hydraulic conduit 21b. 12
Is a switching valve, and this switching valve 12 is one side 12A when the hydraulic line 21a has a high pressure, and the other side 12B when the hydraulic line 21b has a high pressure. Further, 6a is a relief valve connected to the switching valve 12, and 10 is a tank connected to the relief valve 6a. The relief valve 6a discharges pressure oil to the tank 10 to protect the system when a momentary abnormal high pressure occurs in the hydraulic line 21a or 21b. Reference numeral 8 is a throttle sensor, 20 is a G sensor for detecting lateral G and front and rear G, and 9 is a controller. Reference numeral 14 denotes a motor driven by a drive source different from that of the hydraulic pump 2. The motor 14 supplies the actuators 2a, 3a, 4a with hydraulic pressure for changing the swash plate angle. Reference numeral 15 is an accumulator for accumulating the swash plate angle changing hydraulic pressure.
【００２４】そして、回転センサ１ｆ，１ｇ，３ｅ，４
ｅ、ライン圧センサ７ａ，７ｂ、スロットルセンサ８、
Ｇセンサ２０からの検出信号に基づいてコントローラ９
は、アクチュエータ２ａ，３ａ，４ａに制御信号を供給
し、油圧ポンプ２、油圧モータ３，４の動作を制御し、
ライン圧力および油圧モータ３，４の吐出流量を制御す
る。したがって、車両の運動状態に応じた高精度の駆動
力配分制御を行い得る４輪駆動装置が実現される。The rotation sensors 1f, 1g, 3e, 4
e, line pressure sensors 7a and 7b, throttle sensor 8,
The controller 9 based on the detection signal from the G sensor 20
Supplies a control signal to the actuators 2a, 3a, 4a to control the operations of the hydraulic pump 2, the hydraulic motors 3, 4,
The line pressure and the discharge flow rates of the hydraulic motors 3 and 4 are controlled. Therefore, it is possible to realize a four-wheel drive system capable of performing highly accurate driving force distribution control according to the motion state of the vehicle.
【００２５】図３は請求項２に関わる発明の一実施例に
おける制御系のブロック図である。FIG. 3 is a block diagram of a control system in an embodiment of the invention according to claim 2.
【００２６】図３において、９Ａはコントローラ９の油
圧ポンプコントロール部、９Ｂはコントローラ９の油圧
モータコントロール部である。油圧ポンプコントロール
部９Ａは、回転センサ１ｆ，１ｇ，３ｅ，４ｅからの信
号ＳR1，ＳR2，ＳR3，ＳR4、Ｇセンサ２０からの信号Ｓ
Gに基づいて前輪１ｄ，１ｅと後輪３ｄ，４ｄとのスリ
ップ率を算出するとともに、Ｇセンサ２０からの信号Ｓ
Gに基づいて、車両の現在のヨーレートを算出する。そ
して、算出したスリップ率が所定値以上である場合、車
両の現在のヨーレートと図示しない車両要求ヨーレート
算出手段により算出された要求ヨーレートとが略一致す
る場合、またはスロットルセンサ８からの信号ＳSによ
りアクセルペダルがオフとなっていることをコントロー
ル部９Ａが検知した場合には、２輪駆動状態とするため
に油圧ポンプ２，油圧モータ３および４の斜板角は全て
零度とされる。つまり、油圧ポンプコントロール部９Ａ
は油圧ポンプ２の斜板角を零度とするように、アクチュ
エータ２ａに指令信号ＳPを供給する。すると、アクチ
ュエータ２ａは指令信号ＳPに従って油圧ポンプ２の斜
板角を零度とする。また、この指令信号ＳPは油圧モー
タコントロール部９Ｂにも供給されており、コントロー
ル部９Ｂはこの指令信号ＳPに基づいて、油圧モータ３
のアクチュエータ３ａおよび油圧モータ４のアクチュエ
ータ４ａにそれぞれ指令信号ＳM1，ＳM2を供給し、油圧
モータ３および４の斜板角が零度とされる。In FIG. 3, 9A is a hydraulic pump control section of the controller 9, and 9B is a hydraulic motor control section of the controller 9. The hydraulic pump control section 9A receives signals S R1 , S R2 , S R3 , S R4 from the rotation sensors 1f, 1g, 3e and 4e and a signal S from the G sensor 20.
The slip ratio between the front wheels 1d and 1e and the rear wheels 3d and 4d is calculated based on G , and the signal S from the G sensor 20 is calculated.
Calculate the current yaw rate of the vehicle based on G. Then, when the calculated slip ratio is equal to or higher than a predetermined value, when the current yaw rate of the vehicle and the required yaw rate calculated by the vehicle required yaw rate calculation means (not shown) are substantially equal to each other, or the signal S S from the throttle sensor 8 is used. When the control unit 9A detects that the accelerator pedal is off, the swash plate angles of the hydraulic pumps 2, hydraulic motors 3 and 4 are all set to zero degrees so that the two wheels are driven. That is, the hydraulic pump control unit 9A
Is to zero degrees swash plate angle of the hydraulic pump 2 supplies a command signal S P to the actuator 2a. Then, the actuator 2a sets the swash plate angle of the hydraulic pump 2 to zero according to the command signal S P. Further, this command signal S P is also supplied to the hydraulic motor control unit 9B, and the control unit 9B, based on this command signal S P ,
Command signals S M1 and S M2 are supplied to the actuator 3a of the hydraulic motor 3 and the actuator 4a of the hydraulic motor 4, respectively, and the swash plate angles of the hydraulic motors 3 and 4 are set to zero.
【００２７】また、油圧ポンプコントロール部９Ａにお
いて、算出したスリップ率が所定値を越える場合、車両
の現在のヨーレートと要求ヨーレートとが一致しない場
合、またはアクセルペダルがオンとなっていることを検
知した場合には、車両は４輪駆動状態となる。この４輪
駆動状態とする場合、油圧ポンプコントロール部９Ａ
は、信号ＳR1〜ＳR4から算出した車速と、スロットルセ
ンサ８からの信号ＳSから算出したアクセル開度から、
油圧ポンプ２の吐出流量を算出する。この場合、油圧ポ
ンプ２の最も効率の良い所定のライン圧を得るための吐
出流量が算出される。そして、油圧ポンプ２の吐出流量
が算出した吐出流量となるように、アクチュエータ２ａ
に指令信号ＳPを供給する。油圧ポンプコントロール部
９Ａは、油圧管路２１ａまたは２１ｂが上記所定のライ
ン圧となっているか否かを、ライン圧センサ７ａまたは
７ｂからの信号ＳL1またはＳL2から判断し、所定のライ
ン圧となるように、指令信号ＳPを調整する。つまり、
ライン圧センサ７ａまたは７ｂからの信号ＳL1またはＳ
L2によりフィードバック制御が行われる。さらに、油圧
ポンプコントロール部９Ａは、算出したスリップ率，ア
クセル開度，要求ヨーレートに基づいて、左右後輪３ｄ
および４ｄのそれぞれの目標トルクを算出する。そし
て、後輪３ｄの目標トルクを示す信号ＴＲおよび後輪４
ｄの目標トルクを示す信号ＴＬが油圧モータコントロー
ル部９Ｂに供給される。Further, the hydraulic pump control section 9A detects that the calculated slip ratio exceeds a predetermined value, the current yaw rate of the vehicle does not match the required yaw rate, or that the accelerator pedal is on. In this case, the vehicle is in the four-wheel drive state. When the four-wheel drive state is set, the hydraulic pump control section 9A
From the vehicle speed calculated from the signals S R1 to S R4 and the accelerator opening calculated from the signal S S from the throttle sensor 8,
The discharge flow rate of the hydraulic pump 2 is calculated. In this case, the discharge flow rate for obtaining the most efficient predetermined line pressure of the hydraulic pump 2 is calculated. Then, the actuator 2a is adjusted so that the discharge flow rate of the hydraulic pump 2 becomes the calculated discharge flow rate.
