JPS63258223A - Four-wheel driving system - Google Patents
Four-wheel driving systemInfo
- Publication number
- JPS63258223A JPS63258223A JP9394387A JP9394387A JPS63258223A JP S63258223 A JPS63258223 A JP S63258223A JP 9394387 A JP9394387 A JP 9394387A JP 9394387 A JP9394387 A JP 9394387A JP S63258223 A JPS63258223 A JP S63258223A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- hydraulic
- wheel
- wheels
- engine
- hydraulic pump
- 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.)
- Pending
Links
- 230000005540 biological transmission Effects 0.000 claims abstract description 27
- 239000010720 hydraulic oil Substances 0.000 abstract 1
- 238000006073 displacement reaction Methods 0.000 description 61
- 230000007423 decrease Effects 0.000 description 5
- 230000003247 decreasing effect Effects 0.000 description 5
- 238000000034 method Methods 0.000 description 4
- 230000008878 coupling Effects 0.000 description 3
- 238000010168 coupling process Methods 0.000 description 3
- 238000005859 coupling reaction Methods 0.000 description 3
- 230000000994 depressogenic effect Effects 0.000 description 3
- 230000000694 effects Effects 0.000 description 3
- 230000009467 reduction Effects 0.000 description 3
- 230000009471 action Effects 0.000 description 2
- 230000008859 change Effects 0.000 description 2
- 238000010586 diagram Methods 0.000 description 2
- 239000012530 fluid Substances 0.000 description 2
- 230000009347 mechanical transmission Effects 0.000 description 2
- 238000007599 discharging Methods 0.000 description 1
- 230000006870 function Effects 0.000 description 1
- 230000008569 process Effects 0.000 description 1
- 238000005086 pumping Methods 0.000 description 1
Abstract
Description
【発明の詳細な説明】 ［産業上の利用分野］ 本発明は、自動車における４輪駆動装置に関する。[Detailed description of the invention] [Industrial application field] TECHNICAL FIELD The present invention relates to a four-wheel drive device in an automobile.
［従来の技術］
従来、自動車における４輪駆動装置は、その４輪を全て
駆動することができることから、滑り易い路面の走行に
おいて、その駆動あるいは制動力を有効に発揮するのみ
ならず、その旋回時における操舵安定性にも優れ、近年
、特に注目されている。[Prior Art] Conventionally, a four-wheel drive system in an automobile is capable of driving all four wheels, and therefore not only effectively exerts its driving or braking force when driving on slippery roads, but also effectively exerts its driving force or braking force when driving on slippery roads. It has been attracting particular attention in recent years due to its excellent steering stability.
これら、４輪駆動装置の構成は、エンジンからの出力動
力が、変速機を介して、一方において前輪あるいは後輪
を機械的に駆動し、他方において、後輪あるいは前輪を
同じく機械的に駆動する構成としている。The configuration of these four-wheel drive devices is such that output power from the engine mechanically drives the front wheels or rear wheels on the one hand via a transmission, and mechanically drives the rear wheels or front wheels on the other hand. It is structured as follows.
［発明が解決しようとする問題点］
しかし、これら４輪駆動装置は、上記のように、その前
輪の側も、その後輪の側も全て機械的にドライブシャフ
トを介して駆動しているから、その構成が設計上、柔軟
性を欠いた複雑な構成となっている。[Problems to be Solved by the Invention] However, as mentioned above, in these four-wheel drive devices, both the front wheels and the rear wheels are mechanically driven via the drive shaft. Due to its design, the configuration is complex and lacks flexibility.
その結果、その４輪駆動装置そのものが複雑な構成にな
るばかりか、シャーシ等の設計に種々の制約を及ぼし、
特に該シャーシーにはそのドライブシャフトを設けるた
めのトンネル構造を必要とし、車室内の床構造を一様な
平坦構造とすることができないものとなっている。As a result, not only does the four-wheel drive system itself become complicated, but it also imposes various constraints on the design of the chassis, etc.
In particular, the chassis requires a tunnel structure to accommodate the drive shaft, making it impossible to provide a uniform and flat floor structure within the vehicle interior.
本発明の目的は、上記のような欠点を解消し、設計の柔
軟性を増した４輪駆動装置を提供することにある。An object of the present invention is to provide a four-wheel drive device that eliminates the above-mentioned drawbacks and has increased design flexibility.
［問題点を解決するための手段］ 本発明は下記のような構成からなっている。[Means for solving problems] The present invention has the following configuration.
エンジンからの出力動力は、主変速機を介して機械的に
、前車輪あるいは後車輪のうち、いずれか一方の車輪の
側を駆動する構成をなし、前記エンジンから前記一方の
車輪の側に至る駆動系の間には、油圧ポンプを連動させ
、前記油圧ポンプから出力する油圧動力は、油圧モータ
を駆動し、
前記油圧モータは、前記前車輪あるいは前記後車輪のう
ち、いずれか他方の車輪の側に連動し、
前記油圧ポンプと前記油圧モータとの間における油圧伝
動の作動圧力は、可変設定を可能としている。The output power from the engine is configured to mechanically drive either the front wheels or the rear wheels via the main transmission, and is transmitted from the engine to the one wheel side. A hydraulic pump is interlocked between the drive systems, and the hydraulic power output from the hydraulic pump drives a hydraulic motor, and the hydraulic motor drives either the front wheels or the rear wheels. The operating pressure of the hydraulic transmission between the hydraulic pump and the hydraulic motor can be set variable.
以上の構成からなっている。It consists of the above structure.
［作用］
エンジンが主変速機を介して機械的に一方の車輪の側と
なっている前車輪あるいは後車輪を駆動し、艮つエンジ
ンは油圧ポンプを駆動しうる態勢になっており、その油
圧ポンプは油圧モータを介して、純油圧駆動的に、上記
前車輪あるいは後車輪のうち、他方の車輪の側を駆動で
きるようになっている。[Function] The engine mechanically drives the front wheels or rear wheels on one side of the wheel via the main transmission, and the engine is equipped to drive a hydraulic pump, and its hydraulic pressure The pump is capable of driving the other of the front wheels or the rear wheels in a purely hydraulic manner via a hydraulic motor.
この場合において、その油圧ポンプと油圧モータとの間
における油圧伝動の作動圧力を可変設定可能としている
から、例えば、
ｌ）少なくともアクセルペダルの踏み込みが増大すると
き、すなわちエンジンからの出力トルクが増大する方向
にあるとき、その作動油圧をそのアクセルペダル踏み込
みに比例して変化させることが可能となり、あるいは
２）Ｉ：記エンジンから機械的駆動している一方の車輪
の側が路面に対して滑りを生じた場合、その滑りに比例
してその作動油圧を増大させてゆくことも可能となる。In this case, since the operating pressure of the hydraulic transmission between the hydraulic pump and the hydraulic motor can be variably set, for example: l) At least when the accelerator pedal depression increases, that is, the output torque from the engine increases. 2) When one wheel is mechanically driven by the engine, the hydraulic pressure can be changed in proportion to the accelerator pedal depression; In this case, the hydraulic pressure can be increased in proportion to the slippage.
この場合、上記ｌ）の場合は、運転者が自動車に高い出
力を要求してい゛ないとき、純油圧駆勅の作動圧力を下
げて、その純油圧伝動の側においてもその駆動出力を低
減させ、不必要に油圧伝動の作動圧力を高くしないよう
にすることが可能となり、
上記２）の場合は、機械的伝動の側において路面に対す
る滑りが小さな場合、すなわち、機械的伝動の側だけで
殆ど駆動できる状態においては、油圧伝動の側の作動油
圧を低くしておくことができることを意味している。In this case, in case l) above, when the driver does not require high output from the car, the operating pressure of the pure hydraulic drive is lowered, and the drive output of the pure hydraulic transmission is also reduced. , it becomes possible to avoid unnecessarily increasing the operating pressure of the hydraulic transmission, and in the case of 2) above, when the slippage against the road surface is small on the mechanical transmission side, in other words, there is almost no slippage on the mechanical transmission side. This means that the hydraulic pressure on the hydraulic transmission side can be kept low when the vehicle is in a drivable state.
［実施例］ 以下、実施例に基づいて本発明を説明する。[Example] Hereinafter, the present invention will be explained based on Examples.
第１図は、本発明における一実施例としての４輪駆動装
置をシステム図によって示したものである。FIG. 1 shows a system diagram of a four-wheel drive device as an embodiment of the present invention.
