JPS6390440A - Four-wheel drive device for vehicle - Google Patents
Four-wheel drive device for vehicleInfo
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- JPS6390440A JPS6390440A JP23379386A JP23379386A JPS6390440A JP S6390440 A JPS6390440 A JP S6390440A JP 23379386 A JP23379386 A JP 23379386A JP 23379386 A JP23379386 A JP 23379386A JP S6390440 A JPS6390440 A JP S6390440A
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Abstract
Description
【発明の詳細な説明】 技術分野 本発明は車両用４輪駆動装置に関するものである。[Detailed description of the invention] Technical field The present invention relates to a four-wheel drive device for a vehicle.
従来技術
エンジンの出力トルクを車両の前輪および後輪へ分割し
て伝達する遊星歯車式の差動歯車装置と、その差動歯車
装置の一対の出力軸間に設けられ、それら出力軸間で伝
達トルクを相互に授受させて上記差動歯車装置の差動作
用を抑制するためのクラッチ装置とを備え、前輪回転速
度および後輪回転速度の差が所定値よりも大きくなると
前記クラッチ装置の伝達トルクを大きくして前輪回転速
度および後輪回転速度の差を小さくする形式の車両用４
輪駆動装置がある。これは所謂フルタイム型として知ら
れており、例えば実開昭５５−７２４２０号公報に記載
されている。このような形式の４輪駆動装置では、たと
えば、前輪回転速度および後輪回転速度の差が所定値以
上のとき、すなわち一方の車輪が路面に対して滑りが生
じているときにはクラッチ装置を係合させて後輪と前輪
とを直結し、それ以外の４輪駆動のときはクラッチ装置
を解放状態として差動歯車装置の差動作用を許容す。Conventional technology A planetary gear type differential gear device that divides and transmits the output torque of an engine to the front wheels and rear wheels of a vehicle, and a planetary gear type differential gear device that is installed between a pair of output shafts of the differential gear device, and transmits the torque between the output shafts. a clutch device for mutually transmitting and receiving torque to suppress differential operation of the differential gear device, and when the difference between the front wheel rotational speed and the rear wheel rotational speed becomes larger than a predetermined value, the transmission torque of the clutch device is provided. 4 for vehicles that increases the difference in front and rear wheel rotational speeds by increasing
There is a wheel drive. This is known as a so-called full-time type, and is described in, for example, Japanese Utility Model Application No. 55-72420. In this type of four-wheel drive system, for example, when the difference between the front wheel rotation speed and the rear wheel rotation speed is greater than a predetermined value, that is, when one wheel is slipping on the road surface, the clutch device is engaged. The rear wheels are directly connected to the front wheels, and when the other four wheels are driven, the clutch device is released to allow differential operation of the differential gear device.
しかし、これによれば、特に差動歯車装置が遊星歯車形
式の不均等トルク分配型であると、入力トルクの差が増
大し、この差が大きくなり過ぎることにより適切な車両
走行状態が得られなくなるとともに、トルク分配量の大
きい側の車輪にスリップが発生する不都合があった。However, according to this, especially when the differential gear device is a planetary gear type uneven torque distribution type, the difference in input torque increases, and if this difference becomes too large, it is difficult to obtain an appropriate vehicle running condition. In addition to this, there was an inconvenience that slipping occurred in the wheels on the side where the amount of torque distribution was larger.
これに対し、本出願人は先に、前輪回転速度と後輪回転
速度との差が所定値以下であるときは差動歯車装置の出
力軸をクラッチ装置を介して比較的低い伝達トルクにて
係合させ、所定値を超えると比較的高い伝達トルクにて
係合させることにより、前輪と後輪とに適切に駆動トル
クを分配してその時の運転状態において可及的に最大の
駆動力を以て車両が走行されるようにするとともに、ス
リップによって全輪が駆動力を失うことおよびタイトコ
ーナブレーキ現象が生じることを防止するようにした駆
動装置を提案した。特願昭６１−９０９９号公報がそれ
である。不均等分配型の差動歯車装置を用いると路面摩
擦が低い路面においては前輪および後輪の内駆動トルク
の大きい側の車輪が小さい側の車輪よりも早期にスリッ
プし易いが、この制御方法によれば、駆動トルクの大き
い側の車輪がスリップをし始めると小さい側の車輪へト
ルクを伝達することによりスリップが防止されるのであ
る。In contrast, the present applicant has previously proposed that when the difference between the front wheel rotational speed and the rear wheel rotational speed is less than a predetermined value, the output shaft of the differential gear device is controlled by a relatively low transmission torque via a clutch device. By engaging with a relatively high transmission torque when a predetermined value is exceeded, the drive torque is appropriately distributed between the front wheels and the rear wheels, and the drive torque is maximized as possible under the driving conditions at that time. A drive system has been proposed that allows the vehicle to run and prevents all wheels from losing driving force due to slips and from causing tight corner braking. Japanese Patent Application No. 61-9099 is an example of this. When using an unevenly distributed differential gear system, on roads with low road friction, the front and rear wheels with larger internal drive torque tend to slip earlier than the wheels with smaller internal drive torque, but this control method According to this, when the wheel on the side where the drive torque is larger starts to slip, the slip is prevented by transmitting the torque to the wheel on the side where the drive torque is smaller.
発明が解決すべき問題点
しかしながら、その後の研究の結果、斯る４輪駆動装置
においても未だ問題が残されていることが判明した。す
なわち、前輪および後輪の内の駆動トルクの大きい側の
車輪から小さい側の車輪へトルクが伝達されても、小さ
い側の車輪がスリップをすると制御不能となってしまう
のである。Problems to be Solved by the Invention However, as a result of subsequent research, it has been found that there are still problems with such four-wheel drive devices. In other words, even if torque is transmitted from the front wheel or rear wheel with a larger drive torque to the wheel with a smaller drive torque, if the smaller wheel slips, the vehicle becomes uncontrollable.
問題点を解決するための手段
本発明は以上の事情を背景として為されたものであり、
その要旨とするところは、エンジンの出力トルクを車両
の前輪および後輪へ不均等分配して伝達する遊星歯車式
の差動歯車装置と、その差動歯車装置の出力軸間に設け
られ、それら出力軸で伝達トルクを相互に授受させるこ
とにより差動歯車装置の差動作用を抑制するためのクラ
ッチ装置とを備え、前輪回転速度および後輪回転速度の
差が所定値よりも大きくなると前記クラッチ装置の伝達
トルクを大きくして前輪回転速度および後輪回転速度の
差を小さくする形式の車両用４輪駆動装置であって、（
１）前記エンジンと差動歯車装置との間の動力伝達経路
に介挿された無段変速機と、（２）前輪回転速度および
後輪回転速度の差が予め定められた値以下であり、且つ
前輪回転速度および後輪回転速度の回転速度の上昇率が
予め定められた値よりも大きいときには、前記無段変速
機の変速比をその出力軸トルクが減少する方向へ変化さ
せる変速比制御手段とを、含むことにある。Means for Solving the Problems The present invention has been made against the background of the above circumstances.