The command signal S P is supplied to. The hydraulic pump control section 9A determines whether or not the hydraulic line 21a or 21b has the predetermined line pressure from the signal S L1 or S L2 from the line pressure sensor 7a or 7b, and determines whether the predetermined line pressure is reached or not. The command signal S P is adjusted so that That is,
Signal S L1 or S from the line pressure sensor 7a or 7b
Feedback control is performed by L2 . Further, the hydraulic pump control unit 9A determines the left and right rear wheels 3d based on the calculated slip ratio, accelerator opening, and required yaw rate.
And the target torques of 4d are calculated. Then, the signal TR indicating the target torque of the rear wheel 3d and the rear wheel 4
A signal TL indicating the target torque of d is supplied to the hydraulic motor control unit 9B.
【００２８】油圧モータコントロール部９Ｂは、油圧ポ
ンプコントロール部９Ａから供給された指令信号ＳPか
ら現在のライン圧を算出する。そして、算出した現在の
ライン圧と、後輪３ｄおよび４ｄのそれぞれの目標トル
クを示す信号ＴＲおよびＴＬとから、油圧モータ３およ
び４のそれぞれの必要吐出流量を算出する。油圧モータ
コントロール部９Ｂは、油圧モータ３が算出した必要吐
出流量となるように、指令信号ＳM1をアクチュエータ３
ａに供給する。すると、アクチュエータ３ａは指令信号
ＳM1に従って、油圧モータ３の斜板角を調整する。ま
た、油圧モータコントロール部９Ｂは、油圧モータ４が
算出した必要吐出流量となるように、指令信号ＳM2をア
クチュエータ４ａに供給する。すると、アクチュエータ
４ａは指令信号ＳM2に従って、油圧モータ４の斜板角を
調整する。The hydraulic motor control unit 9B calculates the current line pressure from the command signal S P supplied from the hydraulic pump control unit 9A. Then, the required discharge flow rates of the hydraulic motors 3 and 4 are calculated from the calculated current line pressure and the signals TR and TL indicating the target torques of the rear wheels 3d and 4d, respectively. The hydraulic motor control unit 9B outputs the command signal S M1 to the actuator 3 so that the required discharge flow rate calculated by the hydraulic motor 3 is obtained.
supply to a. Then, the actuator 3a adjusts the swash plate angle of the hydraulic motor 3 according to the command signal S M1 . Further, the hydraulic motor control unit 9B supplies the command signal S M2 to the actuator 4a so that the required discharge flow rate calculated by the hydraulic motor 4 is achieved. Then, the actuator 4a adjusts the swash plate angle of the hydraulic motor 4 according to the command signal S M2 .
【００２９】図４は、後輪３ｄおよび４ｄの目標トルク
と、油圧管路２１ａまたは２１ｂのライン圧と、油圧モ
ータ３および４の吐出流量との関係を示す図である。FIG. 4 is a diagram showing the relationship between the target torque of the rear wheels 3d and 4d, the line pressure of the hydraulic lines 21a or 21b, and the discharge flow rates of the hydraulic motors 3 and 4.
【００３０】図４の（Ａ）において、例えば、後輪３ｄ
の目標トルクＴＲ（実線）は時点ｔ0から傾斜状に増加
し、一定値となる。そして、目標トルクＴＲは、時点ｔ
2からさらに傾斜状に増加し、一定値となった後に、時
点ｔ4にて傾斜状に減少するように変化したとする。ま
た、後輪４ｄの目標トルクＴＬ（破線）は時点ｔ1から
傾斜状に増加し、一定値となる。そして、目標トルクＴ
Ｌは、時点ｔ3から傾斜状に増加し、一定値となるよう
に変化したとする。上述のように目標トルクＴＲおよび
ＴＬが変化したとしても、ライン圧ＬＰは、図４の
（Ｂ）に示すように油圧ポンプ２の最も効率の良い所定
のライン圧に維持される。そして、一定のライン圧ＬＰ
に対して、上記のように変化する目標トルクＴＲおよび
ＴＬを得るためには、図４の（Ｃ）に示すように、油圧
ポンプ３の吐出流量ＦＲ（実線）は目標トルクＴＲと同
様に変化し、油圧ポンプ４の吐出流量ＦＬ（破線）は目
標トルクＴＬと同様に変化する。In FIG. 4A, for example, the rear wheel 3d
The target torque TR (solid line) of increases from the time point t 0 in an inclined manner and becomes a constant value. Then, the target torque TR is the time t
It is assumed that the value gradually increases from 2 and reaches a constant value, and then the value gradually decreases at time t 4 . Further, the target torque TL (broken line) of the rear wheel 4d increases inclining from the time point t 1 and becomes a constant value. And the target torque T
It is assumed that L gradually increases from time t 3 and changes to a constant value. Even if the target torques TR and TL change as described above, the line pressure LP is maintained at the most efficient predetermined line pressure of the hydraulic pump 2 as shown in FIG. 4 (B). And a constant line pressure LP
On the other hand, in order to obtain the target torques TR and TL that change as described above, as shown in FIG. 4C, the discharge flow rate FR (solid line) of the hydraulic pump 3 changes in the same manner as the target torque TR. However, the discharge flow rate FL (broken line) of the hydraulic pump 4 changes similarly to the target torque TL.
【００３１】上述した、請求項２に関わる発明の一実施
例によれば、油圧ポンプ２と油圧モータ３および４との
間の油圧管路２１ａまたは２１ｂのライン圧をライン圧
センサ７ａまたは７ｂで検出し、このライン圧が油圧ポ
ンプ２にとって最高効率となる一定のライン圧となるよ
うに油圧ポンプ２の斜板角調整用アクチュエータ２ａを
フィードバック制御するとともに、後輪３ｄおよび４ｄ
が目標トルクを得られるように、油圧モータ３および４
の斜板角調整用アクチュエータ３ａおよび４ａを制御す
るようになっている。したがって、油圧ポンプおよび油
圧モータを用いた４輪駆動装置において、車両の運動状
態に応じて高精度の駆動力配分制御ができ、かつ油圧ポ
ンプが高効率となるような油圧制御を行うことができ
る。According to the above-described embodiment of the invention according to claim 2, the line pressure of the hydraulic line 21a or 21b between the hydraulic pump 2 and the hydraulic motors 3 and 4 is detected by the line pressure sensor 7a or 7b. The swash plate angle adjusting actuator 2a of the hydraulic pump 2 is feedback-controlled so that this line pressure becomes a constant line pressure at which the hydraulic pump 2 has the highest efficiency, and the rear wheels 3d and 4d.
So that the target torque can be obtained by the hydraulic motors 3 and 4
The swash plate angle adjusting actuators 3a and 4a are controlled. Therefore, in a four-wheel drive system using a hydraulic pump and a hydraulic motor, it is possible to perform highly accurate drive force distribution control according to the motion state of the vehicle and perform hydraulic control so that the hydraulic pump has high efficiency. ..
【００３２】なお上記実施例においては油圧モータを後
輪の左右各輪に設けたが、これを１つの油圧モータと
し、差動装置を介して左右各輪に機械的に駆動力を伝達
するようにしてもよい。In the above embodiment, the hydraulic motors are provided on the left and right wheels of the rear wheel. However, this hydraulic motor is used as one hydraulic motor so that the driving force is mechanically transmitted to the left and right wheels via the differential device. You can
【００３３】図５は、請求項３に関わる発明の一実施例
における目標トルクＴＲおよびＴＬと、油圧管路２１ａ
または２１ｂのライン圧ＬＰと、油圧モータ３および４
の吐出流量ＦＲおよびＦＬとの関係を示す図である。そ
して、上記実施例が適用された自動車の概略構成図およ
び制御系のブロック図は、図２および図３と同様とな
る。FIG. 5 shows target torques TR and TL in one embodiment of the invention according to claim 3 and hydraulic line 21a.