エンジンｌは、主変速１１１ａ、駆動軸１ｂおよびデフ
（最終減速機）ｌｃを介して後輪側の車輪１ｅおよびｌ
ｄに連動する構成となっており、駆動軸１ｂには油圧ポ
ンプ２が連動し、油圧ポンプ２は、油圧管２ｂおよび２
ｃを介して油圧モータ２ｆおよび油圧モータ２ｇに連動
し、前輪側において、油圧モータ２ｆは右側車輪２ｐに
連動し、油圧モータ２ｇは左側車輪２ｑに連動している
。The engine 1 is connected to rear wheels 1e and 1 via a main transmission 111a, a drive shaft 1b, and a differential (final reduction gear) lc.
d, a hydraulic pump 2 is connected to the drive shaft 1b, and the hydraulic pump 2 is connected to the hydraulic pipes 2b and 2.
On the front wheel side, the hydraulic motor 2f is linked to the right wheel 2p, and the hydraulic motor 2g is linked to the left wheel 2q.
油圧管２ｂおよび２Ｃの間には、チェック弁２ｄおよび
２ｅを介設し、且つ油圧管２ｂと油圧管２ｃとの間には
バイパス弁２ｈが介設し、チェック弁２ｄとチェック弁
２ｅの間には、油圧管２ｎが介設し、油圧管２ｎには圧
力検出器２ｋを設け、圧力検出器２ｋからの電気的な出
力信号は計算器４に入力し、アクセルペダル３の踏み込
み量、駆動軸ｔｂの回転速度、図示していないブレーキ
ペダルからの踏み込み信号、車輪２ｐおよび２ｑの各回
転速度も計算器４に人力している。なお、４ａ、４ｂお
よび４Ｃのそれぞれは、電磁ピックアップ等の回転速度
検出器である。Check valves 2d and 2e are interposed between the hydraulic pipes 2b and 2C, a bypass valve 2h is interposed between the hydraulic pipe 2b and the hydraulic pipe 2c, and a bypass valve 2h is interposed between the check valve 2d and the check valve 2e. A hydraulic pipe 2n is interposed in the hydraulic pipe 2n, and a pressure detector 2k is provided in the hydraulic pipe 2n.The electrical output signal from the pressure detector 2k is input to the calculator 4, and the amount of depression of the accelerator pedal 3 and the drive The rotational speed of the shaft tb, a depression signal from a brake pedal (not shown), and the rotational speeds of the wheels 2p and 2q are also manually input to the calculator 4. Note that each of 4a, 4b, and 4C is a rotational speed detector such as an electromagnetic pickup.
油圧ポンプ２における押しのけ容積はアクチュエータ２
ａによって操作され、油圧モータ２ｆにおける押しのけ
容積はアクチュエータ２１によって操作され、油圧モー
タ２ｇにおける押しのけ容積はアクチュエータ２ｊによ
って操作される構成となっており、それら各押しのけ容
積は零から正の側に、その押しのけ容積を可変にできる
構成となっている。The displacement volume of the hydraulic pump 2 is the actuator 2
a, the displacement volume in the hydraulic motor 2f is manipulated by the actuator 21, and the displacement volume in the hydraulic motor 2g is manipulated by the actuator 2j. It has a configuration that allows the displacement volume to be varied.
これら各アクチュエータ２ａ、２１および２ｊのそれぞ
れは、計算器４からの制御信号によって操作される構成
となっている。Each of these actuators 2a, 21, and 2j is configured to be operated by a control signal from the calculator 4.
なお、チェック弁２ｅ等のチェック弁４個とリリーフ弁
を使用し肚つ油圧源２ｍを使用した圧油過給回路は、公
知の構成である。The pressure oil supercharging circuit using four check valves such as the check valve 2e, a relief valve, and the hydraulic pressure source 2m has a known configuration.
以上の本発明における実施例の構成において、以下その
作用を説明する。The operation of the configuration of the embodiment of the present invention described above will be explained below.
通常の駆動走行時における作用：
エンジンブレーキ状態ではなく自動車の駆動走行状態で
あって且つその走行が直進している状態において、エン
ジン１は、主変速１１１ａ、駆動軸ｌｂおよびデフＩＣ
を介して車輪１ｅおよび１ｄを駆動し、且つ計算器４は
、初期値として油圧ポンプ２と油圧モータ２ｆおよび２
ｇにおけるそれぞれの押しのけ容積を零に設定している
。Operation during normal driving: When the vehicle is not in an engine braking state but in a driving state and is traveling straight, the engine 1
The calculator 4 drives the wheels 1e and 1d via the hydraulic pump 2 and the hydraulic motors 2f and 2 as initial values.
The respective displacement volumes in g are set to zero.
この駆動状態において、計算器４は、検出器４ａによっ
て、駆動軸ｉｂにおける後輪側の回転速度を検出し、且
つ前輪側においては、検出器４ｂおよび４Ｃによって、
それぞれ車輪２ｐの回転速度と車輪２ｑの回転速度をそ
れぞれ検出し、その車輪２ｐの回転速度と車輪２ｑの回
転速度とのうち、いずれか回転速度の低い側の回転速度
と駆動軸１ｂの回転速度を比較する。In this driving state, the calculator 4 uses the detector 4a to detect the rotational speed of the rear wheel on the drive shaft ib, and on the front wheel side, uses the detectors 4b and 4C to detect the rotational speed of the rear wheel on the drive shaft ib.
The rotational speed of the wheel 2p and the rotational speed of the wheel 2q are respectively detected, and the rotational speed of whichever is lower between the rotational speed of the wheel 2p and the rotational speed of the wheel 2q and the rotational speed of the drive shaft 1b are detected. Compare.
ここで、その比較において車輪２ｐの回転速度と車輪２
ｑの回転速度とのうち、いずれか回転速度の低い側の回
転速度を採用していることは、後述のように、車輪２ｐ
および２ｑが油圧モータ２ｆおよび２ｇによって駆動さ
れている状態においては、路面と車輪２ｐあるいは２ｇ
の間の摩擦係数が低くなっていて路面に対してそのいず
れかの車輪が滑りを生じ、その車輪の回転速度がｖくな
っていることもありうることから、その低くなっている
側の車輪回転速度を、路面に対して滑りの生じていない
車輪とみなしているものである。Here, in the comparison, the rotational speed of wheel 2p and wheel 2
The fact that one of the lower rotational speeds of the rotational speeds of q is adopted means that the wheel 2p
and 2q are driven by hydraulic motors 2f and 2g, the road surface and wheels 2p or 2g
The coefficient of friction between the two wheels is low, causing one of the wheels to slip against the road surface, and the rotational speed of that wheel may become v. The rotational speed is assumed to be that of wheels that do not slip on the road surface.
このように、路面に対して滑りを生じていないとみなさ
れる前輪側の回転速度と駆動軸ｔｂの回転速度を比較し
たその両者の回転速度の比が所定の範囲内１例えば、駆
動軸ｉｂの回転速度と前輪側のその車輪２ｐあるいは２
ｑの回転速度との差を駆動軸１ｂにおける回転速度によ
って除した値、すなわち路面に対する車輪１ｅおよびｌ
ｄのスリップ率Ｓが１例えばｌＯパーセント以内である
ような通常の状態においては、計算ｒｇ４はバイパス弁
２ｈを開き、且つアクチュエータ２ａを操作して油圧ポ
ンプ２の押しのけ容積を零に設定したままとしている。In this way, when the rotational speed of the front wheels, which are considered not to be slipping with respect to the road surface, and the rotational speed of the drive shaft tb are compared, the ratio of the rotational speeds of the two is within a predetermined range 1, for example, the rotational speed of the drive shaft ib. Rotation speed and that wheel 2p or 2 on the front wheel side
The value obtained by dividing the difference between the rotational speed of
In a normal state where the slip ratio S of d is within 1, for example, 10%, the calculation rg4 is to open the bypass valve 2h and operate the actuator 2a to keep the displacement of the hydraulic pump 2 set to zero. There is.
このように、この通常の駆動状態において。Thus, in this normal driving condition.
バイパス弁２ｈは上記のように開いているから、油圧管
２ｂと油圧管２Ｃは等しい値、すなわち油圧源２ｍから
の過給圧力の低圧状態（例えば５気圧）となっている。Since the bypass valve 2h is open as described above, the hydraulic pipe 2b and the hydraulic pipe 2C are at the same value, that is, the supercharging pressure from the hydraulic source 2m is in a low pressure state (for example, 5 atmospheres).