Its gist is a planetary gear-type differential gear that transmits the output torque of the engine to the front and rear wheels of the vehicle by distributing it unevenly, and a system that is installed between the output shaft of the differential gear. and a clutch device for suppressing differential operation of the differential gear device by mutually transmitting and receiving transmission torque at the output shaft, and when the difference between the front wheel rotational speed and the rear wheel rotational speed becomes larger than a predetermined value, the clutch device A four-wheel drive device for a vehicle that increases the transmission torque of the device to reduce the difference between the front wheel rotation speed and the rear wheel rotation speed,
1) a continuously variable transmission inserted in a power transmission path between the engine and the differential gear device; and a gear ratio control means for changing the gear ratio of the continuously variable transmission in a direction in which the output shaft torque thereof is reduced when the rate of increase in the rotational speed of the front wheel rotational speed and the rear wheel rotational speed is larger than a predetermined value. It is to include.
作用および発明の効果
このようにすれば、前輪回転速度および後輪回転速度の
差が予め定められた値以下であり、且つ前輪回転速度お
よび後輪回転速度の回転速度の上昇率が予め定められた
値よりも大きいときには、変速比制御手段により、前記
無段変速機の変速比がその出力軸トルク減少方向へ変化
させられる。Operation and Effect of the Invention By doing this, the difference between the front wheel rotational speed and the rear wheel rotational speed is less than or equal to a predetermined value, and the rate of increase in the rotational speed of the front wheel rotational speed and the rear wheel rotational speed is predetermined. When the value is larger than the above value, the gear ratio control means changes the gear ratio of the continuously variable transmission in the direction of decreasing the output shaft torque.
このため、前輪および後輪の内の駆動トルクの大きい側
の車輪から小さい側の車輪へトルクが伝達されている状
態において小さい側の車輪がスリップをしても、それが
、前輪回転速度および後輪回転速度の差の低下と、それ
ら前輪回転速度および後輪回転速度の回転速度の上昇率
の増加とによって検出されるとともに、そのスリップが
解消されるように無段変速機の変速比が変化させられて
車輪へ伝達される駆動トルクが減少させられる。したが
って、極めて摩擦係数が低い路面の４輪駆動走行におい
て駆動トルクの相対的に低い側の車輪がスリップしよう
としても、無段変速機の変速比の変化によって駆動トル
クの小さい側の車輪の駆動トルクも小さくされるので、
スリップに起因して制御不能となることが解消されるの
である。Therefore, even if the smaller wheel slips while torque is being transmitted from the front wheel or rear wheel with larger drive torque to the smaller wheel, the front wheel rotational speed and the rear It is detected by a decrease in the difference in wheel rotational speeds and an increase in the rate of increase in the rotational speeds of the front and rear wheels, and the gear ratio of the continuously variable transmission is changed to eliminate the slip. As a result, the drive torque transmitted to the wheels is reduced. Therefore, even if the wheel on the side with relatively low drive torque tries to slip during four-wheel drive driving on a road surface with an extremely low coefficient of friction, the drive torque of the wheel on the side with low drive torque is caused by a change in the gear ratio of the continuously variable transmission. is also made smaller, so
This eliminates loss of control due to slippage.
実施例
以下、本発明の一実施例を図面に基づいて詳細に説明す
る。EXAMPLE Hereinafter, an example of the present invention will be described in detail based on the drawings.
第１図において、エンジン１０の動力は流体継手Ｉ２、
ベルト式無段変速機（以下、ＣＶＴという）１４、副変
速機１６、中央差動歯車装置１８へ伝達されるとともに
、この中央差動歯車装置１８により２系統に分配された
動力の一方は減速歯車対２０および２２、前輪用差動歯
車装置２４を介してその出力軸である一対の車軸に固定
された左右の前輪２６へ伝達され、中央差動歯車装置１
８により分配された動力の他方は傘歯車対２８および３
０、平歯車対３２および３４、プロペラシャフト３６、
後輪用差動歯車装置３８を介して左右の後輪４０へ伝達
されるようになっている。In FIG. 1, the power of the engine 10 is transmitted through a fluid coupling I2,
The power is transmitted to a belt-type continuously variable transmission (hereinafter referred to as CVT) 14, an auxiliary transmission 16, and a central differential gear device 18, and one of the power is distributed to two systems by the central differential gear device 18 and is decelerated. The transmission is transmitted via the gear pair 20 and 22 and the front wheel differential gear 24 to the left and right front wheels 26 fixed to the pair of axles that are the output shafts of the central differential gear 1.
The other side of the power distributed by 8 is the bevel gear pair 28 and 3.
0, spur gear pair 32 and 34, propeller shaft 36,
The signal is transmitted to the left and right rear wheels 40 via the rear wheel differential gear device 38.
流体継手１２は、エンジン１０のクランク軸４２と接続
されているポンプ４．４と、ＣＶＴ１４の入力軸４６に
固定されポンプ４４からのオイルにより回転させられる
タービン４８と、ダンパ５０を介して入力軸４６に固定
されたロックアツプクラッチ５２とを備えている。ロッ
クアツプクラッチ５２は、たとえば車速あるいはエンジ
ン回転速度またはタービン４８の回転速度が所定値以上
になると作動させられて、クランク軸４２と入力軸４６
とを直結状態にするものである。The fluid coupling 12 connects a pump 4.4 connected to the crankshaft 42 of the engine 10, a turbine 48 fixed to the input shaft 46 of the CVT 14 and rotated by oil from the pump 44, and the input shaft via a damper 50. 46 and a lock-up clutch 52 fixed to the lock-up clutch 46. The lock-up clutch 52 is activated when, for example, the vehicle speed, the engine rotation speed, or the rotation speed of the turbine 48 exceeds a predetermined value, and the lock-up clutch 52 is activated to connect the crankshaft 42 and the input shaft 48.
This will directly connect the two.