Or line pressure LP of 21b and hydraulic motors 3 and 4
It is a figure which shows the relationship with discharge flow rate FR and FL of. The schematic configuration diagram of the automobile to which the above-described embodiment is applied and the block diagram of the control system are the same as those in FIGS. 2 and 3.
【００３４】図５において、目標トルクＴＲおよびＴＬ
は図４の場合と同様な変化となっている。そして、油圧
ポンプコントロール部９Ａにおいて、目標トルクＴＲお
よびＴＬのうちどちらが大かが判断される。つまり、時
点ｔ0〜ｔ4においては、目標トルクＴＲが大となってい
るので、油圧モータ３の吐出流量ＦＲが最大吐出流量Ｆ
MAXとなるためのライン圧ＬＰを算出する。したがっ
て、ライン圧ＬＰは図５の（Ｂ）に示すように、時点ｔ
0からｔ4までは目標トルクＴＲと同様な変化となる。そ
して、算出したライン圧ＬＰとなるように、指令信号Ｓ
Ｐがアクチュエータ２ａに供給され、フィードバック制
御が行われる。また、時点ｔ4からｔ5においては、目標
トルクＴＬが大となっているので、油圧モータ４の吐出
流量ＦＬが最大吐出量ＦMAXとなるためのライン圧ＬＰ
を算出する。したがって、ライン圧ＬＰは、時点ｔ4か
らｔ5までは目標トルクＴＬと同様な変化となる。そし
て上述と同様に算出したライン圧ＬＰとなるように指令
信号ＳPがアクチュエータ２ａに供給され、フィードバ
ック制御が行われる。In FIG. 5, target torques TR and TL
Shows the same change as in the case of FIG. Then, the hydraulic pump control unit 9A determines which of the target torques TR and TL is larger. That is, during the time points t 0 to t 4 , since the target torque TR is large, the discharge flow rate FR of the hydraulic motor 3 is the maximum discharge flow rate F.
Calculate the line pressure LP to reach MAX . Therefore, the line pressure LP is, as shown in FIG.
From 0 to t 4, the change is similar to the target torque TR. Then, the command signal S is set so that the calculated line pressure LP is obtained.
P is supplied to the actuator 2a, and feedback control is performed. Since the target torque TL is large from the time point t 4 to the time point t 5 , the line pressure LP for the discharge flow rate FL of the hydraulic motor 4 to reach the maximum discharge amount F MAX.
To calculate. Therefore, the line pressure LP changes from the time point t 4 to the time point t 5 similarly to the target torque TL. Then, the command signal S P is supplied to the actuator 2a so that the calculated line pressure LP is obtained in the same manner as described above, and the feedback control is performed.
【００３５】一方、油圧モータコントロール部９Ｂは、
油圧ポンプコントロール部９Ａから供給される指令信号
ＳPおよび目標トルク信号ＴＲおよびＴＬに基づいて、
油圧モータ３および４の必要吐出流量ＦＲおよびＦＬを
算出し、この吐出流量ＦＲおよびＦＬとなるように、指
令信号ＳM1およびＳM2がそれぞれアクチュエータ３ａお
よび４ａに供給され、制御が行われる。したがって、時
点ｔ0からｔ4までは、油圧モータ３の吐出流量ＦＲは最
大流量ＦMAXとなり、油圧モータ４の吐出流量ＦＬはラ
イン圧ＬＰと目標トルクＴＬとに従った流量となる。ま
た、時点ｔ4からｔ5までは、油圧モータ４の吐出流量Ｆ
Ｌが最大流量ＦMAXとなり、油圧モータ３の吐出流量Ｆ
Ｒはライン圧ＬＰと目標トルクＴＲとに従った流量とな
る。On the other hand, the hydraulic motor control section 9B is
Based on the command signal S P and the target torque signals TR and TL supplied from the hydraulic pump control unit 9A,
The required discharge flow rates FR and FL of the hydraulic motors 3 and 4 are calculated, and the command signals S M1 and S M2 are supplied to the actuators 3a and 4a so as to obtain the discharge flow rates FR and FL, respectively, and control is performed. Therefore, from the time t 0 to t 4 , the discharge flow rate FR of the hydraulic motor 3 becomes the maximum flow rate F MAX , and the discharge flow rate FL of the hydraulic motor 4 becomes a flow rate according to the line pressure LP and the target torque TL. Further, from the time point t 4 to t 5 , the discharge flow rate F of the hydraulic motor 4 is
L becomes the maximum flow rate F MAX , and the discharge flow rate F of the hydraulic motor 3
R becomes a flow rate according to the line pressure LP and the target torque TR.
【００３６】上述した、請求項３に関わる発明の一実施
例によれば、車両の運動状態に応じて高精度の駆動力配
分制御ができるとともに、目標トルクが大きな、つまり
エネルギー消費が大の後輪用油圧モータの吐出流量を最
大とし、この油圧モータの効率が最高となるようにした
ので、油圧モータを高効率で使用でき省エネルギーを実
現することができる。According to the embodiment of the invention according to claim 3 described above, the driving force distribution control can be performed with high accuracy according to the motion state of the vehicle, and the target torque is large, that is, the energy consumption is large. Since the discharge flow rate of the wheel hydraulic motor is maximized and the efficiency of this hydraulic motor is maximized, the hydraulic motor can be used with high efficiency and energy saving can be realized.
【００３７】さて、上述した実施例においては、油圧ポ
ンプ２を高効率とするか、または油圧モータ３，４を高
効率とするかの制御が行われているが、油圧ポンプ２
と、油圧モータ３および４との総合効率を高効率とする
場合を考えてみる。In the above-described embodiment, the hydraulic pump 2 is controlled to have high efficiency or the hydraulic motors 3 and 4 are controlled to have high efficiency.
Then, consider the case where the total efficiency of the hydraulic motors 3 and 4 is high.
【００３８】ライン圧力と油圧モータの吐出流量との関
係で上記総合効率は変化すると考えられる。例えば、図
６に示すように、範囲Ｃにおいては総合効率６０〜７０
％、範囲Ｂにおいては総合効率７０〜８０％、範囲Ａに
おいては総合効率８０％以上となるように変化すると考
えられる。また、総合効率は後輪３ｄおよび４ｄの目標
総合トルク，トルク比，車両の車速によっても変化する
と考えられる。したがって、予じめ実験等により、トル
ク比，目標総合トルクおよび車速別に最も高い総合効率
を得るためのライン圧を求めてマップ化しておき、この
マップを使用して、油圧ポンプ２，油圧モータ３および
４を制御すれば、高い総合効率で動作させることができ
る。It is considered that the total efficiency changes depending on the relationship between the line pressure and the discharge flow rate of the hydraulic motor. For example, as shown in FIG. 6, in the range C, the total efficiency is 60 to 70.
%, The total efficiency is 70 to 80% in the range B, and the total efficiency is 80% or more in the range A. Further, it is considered that the total efficiency also changes depending on the target total torque of the rear wheels 3d and 4d, the torque ratio, and the vehicle speed of the vehicle. Therefore, the line pressure for obtaining the highest total efficiency according to the torque ratio, the target total torque and the vehicle speed is obtained by a preliminary experiment and made into a map, and using this map, the hydraulic pump 2, the hydraulic motor 3 By controlling 4 and 4, it is possible to operate with high overall efficiency.
【００３９】図７は、請求項４に関わる発明の一実施例
における主要部であり図３の油圧ポンプコントロール部
９Ａ内のブロック図である。そして、この図７の例にお
いては、上記マップが用いられている。FIG. 7 is a block diagram showing the main part of an embodiment of the invention according to claim 4 and the inside of the hydraulic pump control part 9A of FIG. Then, in the example of FIG. 7, the above map is used.
