CN102458898A - 用于驱动力分配装置的牵引传动容量控制装置 - Google Patents

用于驱动力分配装置的牵引传动容量控制装置 Download PDF

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Abstract

用于驱动力分配装置的牵引传动容量控制装置包括第二辊子转动部件，其构造成围绕偏离第二辊子旋转轴的偏心轴转动第二辊子，且因此以控制第一辊子和第二辊子之间的相互径向挤压力，以便控制牵引传动容量。牵引传动容量控制装置还包括一个方向转动停止位置检测部件，其检测在第二辊子转动部件开始在一个方向上转动第二辊子后第二辊子的转动停止处的位置；另一方向转动停止位置检测部件，其检测在第二辊子转动部件开始在另一方向上转动第二辊子后第二辊子的转动停止处的位置；和第二辊子转动运动基准点设定部件，其将在由一个方向转动停止位置检测部件检测的位置和由另一方向转动停止位置检测部件检测的位置之间的中心位置设定为第二辊子的转动运动基准点。牵引传动容量控制装置设置为基于从第二辊子的转动运动基准点给定的第二辊子转动量来执行牵引传动容量控制。

Description

用于驱动力分配装置的牵引传动容量控制装置
技术领域
本发明涉及用于牵引传动型驱动力分配装置的传递容量控制装置，该牵引传动型驱动力分配装置用作四轮驱动车辆的分动器。具体地，本发明涉及用于驱动力分配装置的牵引传动容量控制装置，其设计为总是准确地计算牵引传动容量控制运动的基准点，而不考虑在尺寸等方面的制造可变性和误差。
背景技术
已经提出了各种驱动力分配装置。如在专利文献1中公开的，可想到通过使用牵引传动方法采用的一种结构，在该结构中，与构成朝向主驱动(车)轮的转矩传递路径一起旋转的第一辊子和与构成朝向辅助驱动轮的转矩传递路径的第二辊子互相接触以互相径向挤压。
在该牵引传动型驱动力分配装置中，通过第一辊子和第二辊子之间径向挤压接触部分产生的牵引传动，主驱动轮可得到的转矩可部分地向辅助驱动轮分配和输出。因此，可向主驱动轮和辅助驱动轮分配和输出驱动力。
上面的驱动力分配装置需要用于控制该驱动力分配装置的牵引传动容量的牵引传动容量控制，即，用于控制在该第一辊子和该第二辊子之间的径向挤压相互接触部分处的牵引传动容量，以将牵引传动容量设定成根据辅助驱动轮需要的分配驱动力的转矩容量。
在专利文献1提出的牵引传动容量控制中，指出根据传递转矩，在辊子之间的相互径向挤压力自动地达到牵引传动容量值。
引用目录
专利文献
专利文献1：日本专利申请公开说明书第2002-349653号
发明内容
在用于上述驱动力分配装置的牵引传动容量控制装置的很普遍的情况中，第二辊子可旋转地支撑在曲柄轴的偏心轴部分上，且通过曲柄轴的旋转操作，在第一辊子和第二辊子之间的径向相互挤压力变化，以便控制牵引传动容量。
在这种情况下，因为第二辊子通过曲柄轴的旋转操作围绕曲柄轴的旋转轴转动，所以在第一辊子和第二辊子互相远离以便不传递牵引力的牵引力非传递状态与第一辊子和第二辊子互相最接近以便第一辊子和第二辊子之间的重叠量最大的牵引传动容量最大状态之间，执行牵引传动容量控制。
因此，对于牵引传动容量控制来说，需要知道用于旋转曲柄轴的驱动器的控制输出运动量(曲柄轴旋转角度)与该驱动器的控制输出转矩之间的关系。该驱动器的控制输出运动量由作为驱动器的特定运动位置的基准点来给出。如果该基准点不清楚，则不能准确抓住在该驱动器的控制输出运动量和控制输出转矩之间的关系。
即使清楚限定了该驱动器的上述基准点，由于驱动力分配装置的尺寸等的制造可变性和误差，该基准点是变化的。由于驱动力分配装置的尺寸等的制造可变性和误差，在该驱动器的控制输出运动量和控制输出转矩之间的关系变化。
然而，在如专利文献1中公开的牵引传动容量控制的传统技术中，该驱动器的基准点不是清楚限定的。即使假设该驱动器的基准点是清楚限定的，由于驱动器分配装置的尺寸等的制造可变性和误差，该驱动器的这个限定的基准点和该驱动器的控制输出运动量与控制输出转矩之间的关系也会变化。因此，实际上，期望牵引传动容量控制满足其目标是困难的。
本发明的目的是提供用于驱动力分配装置的牵引传动容量控制装置，其设计为总是精确地获取驱动器的基准点(牵引传动容量控制的运动的基准点)，而不考虑驱动力分配装置的尺寸等的制造可变性和误差，以便不断地执行牵引传动容量控制以满足其目标。
为了实现这个目的，根据本发明的用于驱动力分配装置的牵引传动容量控制装置构造如下。首先，现在将解释该驱动力分配装置。该驱动力分配装置设置为通过由第一辊子和第二辊子之间的径向挤压相互接触获得的牵引传动，在主驱动轮和辅助驱动轮之间分配驱动力。该第一辊子设置为与构成向主驱动轮的转矩传递路径的旋转构件一起旋转，且该第二辊子设置为与构成向辅助驱动轮的转矩传递路径的旋转构件一起旋转。
其次，根据本发明的牵引传动容量控制装置包括第二辊子转动部件，其被构造成围绕偏离第二辊子的旋转轴的偏心轴转动第二辊子，且构造成控制第一辊子和第二辊子之间的相互径向挤压力，以便控制牵引传动容量。
而且，根据本发明，该牵引传动容量控制装置包括一个方向转动停止位置检测部件、另一方向转动停止位置检测部件和第二辊子转动运动基准点设定部件。该一个方向转动停止位置检测部件被构造成在第二辊子转动部件开始在一个方向上转动第二辊子后，检测第二辊子的转动停止处的位置。该另一方向转动停止位置检测部件被构造成在第二辊子转动部件开始在另一方向上转动第二辊子后，检测第二辊子的转动停止处的位置。
该第二辊子转动运动基准点设定部件被构造成将在由一个方向转动停止位置检测部件检测的一个方向转动停止位置与由另一方向转动停止位置检测部件检测的另一方向转动停止位置之间的中心位置设定为第二辊子的转动运动基准点。根据本发明的牵引传动容量控制装置被构造成基于从由第二辊子转动运动基准点设定部件设定的第二辊子的转动运动基准点给出的第二辊子转动量，执行牵引传动容量控制。
附图说明
图1示出在根据本发明的实施例中，配备有包括牵引传动容量控制装置的驱动力分配装置的四轮驱动车辆的动力总成，从车辆的上面观察的示意的平面图。
图2图1的驱动力分配装置在纵截面上的侧视图。
图3示出用于图2的驱动力分配装置的轴承支座的视图。图3(a)是轴承支座的正视图。图3(b)是在纵截面上的轴承支座的侧视图。