ＣＶＴ１４は、入力軸４６および出力軸５４にそれぞれ
設けられた可変プーリ５６および５８と、それら可変プ
ーリ５６および５８に巻き掛けられた伝導ベルト６０と
を備えている。可変プーリ５６および５８は、入力軸４
６および出力軸５４にそれぞれ固定された固定回転体６
２および６４と、入力軸４６および出力軸５４にそれぞ
れ軸方向の移動可能かつ軸回りの相対回転不能に設けら
れた可動回転体６６および６８とから成り、可動回転体
６６および６８が油圧シリンダ７０および７２によって
移動させられることにより■溝幅すなわち伝導ベルト６
０の掛り径（有効径）が変更されて、ＣＶＴ１４の変速
比ｒ （＝人力軸４６の回転速度Ｎ ｔ、、／出力軸５
４の回転速度Ｎ。、、ｔ）が変更されるようになってい
る。油圧シリンダ７０内へ作動油が流入、或いはその油
圧シリンダ７０内の作動油が流出させられることにより
ＣＶＴ１４の変速比Ｔが変化させられるとともに、その
作動油の流入速度或いは流出速度が調節されることによ
り変速比γの変化速度が変化させられる。また、油圧シ
リンダ７２には、専ら伝導ベルト６０のすべりが生じな
い範囲で最小の挟圧力が得られるように、実際のスロッ
トル弁開度および変速比γに応じて調圧された油圧が作
用させられる。なお、オイルポンプ７４は後述の油圧制
御装置の油圧源を構成するものであって、入力軸４６を
縦通ずる図示しない連結軸を介してクランク軸４２と連
結されてエンジン１０により常時回転駆動される。The CVT 14 includes variable pulleys 56 and 58 provided on the input shaft 46 and output shaft 54, respectively, and a transmission belt 60 wound around the variable pulleys 56 and 58. The variable pulleys 56 and 58 are connected to the input shaft 4
6 and the fixed rotating body 6 fixed to the output shaft 54, respectively.
2 and 64, and movable rotary bodies 66 and 68 provided on the input shaft 46 and the output shaft 54, respectively, so as to be movable in the axial direction but not relatively rotatable about the axes. and 72, ■Groove width, i.e., the transmission belt 6
The hanging diameter (effective diameter) of
4 rotational speed N. ,,t) are to be changed. The transmission ratio T of the CVT 14 is changed by the hydraulic oil flowing into the hydraulic cylinder 70 or the hydraulic oil flowing out from the hydraulic cylinder 70, and the inflow speed or outflow speed of the hydraulic oil is adjusted. The rate of change of the gear ratio γ is changed by this. Further, hydraulic pressure regulated according to the actual throttle valve opening and the gear ratio γ is applied to the hydraulic cylinder 72 in order to obtain the minimum clamping force within a range where the transmission belt 60 does not slip. It will be done. The oil pump 74 constitutes a hydraulic power source of a hydraulic control device, which will be described later, and is connected to the crankshaft 42 via a connecting shaft (not shown) passing vertically through the input shaft 46, and is constantly driven to rotate by the engine 10. .
副変速機１６は、ＣＶＴ１４の後段に直列に連結されか
つ車両の走行条件にしたがって高速ギヤ段および低速ギ
ヤ段に自動的に切り換えられる自動変速機であって、Ｃ
ＶＴ１４の出力軸５４と同軸的に設けられたラビニョオ
型複合遊星歯車装置を備えている。この遊星歯車装置は
、一対の第１サンギア７６および第２サンギア７８と、
第１サンギア７６に噛み合う第１遊星ギア８０と、この
第１遊星ギア８０および第２サンギア７８と噛み合う第
２遊星ギア８２と、第１遊星ギア８０と噛み合うリング
ギア８４と、第１遊星ギア８０および第２遊星ギア８２
を回転可能に支持するキャリア８６とを備えている。第
２サンギア７８は前記出力軸５４と一体的に連結された
軸８８と固定され、キャリア８６が固定された副変速機
出力軸８９には出力ギア９０が固定されている。高速段
用クラッチ９２は多板形式のクラッチであって軸８８と
第１サンギア７６との間の保合を制御し、低速段用ブレ
ーキ９４はバンド形式のブレーキであって第１サンギア
７６のハウジングに対する保合を制御し、後進用ブレー
キ９６はリングギア８４のハウジングに対する保合を制
御する。したがって、低速段では低速段用ブレーキ９４
が作動させられて第１サンギア７６が固定されるため、
低速ギア段が成立させられて減速比（１＋ρ１／ρ２）
にて動力が伝達されるが、高速段においては高速段用ク
ラッチ９２の作動により遊星歯車装置全体が一体となっ
て回転し、これにより高速ギア段が成立させられて減速
比１にて動力が伝達される。The auxiliary transmission 16 is an automatic transmission that is connected in series after the CVT 14 and is automatically switched between a high gear and a low gear according to the driving conditions of the vehicle.
It is equipped with a Ravigneau type compound planetary gear set coaxially provided with the output shaft 54 of the VT 14. This planetary gear device includes a pair of first sun gear 76 and second sun gear 78,
A first planet gear 80 that meshes with the first sun gear 76 , a second planet gear 82 that meshes with the first planet gear 80 and the second sun gear 78 , a ring gear 84 that meshes with the first planet gear 80 , and a first planet gear 80 and second planetary gear 82
A carrier 86 rotatably supports the. The second sun gear 78 is fixed to a shaft 88 that is integrally connected to the output shaft 54, and an output gear 90 is fixed to an auxiliary transmission output shaft 89 to which a carrier 86 is fixed. The high-speed clutch 92 is a multi-disc type clutch that controls engagement between the shaft 88 and the first sun gear 76 , and the low-speed brake 94 is a band-type brake that controls engagement between the shaft 88 and the first sun gear 76 . The reverse brake 96 controls the locking of the ring gear 84 to the housing. Therefore, at a low speed, the low speed brake 94
is activated and the first sun gear 76 is fixed,
The low speed gear stage is established and the reduction ratio (1+ρ1/ρ2)
However, in the high speed gear, the entire planetary gear unit rotates as a unit by the operation of the high speed clutch 92, thereby establishing a high gear stage and transmitting power at a reduction ratio of 1. communicated.
また、後進用ブレーキ９６の作動によりリングギア８４
がハウジングに固定されると、後進ギア段が成立させら
れて変速比（１−１／ρ２）の逆回転にて動力が伝達さ
れる。上記ρ１およびρ２は次式（１）および（２）か
ら定義されるギア比である。Furthermore, the operation of the reverse brake 96 causes the ring gear 84 to
When fixed to the housing, a reverse gear stage is established and power is transmitted through reverse rotation at a gear ratio (1-1/ρ2). The above ρ1 and ρ2 are gear ratios defined from the following equations (1) and (2).