【００４０】図７において、ＭＰはマップ群であり、こ
のマップ群ＭＰは、トルク比ｒ1〜ｒn別となっている。
そして、トルク比毎のマップにおいて、目標総合トルク
と車速とによってライン圧Ｐ11〜Ｐ19，…，Ｐn1〜Ｐnn
がマッピングされている。これらライン圧Ｐ11〜Ｐ19，
…，Ｐn1〜Ｐnnは上記高い総合効率を得るためのライン
圧（最適作動油圧）である。[0040] In FIG. 7, MP is map group, the map group MP has a torque ratio r 1 ~r n another.
Then, in the map for each torque ratio, the line pressures P 11 to P 19 , ..., P n1 to P nn are calculated by the target total torque and the vehicle speed.
Is mapped. These line pressures P 11 to P 19 ,
, P n1 to P nn are line pressures (optimal operating oil pressures) for obtaining the above high overall efficiency.
【００４１】９Ｄは目標合成トルク左右トルク比算出部
であり、この算出部９Ｄは、信号ＳR1〜ＳR4，ＳS，ＳG
に基づいて、左右後輪目標トルクＴＲおよびＴＬ、左右
後輪目標合成トルクＴＣ、左右トルク比ＴＲＬ、および
車速ＳＡを算出する。そして、算出部９Ｄは算出した左
右後輪目標トルクＴＲおよびＴＬを油圧モータコントロ
ール部９Ｂにおいて供給するとともに、算出した左右後
輪目標合成トルクＴＣ、左右トルク比ＴＲＬおよび車速
ＳＡをライン圧算出部９Ｃに供給する。ライン圧算出部
９Ｃは、供給された合成トルクＴＣ、トルク比ＴＲＬお
よび車速ＳＡに従って、マップ群ＭＰを検索し、対応す
るライン圧Ｐを取り込む。そして、ライン圧算出部９Ｃ
は取り込んだライン圧Ｐを得るための油圧ポンプ２の吐
出流量を算出し、アクチュエータ２ａに指令信号ＳPを
供給する。ライン圧算出部９Ｃは、油圧管路２１ａまた
は２１ｂが上記ライン圧Ｐとなるように、信号ＳL1また
はＳL2によりフィードバック制御を行う。ライン圧算出
部９Ｃからの指令信号ＳPは上述と同様に、油圧モータ
コントロール部９Ｂにも供給されており、このコントロ
ール部９Ｂは信号ＳPからライン圧を算出し、算出した
ライン圧、左右目標トルクＴＲ，ＴＬとから油圧モータ
３および４のそれぞれの必要吐出流量を算出する。そし
て、コントロール部９Ｂは、油圧モータ３および４の吐
出流量を制御する。Reference numeral 9D denotes a target combined torque left / right torque ratio calculation unit, which calculates the signals S R1 to S R4 , S S , S G.
Based on, the left and right rear wheel target torques TR and TL, the left and right rear wheel target combined torque TC, the left and right torque ratio TRL, and the vehicle speed SA are calculated. Then, the calculation unit 9D supplies the calculated left and right rear wheel target torques TR and TL to the hydraulic motor control unit 9B, and the calculated left and right rear wheel target combined torque TC, the left and right torque ratio TRL, and the vehicle speed SA are calculated by the line pressure calculation unit 9C. Supply to. The line pressure calculation unit 9C searches the map group MP according to the supplied combined torque TC, torque ratio TRL, and vehicle speed SA, and takes in the corresponding line pressure P. Then, the line pressure calculation unit 9C
Calculates the discharge flow rate of the hydraulic pump 2 for obtaining the taken-in line pressure P, and supplies the command signal S P to the actuator 2a. The line pressure calculation unit 9C performs feedback control with the signal S L1 or S L2 so that the hydraulic line 21a or 21b becomes the line pressure P. In the command signal S P output from the line pressure calculation portion 9C as described above, in the hydraulic motor control unit 9B are supplied, the control unit 9B calculates the line pressure from the signal S P, calculated line pressure, left and right The required discharge flow rates of the hydraulic motors 3 and 4 are calculated from the target torques TR and TL. Then, the controller 9B controls the discharge flow rates of the hydraulic motors 3 and 4.
【００４２】上述した、請求項４に関わる発明の一実施
例によれば、車両の運動状態に応じて高精度の駆動力配
分制御ができるとともに、油圧ポンプ２と油圧モータ３
および４との総合効率が最高となるライン圧を予じめト
ルク比，左右後輪合成トルク，車速毎にマップ化し、マ
ップ化されたライン圧を用いて油圧モータ３および４の
吐出流量を制御するように構成したので、油圧ポンプお
よび油圧モータを高い総合効率で使用でき、省エネルギ
ーを実現することができる。According to the embodiment of the invention according to claim 4 described above, the driving force distribution control can be performed with high accuracy according to the motion state of the vehicle, and the hydraulic pump 2 and the hydraulic motor 3 can be used.
The line pressure that maximizes the total efficiency with 4 and 4 is mapped for each torque ratio, left and right rear wheel combined torque, and vehicle speed, and the discharge flow rates of the hydraulic motors 3 and 4 are controlled using the mapped line pressure. With this configuration, the hydraulic pump and the hydraulic motor can be used with high overall efficiency, and energy saving can be realized.
【００４３】なお、上述した図２の例においては、油圧
ポンプ２とは異なる駆動源により駆動されるモータ１４
によってアクチュエータ２ａ，３ａ，４ａに斜板角変更
用の油圧が供給されているが、油圧ポンプ２からアクチ
ュエータ２ａ，３ａ，４ａに斜板角変更用の油圧を供給
するようにして、モータ１４、アキュームレータ１５を
省略してもよい。ただし、油圧ポンプ２から斜板角変更
用の油圧を供給するようにすると、車両発進時や加速時
において、油圧の低下により油圧モータ３，４への駆動
力伝達遅れが発生する可能性がある。そこで、上述した
図２の例のように、モータ１４によってアクチュエータ
２ａ，３ａ，４ａに斜板角変更用の油圧を供給するよう
にしておけば、車両発進時や加速時における駆動力伝達
遅れを防止することができる。In the example shown in FIG. 2, the motor 14 driven by a drive source different from the hydraulic pump 2 is used.
Although the hydraulic pressure for changing the swash plate angle is supplied to the actuators 2a, 3a, 4a by the motor 14, the hydraulic pump 2 supplies the hydraulic pressure for changing the swash plate angle to the actuators 2a, 3a, 4a. The accumulator 15 may be omitted. However, if the hydraulic pressure for changing the swash plate angle is supplied from the hydraulic pump 2, there is a possibility that a delay in the transmission of the driving force to the hydraulic motors 3 and 4 may occur due to the decrease in the hydraulic pressure when the vehicle starts or accelerates. .. Therefore, as in the example of FIG. 2 described above, if the hydraulic pressure for changing the swash plate angle is supplied to the actuators 2a, 3a, 4a by the motor 14, the driving force transmission delay at the time of starting the vehicle or accelerating the vehicle can be prevented. Can be prevented.
【００４４】図８は、請求項１〜４の発明が適用される
他の実施例の車両の概略構成図であり、図２の例と同等
なものには同一の符号を付してある。FIG. 8 is a schematic configuration diagram of a vehicle of another embodiment to which the inventions of claims 1 to 4 are applied, and the same components as those of the example of FIG. 2 are designated by the same reference numerals.