すなわち、この通常の状態においては、油圧管２ｂと油
圧管２Ｃとの間に圧力差が存在せず、且つ上記のように
油圧モータ２ｆおよび２ｇにおける各押しのけ容積が零
に設定され、油圧ポンプ２における押しのけ容積も零に
設定されているから、油圧ポンプ２から油圧モータ２ｆ
および２ｇへは油圧動力が出力されておらず、その結果
、油圧モータ２ｆおよび２ｇがそれぞれ車輪２ｐおよび
２ｑを駆動する状態とはなっておらず、油圧的に無負荷
状態となっている。That is, in this normal state, there is no pressure difference between the hydraulic pipe 2b and the hydraulic pipe 2C, and as described above, the displacement volumes of the hydraulic motors 2f and 2g are set to zero, and the hydraulic pump 2 Since the displacement volume at is also set to zero, the displacement from the hydraulic pump 2 to the hydraulic motor 2f
Hydraulic power is not output to motors 2f and 2g, and as a result, hydraulic motors 2f and 2g are not in a state of driving wheels 2p and 2q, respectively, and are in a hydraulically unloaded state.
主駆動側の駆動輪が路面に対して滑りを生じた場合の作
用：
車輪１ｅおよびｌｄに与えられた駆動力が大き過ぎたた
め、あるいは車輪１ｅおよびｌｄと路面との間における
摩擦係数が低下したことによって、車輪１ｅおよびｌｄ
と路面との間に滑りが生ずると、車輪１ｅおよびｌｄの
回転速度が車輪２ｐあるいは２ｑの回転速度より高くな
る。Effects when the drive wheels on the main drive side slip against the road surface: The driving force applied to wheels 1e and ld was too large, or the coefficient of friction between wheels 1e and ld and the road surface decreased. By this, wheels 1e and ld
When slippage occurs between the wheels 1e and the road surface, the rotational speeds of the wheels 1e and ld become higher than the rotational speeds of the wheels 2p or 2q.
このように車輪１ｅおよび１ｄが路面に対して滑りを生
じ、計算器４における演算において上述のスリップ率Ｓ
が所定のスリップ率ＳＯを越えたと判定したとき、計算
器４はバイパス弁２ｈを閉じると同時に、アクチュエー
タ２ａに対して、下記の制御を行う。In this way, the wheels 1e and 1d slip on the road surface, and in the calculation in the calculator 4, the above-mentioned slip rate S
When it is determined that the slip ratio SO exceeds the predetermined slip ratio SO, the calculator 4 closes the bypass valve 2h and at the same time performs the following control on the actuator 2a.
油圧管２ｂおよび２ｎの油圧ｐが、後述の基準値ｐｏに
なるように、
ａ；Ｐ−ｐｏ（Ｑなるとき、油圧ポンプ２における押し
のけ容積を油圧ｐ＝ｐｏとなるまで増大させ、
ｂ；ｐ−ｐｏ＝０なるとき、油圧ポンプ２における押し
のけ容積を現在の大きさに固定し、Ｃａｐ−ｐｏ＞０な
るとき、油圧ポンプ２における押しのけ容積をｐ＝ｐｏ
となるまで小さくする、
上記制御に入る。In order for the hydraulic pressure p of the hydraulic pipes 2b and 2n to reach a reference value po, which will be described later, a; P-po (Q), the displacement volume in the hydraulic pump 2 is increased until the hydraulic pressure p=po, and b; p When -po=0, the displacement volume in the hydraulic pump 2 is fixed to the current size, and when Cap-po>0, the displacement volume in the hydraulic pump 2 is set to p=po
Enter the above control to reduce the size until .
しかし、このｐ＝ｐｏとする制御に入った瞬間において
は、未だ油圧モータ２ｆｉよび２ｇの押しのけ容積が零
であるため、油圧ポンプ２における押しのけ容積が微小
な量だけ正の側に増大して、各部からの漏れ損失に相当
する量だけの僅かな油圧ポンプ２からの圧油吐出の状態
において、油圧管２ｂおよび２ｎの油圧がｐ＝ｐｏに制
御されていることになる。However, at the moment when the control to set p=po is entered, the displacement of the hydraulic motors 2fi and 2g is still zero, so the displacement of the hydraulic pump 2 increases by a small amount to the positive side. In a state where a small amount of pressure oil is discharged from the hydraulic pump 2 in an amount corresponding to the leakage loss from each part, the oil pressure of the hydraulic pipes 2b and 2n is controlled to be p=po.
仁の場合において、上記制御は下記のことを意味してい
る。In the case of Jin, the above control means the following.
油圧ポンプ２における回転速度をｎｐ、その押しのけ容
積をＤｐ、車輪２ｐおよび２ｑにおける回転速度をｎｍ
、油圧モータ２ｆの押しのけ容積をＤｍｆ、および油圧
モータ２ｇの押しのけ容積をＤｍｇとすると、油圧ポン
プ２からの圧油吐出量Ｑｐは、
Ｑｐ＝ｎｐｘＤｐ （１）であり、且
つ、油圧モータ２ｆおよび２ｇに流入する圧油流量Ｑｍ
は、
Ｑｍ＝ ｎｍＸ （Ｄｍｆ＋Ｄｍｇ） （２）であ
り、油圧ポンプ２と油圧モータ２ｆおよび２ｇとの間に
おける漏れ損失が零と仮定すると、連続の条件から、
Ｑｐ＝Ｑｍ （３）
が満足される必要がある。The rotational speed of the hydraulic pump 2 is np, its displacement is Dp, and the rotational speed of the wheels 2p and 2q is nm.
, the displacement volume of the hydraulic motor 2f is Dmf, and the displacement volume of the hydraulic motor 2g is Dmg, the pressure oil discharge amount Qp from the hydraulic pump 2 is Qp=npxDp (1), and the hydraulic motors 2f and 2g Pressure oil flow rate Qm flowing into
Qm = nmX (Dmf + Dmg) (2), and assuming that the leakage loss between the hydraulic pump 2 and the hydraulic motors 2f and 2g is zero, Qp = Qm (3) is satisfied from the continuity condition. There is a need.
すなわち、油圧ポンプ２からの吐出油圧エネルギをリザ
ーバに捨てることなく、あるいは油圧モータ２ｆおよび
２ｇへ圧送する油圧ポンプ２からの圧油流量に不足を生
ずることなく、油圧ポンプ２と油圧モータ２ｆおよび２
ｇ間の純油圧伝動を行うためには、上記Ｑｐ＝Ｑｍを満
足させる必要があり、それは（３）式に（１）および（
２）式を代入し、
ｎｐＸＤｐ＝＝ｎｍＸ （Ｄｍｆ＋Ｄｍｇ）を得、ある
いはこれを整理して、
Ｄ ｐ＝ （Ｄｍｆ＋Ｄｍｇ）Ｘｎｐ／ｎｍの条件を満
足させれば、上記Ｑｐ＝Ｑｍが満足されることになる。In other words, the hydraulic pump 2 and the hydraulic motors 2f and 2 can be operated without discarding the hydraulic energy discharged from the hydraulic pump 2 into a reservoir or without causing a shortage in the flow rate of the pressure oil from the hydraulic pump 2 that is force-fed to the hydraulic motors 2f and 2g.
In order to perform pure hydraulic transmission between
2) By substituting the formula and obtaining npXDp==nmX (Dmf+Dmg), or rearranging this to satisfy the condition of D p= (Dmf+Dmg)Xnp/nm, the above Qp=Qm is satisfied. become.
ここで、油圧管２ｂに吐出される圧油は、殆ど非圧縮性
流体と考えることができるので、上記Ｑｍに対して少し
でもＱｐ（油圧ポンプ２からの圧油吐出流酸）が増大し
ようとすると、油圧管２ｂの作動圧力ｐが高くなってゆ
き、逆の状態になると、該ｐが低下してしまうことにな
る。Here, the pressure oil discharged into the hydraulic pipe 2b can be considered to be almost an incompressible fluid, so if Qp (pressure oil discharge fluid from the hydraulic pump 2) increases even a little with respect to the above Qm, Then, the operating pressure p of the hydraulic pipe 2b increases, and in the opposite situation, the operating pressure p decreases.
したがって、上記制御は、上記（４）式の連続の条件を
満足させながら、ｐ＝ｐｏの制御を行っているものであ
る。Therefore, the above control performs p=po control while satisfying the continuity condition of the above equation (4).