ρ１＝Ｚ、、／Ｚ、 ・・・（１）ρ２＝Ｚ、、
＋／Ｚ、 ・・・（２）但し、Ｚ５１は第１サン
ギア７６の歯数、Ｚ３□は第２サンギア７８の歯数、Ｚ
ｒはリングギア８４の歯数である。ρ1=Z, , /Z, ...(1) ρ2=Z, ,
+/Z, ...(2) However, Z51 is the number of teeth of the first sun gear 76, Z3□ is the number of teeth of the second sun gear 78, Z
r is the number of teeth of the ring gear 84.
中央差動歯車装置１８は、前記出力ギア９０からの動力
が伝達されるキャリア１００と、このキャリア１００に
より支持された遊星歯車１０２と、スリーブ状の前輪側
出力軸１０４およびそれに貫通させられた後輪側出力軸
１０６と、それら前輪側出力軸１０４および後輪側出力
軸１０６にそれぞれ固設され且つ遊星歯車１０２とそれ
ぞれ噛み合うリングギア１０８およびサンギア１１０と
を備え、リングギア１０８およびサンギア１１０の歯数
の比に基づく分配比、たとえば７対３程度の比にて出力
ギア９０から伝達されろトルクを前輪側出力軸１０４お
よび後輪側出力軸１０６へ分配する。したがって、中央
差動歯車装置１８の不均等分配作用により、前輪２６の
駆動トルクが後輪４０の駆動トルクよりも大きくされて
いる。The central differential gear device 18 includes a carrier 100 to which the power from the output gear 90 is transmitted, a planetary gear 102 supported by the carrier 100, a sleeve-shaped front-wheel-side output shaft 104, and a shaft that is passed through the carrier 100. It includes a wheel-side output shaft 106, a ring gear 108 and a sun gear 110 that are fixed to the front-wheel-side output shaft 104 and the rear-wheel-side output shaft 106, respectively, and mesh with the planetary gear 102, respectively. The torque transmitted from the output gear 90 is distributed to the front wheel output shaft 104 and the rear wheel output shaft 106 at a distribution ratio based on the ratio of numbers, for example, about 7:3. Therefore, due to the uneven distribution effect of the central differential 18, the drive torque of the front wheels 26 is made larger than the drive torque of the rear wheels 40.
上記中央差動歯車装置１８の前輪側出力軸１０４および
後輪側出力軸１０６間には、それら前輪側出力軸１０４
のトルクの一部を後輪側出力軸１０６へ伝達させて差動
作用を制限することにより中央差動歯車装置１８のトル
ク配分比をたとえば７対３から５対５の範囲で変化させ
る油圧クラッチ１１２が配設されている。第２図に示す
ように、油圧クラッチ１１２は、後輪側出力軸１０６に
固定されたクラッチハウジング部材１１４と、クラッチ
ハウジング部材１１４に形成された環状のシリンダボア
１１６内に摺動可能に嵌合された環状ピストン１１８と
、クラッチハウジング部材１１４の内周面および前輪側
出力軸１０４に軸方向の移動可能にそれぞれ取り付けら
れ且つ互い違いに重ねられた摩擦板１２０および１２２
とを備え、制御油圧が作用させられることによりスプリ
ング１２３に抗して移動する環状ピストン１１８が摩擦
板１２０および１２２を互いに圧接させることによって
前輪側出力軸１０４のトルクの一部を後輪側出力軸１０
６へ伝達させる。上記制御油圧は、調圧弁１２４により
所定圧に調圧されてライン油路１２６を介して供給され
るライン油圧が電磁制御弁１２８を通して供給されたも
のである。この電磁制御弁１２８は切換弁であり、制御
装置１３０からの駆動信号ＳＶに従って油圧クラッチ１
１２に接続された出力ボート１３２をライン油路１２６
に接続された供給ボート１３４とドレンに接続されたド
レンボート１３６とに周期的に切り換える。これにより
、駆動信号Ｓ■のデユーティ比に対応した制御油圧がピ
ストン１１８に作用させられて、油圧タラノチ１１２の
伝達トルクが制御される。Between the front wheel side output shaft 104 and the rear wheel side output shaft 106 of the central differential gear device 18, the front wheel side output shaft 104
A hydraulic clutch that changes the torque distribution ratio of the central differential gear 18 in the range of, for example, 7:3 to 5:5 by transmitting a portion of the torque to the rear wheel side output shaft 106 and limiting the differential operation. 112 are arranged. As shown in FIG. 2, the hydraulic clutch 112 is slidably fitted into a clutch housing member 114 fixed to the rear output shaft 106 and an annular cylinder bore 116 formed in the clutch housing member 114. an annular piston 118, and friction plates 120 and 122 which are respectively attached to the inner peripheral surface of the clutch housing member 114 and the front wheel side output shaft 104 so as to be movable in the axial direction, and which are stacked alternately.
The annular piston 118, which moves against the spring 123 when controlled hydraulic pressure is applied, presses the friction plates 120 and 122 against each other, thereby transferring a portion of the torque of the front output shaft 104 to the rear wheels. axis 10
6. The control oil pressure is the line oil pressure regulated to a predetermined pressure by the pressure regulating valve 124 and supplied via the line oil passage 126, and is supplied through the electromagnetic control valve 128. This electromagnetic control valve 128 is a switching valve, and according to the drive signal SV from the control device 130, the hydraulic clutch 1
The output boat 132 connected to the line oil passage 126
The supply boat 134 is connected to the drain, and the drain boat 136 is connected to the drain. As a result, a control hydraulic pressure corresponding to the duty ratio of the drive signal S■ is applied to the piston 118, and the transmission torque of the hydraulic treadmill 112 is controlled.
上記制御装置１３０は、ＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭなどを
含む所謂マイクロコンピュータであって、ＲＡＭの記憶
機能を利用しつつ予めＲＯＭに記憶されたプログラムに
従って入力信号を処理し前記駆動信号ＳＶを出力する。The control device 130 is a so-called microcomputer including a CPU, ROM, RAM, etc., and processes input signals according to a program stored in the ROM in advance while utilizing the storage function of the RAM, and outputs the drive signal SV.
制御装置１３０には、ＣＶＴ１４の入力軸４６および出
力軸５４の回転速度を検出するための入力軸回転センサ
１３８および出力軸回転センサ１４０から入力軸回転信
号ＳＲＩおよび出力軸回転信号ＳＲ２が供給されるとと
もに、前輪回転センサ１４２および後輪回転センサ１４
４から前輪回転体ｑｓＲ３および後輪回転信号ＳＲ４が
供給される。上記前輪回転センサ１４２および後輪回転
センサ１４４は、それぞれ減速歯車２２およびプロペラ
シャフト３６の回転速度を検出するものであり、前輪用
作動歯車装置２４および後輪用作動歯車装置３８の入力
側回転部材の回転を検出するように配設されている。The control device 130 is supplied with an input shaft rotation signal SRI and an output shaft rotation signal SR2 from an input shaft rotation sensor 138 and an output shaft rotation sensor 140 for detecting the rotation speeds of the input shaft 46 and output shaft 54 of the CVT 14. In addition, the front wheel rotation sensor 142 and the rear wheel rotation sensor 14
4 supplies the front wheel rotation body qsR3 and the rear wheel rotation signal SR4. The front wheel rotation sensor 142 and the rear wheel rotation sensor 144 detect the rotational speeds of the reduction gear 22 and the propeller shaft 36, respectively, and are the input side rotating members of the front wheel operating gear device 24 and the rear wheel operating gear device 38. is arranged to detect the rotation of.