【００４５】図８において、１３は制御圧の蓄圧部であ
り、この蓄圧部１３から、アクチュエータ２ａ，３ａ，
４ａに斜板角変更用の油圧が供給される。したがって、
この図８の例においては、モータ１４およびアキューム
レータ１５は省略してある。１５Ａおよび１５Ｂは油圧
管路２１ａと２１ｂとの間に配置されたチェック弁、１
４はチェック弁１５Ａと１５Ｂとの間に接続されたアキ
ュームレータである。そして、このアキュームレータ１
４は、油圧管路２１ａが高圧の場合には、チェック弁１
５Ａを介して油圧管路２１ａと導通して、油圧管路２１
ａの油圧振動および脈動を吸収する。また、油圧管路２
１ｂが高圧の場合には、チェック弁１５Ｂを介して、ア
キュームレータ１４は油圧管路２１ｂと導通して、油圧
管路２１ｂの油圧振動および脈動を吸収する。２２はチ
ェック弁１５Ａと１５Ｂの間に配置された圧力センサで
あり、この圧力センサ２２は油圧管路２１ａおよび２１
ｂのうちの高圧側の圧力を検出する。そして、圧力セン
サ２２からの圧力検出信号はコントローラ９に供給され
るようになっている。したがって、図２の例において油
圧管路２１ａおよび２１ｂに配置されていたライン圧セ
ンサ７ａおよび７ｂは省略されている。１６は油圧管路
２１ａおよび２１ｂの油圧ポンプ２側と油圧モータ３お
よび４側との間に配置されたフェールセーフバルブであ
る。このフェールセーフバルブ１６は、通常時において
は、１６Ａ側となっており、油圧管路２１ａと２１ｂと
を分離した状態としている。そして、斜板角異常等のフ
ェール時においては、コントローラ９からの信号に従っ
て、１６Ｂ側となり、油圧管路２１ａと２１ｂとが結合
される。これにより、フェール時に長時間異常な高圧が
継続し、走行抵抗が大となる事態を回避することができ
る。さらに、フェール時にはコントローラ９により油圧
ポンプ２および油圧モータ３，４の斜板角が零度となる
ように制御すれば、作動油の流動を防ぎ、損失を抑制す
ることができる。In FIG. 8, reference numeral 13 denotes a control pressure accumulator, from which the actuators 2a, 3a,
Hydraulic pressure for changing the swash plate angle is supplied to 4a. Therefore,
In the example of FIG. 8, the motor 14 and the accumulator 15 are omitted. 15A and 15B are check valves arranged between the hydraulic lines 21a and 21b,
4 is an accumulator connected between the check valves 15A and 15B. And this accumulator 1
4 is a check valve 1 when the hydraulic line 21a has a high pressure.
The hydraulic line 21a is electrically connected to the hydraulic line 21a via 5A.
Absorbs the hydraulic vibration and pulsation of a. Also, the hydraulic line 2
When the pressure of 1b is high, the accumulator 14 is electrically connected to the hydraulic line 21b via the check valve 15B to absorb hydraulic vibration and pulsation of the hydraulic line 21b. Reference numeral 22 denotes a pressure sensor arranged between the check valves 15A and 15B, and this pressure sensor 22 is used for the hydraulic lines 21a and 21b.
The pressure on the high pressure side of b is detected. The pressure detection signal from the pressure sensor 22 is supplied to the controller 9. Therefore, the line pressure sensors 7a and 7b arranged in the hydraulic lines 21a and 21b in the example of FIG. 2 are omitted. Reference numeral 16 is a fail-safe valve arranged between the hydraulic pump 2 side and the hydraulic motors 3 and 4 side of the hydraulic lines 21a and 21b. The fail-safe valve 16 is normally on the 16A side, and separates the hydraulic lines 21a and 21b. Then, at the time of a failure such as an abnormality in the swash plate angle, in accordance with a signal from the controller 9, the side becomes 16B, and the hydraulic lines 21a and 21b are connected. As a result, it is possible to avoid a situation where abnormal high pressure continues for a long time at the time of a failure and running resistance becomes large. Furthermore, if the controller 9 controls the swash plate angles of the hydraulic pump 2 and the hydraulic motors 3 and 4 to be zero degrees at the time of a failure, the flow of hydraulic oil can be prevented and loss can be suppressed.
【００４６】この図８の例において、上述したライン圧
を油圧ポンプ２の最高効率となる一定ライン圧に制御す
るようにしてもよいし、目標トルクが大きな後輪用油圧
モータの吐出流量が最大となるように制御するようにし
てもよい。さらに、図７の例のように、マップ群ＭＰを
使用して、油圧ポンプおよび油圧モータが高い総合効率
となるように制御することもできる。In the example of FIG. 8, the above-mentioned line pressure may be controlled to a constant line pressure that maximizes the efficiency of the hydraulic pump 2, or the discharge flow rate of the rear wheel hydraulic motor having a large target torque is maximum. You may make it control so that it may become. Furthermore, as in the example of FIG. 7, the map group MP can be used to control the hydraulic pump and the hydraulic motor so as to have high overall efficiency.
【００４７】なお、この図８の例において、フェールセ
ーフバルブ１６を省略してもよい。また、フェールセー
フバルブ１６を省略せず、アキュームレータ１４，チェ
ック弁１５Ａ，１５Ｂ，圧力センサ２２を省略してもよ
い。ただし、この場合には、図２の例のようにライン圧
センサ７ａおよび７ｂが必要である。In the example of FIG. 8, the fail safe valve 16 may be omitted. Further, the fail safe valve 16 may be omitted, and the accumulator 14, the check valves 15A and 15B, and the pressure sensor 22 may be omitted. However, in this case, the line pressure sensors 7a and 7b are required as in the example of FIG.
【００４８】図９は、請求項１〜４の発明が適用される
さらに他の実施例の車両の概略構成図であり、図２の例
と同等なものには同一の符号を付してある。そして、こ
の図９の例は高圧側および低圧側それぞれに専用の油路
を用いた油圧回路に適用した場合の例である。FIG. 9 is a schematic configuration diagram of a vehicle of still another embodiment to which the inventions of claims 1 to 4 are applied, and those equivalent to the example of FIG. 2 are denoted by the same reference numerals. .. The example of FIG. 9 is an example when applied to a hydraulic circuit using dedicated oil passages on the high pressure side and the low pressure side, respectively.
【００４９】図９において、１７は切換弁であり、この
切換弁１７はコントローラ９からの指令信号に従って、
車両前進時には図示したように１７Ａ側となり、作動油
流動方向となり、車両後退時には１７Ｂ側となり作動油
流動方向を切り換える。１４ａは高圧油路における油圧
振動および脈動を吸収するアキュームレータ、７ｃは高
圧油路のライン圧を検出するライン圧センサである。１
６ｃはフェールセーフバルブであり、通常時には油圧ポ
ンプ２側と油圧モータ３および４側とを導通状態とし、
フェール時にはコントローラ９からの指令信号により油
圧ポンプ２側と油圧モータ３および４側とを分離状態と
する。１８は切換弁であり、この切換弁１８はコントロ
ーラ９からの指令信号に従って、車両前進時には１８Ａ
側となり、車両後退時には１８Ｂ側となる。In FIG. 9, 17 is a switching valve, and this switching valve 17 operates in accordance with a command signal from the controller 9.
As shown in the drawing, when the vehicle is moving forward, it is on the 17A side, which is the hydraulic oil flow direction, and when the vehicle is moving backward, it is on the 17B side, which switches the hydraulic oil flow direction. Reference numeral 14a is an accumulator that absorbs hydraulic vibration and pulsation in the high-pressure oil passage, and 7c is a line pressure sensor that detects the line pressure of the high-pressure oil passage. 1
6c is a fail-safe valve, which normally makes the hydraulic pump 2 side and the hydraulic motors 3 and 4 conductive.
At the time of a failure, the hydraulic pump 2 side and the hydraulic motors 3 and 4 side are separated by a command signal from the controller 9. Reference numeral 18 is a switching valve, and this switching valve 18 is operated according to a command signal from the controller 9 when the vehicle is moving forward.
Side, and becomes 18B side when the vehicle retreats.