图4是用于图2的驱动力分配装置的曲柄轴在纵截面上的正视图。
图5解释图2中所示的驱动力分配装置的动作的视图。图5(a)是示出在第一辊子和第二辊子之间隔开(分离的)的状态的说明图，其中曲柄轴旋转角等于作为基准点的0°。图5(b)是示出第一辊子和第二辊子之间接触状态的说明图，其中曲柄轴旋转角等于90°。图5(c)是示出第一辊子和第二辊子之间接触状态的说明图，其中曲柄轴旋转角等于180°。
图6示出图1所示的传递控制器的各种功能的框图。
图7是特性线的视图，每条线示出作为在图2的驱动力分配装置中的曲柄轴旋转角度和曲柄轴旋转操纵力之间关系的电动机驱动特性。
图8是特性线的视图，每条特性线示出图2的驱动力分配装置中的作为曲柄轴旋转角与第一辊子和第二辊子间的径向挤压力之间的关系的电动机运动特性。
图9示出电动机控制输出特性的特性线的视图，该特性是在图2的驱动力分配装置中，曲柄轴旋转角和从输入用于驱动曲柄轴的电动机的电流值计算的曲柄轴驱动转矩之间的关系。
图10是当图1中所示的传递控制器设定曲柄轴旋转角的基准点时的控制程序的流程图。
图11示出通过图10的控制程序，曲柄轴旋转角基准点的设定过程的说明图。
具体实施方式
以下，将参照附图详细解释根据本发明的实施方式。
<构造>
图1是示出配备有驱动力分配装置1作为分动部件的四轮驱动车辆，从车辆上面观察的示意的平面图。在根据本发明的一个实施例中，提供了在驱动力分配装置1中的牵引传动容量控制装置。
图1中所示的四轮驱动车辆是基于后轮驱动车辆构造，其中来自发动机2的旋转由变速器3改变速度，然后通过后传动轴4和后桥主减速单元5，传送给左、右后车轮6L和6R。而且，当通过驱动力分配装置1，通过前传动轴7和前桥主减速单元8将左右后轮(主驱动轮)6L和6R可获得的转矩的一部分传送给左、右前车轮(辅助驱动轮)9L和9R时，图1中所示的四轮驱动车辆可实现四轮驱动行驶。
如上述，驱动力分配装置1向左、右后车轮6L和6R以及左、右前车轮(辅助驱动轮)9L和9R分配为左、右后车轮(主驱动轮)6L和6R产生的转矩。转矩的这个分配部分向左、右前车轮(辅助驱动轮)9L和9R输出。那就是，在左、右后轮(主驱动轮)6L和6R与左、右前轮(辅助驱动轮)9L和9R之间确定驱动力分配比例。在这个实施例中，如图2所示构造驱动力分配装置1。
在图2中，“11”表示外壳。输入轴12和输出轴13互相平行设置且水平地穿过外壳11布设。输入轴12的两个末端由球轴承14和15支撑以允许输入轴12相对于外壳11围绕输入轴12的轴线O1旋转。
输入轴12还由辊子轴承18和19支撑以允许输入轴12相对于轴承支座23和25旋转。因此，如图3(a)和图3(b)所示，轴承支座23和25中的每一个形成具有其中安装辊子轴承18、19的开孔23a、25a。轴承支座23和25中的每一个是用于输入轴12和输出轴13的共同的可旋转支撑板。如图2所示，轴承支座23和25中的每一个设置在外壳11内侧，以接触外壳11相应的内壁11b、11c。然而，轴承支座23和25中的每一个不是固定在这个内壁11b、11c上。
如图2所示，输入轴12的两个末端在通过密封圈27和28的液体紧密密封下，从外壳11伸出。输入轴12的左末端(如图2所示)与变速器3的输出轴相连(见图1)。输入轴12的右末端(如图2所示)通过后传动轴4(见图1)与后桥主减速单元5相连。
第一辊子31与输入轴12整体地形成，与输入轴12同轴。第一辊子31位于在输入轴12的轴向上输入轴12的中间。第二辊子32与输出轴13整体地形成，与输出轴13同轴。第二辊子32位于在输出轴13的轴向上输出轴13的中间。该第一辊子31和该第二辊子32位于垂直于轴向的共同平面上。
输出轴13间接地由外壳11支撑，以能够通过以下结构相对于外壳11旋转。那就是，中空曲柄轴51L和51R宽松地安装在输出轴13的两个末端部分之上(即，安装在输出轴13的两个末端部分之上，且之间具有空间)。相应的中空曲柄轴51L和51R位于相对于轴向，与输出轴13的中间整体形成的第二辊子32的两侧。在曲柄轴51L、51R的中心孔51La、51Ra(在图中以Ri表示中心孔51La、51Ra的半径)与输出轴13的两个末端部分中的每一个之间给定的空间内设置有轴承52L、52R。因此，输出轴13被支撑以能够围绕中心孔51La、51Ra的轴线O2、在曲柄轴51L和51R的中心孔51La、51Ra内自由地旋转。
如图4中清楚所示，曲柄轴51L和51R中的每一个具有外圆周部分51Lb、51Rb(在图中以Ro表示外圆周部分51Lb、51Rb的半径)，其相对于中心孔51La、51Ra(的轴线O2)是偏心的。在外圆周部分51Lb、51Rb和中心孔51La、51Ra之间，偏心的外圆周部分51Lb、51Rb的轴线(中心线)O3从中心孔51La、51Ra的轴线O2(即，从第二辊子32的旋转轴)偏离或偏移偏心量ε。如图2所示，曲柄轴51L和51R的偏心的外圆周部分51Lb和51Rb中的每一个由轴承53L、53R支撑，以能够在相应的轴承支座23、25内旋转。因此，如图3(a)和图3(b)所示，轴承支座23和25中的每一个形成具有配装轴承53L、53R的开孔23b、25b。
如上述，轴承支座23和25中的每一个是用于输入轴12和输出轴13的共同的可旋转支撑板。因为输入轴12和输出轴13分别地与第一辊子31和第二辊子32整体形成，所以轴承支座23和25中的每一个也作为用于第一辊子31和第二辊子32的共同的可旋转支撑板。如图2和图3所示，轴承支座23和25中的每一个和外壳11的内壁11a不接触，该内壁11a位于从输出轴13横穿输入轴12的远离侧。如图3所示，轴承支座23和25中的每一个和外壳11的内壁11d不接触，该内壁11d位于从输入轴12横穿输出轴13的远离侧。那就是，轴承支座23和25中的每一个形成为具有这样的尺寸。
而且，如图3所示，轴承支座23和25中的每一个包括突出23c、25c和突出23d、25d，用于防止围绕输入轴12(第一辊子31)的轴线O1发生摆动。突出23c、25c与外壳11的内表面11e上形成的导槽11g的底面接触。另一方面，突出23d、25d与外壳11的内表面11f上形成的导槽11h的底面接触。如图3(a)所示，导槽11g和11h中的每一个具有在轴承支座23、25中形成的开孔23b、25b的切线方向上延伸的狭窄形状。因此，突出23c、25c在这个切线方向上的移位是不受限制的。