さらに、副変速機出力軸８９には、中央差動歯車装置１
８への入力トルクを検出するための入力トルクセンサ１
４６が設けられており、この入力トルクセンサ１４６か
らは入力トルクＴｉを表す信号ＳＴが制御装置１３０に
供給されるようになっている。Furthermore, the sub-transmission output shaft 89 has a central differential gear device 1.
Input torque sensor 1 for detecting input torque to 8
46 is provided, and the input torque sensor 146 supplies a signal ST representing the input torque Ti to the control device 130.
上記制御装置１３０は、図示しない変速比制御ルーチン
を実行することにより、エンジン１０が最小燃費率曲線
上で作動するように予め求められた関係からスロットル
弁開度に基づいて目標回転速度或いは目標変速比を決定
し、入力軸４６の実際の回転速度或いはＣＶＴ１４の実
際の変速比が目標回転速度或いは目標変速比と一致する
ようにＣＶＴ１４の変速比を調節する。また、制御装置
１３０は、図示しないシフト制御ルーチンを実行するこ
とにより、予め記憶された変速線図から実際の車速およ
びスロットル弁開度に基づいて副変速機１６のギア段の
シフト条件が満足されたか否かを判断するとともに、シ
フト条件が満足されると副変速機Ｉ６のギア段を切り換
える。さらに、制御装置１３０は、第３図に示す４輪駆
動制御ルーチンを実行することにより、前輪回転速度お
よび後輪回転速度の差に関連して油圧クラッチ１１２の
伝達トルクを変化させる。したがって、制御装置１３０
は、変速比制御装置、シフト制御装置、４輪駆動制御装
置などとして機能する。By executing a gear ratio control routine (not shown), the control device 130 determines a target rotational speed or a target gear shift based on the throttle valve opening based on a predetermined relationship so that the engine 10 operates on a minimum fuel efficiency curve. The ratio is determined, and the gear ratio of the CVT 14 is adjusted so that the actual rotational speed of the input shaft 46 or the actual gear ratio of the CVT 14 matches the target rotational speed or the target gear ratio. In addition, by executing a shift control routine (not shown), the control device 130 satisfies the shift conditions for the gear stage of the sub-transmission 16 based on the actual vehicle speed and throttle valve opening from a pre-stored shift diagram. If the shift conditions are satisfied, the gear stage of the sub-transmission I6 is switched. Further, the control device 130 changes the transmission torque of the hydraulic clutch 112 in relation to the difference between the front wheel rotational speed and the rear wheel rotational speed by executing the four-wheel drive control routine shown in FIG. Therefore, the controller 130
functions as a gear ratio control device, a shift control device, a four-wheel drive control device, etc.
以下、４輪駆動走行時における制御作動を第３図のフロ
ーチャートに従って説明する。The control operation during four-wheel drive driving will be described below with reference to the flowchart shown in FIG.
先ず、ステップＳ１が実行されことにより種々の入力信
号が読み込まれるとともに、ステップＳ２が実行される
ことにより後輪回転速度Ｎｒおよび前輪回転速度Ｎｆの
差１Ｎｒ−Ｎｆ ｌが予め設定された値Ｎｓよりも同等
以上であるか否かが判断され、その判断が否定されると
ステップＳ３が実行されてフラグＦの内容が１であるか
否かが判断される。上記予め設定された値Ｎｓは４輪駆
動時における前輪スリップを検出し得るように予め求め
られた値である。また、上記フラグＦは上記ステップＳ
２における判断が肯定されてクラッチ伝達トルクＴｃが
後述のステップＳ６にて一旦高められたことを示す。First, by executing step S1, various input signals are read, and by executing step S2, the difference 1Nr - Nf l between the rear wheel rotational speed Nr and the front wheel rotational speed Nf is determined from a preset value Ns. If the determination is negative, step S3 is executed and it is determined whether the content of the flag F is 1 or not. The preset value Ns is a value determined in advance so that front wheel slip during four-wheel drive can be detected. Further, the flag F is set in the step S.
2 is affirmed, indicating that the clutch transmission torque Tc has been temporarily increased in step S6, which will be described later.
通常の４輪駆動走行では前輪回転速度Ｎｆおよび後輪回
転速度Ｎｒの差１Ｎｒ−Ｎｆ ｌがＮｓよりも小さく、
ステップＳ２の判断が否定されるとともに、ステップＳ
３の判断が否定される。このため、ステップＳ４が実行
されて、油圧クラッチ１１２が完全係合状態とならない
範囲で入力トルクＴｉの増大に応じて増大するように次
式（３）に従って伝達トルクＴｃが算出される。なお、
（３）式のに１は係数であって、伝達トルクの増加率が
決定される。この係数に、には油圧クラッチ１１２が完
全係合状態とならない°ように１以下の比較的小さな数
値が用いられる。In normal four-wheel drive driving, the difference between the front wheel rotation speed Nf and the rear wheel rotation speed Nr, 1Nr - Nf l, is smaller than Ns.
The judgment in step S2 is denied, and step S
Judgment 3 is rejected. Therefore, step S4 is executed, and the transmission torque Tc is calculated according to the following equation (3) so that it increases according to the increase in the input torque Ti within a range where the hydraulic clutch 112 is not in a fully engaged state. In addition,
In equation (3), 1 is a coefficient that determines the rate of increase in the transmitted torque. A relatively small value of 1 or less is used for this coefficient so that the hydraulic clutch 112 is not completely engaged.