【００５０】この図９の例において、上述したライン圧
を油圧ポンプ２の最高効率となる一定ライン圧に制御す
るようにしてもよいし、目標トルクが大きな後輪用油圧
モータの吐出流量が最大となるように制御するようにし
てもよい。さらに、図７の例のように、マップ群ＭＰを
使用して、油圧ポンプおよび油圧モータが高い総合効率
となるように制御することもできる。In the example of FIG. 9, the above-mentioned line pressure may be controlled to a constant line pressure that maximizes the efficiency of the hydraulic pump 2, or the discharge flow rate of the rear wheel hydraulic motor having a large target torque is maximum. You may make it control so that it may become. Furthermore, as in the example of FIG. 7, the map group MP can be used to control the hydraulic pump and the hydraulic motor so as to have high overall efficiency.
【００５１】なお、この図９の例において、アキューム
レータ１４ａを省略してもよい。In the example of FIG. 9, the accumulator 14a may be omitted.
【００５２】図１０は、図８の例の変形例であり、図８
の例と同等なものには同一の符号を付してある。FIG. 10 shows a modification of the example of FIG.
The same code | symbol is attached | subjected to the thing equivalent to the example of.
【００５３】図１０の例においては、図８の例における
チャージポンプ１１，リリーフ弁６が省略されている。
そして、蓄圧部１３はアキュームレータ１４における接
続されている。また、切換弁１２に代えて切換弁１９が
取り付けられている。この切換弁１９は油圧管路２１ａ
または２１ｂのうちの高圧管路をリリーフ弁６ａに連通
させ、低圧管路を直接タンク１０に連通させる。この切
換弁１９によって、低圧管路を流れる作動油は大半は直
接タンク１０に戻るが、一部の作動油は油圧ポンプ２の
吸い込み側に流れ、油圧ポンプ２の吸い込みを補助する
ように作用する。In the example of FIG. 10, the charge pump 11 and the relief valve 6 in the example of FIG. 8 are omitted.
The pressure accumulator 13 is connected to the accumulator 14. Further, a switching valve 19 is attached instead of the switching valve 12. This switching valve 19 has a hydraulic line 21a.
Alternatively, the high pressure line of 21b is connected to the relief valve 6a, and the low pressure line is directly connected to the tank 10. By this switching valve 19, most of the hydraulic oil flowing in the low pressure pipe returns directly to the tank 10, but a part of the hydraulic oil flows to the suction side of the hydraulic pump 2 and acts to assist the suction of the hydraulic pump 2. ..
【００５４】図１１は、図８の例の他の変形例であり、
図８の例と同等なものには同一の符号を付してある。FIG. 11 shows another modification of the example of FIG.
The same parts as those in the example of FIG. 8 are designated by the same reference numerals.
【００５５】図１１の例においては、図８の例における
切換弁１２，リリーフ弁６ａ，タンク１０が省略されて
いる。図８の例においては、フェールセーフ弁１６およ
び切換弁１２によって。２重のフェールセーフを行うよ
うになっているが、図１１の例は、フェールセーフ機能
をフェールセーフ弁１６にてのみ行うようにして、部分
点数の削減を図ったものである。In the example of FIG. 11, the switching valve 12, the relief valve 6a and the tank 10 in the example of FIG. 8 are omitted. In the example of FIG. 8, by the fail safe valve 16 and the switching valve 12. Although double fail-safe is performed, in the example of FIG. 11, the fail-safe function is performed only by the fail-safe valve 16 to reduce the number of partial points.
【００５６】図１０および図１１の例においても、上述
したライン圧を油圧ポンプ２の最高効率となる一定ライ
ン圧に制御するようにしてもよいし、目標トルクが大き
な後輪用油圧モータの吐出流量が最大となるように制御
するようにしてもよい。さらに、図７の例のように、マ
ップ群ＭＰを使用して、油圧ポンプおよび油圧モータが
高い総合効率となるように制御することもできる。Also in the examples of FIGS. 10 and 11, the above-described line pressure may be controlled to a constant line pressure that maximizes the efficiency of the hydraulic pump 2, or the discharge of the rear wheel hydraulic motor having a large target torque may be controlled. You may make it control so that a flow volume may become the maximum. Furthermore, as in the example of FIG. 7, the map group MP can be used to control the hydraulic pump and the hydraulic motor so as to have high overall efficiency.
【００５７】[0057]
【発明の効果】以上のように、請求項１に関わる発明に
よれば、主原動機からの回転動力を、前車輪側または後
車輪側のいずれか一方側に機械的に伝達し、前車輪側ま
たは後車輪側のうちの他方側には、油圧ポンプと、油圧
管路と、油圧モータと、を介して主原動機からの回転動
力を伝達し、上記他方側の各車輪が目標トルクで駆動さ
れるように構成した４輪駆動装置において、油圧ポンプ
と油圧モータとを連通する油圧管路内の作動油圧を検出
する圧力センサと、圧力センサからの圧力検出信号に基
づいて、上記油圧管路内の作動油圧が所望の圧力となる
ように、油圧ポンプをフィードバック制御するととも
に、各油圧モータの吐出流量が目標トルクに対応する流
量となるように油圧モータを制御するコントローラと、
を備えるようにしたので、車両の運動状態に応じた高精
度の駆動力配分制御を行うことができる。As described above, according to the invention of claim 1, the rotational power from the main prime mover is mechanically transmitted to either the front wheel side or the rear wheel side, and the front wheel side is provided. Or, to the other side of the rear wheel side, the rotational power from the main prime mover is transmitted via the hydraulic pump, the hydraulic line, and the hydraulic motor, and each wheel on the other side is driven with the target torque. In the four-wheel drive system configured as described above, a pressure sensor for detecting an operating hydraulic pressure in a hydraulic pipe communicating the hydraulic pump and the hydraulic motor, and a pressure detection signal from the pressure sensor A controller that feedback-controls the hydraulic pump so that the operating hydraulic pressure of becomes a desired pressure, and controls the hydraulic motor so that the discharge flow rate of each hydraulic motor becomes a flow rate corresponding to the target torque.
Since it is provided, it is possible to perform highly accurate driving force distribution control according to the motion state of the vehicle.
【００５８】また、請求項２に関わる発明によれば、請
求項１の４輪駆動装置において、上記コントローラは、
油圧管路内の作動油圧が、油圧ポンプにとって高効率と
なる一定の作動油圧となるように、油圧ポンプをフィー
ドバック制御するとともに、上記一定の作動油圧に基づ
いて上記他方側の車輪を目標トルクで駆動し得る油圧モ
ータの吐出流量を算出し、算出した吐出流量となるよう
に各油圧モータを制御するように構成したので、車両の
運動状態に応じて高精度の駆動力配分制御ができるとと
もに、油圧ポンプが高効率となるような油圧制御を行う
ことができる。According to the invention of claim 2, in the four-wheel drive system of claim 1, the controller is
The hydraulic pump is feedback-controlled so that the hydraulic pressure in the hydraulic line is a constant hydraulic pressure that is highly efficient for the hydraulic pump, and the wheels on the other side are controlled with a target torque based on the constant hydraulic pressure. Since the discharge flow rate of the hydraulic motor that can be driven is calculated and each hydraulic motor is controlled so that the calculated discharge flow rate is achieved, high-precision driving force distribution control can be performed according to the motion state of the vehicle, It is possible to perform hydraulic control so that the hydraulic pump has high efficiency.