又このように、路面に対して車輪１ｅおよび１ｄが過度
に滑りを生じているとき、計算器４は、上記バイパス弁
２ｈの閉じ、および上記ｐ＝ｐｏの制御の態勢を確立す
ると同時に、引き続いてアクチュエータ２１および２ｊ
の各々を操作して、油圧モータ２ｆおよび２ｇにおける
それぞれの押しのけ容積を増大させてゆく。In addition, when the wheels 1e and 1d are slipping excessively with respect to the road surface, the calculator 4 closes the bypass valve 2h and establishes the control mode for p=po, and at the same time continues to actuators 21 and 2j
are operated to increase the respective displacement volumes of the hydraulic motors 2f and 2g.
この場合、その増大は、油圧モータ２ｆにおける押しの
け容積と油圧モータ２ｇにおける押しのけ容積を等しく
増大させてゆき、且つその増大させた押しのけ容積の値
はＣｓ−５ｏ）に比例させている。In this case, the increase equally increases the displacement volume of the hydraulic motor 2f and the displacement volume of the hydraulic motor 2g, and the value of the increased displacement volume is made proportional to Cs-5o).
この場合、上記のように油圧モータ２ｆおよび２ｇの押
しのけ電接を増大させてゆくと、そのことによって油圧
ポンプ２から吐出する圧油の量に対して油圧モータ２ｆ
および２ｇへ流入してゆく圧油が不足して、油圧管２ｂ
における油圧ｐがｐｏ以下に低下してゆこうとすること
になる。しかし、その油圧ｐの低下に追随して、油圧ポ
ンプ２の押しのけ容積もｐ＝ｐｏとなるまで増大して上
記（４）式を満足させてゆくことになる。In this case, if the displacement electric contact of the hydraulic motors 2f and 2g is increased as described above, this will cause the hydraulic motor 2f to
There is a shortage of pressure oil flowing into the hydraulic pipe 2b and 2g.
This means that the oil pressure p at is about to decrease below po. However, following the decrease in the oil pressure p, the displacement volume of the hydraulic pump 2 also increases until p=po, and the above equation (4) is satisfied.
結局、上記のように車輪１ｅおよびｌｄが路面に対して
許容以上の滑りを生じた結果、油圧ポンプ２は油圧管２
ｂに圧油を吐出し始め、油圧？ｉ！？２ｂを介して油圧
動力を油圧モータ２ｆおよび２ｇに圧送する態勢となり
、そのことによって、油圧ポンプ２のその油圧動力発生
は、エンジン１に新たな負荷を生じさせ、今まで、エン
ジン１が主変速４１！ｌａを介して車輪１ｅおよび１ｄ
を駆動していた出力を減じてゆくことになる。As a result, the wheels 1e and ld slip more than permissible on the road surface as described above, and the hydraulic pump 2
Start discharging pressure oil to b, hydraulic pressure? i! ? 2b to the hydraulic motors 2f and 2g, whereby the generation of hydraulic power by the hydraulic pump 2 creates a new load on the engine 1, and until now the engine 1 has 41! Wheels 1e and 1d through la
The output that was driving the motor will be reduced.
したがって、エンジンｌから車輪１ｅおよび１ｄへのそ
の出力減少は、車輪１ｅおよびＬｄの路面に対する駆動
力を減じ、その結果、車輪１ｅおよび１ｄと路面との間
のスリップ率Ｓが減少してゆき、且つ同時に油圧ポンプ
２から油圧モータ２ｆおよび２ｇを介しての油圧動力カ
ミ車輪２．ｐおよび２ｑを駆動し、自動車全体としての
駆動力を保持している。Therefore, the reduction in power from the engine l to the wheels 1e and 1d reduces the driving force of the wheels 1e and Ld to the road surface, and as a result, the slip ratio S between the wheels 1e and 1d and the road surface decreases, At the same time, a hydraulic power cutter wheel 2. from the hydraulic pump 2 via the hydraulic motors 2f and 2g. p and 2q, and maintains the driving force for the entire vehicle.
これに対して、車輪２ｐあるいは２ｑの上記回転速度の
遅い側（路面に対して滑りを生じていないと仮定してい
る側）に対して、車輪１ｅおよび１ｄの回転速度の関係
が、Ｓ＜Ｓ Ｏとなる正常の状態に戻ったとき、計算器
４は油圧モータ２ｆおよび２ｇの押しのけ容積を零に戻
し、且つ上記（４）式に従って油圧ポンプ２の押しのけ
容積も零として、自動車の駆動は車輪１ｅおよび１ｄの
みによる走行状態となる。On the other hand, the relationship between the rotational speeds of wheels 1e and 1d is S< When the normal state returns to S O, the calculator 4 returns the displacement of the hydraulic motors 2f and 2g to zero, and also sets the displacement of the hydraulic pump 2 to zero according to equation (4) above, so that the vehicle is driven. The vehicle is in a running state using only the wheels 1e and 1d.
車輪２ｐあるいは２ｑが路面に対して滑りを生じた場合
：
計算器４は、上記制御に加えて、右側車輪２ｐの回転速
度と左側車輪２ｑの回転速度とのスリップ率Ｓｈも演算
している。この場合、そのスリップ＄ ｓ ｈは、車輪
２ｐの回転速度と車輪２ｑの回転速度との差を、その車
輪２ｐの回転速度と車輪２ｑの回転速度のうち、回転速
度の高い側の回転速度によって除した値としているこの
ように、スリップ率ｓｈが所定のスリップ率ｓｈｏより
大きくなったとき、計算器４は、その車輪２ｐあるいは
２ｑのうち回転速度の高い側の油圧モータ２ｆあるいは
２ｇにおける押しのけ容積を小さくしてゆき、その押し
のけ容積を小さくしてゆく方法は、油圧モータ２ｆの押
しのけ容７７４ Ｄ ｍ ｆと油圧モータ２ｇの押しの
け容積Ｄｍｇとの差の絶対値が、（ｓｈ−ｓｈｏ）に比
例するようにしている。When the wheels 2p or 2q slip on the road surface: In addition to the above control, the calculator 4 also calculates the slip ratio Sh between the rotation speed of the right wheel 2p and the rotation speed of the left wheel 2q. In this case, the slip $s h is calculated by calculating the difference between the rotational speed of the wheel 2p and the rotational speed of the wheel 2q by the rotational speed of the higher rotational speed between the rotational speed of the wheel 2p and the rotational speed of the wheel 2q. In this way, when the slip ratio sh becomes larger than the predetermined slip ratio sho, the calculator 4 calculates the displacement volume of the hydraulic motor 2f or 2g on the higher rotating speed side of the wheel 2p or 2q. The method of decreasing the displacement volume by decreasing the displacement volume is as follows: The absolute value of the difference between the displacement volume 774 Dmf of the hydraulic motor 2f and the displacement volume Dmg of the hydraulic motor 2g is proportional to (sh-sho). I try to do that.
ここで、このように押しのけ容積を小さくしてゆくこと
は、上述のように油圧管２ｂにおける油圧ｐがｐＯにな
っているから、その押しのけ容積を小さくした車輪への
油圧駆動トルクを小さくしてゆくことに相当し、そのこ
とによって、その車輪と路面との間の滑りが減少してゆ
く。Here, to reduce the displacement volume in this way, since the oil pressure p in the hydraulic pipe 2b is pO as described above, the hydraulic drive torque to the wheel whose displacement volume is reduced is reduced. This corresponds to a decrease in the slippage between the wheel and the road surface.
このような車輪２ｐと車輪２ｑとの開において、両者の
回転差が生ずる場合は、片側車輪における路面との間の
摩擦係数が低下した場合と、ハンドルが切られて車両が
旋回状態にあって、その遠心力による力が旋回中心に対
する外輪側に作用し、その結果、その内輪側の車輪が路
面に対して浮き上がりぎみとなって、その内輪が路面に
対して滑り易くなる場合とがある。When a rotation difference occurs between the wheels 2p and 2q, it is because the coefficient of friction between the wheels on one side and the road surface has decreased, or when the steering wheel is turned and the vehicle is turning. The centrifugal force acts on the outer wheel with respect to the center of rotation, and as a result, the inner wheel may rise slightly above the road surface, causing the inner wheel to easily slip on the road surface.
後者の場合においては、ハンドル操作とその車速によっ
てその内外輪への荷重のかかり具合を予測できるので、
そのハンドル操作角度と車速によって、計算器４が最初
から油圧モータ２ｆの押しのけ容積と油圧モータ２ｇの
押しのけ容積との差を適切に設定する構成としてもよい
エンジンブレーキ時における作用：
アクセルペダル３が急速に戻されたとき、あるいはそれ
に続くブレーキペダルの踏み込みによって、計算器４は
、上述の（ｐ−ｐｏ）の制御を下記の制御に切り換える
。In the latter case, the degree of load applied to the inner and outer wheels can be predicted based on steering wheel operation and vehicle speed.