Ｔｃ＝ｋＩ −Ｔｉ ’−−（３）そして、ステッ
プＳ５が実行されると、上記ステップＳ４において算出
された伝達トルクが得られるように油圧クラッチ１１２
へ供給される制御油圧が変化させられて、前輪側出力軸
１０４から後輪側出力軸１０６へ（３）式にて求められ
たトルクが油圧クラッチ１１２を介して伝達される。こ
れにより、前輪回転速度Ｎｆと後輪回転速度Ｎｒの差１
Ｎｒ−Ｎｆ ｌが予め設定された値Ｎｓよりも小さいと
きには、油圧クラッチ１１２が完全係合状態とならない
範囲で入力トルクＴｉの増加とともに増加させられるの
で、中央差動歯車装置１８の差動作用を許容しつつ後輪
４０と前輪２６との分配トルクの比が所定値以上となる
ことが回避される。したがって、タイトコーナブレーキ
現象の発生が回避されるとともに、後輪４０および前輪
２６へのトルク分配比が適切に保持され、常に最大の駆
動力をもって４輪駆動車両を走行させることができる。Tc=kI -Ti'--(3) Then, when step S5 is executed, the hydraulic clutch 112 is adjusted so that the transmission torque calculated in step S4 is obtained.
The control hydraulic pressure supplied to the front wheel output shaft 104 is changed, and the torque determined by equation (3) is transmitted from the front wheel output shaft 104 to the rear wheel output shaft 106 via the hydraulic clutch 112. As a result, the difference between the front wheel rotation speed Nf and the rear wheel rotation speed Nr is 1
When Nr - Nf l is smaller than a preset value Ns, the hydraulic clutch 112 is increased as the input torque Ti increases within a range where the hydraulic clutch 112 is not fully engaged, so that the differential operation of the central differential gear unit 18 is reduced. The ratio of the distributed torque between the rear wheels 40 and the front wheels 26 is prevented from exceeding a predetermined value while being allowed. Therefore, the tight corner braking phenomenon is avoided, and the torque distribution ratio between the rear wheels 40 and the front wheels 26 is maintained appropriately, so that the four-wheel drive vehicle can always be driven with maximum driving force.
一方、後輪４０または前輪２６の一方が路面に対して滑
りを生じたような場合には、ステップＳ２に於ける判断
が肯定されるので、油圧クラッチ１１２の伝達トルクを
大幅に増大させるためのステップＳ６およびフラグＦの
内容を１にセットするためのステップＳ７が実行される
。このステップＳ６では、油圧クラッチ１１２の伝達ト
ルクＴＣが次式（４）に従って決定される。なお、（４
）式〇に２は油圧クラッチ１１２をほぼ完全係合状態と
するための係数であって、前記（３）式の係数に１より
も大きい値である。On the other hand, if one of the rear wheels 40 or the front wheels 26 slips on the road surface, the determination in step S2 is affirmative, so that Step S6 and step S7 for setting the contents of flag F to 1 are executed. In this step S6, the transmission torque TC of the hydraulic clutch 112 is determined according to the following equation (4). In addition, (4
) In equation (0), 2 is a coefficient for bringing the hydraulic clutch 112 into a substantially fully engaged state, and is a value larger than 1 for the coefficient in equation (3) above.
Ｔｃ＝ｋｚ Ｉ Ｔ ｉ・・・（４）このため、前輪
回転速度Ｎｆと後輪回転速度Ｎｒの差１Ｎｒ−Ｎｆｌが
予め設定された値Ｎｓよりも大きいときには油圧クラッ
チ１１２が完全係合状態となって中央差動歯車装置１８
の差動作用が阻止されるので、後輪４０と前輪２８とが
完全に連結される。したがって、４輪駆動走行時におい
て、たとえば駆動トルクの大きい前輪２６にスリップが
発生したときには、それまでよりも油圧クラッチ１１２
の伝達トルクが高められて前輪側出力軸１０４のトルク
が後輪側出力軸１０６へ伝達されるので、前輪２６のス
リップが解消されるとともに前輪２６の車両に対する駆
動力が回復して、車両の駆動力が失われることが解消さ
れる。Tc=kz I T i (4) Therefore, when the difference 1Nr - Nfl between the front wheel rotational speed Nf and the rear wheel rotational speed Nr is larger than the preset value Ns, the hydraulic clutch 112 is in a fully engaged state. The central differential gear 18
Since differential operation of the rear wheel 40 and the front wheel 28 are prevented, the rear wheel 40 and the front wheel 28 are completely connected. Therefore, during four-wheel drive driving, for example, when a slip occurs in the front wheels 26, which have a large drive torque, the hydraulic clutch 112
The transmission torque of the front wheel side output shaft 104 is increased and the torque of the front wheel side output shaft 104 is transmitted to the rear wheel side output shaft 106, so the slip of the front wheels 26 is eliminated and the driving force of the front wheels 26 to the vehicle is restored, so that the vehicle Loss of driving force is eliminated.
また、一つの車輪がスリップにより空転したときも、他
の車輪の駆動力が失われない。Furthermore, even when one wheel spins due to slip, the driving force of the other wheels is not lost.
上記のようにして、油圧クラッチ１１２が完全係合状態
とされるにともなって前輪回転速度Ｎｆと後輪回転速度
Ｎｒの差１Ｎｒ−Ｎｆ ｌが予め設定された値Ｎｓより
も下回るので、ステップＳ２の判断が否定されるように
なる。この場合は、油圧クラッチ１１２の伝達トルクＴ
ｃが一旦大きくされてフラグＦの内容が１とされている
ので、ステップＳ３における判断が肯定されて、ステッ
プ８８以下が実行される。このステップＳ８では、前輪
回転速度Ｎｆの変化率（回転加速度）肉ｆおよび後輪回
転速度Ｎｒの変化率（回転加速度）肉ｒが予め設定され
た値肉以上であるか否かが判断される。この値＆は通常
の車両の走行状態における回転加速度の最大値よりも大
きい値に設定されている。As described above, as the hydraulic clutch 112 is fully engaged, the difference 1Nr - Nf l between the front wheel rotational speed Nf and the rear wheel rotational speed Nr becomes lower than the preset value Ns, so step S2 judgment will be rejected. In this case, the transmission torque T of the hydraulic clutch 112 is
Since c is once increased and the content of flag F is set to 1, the determination in step S3 is affirmed, and steps 88 and subsequent steps are executed. In step S8, it is determined whether the rate of change (rotational acceleration) f of the front wheel rotational speed Nf and the rate of change (rotational acceleration) r of the rear wheel rotational speed Nr are equal to or greater than a preset value. . This value & is set to a value larger than the maximum value of rotational acceleration under normal vehicle running conditions.