如图2所示，通过止推轴承54L和54R，在轴承支座23和25之间，设定由如上述的轴承支座23和25可旋转地支撑的曲柄轴51L和51R的轴线定位，连同第二辊子32的轴线定位。
如图2所示，曲柄轴51L和51R的互相面对的末端分别与环形齿轮51Lc和51Rc整体形成。环形齿轮51Lc和51Rc中的每一个与偏心的外圆周部分51Lb、51Rb同轴，且具有和偏心的外圆周部分51Lb、51Rb相同的规格。这些环形齿轮51Lc和51Rc与共同的曲柄轴传动小齿轮55啮合。在这时候，曲柄轴51L和51R的偏心的外圆周部分51Lb和51Rb已经布置成在圆周方向互相匹配其旋转位置的条件下，曲柄轴传动小齿轮55与环形齿轮51Lc和51Rc啮合。
曲柄轴传动小齿轮55与小齿轮轴56相连。小齿轮轴56的两个末端由外壳11通过轴承56a和56b可旋转地支撑。小齿轮轴56的右末端(如图2所示)是液体紧密密封的，且暴露于外壳11的外面。通过锯齿配合等，小齿轮轴56的暴露的末端表面与安装在外壳11上的辊子间挤压力控制电动机45的输出轴45a相连。因此，辊子间挤压力控制电动机45驱动小齿轮轴56。当辊子间挤压力控制电动机45通过小齿轮55和环形齿轮51Lc和51Rc控制曲柄轴51L和51R的旋转位置时，输出轴13和第二辊子32的轴线O2沿着图4虚线所示的轨迹圆α移动(转动)。因此，根据本发明，辊子间挤压力控制电动机45、小齿轮55、环形齿轮51Lc和51Rc及曲柄轴51L和51R组成第二辊子转动部件(或第二辊子转动部分)。
如图5(a)到5(c)所示，因为轴线O2(第二辊子32)沿着图4的轨迹圆α转动，第二辊子32在第一辊子31的半径方向上靠近第一辊子31。因此，如图4所示(也见图2)，随着曲柄轴51L和51R的旋转角θ变大，第一辊子31的轴线O1和第二辊子的轴线O2之间的距离L1可以变得小于第一辊子31的半径与第二辊子32的半径的和值。通过辊子间轴线距离L1这样的减小，在径向上第二辊子32对着第一辊子31的挤压力(例如，辊子之间传递转矩能力)增加。因此，可以控制在径向上辊子间挤压力(辊子之间传递转矩能力)，以获得根据辊子间轴线距离L1的减小程度的任何程度的径向上辊子间挤压力。
如图5(a)所示，在这个实施例中，在第一辊子31和第二辊子32之间的轴线间距离L1达到峰值的下止点处，设定辊子间轴线距离L1变得大于第一辊子31的半径与第二辊子32的半径的和值。在这个下止点处，第二辊子32的轴线O2位于曲柄轴的轴线O3正下方。因此，在曲柄轴旋转角θ等于0°(θ＝0°)的下止点处，第一辊子31和第二辊子32在径向上互相不挤压，以便可获得在辊子31和32之间不传递牵引力的状态(即，牵引传动容量＝0的状态)。在下止点处等于0的值和在图5(c)中所示的上止点处可获得的最大值(θ＝180°)之间，可自由地控制牵引传动容量。
实际上在这个实施例中，如稍后详细提到的，设定曲柄轴51L和51R的旋转角基准点。由此，在这个基准点处曲柄轴旋转角θ的值定义为0°，且从这个基准点的旋转量定义为曲柄轴旋转角θ的大小(magnitude)。然而，为了解释的方便，将通过把下止点看作曲柄轴51L和51R的旋转角基准点给出说明，直到下面解释曲柄轴的旋转角基准点的设定过程。
曲柄轴51L和输出轴13分别从外壳11伸出(在图2的左侧)。在曲柄轴51L和输出轴13的这些伸出部分处，在外壳11和曲柄轴51L之间插入密封圈57，且在曲柄轴51L和输出轴13之间插入密封圈58。这些密封圈57和58液体紧密地密封曲柄轴51L和输出轴13从外壳11伸出的各自的伸出部分。
密封圈57和58所处的曲柄轴51L的末端部分具有内径和外径，每个具有与输出轴13的支撑位置以相同方式偏心的中心。在外壳11和曲柄轴51L的末端部分的径向外部部分之间插入密封圈57，且在输出轴13和曲柄轴51L的末端部分的径向内部部分之间插入密封圈58。根据这样的密封结构，尽管响应于输出轴13和第二辊子32的上述转动(圆周运动)轴线O2转动(圆周移动)，但输出轴13可继续在其从外壳11伸出的部分处被很好地密封。
<驱动力分配操作>
现在将解释图1到图5所示的在上面实施例中的驱动力分配。从变速器3(见图1)引入到驱动力分配装置1的输入轴12的至少部分转矩从输入轴12通过后传动轴4和后桥主减速单元5(见图1)直接传送至左、右后轮(主驱动轮)6L和6R。
另一方面，在根据这个实施例的驱动力分配装置1中，在通过借助于辊子间挤压力控制电动机45经小齿轮55和环形齿轮51Lc和51Rc来控制曲柄轴51L和51R的旋转位置，将辊子间轴线距离L1置为小于第一和第二辊子31和32的半径之和值的情况下，根据第一和第二辊子31和32之间的相互径向挤压力，这些第一和第二辊子31和32具有辊子间传递转矩能力。因此，根据这个转矩能力，为左、右后轮(主驱动轮)6L和6R产生的转矩的一部分可从第一辊子31通过第二辊子32引入至输出轴13。
在转矩传递期间，第一辊子31和第二辊子32之间的径向挤压力的反作用力由作为共同的可旋转支撑板的轴承支座23和25接收。因此，这个反作用力不传递给外壳11。所以，不必要使外壳11具有足够高的强度以承受第一辊子31和第二辊子32之间的径向挤压力的反作用力。因此，在重量和成本方面，外壳11是有优势的。
然后，这个转矩从输出轴13的左末端(如图2中所示)通过前传动轴7(见图1)和前桥主减速单元8(见图1)传送至左、右前车轮(辅助驱动轮)9L和9R。因此，所有左、右后轮(主驱动轮)6L和6R及左、右前轮(辅助驱动轮)9L和9R被驱动，以便可实现车辆的四轮驱动行驶。
当曲柄轴51L和51R的旋转角θ等于看作如图5(b)所示的基准点的90°时，即，当在四轮驱动行驶期间通过以对应于偏移量OS的径向挤压力使第一辊子31与第二辊子32摩擦接触时，功率以对应于辊子间偏移量OS的牵引传动容量传送至左、右前轮(辅助驱动轮)9L和9R。如图5(b)所示，当旋转角θ等于90°时，定义该偏移量OS。