Depending on the steering wheel operation angle and vehicle speed, the calculator 4 may be configured to appropriately set the difference between the displacement volume of the hydraulic motor 2f and the displacement volume of the hydraulic motor 2g from the beginning.Operation during engine braking: When the accelerator pedal 3 is pressed rapidly. When the brake pedal is returned to , or by the subsequent depression of the brake pedal, the calculator 4 switches the above-mentioned (p-po) control to the following control.
ａ；ｐ＞ｐｏなるとき、（ｐ−ｐｏ）の値に比例して油
圧ポンプ２の押しのけ容積を大きくｂ ｉ Ｐ ＝ Ｐ
Ｏの値が零のとき、油圧ポンプ２の押しのけ容積を現
在の値に□固定し、ｃａｐ’＜ｐｏなるとき、（ｐ−ｐ
’ｏ）の値の絶対値に比例して油圧ポンプ２の押しのけ
容積を小さくする関係とし、
該制御とすることによって上述の（４）式を満足させる
ようにしている。a; When p>po, increase the displacement volume of the hydraulic pump 2 in proportion to the value of (p-po) b i P = P
When the value of O is zero, the displacement volume of the hydraulic pump 2 is fixed at the current value, and when cap'<po, (p-p
The displacement volume of the hydraulic pump 2 is made smaller in proportion to the absolute value of the value of 'o), and by using this control, the above-mentioned equation (4) is satisfied.
また、この場合においてアクセルペダル３を踏み込んで
いる駆動の状態から、その踏み込みをｓしてゆくエンジ
ンブレーキに入る過程においては、その駆動からエンジ
ンブレーキに入る中間の駆動力零となる状態が存在し、
その駆動力が零となるその状態においては、車輪１ｅお
よび１ｄが路面に対して滑りを生じない状態となる。In addition, in this case, in the process from the drive state where the accelerator pedal 3 is depressed to the engine brake when the pedal is depressed, there is a state in which the drive force becomes zero, which is an intermediate state from the drive to the engine brake. ,
In that state where the driving force is zero, the wheels 1e and 1d do not slip on the road surface.
したがって、アクセルペダル３が零に戻されてゆくその
最初の駆動力が零となるとき、上述説明のように、油圧
ポンプ２および油圧モータ２ｆおよび２ｇの押しのけ容
積は共に一旦零となる。Therefore, when the accelerator pedal 3 is returned to zero and the initial driving force becomes zero, the displacement volumes of the hydraulic pump 2 and the hydraulic motors 2f and 2g both temporarily become zero, as described above.
又、このアクセルペダル３が戻されたとき。Also, when this accelerator pedal 3 is released.
計算器４は、そのエンジンブレーキによって車輪１ｅお
よび１ｄが路面に対して滑りを検出し、その滑りを生じ
ていると判定したとき、上記駆動におけると同様に、バ
イパス弁２ｈを閉じ、且つ（Ｓ−ｓｏ）に比例して油圧
モータ２ｆおよび２ｊの各押しのけ容積を大きくしてゆ
くこの場合、アクセルペダル３が零に戻されていること
から、油圧モータ２ｆおよび２ｇは車輪２ｐおよび２ｑ
から駆動されてポンプ作用をすることになる。When the calculator 4 detects that the wheels 1e and 1d are slipping on the road surface due to the engine braking, and determines that the slippage is occurring, it closes the bypass valve 2h and (S In this case, since the accelerator pedal 3 has been returned to zero, the hydraulic motors 2f and 2g increase the displacement of the wheels 2p and 2q.
It will be driven by the pump and perform a pumping action.
したがって、このようにアクセルペダル３が戻された状
態においては、駆動時とは逆に油圧管２Ｃの側が高圧側
となり、油圧管２ｂの側は低圧側となって、油圧管２Ｃ
の油圧ｐがチェック弁２ｄを介して油圧管２ｎに伝達し
ている。Therefore, when the accelerator pedal 3 is released in this way, the hydraulic pipe 2C side becomes the high pressure side and the hydraulic pipe 2b side becomes the low pressure side, contrary to when driving, and the hydraulic pipe 2C side becomes the low pressure side.
The hydraulic pressure p is transmitted to the hydraulic pipe 2n via the check valve 2d.
このように油圧モータ２ｆおよび２ｇの押しのけ容積が
大きくなった結果、油圧モータ２ｆおよび２ｇのポンプ
作用による圧油は油圧管２Ｃに吐出され、油圧管２Ｃお
よび２ｎにおける油圧ｐがｐｏより高い値になろうとす
るが、このとき計算器４は（４）式の関係を維持するた
めに、上記エンジンブレーキの場合のｐ”ｐ。As a result of the increased displacement of the hydraulic motors 2f and 2g, the pressure oil due to the pump action of the hydraulic motors 2f and 2g is discharged to the hydraulic pipe 2C, and the hydraulic pressure p in the hydraulic pipes 2C and 2n becomes a value higher than po. At this time, in order to maintain the relationship of equation (4), the calculator 4 calculates p''p in the case of engine braking.
の制御によって、油圧ポンプ２の押しのけ容積をｐ”ｐ
ｏになるまで大きくして、油圧ポンプ２の圧油吸収量を
増大させ、油圧管２ｎにおける油圧ｐを基準値ｐｏの値
に維持する。By controlling the displacement volume of the hydraulic pump 2 to p"p
o, the amount of pressure oil absorbed by the hydraulic pump 2 is increased, and the oil pressure p in the hydraulic pipe 2n is maintained at the reference value po.
すなわち、このエンジンブレーキにおいても、常に、油
圧管２ｎにおける油圧ｐを基準値ｐＯに維持させるよう
に制御させながら、油圧ポンプ２の押しのけ容積を制御
し、原則として。That is, in this engine brake as well, in principle, the displacement volume of the hydraulic pump 2 is controlled while always controlling the hydraulic pressure p in the hydraulic pipe 2n to be maintained at the reference value pO.
油圧ポンプ２と油圧モータ２ｆおよび２ｇとの間の圧油
流量の連続の条件（Ｑｍ＝ Ｑ ｐ ）を満足させなが
ら、油圧モータ２ｆおよび２ｇは、車輪２ｐおよび２ｑ
からの走行エネルギを吸収し、これを油圧動力として油
圧ポンプ２に伝動し、油圧ポンプ２はエンジンｌにエン
ジンブレーキをかけてゆくものとなる。While satisfying the condition (Qm=Q p ) of continuity of the pressure oil flow between the hydraulic pump 2 and the hydraulic motors 2f and 2g, the hydraulic motors 2f and 2g are connected to the wheels 2p and 2q.
It absorbs running energy from the engine and transmits it as hydraulic power to the hydraulic pump 2, which applies an engine brake to the engine l.
このように、エンジンブレーキ時においても車輪１ｅお
よび１ｄが路面に対して滑りを生じたとき、車輪２ｐお
よび２ｇの側も油圧モータ２ｆおよび２ｇと油圧ポンプ
２からなる純油圧駆動系を介して、エンジンｌにエンジ
ンブレーキをかけてゆくことになって、車輪１ｅおよび
ｌｄにおけるエンジンブレーキ時の路面に対する滑りを
軽減させ、エンジンブレーキが有効にかかってゆくこと
になる。In this way, even during engine braking, when the wheels 1e and 1d slip on the road surface, the wheels 2p and 2g also operate via the pure hydraulic drive system consisting of the hydraulic motors 2f and 2g and the hydraulic pump 2. Engine braking is applied to engine 1, reducing the slippage of wheels 1e and ld against the road surface during engine braking, and engine braking is effectively applied.
また、上記エンジンブレーキにおいて、車輪２ｐおよび
２ｑのうち、いずれかの側が路面に対して滑りを生じた
ときにおいては、計算器４が、上述の駆動時と同様の制
御を行う。Further, in the engine braking described above, when one of the wheels 2p and 2q slips with respect to the road surface, the calculator 4 performs the same control as in the above-mentioned driving.
すなわち、車輪２ｐおよび２ｑのうち、いずれか路面に
対して滑りを生じている側（路面と車輪との摩擦力が小
さくなって、その摩擦力の減少が車輪を回転させようと
する力を小さくさせ、その回転速度が低くなっている側
）の油圧モータにおける押しのけ容積を小さくし、その
小さくしてゆく方法は、駆動時と同じく、油圧モータ２
ｆの押しのけ容積と油圧モータ２ｇの押しのけ容積との
差が、スリップ率ｓｈと基準値ｓｈｏとの差に比例した
ものとしている。In other words, whichever of the wheels 2p and 2q is slipping against the road surface (the frictional force between the road surface and the wheel becomes smaller, and the reduction in frictional force reduces the force that tries to rotate the wheel) The displacement volume of the hydraulic motor (on the side where the rotational speed is low) is reduced, and the method of decreasing the displacement is the same as when driving the hydraulic motor 2.