前記のように車輪のスリップが解消された場合には、上
記ステップＳ８の判断が否定されるので、油圧クラッチ
１１２の伝達トルクを徐々に減少させるためのステップ
８９以下が実行される。先ず、変速比を制御するための
制御値が、ステップＳ９においてスリップ解消のための
変速比γ、を得るための制御値から前記変速比制御ルー
チンによって制御されるＣＶＴ１４の変速比γを得るた
めの制御値に戻される。そして、ステップＳＩＯが実行
されて油圧クラッチ１１２の伝達トルクＴｃが予め定め
られた小さな減少値ΔＴｃだけ減少させられて暫定値Ｔ
ｃｘが決定されるとともに、ステップ３１１においてそ
の暫定値ＴｃｘがステップＳ４において算出される値に
、・Ｔｉよりも大きいか否かが判断される。当初は暫定
値Ｔｃｘがｋ。If the wheel slip is eliminated as described above, the determination in step S8 is negative, and therefore steps 89 and subsequent steps are executed to gradually reduce the transmission torque of the hydraulic clutch 112. First, the control value for controlling the gear ratio is changed to obtain the gear ratio γ of the CVT 14 controlled by the gear ratio control routine from the control value for obtaining the gear ratio γ for eliminating slip in step S9. Returned to control value. Then, step SIO is executed and the transmission torque Tc of the hydraulic clutch 112 is decreased by a predetermined small reduction value ΔTc to the provisional value T.
cx is determined, and in step 311 it is determined whether the provisional value Tcx is larger than the value calculated in step S4. Initially, the provisional value Tcx is k.
・Ｔｉよりも大きいのでステップＳ１２において暫定値
Ｔｃｘが伝達トルクＴｃに変換され、続いてこの伝達ト
ルクＴｃが得られるようにステップＳ５が実行される。- Since it is larger than Ti, the provisional value Tcx is converted into the transmission torque Tc in step S12, and then step S5 is executed so that this transmission torque Tc is obtained.
このようなステップが繰り返し実行される内、暫定値Ｔ
ｃｘかに、 −Ｔｉに到達すると、ステップＳｌｌに
おける判断が否定されるので、ステップＳ１３において
フラグＦの内容が０にクリアされた後ステップ３４以下
が実行される。これにより、ステップＳ６の実行により
油圧クラッチ１１２の伝達トルクＴｃが一旦高められて
も、ステップＳ４によって算出される値までΔＴｃずつ
徐々に低下させられるので、伝達トルクＴｃが一旦高め
られた後ステップＳ４が直ちに実行される場合に比較し
て伝達トルクのハンチング減少が解消される。While these steps are repeatedly executed, the provisional value T
When cx reaches -Ti, the determination in step Sll is negative, so the contents of flag F are cleared to 0 in step S13, and then steps 34 and subsequent steps are executed. As a result, even if the transmission torque Tc of the hydraulic clutch 112 is once increased by executing step S6, it is gradually decreased by ΔTc to the value calculated in step S4, so that after the transmission torque Tc is once increased, step S4 Hunting decrease in transmitted torque is eliminated compared to the case where is executed immediately.
前記ステップＳ２における判断が否定され且つステップ
Ｓ３における判断が肯定される場合には、極めて摩擦係
数が小さい路面における走行時においてステップＳ６の
実行にも拘わらず前輪２６および後輪４０がスリップす
る状態も含まれる。このような場合には、前輪２６およ
び後輪４ｏの回転が急激に上昇して前輪回転速度Ｎｆの
変化率〜ｆおよび後輪回転速度Ｎｒの変化率ｒＱｒが予
め設定された値肉以上となるので、ステップｓ８におけ
る判断が肯定されてステップＳ１４が実行される。この
ステップＳ１４では、前記変速比制御ルーチンによって
制御されるＣＶＴ１４の変速比Ｔを得るための制御値か
らスリップ解消のための変速比γ、を得るための制御値
へ更新される。この変速比γ、は変速比γよりも小さい
値であって、一定の値だけ或いは一定の割合だけ小さい
値に決定される。この変速比Ｔ、を得るための制御値は
、ステップ３１４が連続的に繰り返される毎に徐々に小
さくされる値であってもよい。If the determination in step S2 is negative and the determination in step S3 is affirmative, the front wheels 26 and rear wheels 40 may slip despite execution of step S6 when driving on a road surface with an extremely low coefficient of friction. included. In such a case, the rotation of the front wheel 26 and the rear wheel 4o increases rapidly, and the rate of change ~f of the front wheel rotational speed Nf and the rate of change rQr of the rear wheel rotational speed Nr become equal to or higher than a preset value. Therefore, the determination in step s8 is affirmative, and step S14 is executed. In this step S14, the control value for obtaining the gear ratio T of the CVT 14 controlled by the gear ratio control routine is updated to the control value for obtaining the gear ratio γ for eliminating slip. This gear ratio γ is a value smaller than the gear ratio γ, and is determined to be smaller by a fixed value or a fixed ratio. The control value for obtaining this gear ratio T may be a value that is gradually decreased each time step 314 is continuously repeated.
したがって、上記のように、前輪２６および後輪４０が
スリップする状態においてＣＶＴ１４の変速比γが小さ
くされるので、中央差動歯車装置１８へ入力されるトル
クを駆動輪の路面グリップ状態、すなわちスリップ状態
と関連して変化させられて、４輪駆動走行時における全
輪の駆動トルクが小さくされる。このため、極めて摩擦
係数が小さい路面においても、コーナリングフォースを
低下させることなく、安定した４輪駆動走行が可能とな
るのである。Therefore, as described above, the gear ratio γ of the CVT 14 is reduced in a state where the front wheels 26 and the rear wheels 40 are slipping, so that the torque input to the central differential gear 18 is adjusted to the road grip state of the drive wheels, that is, when the front wheels 26 and the rear wheels 40 are slipping. It is changed in relation to the state, and the drive torque of all wheels during four-wheel drive driving is reduced. Therefore, even on road surfaces with extremely low friction coefficients, stable four-wheel drive driving is possible without reducing cornering force.
以上、本発明の一実施例を図面に基づいて説明したが、
本発明はその他の態様においても適用される。Although one embodiment of the present invention has been described above based on the drawings,
The invention also applies in other aspects.
たとえば、前述のステップ３１４においてＣＶＴ１４の
変速比γを小さい値に変更することが行われるが、ＣＶ
Ｔ１４の入力軸４６の回転速度を目標回転速度と一致さ
せる制御が行われる場合には、目標回転速度を低い値に
更新するようにしても、駆動輪の駆動トルクを減少させ
ることができる。For example, in step 314 described above, the gear ratio γ of the CVT 14 is changed to a smaller value;
When control is performed to match the rotational speed of the input shaft 46 at T14 with the target rotational speed, the driving torque of the drive wheels can be reduced even if the target rotational speed is updated to a lower value.
また、前述の実施例では、入力トルクセンサ１４６によ
って中央差動歯車装置１８への入力トルクＴｉが検出さ
れるようになっているが、エンジン１０に設けられてス
ロットル弁の開度がエンジン１０の出力トルクと関連す
ることから、スロットル弁開度、ＣＶＴ１４の実際の変
速比、副変速機１６の実際の変速比をそれぞれ検出し、
スロットル弁の開度とＣＶＴ１４の実際の変速比と副変
速機１６の実際の変速比との積に基づいて上記入力トル
クＴｉを算出してもよいのである。Further, in the above-described embodiment, the input torque sensor 146 detects the input torque Ti to the central differential gear device 18. Since they are related to the output torque, the throttle valve opening degree, the actual gear ratio of the CVT 14, and the actual gear ratio of the sub-transmission 16 are detected, respectively.
The input torque Ti may be calculated based on the product of the opening degree of the throttle valve, the actual gear ratio of the CVT 14, and the actual gear ratio of the auxiliary transmission 16.
また、前述の（３）式および（４）式は比例式であるが
、非線型の関係式であってもよいのである。要するに、
入力トルクＴｉが増加すると油圧クラッチ１１２の伝達
トルクＴｃが増加する関係であればよいのである。Moreover, although the above-mentioned equations (3) and (4) are proportional equations, they may be nonlinear relational equations. in short,
It is sufficient that the relationship is such that as the input torque Ti increases, the transmission torque Tc of the hydraulic clutch 112 increases.
また、前述の実施例では前輪および後輪の回転速度の差
ＩＮｒ−Ｎｆ Ｉが予め定められた値Ｎｓ以下であるか
否かの判断が実行されているが、前輪および後輪の回転
速度の差の比を以て表現し且つこの比が予め定められた
値以下であるか否かを判断することと実質的に同じであ
る。Furthermore, in the above embodiment, it is determined whether the difference INr-Nf I between the rotational speeds of the front wheels and the rear wheels is less than or equal to the predetermined value Ns. This is substantially the same as expressing the difference as a ratio and determining whether or not this ratio is less than or equal to a predetermined value.
また、前記油圧クラッチ１１２には、流体式クラッチ、
摩擦板式電磁クラッチ、或いは磁粉式電磁クラッチなど
の伝達トルク制御可能なりラッチが用いられ得る。Further, the hydraulic clutch 112 includes a hydraulic clutch,
A latch capable of controlling the transmission torque, such as a friction plate type electromagnetic clutch or a magnetic particle type electromagnetic clutch, may be used.
なお、上述したのはあくまでも本発明の一実施例であり
、本発明はその精神を逸脱しない範囲で種々変更が加え
られ得るものである。Note that the above-mentioned embodiment is merely one embodiment of the present invention, and various modifications may be made to the present invention without departing from the spirit thereof.
第１図は本発明の一実施例であって４輪駆動車両の動力
伝達装置を示す骨子図である。第２図は第１図の４輪駆
動車両に設けられる制御装置を示す図である。第３図は
第１図および第２図の作動を説明するフローチャートで
ある。
１０：エンジン
１４；ベルト式無段変速機
１８：中央差動歯車装置
１０４：前輪側出力軸
１０６：後輪側出力軸
１１２：油圧クラッチ（クラッチ装置）１３０：制′４
′Ｂ装置（変速比制御装置）出願人 トヨタ自動車株
式会社
第２図
第３図FIG. 1 is a schematic diagram showing a power transmission device for a four-wheel drive vehicle, which is an embodiment of the present invention. FIG. 2 is a diagram showing a control device provided in the four-wheel drive vehicle of FIG. 1. FIG. 3 is a flowchart illustrating the operations of FIGS. 1 and 2. 10: Engine 14; Belt type continuously variable transmission 18: Central differential gear device 104: Front wheel side output shaft 106: Rear wheel side output shaft 112: Hydraulic clutch (clutch device) 130: Control '4
'B device (gear ratio control device) Applicant Toyota Motor Corporation Figure 2 Figure 3
Claims (1)
等分配して伝達する遊星歯車式の差動歯車装置と、該差
動歯車装置の出力軸間に設けられ、該出力軸間で伝達ト
ルクを相互に授受させることにより前記差動歯車装置の
差動作用を抑制するためのクラッチ装置とを備え、前輪
回転速度および後輪回転速度の差が所定値よりも大きく
なると前記クラッチ装置の伝達トルクを大きくして該前
輪回転速度および後輪回転速度の差を小さくする形式の
車両用４輪駆動装置であって、 前記エンジンと差動歯車装置との間の動力伝達経路に介
挿された無段変速機と、 前輪回転速度および後輪回転速度の差が予め定められた
値以下であり、且つ該前輪回転速度および後輪回転速度
の回転速度の上昇率が予め定められた値よりも大きいと
きには、前記無段変速機の変速比をその出力軸トルクが
減少する方向へ変化させる変速比制御装置と、 を含むことを特徴とする車両用４輪駆動装置。[Scope of Claims] A planetary gear type differential gear device that unevenly distributes and transmits the output torque of an engine to front wheels and rear wheels of a vehicle, and a planetary gear type differential gear device that is provided between an output shaft of the differential gear device, and that outputs the output torque. and a clutch device for suppressing the differential operation of the differential gear device by mutually transmitting and receiving transmission torque between the shafts, and when the difference between the front wheel rotation speed and the rear wheel rotation speed becomes larger than a predetermined value. A four-wheel drive system for a vehicle that increases the transmission torque of a clutch device to reduce the difference between the front wheel rotation speed and the rear wheel rotation speed, wherein the power transmission path between the engine and the differential gear device is The difference between the inserted continuously variable transmission and the front wheel rotational speed and the rear wheel rotational speed is less than or equal to a predetermined value, and the rate of increase in the rotational speed of the front wheel rotational speed and the rear wheel rotational speed is predetermined. a gear ratio control device that changes the gear ratio of the continuously variable transmission in a direction in which the output shaft torque of the continuously variable transmission is decreased when the value is larger than the value of the continuously variable transmission.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP23379386A JPS6390440A (en) | 1986-10-01 | 1986-10-01 | Four-wheel drive device for vehicle |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP23379386A JPS6390440A (en) | 1986-10-01 | 1986-10-01 | Four-wheel drive device for vehicle |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS6390440A true JPS6390440A (en) | 1988-04-21 |
Family
ID=16960655
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP23379386A Pending JPS6390440A (en) | 1986-10-01 | 1986-10-01 | Four-wheel drive device for vehicle |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS6390440A (en) |
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
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| JP2006304599A (en) * | 2006-06-26 | 2006-11-02 | Toyota Motor Corp | Dynamic electric regenerative braking control unit of vehicle |
| JP2006325397A (en) * | 2006-06-26 | 2006-11-30 | Toyota Motor Corp | Regenerative braking control unit of vehicle |
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1986
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