随着通过从图5(b)的基准点朝着图5(c)所示的曲柄轴旋转角θ等于180°的上止点旋转曲柄轴51L和51R而曲柄轴51L和51R的旋转角θ增大，辊子间轴线距离L1进一步减小，以便第一辊子31和第二辊子32之间的相互重叠量OL变得更大。因此，第一辊子31和第二辊子32之间的相互径向挤压力进一步增大，以便辊子间的牵引传动容量可进一步放大。当曲柄轴51L和51R到达图5(c)所示的上止点的位置时，第一辊子31和第二辊子32以对应于重叠量OL的最大值的最大径向挤压力互相径向挤压。因此，在这时候，这些辊子之间的牵引传动容量最大。重叠量OL的最大值是上述图5(b)的偏移量OS与第二辊子轴线O2和曲柄轴轴线O3的偏心量ε的和值。
从上面解释所清楚的，通过操作曲柄轴51L、51R从曲柄轴旋转角θ等于0°的旋转位置到曲柄轴旋转角θ等于180°的旋转位置旋转，随着曲柄轴旋转角θ的增大，辊子之间的牵引传动容量可从0到其最大值连续变化。另一方面，通过操作曲柄轴51L、51R从曲柄轴旋转角θ等于180°的旋转位置到曲柄轴旋转角θ等于0°的旋转位置旋转，随着曲柄轴旋转角θ的减小，辊子之间的牵引传动容量可从其最大值到0连续变化。因此，通过曲柄轴51L、51R的旋转操作，可自由地控制辊子之间的牵引传动容量。
<牵引传动容量的控制>
如上述，在四轮驱动行驶期间，驱动力分配装置1向左、右后轮(主驱动轮)6L和6R及左、右前车轮(辅助驱动轮)9L和9R分配转矩，且因此如上所述，向左、右前车轮(辅助驱动轮)9L和9R输出该转矩的一部分。因此，第一辊子31和第二辊子32之间的牵引传动容量需要与应向左、右前车轮(辅助驱动轮)9L和9R输出的目标前轮驱动力一致。该目标前轮驱动力可从前后轮间目标驱动力分配比例和左、右后轮(主驱动轮)6L和6R的驱动力中计算。
为了达到满足这样需求的牵引传动容量控制，在第一实施例中提供了如图1所示的传递控制器111。传递控制器111执行辊子间挤压力控制电动机45的旋转控制(曲柄轴旋转角θ的控制)。因此，传递控制器111接收来自加速器开度传感器112的信号、来自后轮速度传感器113的信号、来自横摆角速度传感器114的信号和来自电动机电流传感器115的信号。加速器开度传感器112作用是检测用于改变发动机2的输出的加速器踏板下压量(加速器开度)APO。后轮速度传感器113作用是检测左、右后轮(主驱动轮)6L和6R的旋转圆周速度(圆周速度)Vwr。角速度传感器114作用是检测围绕穿过车辆的质心(重心)的垂直轴线所给定的横摆角速度
Figure BDA0000115271390000101
电动机电流传感器115作用是检测从传递控制器111流向辊子间挤压力控制电动机45的电流i。而且，传递控制器111接收来自用于检测曲柄轴51L和51R的旋转角θ的曲柄轴旋转角传感器116的信号。如图2所示，曲柄轴旋转角传感器116设置在外壳11内。因为可从传递控制器111的内部信号计算电流i，所以在这个实施例中电动机电流传感器115设置在传递控制器111中。
在这个实施例中，为了执行牵引传动容量控制，传递控制器111如图6的框图所示构造。传递控制器111包括目标前轮驱动力计算部分60、曲柄轴旋转角命令计算部分70、电动机控制输入计算部分80、曲柄轴驱动转矩计算部分90和电动机控制输出特性获取部分100。
目标前轮驱动力计算部分60接收由传感器112检测的加速器开度APO、由传感器113检测的后轮速度Vwr和由传感器114检测的横摆角速度
Figure BDA0000115271390000102
通过基于这些输入信息的已知的方法，目标前轮驱动力计算部分60计算前后轮之间的目标驱动力分配比例和左、右后轮的当前驱动力。然后，目标前轮驱动力计算部分60从左、右后轮的当前驱动力和前后轮之间的目标驱动力分配比例，计算应向左、右前轮(辅助驱动轮)9L和9R输出的目标前轮驱动力Tf。
首先，通过从目标前轮驱动力Tf的曲线图搜索等，曲柄轴旋转角命令计算部分70计算为传送目标前轮驱动力Tf、第一和第二辊子31和32所必需的辊子间径向挤压力Fr。接着，从对应于目标前轮驱动力Tf的辊子间径向挤压力Fr，参照由后面提到的学习所计算的电动机运动特性曲线图(以下也称为曲线图A)，曲柄轴旋转角命令计算部分70计算实现可传递目标前轮驱动力Tf的牵引传动容量所必需的曲柄轴旋转角命令值tθ。该电动机运动特性曲线图表示辊子间径向挤压力Fr和曲柄轴旋转角θ之间的关系，该曲柄轴旋转角θ是辊子间挤压力控制电动机45(第二辊子转动部件)的控制输出运动量。
电动机控制输入计算部分80接收曲柄轴旋转角命令值tθ。参照由后面提到的学习所计算的电动机驱动特性曲线图(以下也称为曲线图B)，电动机控制输入计算部分80计算实现曲柄轴旋转角命令值tθ所必需的曲柄轴旋转操作转矩(曲柄轴旋转角实现驱动力)Tco，作为电动机45的目标驱动转矩。这个电动机驱动特性曲线图表示由电动机45(第二辊子转动部件)的控制输入确定的曲柄轴旋转操作转矩Tco和作为电动机45的控制输出运动量的曲柄轴旋转角θ之间的关系。而且，电动机控制输入计算部分80计算电动机电流命令值I，该电动机电流命令值I是电动机45(第二辊子转动部件)的控制输入，且是产生电动机45的目标驱动转矩以实现曲柄轴旋转角命令值tθ所必需的。然后，电动机控制输入计算部分80向电动机45提供该电动机电流命令值I。在电动机45中，由电动机电流命令值I以预先确定的响应控制作为电动机45的实际控制输入的电动机驱动电流i。
当由这样的值的电流i驱动辊子间挤压力控制电动机45时，电动机45以预先确定的响应将每个曲柄轴51L、51R的旋转角θ驱动为命令值tθ，以便第一辊子31和第二辊子32变得以对应于命令值tθ的力径向互相挤压接触。因此，可控制这些辊子31和32之间的牵引传动容量，使之变得等于将目标前轮驱动力Tf传送给左、右前轮(辅助驱动轮)9L和9R的值。
在用于曲柄轴旋转角命令计算部分70的电动机运动特性曲线图(曲线图A)和用于电动机控制输入计算部分80的电动机驱动特性曲线图(曲线图B)中的每一个是预先由试验等计算的固定数据的一种类型的情况下，存在该固定数据因为尺寸等的制造可变性和误差与硬件的实际状态不匹配或已经变得与硬件的实际状态不太匹配的可能性。在这时候，导致如下牵引传动容量的控制变得不准确的问题。
具体地，为了图5(c)中的说明的目的，在产生牵引传动容量中起决定作用的第一辊子31和第二辊子32之间的重叠量OL被放大。然而，实际上，重叠量Ol是微小的，且因此非常受尺寸等的制造可变性和误差的影响。因此，存在如下的可能性，即：用于曲柄轴旋转角命令计算部分70的电动机运动特性曲线图(曲线图A)和用于电动机控制输入计算部分80的电动机驱动特性曲线图(曲线图B)中的每一个因为尺寸等的不可避免的制造可变性和误差而与硬件的实际状态不同。
存在两个主要类型的因素导致在辊子间重叠量OL的可变性(方差)。这两个主要类型的因素中的一个是图2和图3中所示的曲柄轴轴线O3和第二辊子轴线O2之间给定的偏心量ε的可变性(方差)Δε。这两个主要类型的因素中另一个是图5(b)中所示的偏移量OS的可变性ΔOS。用于图6中所示的电动机控制输入计算部分80的电动机驱动特性曲线图(曲线图B)，即，曲柄轴旋转角θ与实现或达到这个曲柄轴旋转角θ所必需的曲柄轴旋转操作转矩(曲柄轴旋转角实现驱动力)Tco之间的关系曲线图，随着轴线O3和轴线O2之间的偏心量ε的可变性Δε变得越大，在箭头方向上从可变性Δε等于0的基准特性D移位越多，如图7所示。而且，随着偏移量OS的可变性(方差)ΔOS变得越大，电动机驱动特性曲线图(曲线图B)在另一箭头方向移位越多。
为了描述的目的，在图7中示出了仅五条根据偏心量ε的可变性(方差)Δε移位的特性线和仅五条根据偏移量OS的可变性(方差)ΔOS移位的特性线。然而，在绘制根据可变性Δε改变的五种类型的特性线和根据可变性ΔOS改变的五种类型的特性线的情况下，根据可变性Δε所示的每条特性线实际上有五条根据可变性ΔOS改变的特性线。那就是，确切地说，在这种情况下存在总计25条可变性特性线。
在图6中所示的用于曲柄轴旋转角命令计算部分70的电动机运动特性曲线图(曲线图A)，即，辊子间径向挤压力Fr和作为电动机45的控制输出运动量的曲柄轴旋转角θ之间的关系，随着偏心量ε的可变性Δε变得越大，在箭头方向上从可变性Δε等于0的基准特性E移位越多，如图8所示。而且，随着偏移量OS的可变性ΔOS变得越大，电动机运动特性曲线图(曲线图A)在另一箭头方向上移位越多。那就是，根据图7中所示的偏心量ε的可变性Δε和偏移量OS的可变性ΔOS，该电动机运动特性曲线图(曲线图A)响应于电动机驱动特性曲线图(曲线图B)的移位而移位。
为了描述的目的，在图8中示出了仅五条根据偏心量ε的可变性(方差)Δε移位的特性线和仅五条根据偏移量OS的可变性(方差)ΔOS移位的特性线。然而，在绘制根据可变性Δε改变的五种类型的特性线和根据可变性ΔOS改变的五种类型的特性线的情况下，和图7的情况相同的方式，根据可变性Δε所示的每条特性线实际上有五条根据可变性ΔOS改变的特性线。那就是，确切地，这种情况下存在总计25条可变性特性线。
如上面在图7和图8中提到的，由于偏移量OS的可变性ΔOS和轴线O2和轴线O3之间的偏心量ε的可变性Δε，图6中所示的用于曲柄轴旋转角命令计算部分70的电动机运动特性曲线图(曲线图A)和用于电动机控制输入计算部分80的电动机驱动特性曲线图(曲线图B)中的每一个已经移位，以致这些曲线图与硬件的实际状态不匹配，在这种情况下，牵引传动容量控制的准确性变得更差。
那就是，如果由于如上述的偏移量OS的可变性ΔOS和轴线O2和轴线O3之间的偏心量ε的可变性Δε，电动机驱动特性曲线图(曲线图B)和电动机运动特性曲线图(曲线图A)已经变得与硬件的实际状态不太匹配，则相对于用于传送目标前轮驱动力Tf的辊子间径向挤压力Fr的目标值来说，基于电动机运动特性曲线图(曲线图A)由曲柄轴旋转角命令计算部分70计算的曲柄轴旋转角命令值tθ会导致过量或不足。进一步在这种情况中，相对于曲柄轴旋转角命令值tθ，基于电动机驱动特性曲线图(曲线图B)由电动机控制输入计算部分80计算的曲柄轴旋转操作转矩Tco(电动机电流命令值I)会导致过量或不足。不管是这种或那种情况，相对于用于传送目标前轮驱动力Tf的目标能力，牵引传动能力存在过量或不足。
如果相比用于传送目标前轮驱动力Tf的目标能力，牵引传动容量是过度的，则导致电动机45的剩余驱动能量被消耗而造成能效降低的问题。另一方面，如果相比用于传送目标前轮驱动力Tf的目标能力，牵引传动容量是不足的，则导致不能够控制前后轮之间的驱动力分配比例达到目标的问题。
因此，在这个实施例中，如图6中所示，提供了曲柄轴驱动转矩计算部分90和电动机控制输出特性获取部分100，以便可靠地阻止由于偏移量OS的可变性ΔOS和轴线O2与轴线O3之间的偏心量ε的可变性Δε减小牵引传动容量控制的精度。因此，可保持牵引传动容量控制的精度高。
当在工厂装运或每次车辆的预定距离行驶时候由电流i驱动电动机45将曲柄轴旋转角θ从0°到180°增大时，曲柄轴驱动转矩计算部分90和电动机控制输出特性获取部分100功能如下。曲柄轴驱动转矩计算部分90读取由传感器115检测的辊子间挤压力控制电动机45的电动机驱动电流i，并借助于曲线图搜索等，计算当通过以该电流i驱动电动机45时给定的曲柄轴驱动转矩Tcd(例如，从电动机45向曲柄轴51L和51R的控制输出转矩)。
电动机控制输出特性获取部分100接收由传感器116检测的曲柄轴旋转角θ(电动机45的控制输出运动量)和曲柄轴驱动转矩Tcd(电动机45的控制输出转矩)，并在图9的二维坐标上绘制这些曲柄轴驱动转矩Tcd和曲柄轴旋转角θ。由此，如图9所示，电动机控制输出特性获取部分100获取电动机控制输出曲线图(此后也成为曲线图C)。该电动机输出特性曲线图表示曲柄轴驱动转矩Tcd(作为第二辊子转动部件的电动机45的控制输出转矩)和曲柄轴旋转角θ(作为第二辊子转动部件的电动机45的控制输出运动量)之间的关系。
因此，图9的电动机控制输出特性曲线图(曲线图C)包括偏移量OS的可变性ΔOS和偏心量ε的可变性Δε的影响。那就是，图9的曲线图C是基于偏移量OS的当前值和轴线O2和轴线O3之间的偏心量ε的当前值所给定的电动机控制输出特性曲线图，且因此，匹配硬件的实际状态。在如上述获得图9的电动机控制输出特性曲线图(曲线图C)后，从曲线图C中获得控制输出转矩产生开始曲柄轴旋转角θst和曲柄轴驱动转矩Tcd(电动机45的控制输出转矩)的变化梯度δ(控制输出转矩变化梯度)。当曲柄轴驱动转矩Tcd(作为第二辊子转动部件的电动机45的控制输出转矩)开始增加时，控制输出转矩产生开始的曲柄轴旋转角θst是曲柄轴旋转角θ的值。变化梯度δ是曲柄轴驱动转矩Tcd相对于曲柄轴旋转角θ(作为第二辊子转动部件的电动机45的控制输出运动量)的梯度。然后，从控制输出转矩产生开始的曲柄轴旋转角θst和变化梯度δ，可获得偏移量OS的当前值OS和偏心量ε的当前值。
通过应用该原理，电动机控制输出特性获取部分100计算偏移量OS和偏心量ε的当前值。然后，电动机控制输出特性获取部分100从如图7举例说明的描述偏心量ε的每个值和偏移量OS的每个值的电动机驱动特性图中，选择对应于偏移量OS和偏心量ε的当前值的电动机驱动特性的图。然后，电动机控制输出特性获取部分100用选择的电动机驱动特性代替用于电动机控制输入计算部分80的电动机驱动特性曲线图(曲线图B)，以便进行学习。然后，电动机控制输入计算部分80通过使用学习的电动机驱动特性曲线图(曲线图B)执行上述计算。
由电动机控制输出特性获取部分100获得的图9的电动机控制输出特性曲线图(曲线图C)具有对应于用于电动机控制输入计算部分80的电动机驱动特性曲线图(曲线图B)的横轴和纵轴。因此，当进行用于电动机控制输入计算部分80的电动机驱动特性曲线图(曲线图B)的上述学习时，电动机控制输出特性获取部分100可以用图9的电动机控制输出特性曲线图(曲线图C)代替电动机驱动特性曲线图(曲线图B)。
而且，电动机控制输出特性获取部分100从如图8中举例说明的描述偏心量ε的每个值和偏移量OS的每个值的电动机运动特性图中，选择与如上述从图9计算的偏移量OS和偏心量ε的当前值相对应的电动机运动特性图。然后，电动机控制输出特性获取部分100用选择的电动机运动特性代替用于曲柄轴旋转角命令计算部分70的电动机运动特性曲线图(曲线图A)，以便进行学习。然后，曲柄轴旋转角命令计算部分70通过使用学习的电动机运动特性曲线图(曲线图A)执行上述计算。
为了描述的目的，在图7和图8中举例说明仅五条根据偏心量ε的可变性Δε相互移位的特性线和仅五条根据偏移量OS的可变性ΔOS相互移位的特性线。然而，当然，随着根据偏心量ε的可变性Δε相互移位的特性线的数量和根据偏移量OS的可变性ΔOS相互移位的特性线的数量中的每一个变得越大，上面学习的准确性变得越高。
为了解释的方便以便于理解，在上面的解释中，通过将下止点看作基准点，在下止点处给定的曲柄轴旋转角θ的值定义为0°，且基于从该基准点前进/后退的曲柄轴旋转角θ的值，执行牵引传动容量控制。虽然下止点作为措词是清楚的，但实际上不易设定用于牵引传动容量控制的机械下止点。而且，由于驱动力分配装置的尺寸等的制造可变性和误差，该机械实际的下止点变化。由于这些原因，直到目前为止，很难设定曲柄轴旋转角θ的基准点。
如果还未确定曲柄轴旋转角θ的基准点，可能造成问题，即因为θ＝0°的位置不固定，不能基于曲柄轴旋转角θ执行牵引传动容量控制以满足其目标。具体地，在曲柄轴旋转角θ的基准点(θ＝0°的位置)还未固定在匹配实际状态的准确位置的情况下，不能准确获得图9的控制输出转矩产生开始曲柄轴旋转角θst，即使电动机控制输出特性获取部分100获得如图9举例说明的电动机控制输出特性曲线图(曲线图C)，该特性曲线图表示曲柄轴驱动转矩Tcd和曲柄轴旋转角θ之间的关系。
如果控制输出转矩产生开始曲柄轴旋转角θst不准确，则相对于曲柄轴旋转角θ，从控制转矩产生开始曲柄轴旋转角θst和曲柄轴驱动转矩Tcd的变化梯度δ中确定的偏心量ε和偏移量OS的当前值也不准确。因此，基于偏心量ε和偏移量OS的这些当前值的电动机运动特性曲线图(曲线图A)的学习和电动机驱动特性曲线图(曲线图B)的学习变得不准确，以致执行牵引传动容量控制不满足其目标。
根据本发明的这个实施例使用下面的已经发现的事实。那就是，当电动机45通过曲柄轴51L和51R向两侧转动第二辊子32时，其中图5(a)中所示的位置夹在这两侧之间，相对于曲柄轴旋转角±θ的曲柄轴旋转操作转矩Tco的变化特性关于在图5(b)的方向(正向)上转动第二辊子32的情况和在图5(b)的相反方向(反向)上转动第二辊子32的情况之间的线形成对称的波形。可容易地且可靠地获得并设定对应于该波形的中心的曲柄轴旋转角的位置，而且，不受驱动力分配装置的尺寸等的制造可变性或误差的影响。在这个实施例中，在这样的承认的事实的基础上，对应于该对称波形的中心的曲柄轴旋转角的位置设定为曲柄轴旋转角θ的基准点(θ＝0°的位置)。
因此，在这个实施例中，通过执行图10中所示的控制程序，图1中所示的传递控制器111通过图11中所示的过程设定曲柄轴51L和51R的旋转角基准点。在图10的步骤S11，控制器111判断设定曲柄轴的旋转角基准点的时机是否已来到。例如，在工厂装运或车辆的每次预定距离行驶时候，执行曲柄轴旋转角基准点的设定。在设定曲柄轴旋转角基准点的这些时机之外的时机，终止图10的控制程序。
当设定曲柄轴旋转角基准点的时机已经来到时，程序从步骤S11到步骤S12进行。在步骤S12，电动机45在其正向上(见图11的箭头)以正恒定转矩Tc驱动曲柄轴51L和51R，以便在图5(b)的该方向上(正向)转动第二辊子32。通过第二辊子的这种转动，第二辊子32的外部圆周表面挤压第一辊子的外部圆周表面。然后，辊子32变得不能在对应于恒定转矩Tc的大小的位置处转动。曲柄轴51L和51R也在其对应于恒定转矩Tc的旋转位置处停止。
在步骤S13，如上述，控制器判断是否曲柄轴51L和51R的正向旋转已经停止。直到曲柄轴51L和51R的正向旋转自动停止为止，通过重复步骤S12的过程，电动机45继续使曲柄轴51L和51R在其正向上以正恒定转矩Tc旋转。当通过曲柄轴51L和51R的正向旋转(第二辊子32的正向转动)，第二辊子32的外部圆周表面挤压第一辊子31的外圆周部分之后，因为第二辊子32已经变得不能再转动，所以曲柄轴51L和51R的正向旋转已经停止时，程序从步骤S13进行到步骤S14。在这时候，在步骤S14，控制器存储曲柄轴51L和51R的正向旋转停止位置θf(见图11)。因此，根据本发明，步骤S12到步骤S14对应于一个方向转动停止位置检测部件(或一个方向转动停止位置检测部分)。
在下一步S15，控制器使电动机45在相反方向(见图11的箭头G)以负恒定转矩-Tc驱动曲柄轴51L和51R，以便在与图5(b)相反的方向(负方向)转动第二辊子32。通过第二辊子32的这种转动，第二辊子32的外部圆周表面挤压第一辊子31的外部圆周表面。然后，第二辊子32在对应于恒定转矩-Tc的大小的位置处变得不能转动。曲柄轴51L和51R也在对应于恒定转矩-Tc的大小的旋转位置处停止。
在步骤S16，如上述，控制器判断曲柄轴51L和51R的反向旋转是否已经停止。直到曲柄轴51L和51R的反向旋转自动停止为止，通过重复步骤S15的过程，电动机45继续使曲柄轴51L和51R在其反向以负恒定转矩-Tc旋转。当通过曲柄轴51L和51R的反向旋转(第二辊子32的反向转动)，在第二辊子32的外部圆周表面挤压第一辊子31的外部圆周表面之后，因为第二辊子32已经变得不能再转动，所以曲柄轴51L和51R的反向旋转停止时，程序从步骤S16进行到步骤S17。在这时候，在步骤S17，控制器存储曲柄轴51L和51R的反向旋转停止位置θr(见图11)。因此，根据本发明，步骤S15到S17对应于另一方向转动停止位置检测部件(或另一方向转动停止位置检测部分)。
上述正恒定转矩Tc和负恒定转矩-Tc具有互相相等的大小(绝对值)。当然，正恒定转矩Tc和负恒定转矩-Tc中的每一个需要具有能够产生上述第二辊子的转动的水平。而且，优选地，正恒定转矩Tc和负恒定转矩-Tc中的每一个具有在第二辊子32的外部圆周表面开始与第一辊子31的外部圆周表面接触之后立即停止第二辊子32的转动(停止曲柄轴51L和51R的旋转)的水平。那就是，优选地，正恒定转矩Tc和负恒定转矩-Tc的每一个的大小是使第二辊子32的外部圆周表面变得与第一辊子31的外部圆周表面接触所必需的最小转矩值。
在步骤S18，控制器将在步骤S14存储的曲柄轴51L和51R的正向旋转停止位置θf与步骤S17存储的曲柄轴51L和51R的反旋转停止位置θr之间的中心位置设定为曲柄轴旋转角基准点(第二辊子的转动运动基准点)。那就是，如图11所示，在正向旋转停止位置θf和反旋转停止位置θr之间的曲柄轴旋转角变化量Δθfr被2除，以获得旋转角变化量Δθfr/2。由此，位于正向旋转停止位置θf和反旋转停止位置θr之间的位置以及位于远离正向旋转停止位置θf和反旋转停止位置θr旋转角变化量Δθfr/2的位置被设定为曲柄轴旋转角基准点(第二辊子的转动运动基准点)。在该基准点处曲柄轴旋转角θ的值定义为0°。因此，根据本发明，步骤S18对应于第二辊子转动运动基准点设定部件(或第二辊子转动运动基准点设定部分)。
图1中所示的传递控制器111将如上所述设定的曲柄轴旋转角基准点(曲柄轴旋转角θ＝0°)视为基准点。在从该基准点的曲柄轴旋转角θ的值的基础上，传递控制器111执行牵引传动容量控制，例如图9的控制输出转矩产生开始曲柄轴旋转角θst的判断。
<操作和效果>
根据这个实施例中上面解释的牵引传动容量控制，在电动机45通过曲柄轴51L和51R在正向上以恒定转矩Tc开始转动第二辊子32之后，计算第二辊子32的转动停止处的正向旋转停止位置θf(步骤S12到S14)。然后，在电动机45通过曲柄轴51L和51R在反方向以绝对值等于恒定转矩Tc的恒定转矩-Tc开始转动第二辊子32之后，计算第二辊子32的转动停止处的反旋转停止位置θr(步骤S15到S17)。将在这些正向旋转停止位置θf和反旋转停止位置θr之间的中心位置设定为第二辊子的转动运动基准点(曲柄轴旋转角基准点)(步骤S18)。基于从第二辊子的转动运动基准点(曲柄轴旋转角基准点)给定的第二辊子转动量(曲柄轴旋转角θ)，执行牵引传动容量控制。因此，总是可准确地计算第二辊子的转动运动基准点(曲柄轴旋转角基准点)，而不必考虑驱动力分配装置的尺寸等的制造可变性或误差，使得可准确地获得第二辊子转动量(曲柄轴旋转角θ)。因此，牵引传动容量控制可执行为总是满足其目标。
那就是，根据本发明，在驱动力分配装置的牵引传动容量控制装置中，第二辊子转动运动基准点由在一个方向转动停止位置和另一方向转动停止位置之间的中心位置定义，一个方向转动停止位置由第二辊子转动部件在一个方向上引发的第二辊子的转动的停止时间处给定，另一方向转动停止位置由第二辊子转动部件引发的在另一方向上的第二辊子的转动的停止时间处给定。在从这样的第二辊子转动运动基准点计算的第二辊子转动量的基础上，执行牵引传动容量控制。因此，总是可准确地获得第二辊子转动运动基准点(牵引传动容量控制的运动的基准点)，而不必考虑驱动力分配装置的尺寸等的制造可变性或误差。因此，牵引传动容量可执行为总是满足其目标。
具体地，在这个实施例中，当形成为牵引传动容量控制的基础的电动机运动特性曲线图(曲线图A)和电动机驱动特性曲线图(曲线图B)被学习时，从图9的电动机控制输出特性曲线图(曲线图C)确定的控制输出转矩产生开始曲柄轴旋转角θst是准确的，即，匹配该装置的实际状态。那就是，基于控制输出转矩产生开始曲柄轴旋转角θst，可准确地执行电动机运动特性曲线图(曲线图A)和电动机驱动特性曲线图(曲线图B)的学习，使得牵引传动容量控制可执行为总是满足其目标。
在这个实施例中，当第二辊子32的外部圆周表面开始与第一辊子31的外部圆周表面接触时，上述恒定转矩值±Tc中的每一个设定为使第二辊子32能够转动并停止第二辊子32转动的值。那就是，上述恒定转矩值±Tc中的每个大小设定为使第二辊子32的外部圆周表面与第一辊子的外部圆周表面形成接触所必需的最小值。因此，可迅速地完成正向旋转停止位置θf和反旋转停止位置θr的检测。而且，恒定转矩值±Tc的绝对值设定为互相相等。可进一步促进总是准确地获得第二辊子转动运动基准点(曲柄轴旋转角基准点)而不必考虑驱动力分配装置的尺寸等的制造可变性或误差的上述有益效果。
而且，在这个实施例中，如图9中举例说明的，获得电动机45的控制输出特性曲线图(曲线图C)，该曲线图表示电动机45的曲柄轴驱动转矩Tcd(第二辊子转动驱动转矩)与曲柄轴旋转角θ(第二辊子转动量)之间的关系。基于这个获得的控制输出特性曲线图(曲线图C)，学习在曲柄轴旋转角θ(第二辊子转动量)与辊子间相互径向挤压力Fr之间的关系(控制运动特性，曲线图A)。参照这个学习的控制运动特性曲线图(曲线图A)，从用于实现牵引传动容量的目标值(目标前轮驱动力Tf)的辊子间相互径向挤压力的目标值，计算曲柄轴旋转角命令值tθ(目标第二辊子转动量)。由如上所述计算的曲柄轴旋转角命令值tθ(目标第二辊子转动量)运行或驱动电动机45。因此，控制运动特性曲线图(曲线图A)的学习可靠地防止牵引传动容量控制的精度被降低，该精度被降低是因为由尺寸等的制造可变性或误差(如偏心量ε的可变性和偏移量OS的可变性)引起的运动特性曲线图(曲线图A)和装置的实际状态之间的不匹配状态。因此，可保持牵引传动容量控制的精度高。
而且，在这个实施例中，在电动机驱动特性曲线图(曲线图B)的基础上，电动机控制输入计算部分80计算用于实现曲柄轴旋转角命令值tθ(目标第二辊子转动量)的电动机45(第二辊子转动部件)的目标驱动力，所述特性曲线(曲线图B)表示曲柄轴旋转角θ(第二辊子转动量)和实现该曲柄轴旋转角θ所必需的曲柄轴旋转操作转矩Tco(第二辊子转动量实现驱动力)之间的关系。当用于产生该电动机45的目标驱动力的控制输入(电动机电流命令值I)提供给电动机45时，基于上述获得的电动机控制输出特性曲线图(曲线图C)，进行电动机驱动特性曲线图(曲线图B)的学习。因此，电动机驱动特性曲线图(曲线图B)的学习可靠地防止牵引传动容量控制的精度被降低，该精度被降低是因为由尺寸等的制造可变性或误差(如偏心量ε的可变性和偏移量OS的可变性)引起的运动驱动特性曲线图(曲线图B)和该装置的实际状态之间的不匹配状态。因此，可保持牵引传动容量控制的精度高。
而且，在这个实施例中，偏心量ε和偏移量OS的当前值从包括在如图9中举例说明的所获得的电动机控制输出特性曲线图(曲线图C)中的信息确定，即，从在曲柄轴驱动转矩Tcd(用作第二辊子转动部件的电动机45的控制输出转矩)的产生开始的时候指示的控制输出转矩产生开始曲柄轴旋转角θst，和相对于曲柄轴旋转角θ(用作第二辊子转动部件的电动机45的控制输出运动量，即，第二辊子转动量)的曲柄轴驱动转矩Tcd(用作第二辊子转动部件的电动机45的控制输出转矩)的变化梯度(控制输出转矩变化梯度)δ中确定。通过选择对应于偏心量ε和偏移量OS的这些当前值的特性，执行控制运动特性曲线图(曲线图A)的学习和电动机驱动特性曲线图(曲线图B)的学习。因此，可容易且简单地进行用于学习所必需的特性的这样的选择，以与偏心量ε和偏移量OS的当前值相符。
<改进的实施例>
在上面的实施例中，当电动机控制输入计算部分80从曲柄轴旋转角命令值tθ计算辊子间挤压力控制电动机45的电流命令值I时，进行下面的过程。那就是，电动机控制输入计算部分80利用电动机驱动特性曲线图(曲线图B)，计算达到曲柄轴旋转角命令值tθ所必需的曲柄轴旋转操作转矩Tco(曲柄轴旋转角实现驱动力)的值作为电动机45的目标驱动转矩。然后，电动机控制输入计算部分80通过产生电动机45的目标驱动转矩，计算达到曲柄轴旋转角命令值tθ所必需的电动机45的电动机电流命令值I。然而，可选择的是，可如下计算电动机电流命令值I。
那就是，计算曲柄轴旋转角命令值tθ与曲柄轴旋转角θ之间的曲柄轴旋转角差Δθ(＝tθ-θ)。然后，通过把曲柄轴旋转角差Δθ乘以比例控制常数Kp，计算比例控制部分(Kp×Δθ)，并通过把曲柄轴旋转角差Δθ的积分值乘以积分控制常数Ki计算积分控制部分{Ki×(Δθ的积分值)}。通过比例控制部分(Kp×Δθ)和积分控制部分{Ki×(Δθ的积分值)}之间的结合(求和)，计算使曲柄轴旋转角θ等于其命令值tθ所必需的辊子间挤压力控制电动机45的电动机电流命令值I。
在这种情况下，电动机控制输入计算部分80在不使用电动机驱动特性曲线图(曲线图B)的情况下计算电动机45的电流命令值I。因此，当然地，电动机驱动特性曲线图(曲线B图)的学习不是必需的。
而且，在上面的实施例中，如图2所示，第二辊子由围绕偏心轴O3可旋转支撑的曲柄轴51L和51R的偏心孔51La和51Ra可旋转地支撑。由此，旋转曲柄轴51L和51R以便从第二辊子32不接触第一辊子31的非传动位置到第二辊子32挤压接触第一辊子31的传动位置转动第二辊子32。然而，可选择的是，可采用下面的结构。那就是，第二辊子32可旋转地支撑在曲柄轴的偏心轴部分上，曲柄轴围绕偏心轴O0(未示出)可旋转支撑。由此，旋转曲柄轴以便从第二辊子32不接触第一辊子31的非传动位置到第二辊子32挤压接触第一辊子31的传动位置转动第二辊子32。根据本发明的上述想法也可应用于具有第二辊子32的这样结构的驱动力分配装置。在这种情况下，当然也产生如上面的实施例的类似操作和有益效果。

Claims (3)

1.一种用于驱动力分配装置的牵引传动容量控制装置，
其中所述驱动力分配装置被构造成通过第一辊子和第二辊子之间的径向挤压相互接触可获得的牵引传动，在主和辅助驱动轮之间分配驱动力，所述第一辊子被构造成与构成朝着主驱动轮的转矩传递路径的旋转构件一起旋转，所述第二辊子被构造成与构成朝着辅助驱动轮的转矩传递路径的旋转构件一起旋转，
牵引传动容量控制装置包括：
第二辊子转动部件，该第二辊子转动部件被构造成围绕偏离第二辊子旋转轴的偏心轴转动第二辊子，且被构造成控制第一辊子和第二辊子之间的相互径向挤压力，以便控制牵引传动容量；
一个方向转动停止位置检测部件，该一个方向转动停止位置检测部件被构造成检测在所述第二辊子转动部件开始在一个方向上转动所述第二辊子之后所述第二辊子的转动停止处的位置；
另一方向转动停止位置检测部件，该另一方向转动停止位置检测部件被构造成检测在所述第二辊子转动部件开始在另一方向上转动所述第二辊子之后所述第二辊子的转动停止处的位置；和
第二辊子转动运动基准点设定部件，该第二辊子转动运动基准点设定部件被构造成将在由所述一个方向转动停止位置检测部件检测的位置和由所述另一方向转动停止位置检测部件检测的位置之间的中心位置设定为所述第二辊子的转动运动基准点，
其中所述牵引传动容量控制装置被构造成基于从由所述第二辊子转动运动基准点设定部件设定的所述第二辊子的转动运动基准点给定的第二辊子转动量，来执行牵引传动容量控制。
2.根据权利要求1所述的牵引传动容量控制装置，其中
所述一个方向转动停止位置检测部件被构造成使所述第二辊子转动部件以与所述另一方向转动停止位置检测部件相等的恒定转矩转动所述第二辊子。
3.根据权利要求2所述的牵引传动容量控制装置，其中
所述恒定转矩是使所述第二辊子的外部圆周表面与所述第一辊子的外部圆周表面形成接触所必需的最小转矩。
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