It is assumed that the difference between the displacement volume of f and the displacement volume of the hydraulic motor 2g is proportional to the difference between the slip ratio sh and the reference value sho.
このように、路面に対して滑りを生じた側の押しのけ容
積を小さくして、その車輪の側における路面とのブレー
キ力を低減し、その滑りが無くなったとき、すなわち（
ｓｈ−ｓｈｏ）が零となったときは、再び、油圧モータ
２ｆと油圧モータ２ｇにおける両者の押しのけ容積は等
しくなる。In this way, by reducing the displacement volume on the side where slipping occurs with respect to the road surface, the braking force with the road surface on that side of the wheel is reduced, and when the slippage disappears, that is, (
When sh-sho) becomes zero, the displacement volumes of the hydraulic motor 2f and the hydraulic motor 2g become equal again.
基準値ｐＯの設定：
油圧モータ２ｆあるいは２ｇの駆動軸に生ずるトルクＴ
ｈは。Setting of reference value pO: Torque T generated on the drive shaft of hydraulic motor 2f or 2g
h is.
Ｔｈ＝ＤｍＸｐ／２π （５）によって表
わされる。ただし、Ｄｍは油圧モータ２ｆあるいは２ｇ
の押しのけ容積ＤｍｆあるいはＤｍｇである。It is expressed by Th=DmXp/2π (5). However, Dm is hydraulic motor 2f or 2g
is the displacement volume Dmf or Dmg.
また、油圧モータ２ｆあるいは２ｇの効率は、押しのけ
容積Ｄｍが大きい程、良い効率となる性質を有している
。Further, the efficiency of the hydraulic motor 2f or 2g has a property that the larger the displacement Dm, the better the efficiency becomes.
したがって、（５）式において同じトルクＴｈを生じさ
せるためには、不必要に油圧ｐを高くせずに、押しのけ
容積Ｄｍを出来るだけ大きくすることが、油圧伝動の効
率上、望ましいことになる。Therefore, in order to generate the same torque Th in equation (5), it is desirable in terms of hydraulic transmission efficiency to increase the displacement volume Dm as much as possible without unnecessarily increasing the oil pressure p.
このようなことから、本発明の実施例における基準値ｐ
ｏは下記のように設定している。For this reason, the reference value p in the embodiment of the present invention
o is set as follows.
エンジン１の出力トルクＴは、アクセルペダル３の踏み
込みによって増大し、且つその増大は、第２図における
特性に示すように、アクセルペダル３の各踏み込み角度
θ（あるいはエンジン１におけるスロットル開度）によ
って異なった値となっている。The output torque T of the engine 1 increases as the accelerator pedal 3 is depressed, and as shown in the characteristics in FIG. They have different values.
ただし、第２図はガソリンエンジンの場合であっテ、横
軸ｎはエンジンｌの回転速度を示し、ディーゼルエンジ
ンの場合においても、同様に踏み込み角度０と回転速度
ｎの関係によって出力トルクＴが定まる関係となってい
る。However, Fig. 2 shows the case of a gasoline engine; the horizontal axis n indicates the rotational speed of the engine l, and in the case of a diesel engine, the output torque T is similarly determined by the relationship between the depression angle 0 and the rotational speed n. It is a relationship.
計算器４は、このような第２図の特性をメモリのマツプ
に記憶させておき、そのマツプを使用して計算器４は、
現在のアクセルペダル３における踏み込み角度が第２図
における任意の踏み込み角度θに相当し、且つそのとき
におけるエンジンｌの回転速度がｎ＝ｎ１に相当した作
動状態のとき、その関係から、現時点におけるエンジン
ｌの作動は第２図におけるａ点であることを判定する。The calculator 4 stores the characteristics shown in FIG. 2 in a map in its memory, and uses that map to calculate the following:
When the current depression angle of the accelerator pedal 3 corresponds to the arbitrary depression angle θ in FIG. It is determined that the operation of l is at point a in FIG.
その結果、このａ点の値から、現在のその瞬間における
エンジン１の出力トルクＴが、Ｔ＝ＴＩとなっているこ
とを判定することができる。As a result, it can be determined from the value at point a that the output torque T of the engine 1 at the current moment is T=TI.
結局、駆動軸１ｂにおけるトルクＴｂは、主変速機１ａ
における変速比を１とすると、Ｔｂ＝ＴｉＸｉ
（６）となり、計算器４は、このトルクＴ
ｂに比例した大きさに基準値ｐＯ１すなわちｋを比例常
数として。In the end, the torque Tb at the drive shaft 1b is
If the gear ratio is 1, then Tb=TiXi
(6), and the calculator 4 calculates this torque T
The reference value pO1, that is, k, is used as a constant of proportionality to the magnitude proportional to b.
ｐｏ＝ｋＸＴｂ （７）なる値に設
定することにしている。The value is set to po=kXTb (7).
このことは、下記のことを意味している。This means the following.
駆動軸１ｂに生じているトルクＴｂが小さい状態におい
ては、車輪１ｅおよび１ｄに生ずるトルクも小さな値で
よいことであって、この状態において当然に車輪２ｐお
よび２ｑに必要とするトルクも小さくてよいことになる
。When the torque Tb generated on the drive shaft 1b is small, the torque generated on the wheels 1e and 1d may also be small, and in this state, the torque required on the wheels 2p and 2q may also be small. It turns out.
したがって、このように駆動軸１ｂに要求されているト
ルクＴｂが小さな値のとき、°計算器４は、基準値ｐｏ
を低い値に設定して油圧管２ｂあるいは２Ｃにおける油
圧ｐを低くなるようにし、その結果、（５）式から理解
できるように、その油圧ｐを低くしている分、油圧モー
タ２ｆおよび２ｇの押しのけ容積Ｄｍを大きくして、油
圧伝動の伝達効率を良好に維持させているものである。Therefore, when the torque Tb required for the drive shaft 1b is a small value, the degree calculator 4 calculates the reference value po.
is set to a low value to lower the oil pressure p in the hydraulic pipes 2b or 2C, and as a result, as can be understood from equation (5), the oil pressure p in the hydraulic motors 2f and 2g is reduced by the lowering of the oil pressure p. The displacement volume Dm is increased to maintain good transmission efficiency of hydraulic power transmission.
また、上記基準値ｐｏの設定は、簡単のため、アクセル
ペダル３の踏み込み量のみに比例する値となる関係とし
てもよい。Furthermore, for simplicity, the reference value po may be set in a relationship that is proportional only to the amount of depression of the accelerator pedal 3.
また、上記基準値ｐｏ段設定実施例と異なり、その基準
値ｐｏの設定は下記のようにしてもよい。Further, unlike the reference value po stage setting embodiment described above, the reference value po may be set as follows.
上記のように、車輪１ｅおよび１ｄが路面に対して滑り
を生じ始める初期において、基準値ｐｏは非常に低い一
定の値（例えば１０気圧）に設定しておき、その市軸の
滑りに応じて、先ず、上述の制御のように（ｓ−５０）
に比例して油圧モータ２ｆおよび２ｇの押しのけ容積を
大にしてゆく。しかし、（５）式から理解できるように
、このように、ｐ＝ｐｏが非常に低（なっているから、
その押しのけ容積Ｄｍの制御のみではそのＤｍが最大に
達した状態においても、トルクＴｈが非常に低い、その
結果、殆どの場合、計算器４はその押しのけ容積Ｄｍを
最大値になるまで制御することになる。As mentioned above, at the beginning when the wheels 1e and 1d begin to slip on the road surface, the reference value po is set to a very low constant value (for example, 10 atmospheres), and the , First, as in the control described above (s-50)
The displacement volumes of the hydraulic motors 2f and 2g are increased in proportion to. However, as can be understood from equation (5), since p=po is very low,
If only the displacement Dm is controlled, the torque Th is very low even when the displacement Dm reaches its maximum value.As a result, in most cases, the calculator 4 cannot control the displacement Dm until it reaches the maximum value. become.
このように、押しのけ容積Ｄｍが最大値に達しても（Ｓ
−ＳＯ）が零になっていないとき。In this way, even if the displacement volume Dm reaches the maximum value (S
-SO) is not zero.
計算器４は、更に（ｓ−ｓｏ）に比例して基準値ｐｏを
大きくしてゆく。The calculator 4 further increases the reference value po in proportion to (s-so).
すなわち、（５）式において、トルクＴｈの増大は、押
しのけ容積Ｄｍを大にすることを優先し、その押しのけ
容ＪｊｌＤｍが最大になってから油圧ｐを大きくし、結
局、（ｓ−ｓｏ）に比例してトルクＴｈを変化させて、
上述のように、車輪１ｅおよびｌｄの路面に対する滑り
を減少させるものである。That is, in equation (5), to increase the torque Th, priority is given to increasing the displacement volume Dm, and the oil pressure p is increased after the displacement volume JjlDm reaches the maximum, and eventually, (s-so) By changing the torque Th proportionally,
As mentioned above, this reduces the slippage of the wheels 1e and ld on the road surface.
ここで、上記前者における基準値ｐｏ段設定方法を採用
する場合は、車輪１ｅおよび１ｄの路面に対する滑りと
関係なく、常に、油圧モータ２ｆおよび２ｇにおける押
しのけ容積Ｄｍを最大にした常時４輪駆動とし、上記第
２図から演算したトルクＴｂと（５）式のトルクＴｈか
ら、車輪１ｅおよびｌｄにおける後輪側のトルクと車輪
２ｐおよび２ｑにおける前輪側のトルク配分を設定する
ようにしてもよい。Here, when adopting the above-mentioned former standard value po stage setting method, constant four-wheel drive is performed with the displacement volume Dm of the hydraulic motors 2f and 2g being maximized, regardless of the slippage of the wheels 1e and 1d on the road surface. The rear wheel side torque of wheels 1e and ld and the front wheel side torque distribution of wheels 2p and 2q may be set from the torque Tb calculated from FIG. 2 and the torque Th of equation (5).
すなわち、そのトルク配分は、前輪側がトルクＴｈであ
り、後輪側におけるトルクはＴｂ−Ｔｈであり、そのト
ルク配分比ｔは。That is, the torque distribution is such that the torque Th is on the front wheel side, the torque on the rear wheel side is Tb-Th, and the torque distribution ratio t is.
ｔ ＝ （Ｔｂ−Ｔｈ）／Ｔｈ （６）であり
、そのトルク配分比ｔを変えるためには、基準値ｐＯを
変化させてＴｈを修正することができる。t = (Tb-Th)/Th (6) In order to change the torque distribution ratio t, Th can be corrected by changing the reference value pO.
なお、上記実施例においては、車輪２ｐおよび２ｑの側
を前輪側とし、車輪１ｅおよびｌｄを後輪側として説明
しているが、これは逆に、車輪２ｐおよび２ｑの側を後
輪側とし、車輪ｌｅおよび１ｄを前輪側としてもよい。In the above embodiment, the wheels 2p and 2q are the front wheels, and the wheels 1e and ld are the rear wheels. , the wheels le and 1d may be on the front wheel side.
［発明の効果］
以−ヒの説明から明らかなように、本発明における効果
は下記のとおりである。[Effects of the Invention] As is clear from the explanation below, the effects of the present invention are as follows.
エンジンからの出力動力は、主変速機を介して機械的に
、前車輪あるいは後車輪のうち、いずれか一方の車輪の
側を駆動し、その他方の側の車輪を純油圧ｗ！Ａ動によ
って駆動する構成としているから、
１）一方の車輪の側にのみ機械的なドライブシャフトを
必要とし、他方の車輪の側への駆動は、配設自由な油圧
管路によって駆動できることになるから、駆動系の設計
が柔軟になる。The output power from the engine mechanically drives either the front wheels or the rear wheels via the main transmission, and drives the other wheel using pure hydraulic pressure. Since it is configured to be driven by the A motion, 1) A mechanical drive shaft is required only on one wheel side, and the drive to the other wheel side can be driven by a hydraulic pipe that can be freely installed. This makes the design of the drive system more flexible.
また、主変速機を介して駆動する車輪の側にエンジンを
装着すれば、他方の側の車輪への駆動において、シャー
シに従来の機械的なドライブシャフト用のトンネルを設
ける必要がなくなリ、車室内を広く設計することが可能
となる。Additionally, by installing the engine on the side of the wheel that is driven via the main transmission, there is no need to provide a conventional mechanical driveshaft tunnel in the chassis to drive the wheels on the other side. It becomes possible to design a spacious interior of the vehicle.
２）また、純油圧駆動の側における駆動は、主変速機を
介して機械的に駆動される側の車輪が、路面に対して所
定の値以上の滑りを生じたときのみ、その純油圧駆動の
側の駆動を行なうようにもできるから、そのように純油
圧駆動を使用するときは、他の側の車輪を駆動する必要
のあるときのみに使用するから、エンジンｌからの動力
損失を最小にとどめることが可能である。2) In addition, pure hydraulic drive is only activated when the wheels mechanically driven via the main transmission slip more than a predetermined value with respect to the road surface. When using pure hydraulic drive in this way, it is used only when it is necessary to drive the wheels on the other side, minimizing power loss from the engine. It is possible to keep it at .
また、そのように純油圧駆動を使用する場合は、同様に
一方の側における車輪が路面に対して滑りを生じたとき
、粘性カップリングの滑りを利用して他の側の車輪への
動力伝達を行っていた従来方式に比し、そのようなカッ
プリングにおける滑り損失が存在しないから、その動力
伝達効率を良好にすることが可能となる。In addition, when using pure hydraulic drive in this way, when the wheels on one side slip on the road surface, the slippage of the viscous coupling is used to transmit power to the wheels on the other side. Compared to conventional systems that perform this type of coupling, there is no such slip loss in the coupling, so it is possible to improve the power transmission efficiency.
３）また、油圧ポンプと油圧モータとの間における油圧
伝動の作動圧力を可変設定可能としているから、例えば
。3) Also, since the operating pressure of hydraulic transmission between the hydraulic pump and the hydraulic motor can be variably set, for example.
ａ：少なくともアクセルペダルの踏み込み量に比例して
その作ｎｊ圧力を変化させ。a: Change the operating pressure nj at least in proportion to the amount of depression of the accelerator pedal.
あるいは
ｂ：エンジンから機械的駆動している一方の車輪の側が
路面に対して滑りを生じた場合、そのスリップ率に比例
してその作動圧力を変化させるようにする場合、
油圧モータに生じさせるトルクが小さくてよい状態にお
いては、その作動圧力を低くしておくことが可能となっ
て、油圧ポンプおよび油圧モータの一久性を向−ヒさせ
ることが可能となり、且つその油圧モータの必要なトル
クに対し、その作動圧力を低くする分その押しのけ容積
を大きくして使用できることになるから、油圧伝動にお
ける動力伝達効率を高めて使用することが可能となるも
のである。Or b: If one of the wheels mechanically driven by the engine slips on the road surface, and the operating pressure is changed in proportion to the slip ratio, the torque generated in the hydraulic motor. In a state where the torque is small, it is possible to keep the operating pressure low, which makes it possible to improve the durability of the hydraulic pump and hydraulic motor, and to maintain the required torque of the hydraulic motor. On the other hand, since the operating pressure can be lowered and the displacement volume increased accordingly, it is possible to increase the power transmission efficiency in hydraulic power transmission.
第１図は、本発明における４輪駆動装置の一実施例をを
システム図によって示し、第２図は、アクセルペダル３
の踏み込み角度θによるエンジン１のトルク特性を示し
たものである。
実施例に使用した主な符号は下記のとおりである。
１；エンジン、 １ａ：主変速機、 １ｂ；駆動軸
、 ＩＣ：デフ、 ｌｅおよび１ｄ：車輪、 ２：
油圧ポンプ、 ２ａ、２Ｉおよび２ｊ：アクチュエータ
、 ２ｆおよび２ｇ＝油圧モータ、 ２ｐおよび２
ｑ：車輪、 ２に：圧力検出器、 ４：計算器、 ４
ａ、４ｂおよび４Ｃ：検出器。FIG. 1 shows an embodiment of the four-wheel drive device according to the present invention in the form of a system diagram, and FIG. 2 shows the accelerator pedal 3.
This figure shows the torque characteristics of the engine 1 depending on the depression angle θ. The main symbols used in the examples are as follows. 1: Engine, 1a: Main transmission, 1b: Drive shaft, IC: Differential, le and 1d: Wheels, 2:
Hydraulic pump, 2a, 2I and 2j: actuator, 2f and 2g = hydraulic motor, 2p and 2
q: Wheel, 2: Pressure detector, 4: Calculator, 4
a, 4b and 4C: detectors.
Claims (1)
的に、前車輪あるいは後車輪のうち、いずれか一方の車
輪の側を駆動する構成をなし、 前記エンジンから前記一方の車輪の側に至 る駆動系の間には、油圧ポンプを連動させ、前記油圧ポ
ンプから出力する油圧動力は、 油圧モータを駆動し、 前記油圧モータは、前記前車輪あるいは前 記後車輪のうち、いずれか他方の車輪の側に連動し、 前記油圧ポンプと前記油圧モータとの間に おける油圧伝動の作動圧力は、可変設定を可能としてい
る、 以上の構成からなる４輪駆動装置。 ２、油圧ポンプと油圧モータとの間における油圧伝動の
作動圧力設定が可変設定となっている構成は、少なくと
もアクセルペダルの踏み込みが増大することによって、
その作動圧力が高くなる関係を有しているものである特
許請求の範囲第１項記載の４輪駆動装置。 ３、油圧ポンプと油圧モータとの間における油圧伝動の
作動圧力設定が可変設定となっている構成は、一方の車
輪の側の路面に対する滑りに比例してその作動油圧を増
大させてゆく構成となっているものである特許請求の範
囲第１項記載の４輪駆動装置。[Claims] 1. The power output from the engine is configured to mechanically drive either the front wheels or the rear wheels through a main transmission, and A hydraulic pump is interlocked between the drive systems leading to the one wheel side, and the hydraulic power output from the hydraulic pump drives a hydraulic motor, and the hydraulic motor drives the front wheel or the rear wheel. A four-wheel drive system configured as described above, wherein the operating pressure of the hydraulic transmission between the hydraulic pump and the hydraulic motor can be set variably in conjunction with one of the other wheels. 2. In a configuration in which the operating pressure setting of the hydraulic transmission between the hydraulic pump and the hydraulic motor is variable, at least as the depression of the accelerator pedal increases,
The four-wheel drive device according to claim 1, wherein the four-wheel drive device has a relationship such that its operating pressure increases. 3. The configuration in which the working pressure setting of the hydraulic transmission between the hydraulic pump and the hydraulic motor is variable is a configuration in which the working hydraulic pressure is increased in proportion to the slippage of one wheel on the road surface. A four-wheel drive device according to claim 1, wherein the four-wheel drive device comprises:
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP9394387A JPS63258223A (en) | 1987-04-16 | 1987-04-16 | Four-wheel driving system |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP9394387A JPS63258223A (en) | 1987-04-16 | 1987-04-16 | Four-wheel driving system |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS63258223A true JPS63258223A (en) | 1988-10-25 |
Family
ID=14096515
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP9394387A Pending JPS63258223A (en) | 1987-04-16 | 1987-04-16 | Four-wheel driving system |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS63258223A (en) |
Cited By (7)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH0270049U (en) * | 1988-11-18 | 1990-05-28 | ||
| WO1994012363A1 (en) * | 1992-11-24 | 1994-06-09 | Kabushiki Kaisha Komatsu Seisakusho | Four-wheel drive device for a large dump truck |
| US5368120A (en) * | 1991-11-12 | 1994-11-29 | Nippondenso Co., Ltd. | Four wheel drive vehicle with slip control system |
| WO1995013202A1 (en) * | 1993-11-12 | 1995-05-18 | Komatsu Ltd. | Working vehicle |
| JPH0834257A (en) * | 1994-07-22 | 1996-02-06 | Sanwa Unyu Kogyo Kk | Drive device of u-shaped frame vehicle |
| WO2009146922A1 (en) * | 2008-06-07 | 2009-12-10 | Cnh Baumaschinen Gmbh | Control arrangement for vehicles having a hydrostatic auxiliary drive |
| WO2017100133A1 (en) * | 2015-12-07 | 2017-06-15 | Caterpillar Inc. | Pressure and speed control for a vehicle |
-
1987
- 1987-04-16 JP JP9394387A patent/JPS63258223A/en active Pending
Cited By (18)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH0270049U (en) * | 1988-11-18 | 1990-05-28 | ||
| US5368120A (en) * | 1991-11-12 | 1994-11-29 | Nippondenso Co., Ltd. | Four wheel drive vehicle with slip control system |
| US5564519A (en) * | 1992-11-24 | 1996-10-15 | Kabushiki Kaisha Komatsu Seisakusho | Four-wheel traveling system for tipper |
| DE4396170B4 (en) * | 1992-11-24 | 2006-02-09 | Kabushiki Kaisha Komatsu Seisakusho | Four-wheel drive system for dump trucks |
| GB2287922A (en) * | 1992-11-24 | 1995-10-04 | Komatsu Mfg Co Ltd | Four-wheel drive device for a large dump truck |
| DE4396170T1 (en) * | 1992-11-24 | 1995-10-05 | Komatsu Mfg Co Ltd | Four-wheel drive system for dump trucks |
| AU682323B2 (en) * | 1992-11-24 | 1997-10-02 | Kabushiki Kaisha Komatsu Seisakusho | Four-wheel drive device for a large dump truck |
| GB2287922B (en) * | 1992-11-24 | 1997-06-18 | Komatsu Mfg Co Ltd | Four-wheel traveling system for tipper |
| WO1994012363A1 (en) * | 1992-11-24 | 1994-06-09 | Kabushiki Kaisha Komatsu Seisakusho | Four-wheel drive device for a large dump truck |
| GB2298622A (en) * | 1993-11-12 | 1996-09-11 | Komatsu Mfg Co Ltd | Working vehicle |
| GB2298622B (en) * | 1993-11-12 | 1997-10-01 | Komatsu Mfg Co Ltd | Wheeled working vehicle |
| WO1995013202A1 (en) * | 1993-11-12 | 1995-05-18 | Komatsu Ltd. | Working vehicle |
| JPH0834257A (en) * | 1994-07-22 | 1996-02-06 | Sanwa Unyu Kogyo Kk | Drive device of u-shaped frame vehicle |
| WO2009146922A1 (en) * | 2008-06-07 | 2009-12-10 | Cnh Baumaschinen Gmbh | Control arrangement for vehicles having a hydrostatic auxiliary drive |
| US11441677B2 (en) | 2008-06-07 | 2022-09-13 | Cnh Baumaschinen Gmbh | Control arrangement for vehicles having a hydrostatic auxiliary drive |
| WO2017100133A1 (en) * | 2015-12-07 | 2017-06-15 | Caterpillar Inc. | Pressure and speed control for a vehicle |
| US9702458B2 (en) | 2015-12-07 | 2017-07-11 | Caterpillar Inc. | Pressure and speed control for a vehicle |
| CN108290497A (en) * | 2015-12-07 | 2018-07-17 | 卡特彼勒公司 | To the pressure and speed control of vehicle |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP3129793B2 (en) | Vehicle drive | |
| CN103407449B (en) | A kind of hydraulic pressure assistive drive and brake system and control method thereof | |
| EP1199209B1 (en) | Driving force distributing apparatus for a vehicle | |
| WO2009092230A1 (en) | Anti-skidding method for a construction vehicle with a hydraulic transmission, system thereof, and grader | |
| JPS63258223A (en) | Four-wheel driving system | |
| JP2005534881A (en) | Fluid coupling with torque adjustment and locking capabilities that divides torque between transmission and driven axle | |
| JP3008250B2 (en) | Torque distribution control device for left and right non-main driving wheels of vehicle | |
| JP2000247253A (en) | Steering response type power boost | |
| JP3817769B2 (en) | Vehicle wheel driving force distribution control device | |
| JP2544694B2 (en) | Four-wheel drive system for large dump trucks | |
| JPS6319367B2 (en) | ||
| EP1433979B1 (en) | Differential rotation control apparatus for vehicle | |
| JPS63255128A (en) | Four-wheel drive device | |
| JP3133523B2 (en) | Control device for four-wheel drive system | |
| JPH10306874A (en) | Hydraulic type vehicle | |
| JPH05246259A (en) | Four wheel drive vehicle | |
| JP3536841B2 (en) | Vehicle drive system | |
| JPH0818574B2 (en) | Hydrostatic turning control device | |
| JP2650459B2 (en) | Acceleration slip control device | |
| JP3716524B2 (en) | Toroidal continuously variable transmission | |
| JPH05169996A (en) | Four-wheel drive vehicle | |
| JP3593785B2 (en) | Four-wheel drive vehicles | |
| JPH05104971A (en) | Vehicle driving device | |
| JPH09175204A (en) | Hydraulic transmission for vehicle | |
| JPH09226558A (en) | Hydraulic driving device for vehicle |