【００５９】さらに、請求項３に関わる発明によれば、
請求項１の４輪駆動装置において、上記油圧モータは他
方側の各車輪毎に配置され、上記コントローラは、上記
他方側の各車輪の目標トルクのうち、大きい目標トルク
の車輪を駆動する油圧モータが略最大吐出流量となるよ
うに、上記大きい目標トルクに基づいて、作動油圧力を
算出し、算出した作動油圧力となるように油圧ポンプを
フィードバック制御するとともに、上記算出した作動油
圧力に基づいて、上記他方側の各車輪をそれぞれの目標
トルクで駆動し得る吐出流量を算出し、算出した吐出流
量となるように各油圧モータを制御するように構成した
ので、車両の運動状態に応じて高精度の駆動力配分制御
ができるとともに、油圧モータが高効率となるような油
圧制御を行うことができる。Further, according to the invention of claim 3,
The four-wheel drive system according to claim 1, wherein the hydraulic motor is arranged for each wheel on the other side, and the controller drives the wheel having a larger target torque among the target torques of the wheels on the other side. So as to be substantially the maximum discharge flow rate, the hydraulic oil pressure is calculated based on the large target torque, and the hydraulic pump is feedback-controlled so that the calculated hydraulic oil pressure becomes the calculated hydraulic oil pressure. Then, the discharge flow rate at which each wheel on the other side can be driven with the respective target torque is calculated, and the respective hydraulic motors are controlled so that the calculated discharge flow rate is obtained. It is possible to perform highly accurate driving force distribution control and perform hydraulic control so that the hydraulic motor has high efficiency.
【００６０】さらに、請求項４に関わる発明によれば、
請求項１の４輪駆動装置において、上記油圧モータは他
方側の各車輪毎に配置され、上記コントローラは、上記
他方側の各車輪の目標合成トルクと、上記各車輪のトル
ク比と、車両の速度と、により決定される油圧モータと
油圧ポンプとの総合効率が高効率となる最適作動油圧が
示されたマップに基づいて、上記最適作動油圧となるよ
うに油圧ポンプをフィードバック制御するとともに、上
記最適作動油圧に基づいて、上記他方側の各車輪をそれ
ぞれの目標トルクで駆動し得る吐出流量を算出し、算出
した吐出流量となるように各油圧モータを制御するよう
に構成したので、車両の運動状態に応じて高精度の駆動
力配分制御ができるとともに、油圧ポンプおよび油圧モ
ータの総合効率が高効率となるような油圧制御を行うこ
とができる。Further, according to the invention of claim 4,
The four-wheel drive system according to claim 1, wherein the hydraulic motor is arranged for each wheel on the other side, and the controller controls the target combined torque of each wheel on the other side, the torque ratio of each wheel, and Based on the map showing the optimum working oil pressure that makes the total efficiency of the hydraulic motor and the hydraulic pump highly efficient, which is determined by the speed, feedback control of the hydraulic pump is performed so that the optimum working oil pressure is obtained, and Based on the optimum operating oil pressure, the discharge flow rate at which each wheel on the other side can be driven with the respective target torque is calculated, and each hydraulic motor is controlled so as to reach the calculated discharge flow rate. It is possible to perform highly accurate driving force distribution control according to the motion state and perform hydraulic control such that the total efficiency of the hydraulic pump and the hydraulic motor becomes high.
【図１】クレーム対応図。FIG. 1 is a diagram for responding to a complaint.
【図２】請求項１に関わる発明の一実施例の概略構成
図。FIG. 2 is a schematic configuration diagram of an embodiment of the invention according to claim 1.
【図３】請求項２に関わる発明の一実施例における制御
系のブロック図。FIG. 3 is a block diagram of a control system in an embodiment of the invention according to claim 2;
【図４】請求項２に関わる発明の一実施例における目標
トルクと、ライン圧力と、油圧モータの吐出流量との関
係を示す図。FIG. 4 is a diagram showing a relationship between a target torque, a line pressure, and a discharge flow rate of a hydraulic motor in an embodiment of the invention according to claim 2;
【図５】請求項３に関わる発明の一実施例における目標
トルクと、ライン圧力と、油圧モータの吐出流量との関
係を示す図。FIG. 5 is a diagram showing a relationship among a target torque, a line pressure, and a discharge flow rate of a hydraulic motor in an embodiment of the invention according to claim 3;
【図６】ライン圧力と、油圧モータの吐出流量と、総合
効率との関係の説明図。FIG. 6 is an explanatory diagram of a relationship among a line pressure, a discharge flow rate of a hydraulic motor, and a total efficiency.
【図７】請求項４に関わる発明の一実施例におけるコン
トローラの主要部を示すブロック図。FIG. 7 is a block diagram showing a main part of a controller in an embodiment of the invention according to claim 4;
【図８】請求項１〜４の発明が適用される他の実施例の
概略構成図。FIG. 8 is a schematic configuration diagram of another embodiment to which the inventions of claims 1 to 4 are applied.
【図９】請求項１〜４の発明が適用されるさらに他の実
施例の概略構成図。FIG. 9 is a schematic configuration diagram of still another embodiment to which the inventions of claims 1 to 4 are applied.
【図１０】図８の例の変形例の概略構成図。10 is a schematic configuration diagram of a modified example of the example of FIG.
【図１１】図８の例の他の変形例の概略構成図。11 is a schematic configuration diagram of another modified example of the example of FIG.
【図１２】従来例の概略構成図。FIG. 12 is a schematic configuration diagram of a conventional example.
１…エンジン（主原動機）、１ｄ，１ｅ…前輪、１ｆ，
１ｇ…回転センサ、２…油圧ポンプ、２ａ，３ａ，４ａ
…アクチュエータ、３，４…油圧モータ、３ｄ，４ｄ…
後輪、３ｅ，４ｅ…回転センサ、７ａ，７ｂ，７ｃ，２
２，３８…圧力センサ、８…スロットルセンサ、９…コ
ントローラ、９Ａ…油圧ポンプコントロール部、９Ｂ…
油圧モータコントロール部、９Ｃ…ライン圧算出部、９
Ｄ…目標合成トルク左右トルク比算出部、２０…Ｇセン
サ、２１ａ，２１ｂ…油圧管路、ＭＰ…マップ群。1 ... Engine (main motor), 1d, 1e ... Front wheels, 1f,
1g ... Rotation sensor, 2 ... Hydraulic pump, 2a, 3a, 4a
... Actuators, 3, 4 ... Hydraulic motors, 3d, 4d ...
Rear wheels 3e, 4e ... Rotation sensors, 7a, 7b, 7c, 2
2, 38 ... Pressure sensor, 8 ... Throttle sensor, 9 ... Controller, 9A ... Hydraulic pump control section, 9B ...
Hydraulic motor control unit, 9C ... Line pressure calculation unit, 9
D ... Target combined torque left / right torque ratio calculation unit, 20 ... G sensor, 21a, 21b ... Hydraulic line, MP ... Map group.
Claims (4)
たは後車輪側のいずれか一方側に機械的に伝達し、前車
輪側または後車輪側のうちの他方側には、油圧ポンプ
と、油圧管路と、油圧モータと、を介して主原動機から
の回転動力を伝達し、上記他方側の各車輪が目標トルク
で駆動されるように構成した４輪駆動装置において、 油圧ポンプと油圧モータとを連通する油圧管路内の作動
油圧を検出する圧力センサと、 圧力センサからの圧力検出信号に基づいて、上記油圧管
路内の作動油圧が所望の圧力となるように、油圧ポンプ
をフィードバック制御するとともに、油圧モータの吐出
流量が目標トルクに対応する流量となるように油圧モー
タを制御するコントローラと、 を備えたことを特徴とする４輪駆動装置。1. A rotary pump from a main prime mover is mechanically transmitted to either the front wheel side or the rear wheel side, and a hydraulic pump is provided to the other side of the front wheel side or the rear wheel side. , A four-wheel drive device configured to transmit the rotational power from the main prime mover via the hydraulic pipeline and the hydraulic motor so that each wheel on the other side is driven with a target torque. Based on the pressure sensor that detects the working hydraulic pressure in the hydraulic conduit that communicates with the motor, and the hydraulic pump that controls the working hydraulic pressure in the hydraulic conduit to the desired pressure based on the pressure detection signal from the pressure sensor. A four-wheel drive system comprising: a controller that performs feedback control and controls the hydraulic motor so that the discharge flow rate of the hydraulic motor becomes a flow rate corresponding to a target torque.
上記コントローラは、油圧管路内の作動油圧が、油圧ポ
ンプにとって高効率となる一定の作動油圧となるよう
に、油圧ポンプをフィードバック制御するとともに、上
記一定の作動油圧に基づいて上記他方側の車輪を目標ト
ルクで駆動し得る油圧モータの吐出流量を算出し、算出
した吐出流量となるように油圧モータを制御するように
構成したことを特徴とする４輪駆動装置。2. The four-wheel drive system according to claim 1,
The controller feedback-controls the hydraulic pump so that the hydraulic pressure in the hydraulic line is a constant hydraulic pressure that is highly efficient for the hydraulic pump, and the wheels on the other side are controlled based on the constant hydraulic pressure. A four-wheel drive device configured to calculate a discharge flow rate of a hydraulic motor capable of driving the hydraulic motor with a target torque, and to control the hydraulic motor so that the calculated discharge flow rate is achieved.
上記油圧モータは他方側の各車輪毎に配置され、上記コ
ントローラは、上記他方側の各車輪の目標トルクのう
ち、大きい目標トルクの車輪を駆動する油圧モータが略
最大吐出流量となるように、上記大きい目標トルクに基
づいて、作動油圧力を算出し、算出した作動油圧力とな
るように油圧ポンプをフィードバック制御するととも
に、上記算出した作動油圧力に基づいて、上記他方側の
各車輪をそれぞれの目標トルクで駆動し得る吐出流量を
算出し、算出した吐出流量となるように各油圧モータを
制御するように構成したことを特徴とする４輪駆動装
置。3. The four-wheel drive system according to claim 1,
The hydraulic motor is arranged for each wheel on the other side, the controller, among the target torque of each wheel on the other side, so that the hydraulic motor that drives the wheel of a large target torque has a substantially maximum discharge flow rate, The hydraulic oil pressure is calculated based on the large target torque, and the hydraulic pump is feedback-controlled so that the calculated hydraulic oil pressure is obtained, and based on the calculated hydraulic oil pressure, the wheels on the other side are respectively The four-wheel drive device is configured to calculate a discharge flow rate that can be driven with the target torque of and to control each hydraulic motor so that the calculated discharge flow rate is achieved.
上記油圧モータは他方側の各車輪毎に配置され、上記コ
ントローラは、上記他方側の各車輪の目標合成トルク
と、上記各車輪のトルク比と、車両の速度と、により決
定される油圧モータと油圧ポンプとの総合効率が高効率
となる最適作動油圧が示されたマップに基づいて、上記
最適作動油圧となるように油圧ポンプを制御するととも
に、上記最適作動油圧に基づいて、上記他方側の各車輪
をそれぞれの目標トルクで駆動し得る吐出流量を算出
し、算出した吐出流量となるように各油圧モータを制御
するように構成したことを特徴とする４輪駆動装置。4. The four-wheel drive system according to claim 1,
The hydraulic motor is arranged for each wheel on the other side, and the controller is a hydraulic motor determined by a target combined torque of each wheel on the other side, a torque ratio of each wheel, and a vehicle speed. The hydraulic pump is controlled to be the optimum operating oil pressure based on the map showing the optimum operating oil pressure that makes the total efficiency with the hydraulic pump highly efficient, and the other side of the other side is operated based on the optimum operating oil pressure. A four-wheel drive device configured to calculate a discharge flow rate capable of driving each wheel with a respective target torque and to control each hydraulic motor so that the calculated discharge flow rate is achieved.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP3293532A JP2949968B2 (en) | 1991-11-11 | 1991-11-11 | Four-wheel drive |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP3293532A JP2949968B2 (en) | 1991-11-11 | 1991-11-11 | Four-wheel drive |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH05131859A true JPH05131859A (en) | 1993-05-28 |
| JP2949968B2 JP2949968B2 (en) | 1999-09-20 |
Family
ID=17795963
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP3293532A Expired - Fee Related JP2949968B2 (en) | 1991-11-11 | 1991-11-11 | Four-wheel drive |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2949968B2 (en) |
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE19510046A1 (en) * | 1994-03-18 | 1995-10-05 | Nissan Motor | Four wheel drive mechanism for motor vehicles |
| US6230830B1 (en) * | 1998-08-21 | 2001-05-15 | New Holland North America, Inc. | Integrated splitter gearbox for four wheel drive tractors |
| JP2003056695A (en) * | 2001-08-09 | 2003-02-26 | Kayaba Ind Co Ltd | Hst control device |
Citations (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS63255128A (en) * | 1987-04-13 | 1988-10-21 | Takayuki Miyao | Four-wheel drive device |
-
1991
- 1991-11-11 JP JP3293532A patent/JP2949968B2/en not_active Expired - Fee Related
Patent Citations (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS63255128A (en) * | 1987-04-13 | 1988-10-21 | Takayuki Miyao | Four-wheel drive device |
Cited By (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE19510046A1 (en) * | 1994-03-18 | 1995-10-05 | Nissan Motor | Four wheel drive mechanism for motor vehicles |
| DE19510046C2 (en) * | 1994-03-18 | 1998-06-18 | Nissan Motor | Four wheel drive mechanism |
| US6230830B1 (en) * | 1998-08-21 | 2001-05-15 | New Holland North America, Inc. | Integrated splitter gearbox for four wheel drive tractors |
| JP2003056695A (en) * | 2001-08-09 | 2003-02-26 | Kayaba Ind Co Ltd | Hst control device |
| JP4612972B2 (en) * | 2001-08-09 | 2011-01-12 | カヤバ工業株式会社 | HST controller |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP2949968B2 (en) | 1999-09-20 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| US7874153B2 (en) | Hydrostatic drive and method of braking a hydrostatic drive | |
| US9200430B2 (en) | Control system for hybrid construction machine | |
| US7281376B2 (en) | Hydraulic hybrid powertrain system | |
| US8146691B2 (en) | Travel drive system for work vehicle, work vehicle, and travel drive method | |
| US8100221B2 (en) | Engine-off power steering system | |
| CA2588290A1 (en) | Hydraulic drive system | |
| US8240143B2 (en) | Hydraulic energy recovery system | |
| JP5086079B2 (en) | Steering assist system | |
| US20040179962A1 (en) | System and method for regulating pressure in an automatic transmission | |
| US6877577B1 (en) | Vehicle all-wheel drive system | |
| US20220307595A1 (en) | Hydraulic circuit architecture with enhanced operation efficency | |
| SE531463C2 (en) | Control device for hydraulic work machine pump used in a work vehicle | |
| US20070227802A1 (en) | Hybrid earthmover | |
| JP2006521513A (en) | Power transmission system for driving automobiles | |
| WO2004029460A1 (en) | Controller for construction machine and method for operating input torque | |
| JP5152530B2 (en) | Hybrid earth mover | |
| JPH05131859A (en) | Four-wheel drive unit | |
| CN110741186B (en) | Work vehicle and control method for work vehicle | |
| JP5184893B2 (en) | Hydraulic hybrid powertrain system | |
| JPS6366707B2 (en) | ||
| EP3830453B1 (en) | Hydraulic energy management system for hydrostatic transmission | |
| US20230032780A1 (en) | Hydrostatic Traction Drive for a Laterally-Steered Vehicle and Hydrostatic Drive for a Laterally-Steered Mobile Work Machine | |
| JPH08270789A (en) | Automobile type driving controller for hydraulic variable displacement type pump | |
| JP3070306B2 (en) | Output control method for vehicle provided with braking energy regenerating device | |
| JPH05131862A (en) | Prime move output torque control device in four-wheel drive vehicle |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |