CN103807426A - 传递扭矩推定装置 - Google Patents

Abstract

本发明提供传递扭矩推定装置。传递扭矩推定装置基于以下模型针对控制信号推定在外部旋转部件与内侧旋转部件间能传递的扭矩，该模型包括:对外部旋转部件的旋转方向的运动方程式进行建模而得的第一模型;对将支承侧凸轮部件和内侧引导离合器片形成一体后的旋转方向的运动方程式进行建模而得的第二模型;对外侧主离合器片的旋转方向的运动方程式进行建模而得的第三模型;对内侧旋转部件的旋转方向的运动方程式进行建模而得的第四模型;以及包括轴向的粘弹性模型，对将内侧主离合器片和移动侧凸轮部件形成一体后的轴向的运动方程式进行建模而得的第五模型。

Description

传递扭矩推定装置

2012年11月9日提出的日本专利申请No.2012-247899所公开的全部内容，包括说明书、附图以及摘要，全都通过援引包含于本发明。

技术领域

本发明涉及一种推定驱动力传递装置所能够传递的扭矩的传递扭矩推定装置。

背景技术

驱动力传递装置例如作为能够切换车辆的两轮驱动和四轮驱动的联轴器使用。日本特开2012-072892号公报中记载了在主离合器与电磁离合器之间设置凸轮机构的结构。在这种驱动力传递装置中，凸轮机构与根据控制信号动作的电磁离合器联动而使主离合器的卡合状态变化。根据这种结构，能够利用控制信号调整所要传递的扭矩。

驱动力传递装置例如针对输入扭矩和控制信号基于是否输出作为目标的传递扭矩来评价控制、设计是否合适。因此，需要准确地把握根据控制信号以及驱动力传递装置的状态而变动的传递扭矩。与此相对，例如公知有假定离合器由两片离合器片构成的建模。据此，能够基于与各离合器片的相对速度相应的摩擦系数和作用于各离合器片的推压力来大致推定所能够传递的扭矩。

然而，在驱动力传递装置中，当实际测量相对于输入轴和输出轴的旋转角度的传递扭矩时，如日本特开2012-072892号公报的图6(b)所示，因各部件的影响而呈现复杂的迟滞曲线。因此，在上述的简单的模型中，存在所推定出的扭矩与实际能够传递的扭矩之间产生较大的差的顾虑。

发明内容

本发明的目的之一在于提供一种针对构成驱动力传递装置的各部件高效地进行建模，实现所推定的传递转矩的高精度化的传递扭矩推定装置。

本发明的一个实施方式的传递扭矩推定装置的结构上的特征在于，该传递扭矩推定装置是驱动力传递装置的传递扭矩推定装置，上述传递扭矩推定装置具备:圆筒形状的外侧旋转部件;内侧旋转部件，该内侧旋转部件在上述外侧旋转部件内以能够相对于上述外侧旋转部件相对旋转的方式与上述外侧旋转部件配置在同轴上;主离合器，该主离合器在上述外侧旋转部件与上述内侧旋转部件之间传递扭矩;电磁离合器装置，该电磁离合器装置具有能够通过利用与控制信号相应的磁力牵拉电枢而传递上述外侧旋转部件的扭矩的引导离合器;以及凸轮机构，该凸轮机构设置在上述主离合器与上述引导离合器之间，将经由上述引导离合器传递的上述外侧旋转部件的旋转和上述内侧旋转部件的旋转之间的旋转差转换成轴向的推压力，并使移动侧凸轮部件相对于支承侧凸轮部件进行轴向移动，由此推压上述主离合器，其中，上述主离合器由内侧主离合器片和外侧主离合器片构成，上述内侧主离合器片相对于上述内侧旋转部件的相对旋转被限制且允许轴向移动，上述外侧主离合器片相对于上述外侧旋转部件的相对旋转被限制且允许轴向移动，上述引导离合器由内侧引导离合器片和外侧引导离合器片构成，上述内侧引导离合器片相对于上述支承侧凸轮部件的相对旋转被限制且允许轴向移动，上述外侧引导离合器片相对于上述外侧旋转部件的相对旋转被限制且允许轴向移动，上述传递扭矩推定装置基于以下模型针对上述控制信号推定在上述外侧旋转部件与上述内侧旋转部件之间能够传递的扭矩，上述模型包括:第一模型，该第一模型包括上述引导离合器的摩擦模型，是通过对上述外侧旋转部件的旋转方向的运动方程式进行建模而得到的;第二模型，该第二模型包括上述引导离合器的摩擦模型，是通过对将上述支承侧凸轮部件和上述内侧引导离合器片形成一体后的旋转方向的运动方程式进行建模而得到的;第三模型，该第三模型包括上述主离合器的摩擦模型，是通过对上述外侧主离合器片的旋转方向的运动方程式进行建模而得到的;第四模型，该第四模型包括上述主离合器的摩擦模型，是通过对上述内侧旋转部件的旋转方向的运动方程式进行建模而得到的;以及第五模型，该第五模型包括凸轮动作模型以及上述主离合器和上述凸轮机构的轴向的粘弹性模型，是通过对将上述主离合器片和上述移动侧凸轮部件形成一体后的轴向的运动方程式进行建模而得到的，上述凸轮动作模型表示相对于上述支承侧凸轮部件和上述移动侧凸轮部件的相位差的上述移动侧凸轮部件的移动量。

从以下的参照附图对具体实施方式进行的说明能够清楚本发明的上述的和进一步的目的、特征和优点，其中，对相同或相似的要素标注相同或相似的标号。

附图说明

图1是实施方式中的驱动力传递装置的轴向剖视图。

图2是示出驱动力传递装置的模型以及传递扭矩推定装置的概要的图。

图3是示出外侧壳体和内侧壳体的旋转角度与利用对现有模型追加凸轮机构的凸轮动作模型而得的模型推定出的传递扭矩之间的关系的曲线图。

图4是对图3追加了主离合器和凸轮机构的间隙后的曲线图。

图5是对图4追加了花键部的摩擦模型后的曲线图。

图6是对图5追加了主离合器的刚性模型后的曲线图。

图7是对图6追加了花键部的齿隙后的曲线图。

图8是示出外侧壳体和内侧壳体的旋转角度与实际测量到的传递扭矩之间的关系的曲线图。

图9是示出电流值与传递扭矩之间的关系的曲线图，是对现有模型追加了第一模型、第二模型、第三模型以及第四模型后的曲线图。

图10是对图9所示的曲线图进一步追加了驱动力传递装置的电磁迟滞特性(电流迟滞特性)后的曲线图。

图11是对图10所示的曲线图进一步追加了驱动力传递装置的机械迟滞特性(第五模型)后的曲线图。

具体实施方式

参照附图对实施方式的驱动力传递装置1的传递扭矩推定装置70进行说明。传递扭矩推定装置70通过对构成驱动力传递装置1的各部件进行建模来推定根据输入至该驱动力传递装置1的控制信号以及驱动力传递装置1的状态、即驱动力的输入侧的外侧壳体10的旋转角度和驱动力的输出侧的内侧轴20的旋转角速度而变动的传递扭矩。

驱动力传递装置1例如在四轮驱动车中应用于根据车辆的行驶状态而改变驱动力所被传递的辅助驱动轮侧的驱动力传递系统。更详细地说，在四轮驱动车中，驱动力传递装置1连结在发动机的驱动力所被传递到的汽车传动轴和作为辅助驱动轮的后差速器之间、或者是后差速器与驱动轴之间。在本实施方式中，作为前者的情况而进行说明。

驱动力传递装置1切换朝辅助驱动轮传递驱动力的连接状态和不传递驱动力的切断状态。在上述的连接状态中，一边使从汽车传动轴传递的驱动力的传递比例变化一边将其传递至后差速器。该驱动力传递装置1例如当在前轮与后轮产生旋转差的情况下以降低旋转差的方式发挥作用。该驱动力传递装置1由所谓的电子控制联轴器构成。如图1所示，该驱动力传递装置1具备外侧壳体10、内侧轴20、主离合器30、电磁离合器装置40以及凸轮机构50。

外侧壳体10(相当于本发明的“外侧旋转部件”)在圆筒形状的盖孔(未图示)的内周侧被支承为能够相对于该盖孔旋转。该外侧壳体10整体形成为圆筒形状，由配置在车辆前侧的前侧壳体11和配置在车辆后方侧(图1的右侧)的后侧壳体12形成。

前侧壳体11例如由以铝为主成分的非磁性材料的铝合金形成，且形成为有底筒状。前侧壳体11的圆筒部的外周面经由轴承由盖孔的内周面支承为能够旋转。此外，前侧壳体11的底部连结在汽车传动轴(未图示)的车辆后端侧。因而，前侧壳体11以有底筒状的开口侧朝向车辆后方侧的方式配置。在前侧壳体11的内周面中的轴向中央部形成有内花键11a，在该内周面的开口附近形成有内螺纹。

后侧壳体12形成为圆环状，在前侧壳体11的开口侧的径向内侧以与前侧壳体11一体的方式配置。在后侧壳体12的车辆后方侧，遍及整周形成有环状槽。在后侧壳体12的外周面形成有外螺纹，该外螺纹螺纹紧固于前侧壳体11的内螺纹。通过将螺母紧固于后侧壳体12的外螺纹，形成为将前侧壳体11和后侧壳体12固定在一起的结构。

后侧壳体12在上述环状槽的槽底的一部分具有由作为非磁性材料的例如不锈钢形成的环状部件12a。后侧壳体12中的除环状部件12a以外的部位由以作为磁性材料的铁为主成分的材料(以下称为“铁系材料”)形成，以便形成磁回路。

内侧轴20形成为在外周面的轴向中央部具备外花键20a的轴状。该内侧轴20液密地贯通后壳体12的轴心的贯通孔，在外侧壳体10的内部以相对于外侧壳体10能够旋转的方式与外侧壳体10配置在同轴上。内侧轴20在相对于前侧壳体11以及后侧壳体12的轴向移动被限制的状态下经由轴承由前侧壳体11以及后侧壳体12支承为能够旋转。内侧轴20的车辆后端侧(图1的右侧)连结于差速器齿轮(未图示)。在由外侧壳体10和内侧轴20液密地划分形成的空间内以规定的填充率填充有润滑油。

主离合器30在外侧壳体10与内侧轴20之间传递扭矩。该主离合器30是由铁系材料形成的湿式多板式的摩擦离合器。主离合器30配置在前侧壳体11的圆筒部内周面和内侧轴20的外周面的径向之间。主离合器30配置在前侧壳体11的底部与后侧壳体12的车辆前方端面的轴向之间。

该主离合器30具有多个内侧主离合器片31和多个外侧主离合器片32，通过它们在轴向交替配置而构成。内侧离合器片31在内周侧形成有内花键31a(相当于本发明的“花键部”)，与内侧轴20的外花键20a花键嵌合。外侧离合器片32在外周侧形成有外花键32a(相当于本发明的“花键部”)，与前侧壳体11的内花键11a花键嵌合。

如上所述，主离合器30具有由内侧主离合器片31的内花键31a以及外侧离合器片32的外花键32a构成的花键部31a、32a。由此，内侧主离合器片31相对于内侧轴20的相对旋转被限制，且允许轴向移动。同样，外侧离合器片32相对于外侧壳体10的相对旋转被限制，且允许轴向移动。花键部31a、32a分别相对于花键嵌合的对象部件设置有规定的齿隙(旋转方向的间隙)。

电磁离合器装置40能够通过利用与控制信号相应的磁力牵拉电枢43而使引导离合器44卡合，将外侧壳体10的扭矩传递至凸轮机构50的支承侧凸轮部件51。所谓控制信号，施加于电磁线圈42的电压、或者是所供给的电流相当于此。该电磁离合器装置41由磁扼41、电磁线圈42、电枢43以及引导离合器44构成。

磁扼41形成为环状，且隔着间隙被收纳于后侧壳体12的环状槽，以便相对于后侧壳体12能够相对旋转。磁扼41被固定于盖孔，并且其内周侧经由轴承由后侧壳体12支承为能够旋转。电磁线圈42通过卷绕绕组而形成为圆环状，且被固定于磁扼41。

电枢43由铁系材料形成。电枢43形成为在外周侧具备外花键的圆环状。电枢43配置在主离合器30和后侧壳体12的轴向之间。电枢43的外花键与前侧壳体11的内花键11a花键嵌合。当对电磁线圈42供给电流时，电枢43利用与电流值相应的磁力被超磁扼41侧牵拉。

引导离合器44在外侧壳体10与支承侧凸轮部件51之间传递转矩。该引导离合器44由铁系材料形成。引导离合器44配置在前侧壳体11的圆筒部内周面与支承侧凸轮部件51的外周面的径向之间。此外，引导离合器44配置在电枢43与后侧壳体12的车辆前方端面之间。

该引导离合器44具有内侧引导离合器片44a和多个外侧引导离合器片44b，通过它们在轴向交替配置二构成。内侧引导离合器片44a在内周侧形成有内花键，与支承侧凸轮部件51的外花键花键嵌合。外侧引导离合器片44b在外周侧形成有外花键，与前侧壳体11的内花键11a花键嵌合。

当对电磁离合器装置40输入控制信号从而电磁线圈42通电时，形成有通过磁扼41、后侧壳体12的外周侧、引导离合器44的外周侧、电枢43、引导离合器44的内周侧、后侧壳体12的内周侧、磁扼41的磁回路。这样，电枢43被朝磁扼41侧牵拉，内侧引导离合器片44a与外侧引导离合器片44b摩擦卡合。进而，外侧壳体10的扭矩被传递至支承侧凸轮部件51。

另一方面，当未对电磁离合器装置40输入控制信号而切断对电磁线圈42的电力供给时，针对电枢43的磁吸引力消失。由此，内侧引导离合器片44a和外侧引导离合器片44b之间的摩擦卡合被解除，引导离合器44变成非卡合状态。

凸轮机构50设置在主离合器30与引导离合器44之间。凸轮机构50将基于经由引导离合器44传递的外侧壳体10的旋转与内侧轴20的旋转之间的旋转差的扭矩转换成轴向的推压力。凸轮机构50通过使移动侧凸轮部件52相对于支承侧凸轮部件51沿轴向移动而以所转换的推压力推压主离合器30。该凸轮机构50由支承侧凸轮部件51、移动侧凸轮部件52以及凸轮从动件53构成。

支承侧凸轮部件51形成为圆环状，且相对于内侧轴20的外周面隔开间隙设置。支承侧凸轮部件51由设置在后侧壳体12的车辆前方端面的推力轴承60经由垫片61支承。根据这种结构，支承侧凸轮部件51能够相对于内侧轴20以及后侧壳体21相对旋转，且轴向移动被限制。支承侧凸轮部件51在外周侧形成有外花键。该支承侧凸轮部件51的外花键与内侧引导离合器片44a的内花键花键嵌合。此外，在支承侧凸轮部件51的车辆前方端面形成有多个凸轮槽。

移动侧凸轮部件52形成为大部分由铁系材料形成的圆环状，且配置在支承侧凸轮部件51的车辆前方侧。移动侧凸轮部件52在内周侧形成有内花键52a。该移动侧凸轮部件52的内花键与内侧轴20的外花键20a花键嵌合。因而，移动侧凸轮部件52相对于内侧轴20的相对旋转被限制，且允许轴向移动。此外，在移动侧凸轮部件52的车辆后方端面，以与支承侧凸轮部件51的凸轮槽在轴向对置的方式形成有多个凸轮槽。

移动侧凸轮部件52的车辆前方端面处于能够与主离合器30中的配置在最靠车辆后方的位置的内侧主离合器片31抵接的状态。但是，在支承侧凸轮部件51和移动侧凸轮部件52不存在相位差的中立状态下，在主离合器31的上述的内侧主离合器片31与移动侧凸轮部件52之间设置有规定量的间隙C1。移动侧凸轮部件52形成为当从中立状态起朝车辆前方移动超过间隙C1的距离时与内侧主离合器片31抵接而将内侧主离合器片31朝车辆前方推压的结构。

凸轮从动件52形成为滚珠状，且夹设于支承侧凸轮部件51和移动侧凸轮部件52的相互对置的凸轮槽。即，借助凸轮从动件53以及各个吐露吵闹的作用，当在支承侧凸轮部件51与移动侧凸轮部件52产生相位差(扭转角度)时，移动侧凸轮部件52朝沿轴向从支承侧凸轮部件51离开的方向(车辆前方)移动。移动侧凸轮部件52相对于支承侧凸轮部件51的轴向离开量形成为支承侧凸轮部件51与移动侧凸轮部件52之间的相位差越大则也越大。

其次，对以上述方式构成的驱动力传递装置1的基本动作进行说明。首先，作为初始状态，假设未对电磁离合器装置40的电磁线圈42供给电流的状态。在该情况下，引导离合器44并未卡合，因此，处于外侧壳体10和支承侧凸轮部件51能够相对旋转的状态。并且，由于移动侧凸轮部件52与内侧轴20花键嵌合，因此与内侧轴20一起旋转。此时，移动侧凸轮部件52处于借助弹性部件或者润滑油的离心油压而被朝车辆后方侧施力的状态。

此处，由于支承侧凸轮部件51的旋转仅由移动侧凸轮部件52经由凸轮从动件53限制，因此伴随着移动侧凸轮部件52的旋转而旋转。因此，支承侧凸轮部件51和移动侧凸轮部件52不会产生相位差。因此，凸轮从动件53位于支承侧凸轮部件51以及移动侧凸轮部件52的各凸轮槽的最深部。因而，移动侧凸轮部件52位于最接近支承侧凸轮部件51的位置、即距离主离合器30最远的位置。

这样，当凸轮机构50处于支承侧凸轮部件51和移动侧凸轮部件52不存在相位差的中立状态的情况下，移动侧凸轮部件52位于车辆后方侧，因此不会针对主离合器30产生推压力。即，形成为主离合器30的卡合被可靠地解除的切断状态。并且，内侧主离合器片31的一端和移动侧凸轮部件52离开规定的间隙C1。

接着，假设成为在外侧壳体10与内侧轴20之间产生旋转差的状态。当对电磁离合器装置40输入控制信号而对电磁线圈42供给电流时，以电磁线圈42为基点，形成有在磁扼41、后侧壳体12、电枢43循环的环状的磁回路。通过形成有这种磁回路，电枢43被朝磁扼41侧即车辆后方牵拉。

结果，电枢43推压引导离合器44从而内侧引导离合器片44a与外侧引导离合器片44b摩擦卡合。这样，外侧壳体10的扭矩经由引导离合器44朝支承侧凸轮部件51传递，支承侧凸轮部件51旋转。

此处，由于移动侧凸轮部件52与内侧轴20花键嵌合，因此其与内侧轴20一起旋转。因而，在支承侧凸轮部件51与移动侧凸轮部件52产生相位差。这样，借助凸轮从动件53以及各个凸轮槽的作用，移动侧凸轮部件52相对于支承侧凸轮部件51沿轴向(朝车辆前侧)移动。由此，移动侧凸轮部件52将主离合器30朝车辆前侧推压。

结果，内侧主离合器片31与外侧主离合器片32相互抵接而形成摩擦卡合状态。这样，外侧壳体10的扭矩根据主离合器30的摩擦力传递至内侧轴20。借助该传递扭矩，外侧壳体10与内侧轴20之间的旋转差降低。

通过适当地控制对电磁离合器装置40输出的控制信号，对电磁线圈42供给的电流值变动，从而能够控制主离合器30的摩擦卡合力。即，驱动力传递装置1形成为能够利用针对电磁离合器装置40的控制信号来对驱动力传递装置1的连接状态和切断状态的切换以及连接状态下的驱动力的分配进行控制的结构。

接着，对利用传递扭矩推定装置70进行的针对构成驱动力传递装置1的各部件的建模进行说明。由此，驱动力传递装置1作为图2那样的示意性的模型表示。进而，传递扭矩推定装置70基于与下述的式(1)～(5)对应的第一模型～第五模型推定相对于控制信号而在外侧壳体10与内侧轴20之间能够传递的扭矩。

第一模型是对外侧壳体10的旋转方向的运动方程式进行建模而得到的，由式(1)表示。式(1)的左边是由被输入扭矩的外侧壳体10的转动惯量I_in和角速度ω_in的微分值之积表示的外侧壳体10的角动量。如式(1)的右边所示，该角动量与对外侧壳体10输入的输入扭矩T_in、主离合器30的花键扭矩T_m，s、引导离合器44的摩擦扭矩T_f,pc、机油的空转摩擦扭矩T_d之和相当。

更详细地说，朝外侧壳体10输入的输入扭矩T_in是经由汽车驱动轴输入的发动机的旋转驱动力。主离合器30的花键扭矩T_m，s是在主离合器30的花键部31a、32a和与之花键嵌合的对象部件之间传递的扭矩。因此，主离合器30的花键扭矩T_m，s包含于外侧壳体10所涉及的第一模型以及外侧主离合器32所涉及的第三模型。

$I_{\mathrm{in}}{\stackrel{.}{\mathrm{\ω}}}_{\mathrm{in}}={\stackrel{\→}{T}}_{\mathrm{in}}+{\stackrel{\→}{T}}_{m,s}+{\stackrel{\→}{T}}_{f,\mathrm{pc}}+{\stackrel{\→}{T}}_d\·\·\·\left(1\right)$

I_in:外侧壳体的转动惯量

:外侧壳体的角加速度

:外侧壳体的输入扭矩

:主离合器的花键扭矩

:引导离合器的摩擦扭矩

:机油的空转摩擦扭矩

以该花键扭矩Tm，s中包含花键部31a、32a与对象部件之间的在旋转方向上的齿隙的方式进行建模。即，实际上花键部31a、32a的各个相对于对象部件设置有齿隙，但假设外侧主离合器片32能够相对于内侧主离合器片31在旋转方向相对移动，假设仅在外侧壳体10与外侧主离合器片32之间产生齿隙而进行建模。

引导离合器44的摩擦扭矩T_f,pc是对在内侧引导离合器片44a与外侧引导离合器片44b之间能够传递的扭矩进行建模而得到的引导离合器44的摩擦模型。即，摩擦扭矩T_f,pc表示相对于根据对电磁离合器装置40输入的控制信号以及内侧引导离合器片44a与外侧引导离合器片44b之间的相对的角速度差变化的摩擦系数而引导离合器44能够朝凸轮机构50的支承侧凸轮部件51传递的扭矩。因此，引导离合器44的摩擦扭矩T_f,pc包含于外侧壳体10所涉及的第一模型以及支承侧凸轮部件51和内侧引导离合器片44a所涉及的第二模型。

机油的空转摩擦扭矩T_d是因填充在由外侧壳体10和内侧轴20液密地划分形成的空间内的润滑油的粘性而根据两个部件10、20的旋转差从外侧壳体10侧朝内侧轴20侧经由润滑油传递的扭矩。因此，机油的空转摩擦扭矩T_d包含于外侧壳体10所涉及的第一模型以及内侧轴20所涉及的第四模型。

第二模型是对将支承侧凸轮部件51和内侧引导离合器片44a形成一体后的旋转方向的运动方程式进行建模而得到的，由式(2)表示。式(2)的左边是由支承侧凸轮部件51和内侧引导离合器片44a的转动惯量Ip和角速度ωp的微分值之积表示的它们的角动量。如式(2)的右边所示，该角动量与引导离合器44的摩擦扭矩T_f,pc、支承侧凸轮部件51的凸轮扭矩T_Np以及支承侧凸轮部件51的依赖于负载的摩擦扭矩T_Ff,p之和相当。

$I_p{\stackrel{.}{\mathrm{\ω}}}_p={\stackrel{\→}{T}}_{f,\mathrm{pc}}+{\stackrel{\→}{T}}_{\mathrm{Np}}+{\stackrel{\→}{T}}_{\mathrm{Ff},p}\·\·\·\left(2\right)$

I_p:内侧引导离合器片的转动惯量

：内侧引导离合器片的角加速度

：引导离合器的摩擦扭矩

:支承侧凸轮部件的凸轮扭矩

：支承侧凸轮部件的依赖于负载的摩擦扭矩

更详细地说，如上所述，引导离合器44的摩擦扭矩Tf，pc是在第一模型中也包含的引导离合器44的摩擦模型。支承侧凸轮部件51的凸轮扭矩T_Np是基于由凸轮机构50的有效半径和支承侧凸轮部件51的内部力N_p定义的凸轮机构50的动作特性建模而得到的。此处，凸轮机构50的有效半径与从凸轮机构50的旋转轴到凸轮从动件53与凸轮槽的接触位置为止的径向距离相当。即，支承侧凸轮部件51的凸轮扭矩T_Np与支承侧凸轮部件51从凸轮槽对凸轮从动件53施加的扭矩相当。

支承侧凸轮部件51的依赖于负载的摩擦扭矩T_Ff,p是通过支承侧凸轮部件51与凸轮从动件53接触而产生的扭矩。即，该依赖于负载的摩擦扭矩T_Ff,p与通过凸轮从动件53相对于支承侧凸轮部件51的凸轮槽的滑动而产生的摩擦的旋转方向成分相当，是基于由凸轮机构50的有效半径、支承侧凸轮部件51的凸轮槽的斜度(凸轮的倾斜角)定义的凸轮机构50的特性建模而得到的。

第三模型是对外侧主离合器片32的旋转方向的运动方程式进行建模而得到的，由式(3)表示。式(3)的左边是由外侧主离合器片32的转动惯量I_m和角速度ω_m的微分值之积表示的角动量。如式(3)的右边所示，该角动量与主离合器30的花键扭矩T_m，s和主离合器30的摩擦扭矩T_f,mc之和相当。

$I_m{\stackrel{.}{\mathrm{\ω}}}_m={\stackrel{\→}{T}}_{m,s}+{\stackrel{\→}{T}}_{f,\mathrm{mc}}\·\·\·\left(3\right)$

I_m:外侧主离合器片的转动惯量

:外侧主离合器片的角加速度

:主离合器的花键扭矩

:主离合器的摩擦扭矩

更详细地说，如上所述，主离合器30的花键扭矩Tm，s也包含于第一模型，是在花键部31a、32a与对象部件之间传递的扭矩。主离合器30的摩擦扭矩T_f,mc是对能够在内侧主离合器片31和外侧主离合器片32之间能够传递的扭矩进行建模而得到的主离合器30的摩擦模型。即，摩擦扭矩T_f,mc表示由凸轮机构50的移动侧凸轮部件52施加推压力的主离合器30中的外侧主离合器片32能够朝内侧轴20传递的扭矩。

因此，主离合器30的摩擦扭矩T_f，mc包含于外侧主离合器片32所涉及的第三模型以及内侧轴20所涉及的第四模型。并且，在本实施方式中，主离合器30的摩擦模型包含表示相对于对主离合器30施加的推压力的主离合器30的轴向变形量的刚性模型。

第四模型是对内侧轴20的旋转方向的运动方程式进行建模而得到的，由式(4)表示。式(4)的坐标是由输出扭矩的输出部件(内侧轴20、内侧主离合器片31、移动侧凸轮部件52)的转动惯量I_out和角速度ω_out的微分值之积表示的角动量。如式(4)的右边所示，该角动量与内侧轴20的输出扭矩T_out、主离合器30的摩擦扭矩T_f,mc、移动侧凸轮部件52的凸轮扭矩T_Nm、移动侧凸轮部件52的依赖于负载的摩擦扭矩T_Ff,m、以及机油的空转摩擦扭矩T_d之和相当。

$I_{\mathrm{out}}{\stackrel{.}{\mathrm{\ω}}}_{\mathrm{out}}={\stackrel{\→}{T}}_{\mathrm{out}}+{\stackrel{\→}{T}}_{f,\mathrm{mc}}+{\stackrel{\→}{T}}_{\mathrm{Nm}}+{\stackrel{\→}{T}}_{\mathrm{Ff},m}+{\stackrel{\→}{T}}_d\·\·\·\left(4\right)$

I_out:内侧轴的转动惯量、内侧主离合器的转动惯量、移动侧凸轮部件的转动惯量之和

:内侧轴的角加速度

：内侧轴的输出扭矩

：主离合器的摩擦扭矩

:移动侧凸轮部件的凸轮扭矩

:移动侧凸轮部件的依赖于负载的摩擦扭矩

:机油的空转摩擦扭矩

更详细地说，内侧轴20的输出扭矩T_ont是驱动力传递装置1对作为辅助驱动轮的后差速器输出的扭矩。如上所述，主离合器30的摩擦扭矩T_f,mc是也包含于第三模型的主离合器30的摩擦模型。移动侧凸轮部件52的凸轮扭矩T_Nm是基于由凸轮机构50的有效半径和移动侧凸轮部件52的内部力N_p定义的凸轮机构50的动作特性建模而得到的。即，移动侧凸轮部件52的凸轮扭矩T_Nm与从凸轮从动件52对移动侧凸轮部件52的凸轮槽施加的扭矩相当。

移动侧凸轮部件52的依赖于负载的摩擦扭矩T_Ff,m是通过移动侧凸轮部件52与凸轮从动件53的接触而产生的扭矩。即，该依赖于载荷的摩擦扭矩T_Ff,m与通过凸轮从动件53相对于移动侧凸轮部件52的凸轮槽的滑动而产生的摩擦的旋转方向成分相当，是基于由凸轮部件50的有效半径、移动侧凸轮部件52的凸轮槽的斜度(凸轮的倾斜角)等定义的凸轮机构50的特性进行建模而得到的。如上所述，机油的空转摩擦扭矩T_d是经由也包含于第一模型的润滑油传递的扭矩。

第五模型是对内侧主离合器片31与移动侧凸轮部件52形成一体后的轴向的运动方程式进行建模而得到的，由式(5)表示。式(5)的左边是由内侧主离合器片31和移动侧凸轮部件52的质量m_m和轴向位置y_m的二阶微分值之积表示的运动量。如式(5)的右边所示，该运动量与移动侧凸轮部件52的内部力N_m、移动侧凸轮部件52的内部摩擦力F_f，m、内侧主离合器片31的反力F_c以及花键部31a、32a的依赖于负载的摩擦力F_f，s之和相当。

$m_m{\stackrel{..}{y}}_m={\stackrel{\→}{N}}_m+{\stackrel{\→}{F}}_{f,m}+{\stackrel{\→}{F}}_c+{\stackrel{\→}{F}}_{f,s}\·\·\·\left(5\right)$

m_m:内侧主离合器片与移动侧凸轮部件的质量

:内侧主离合器片与移动侧凸轮部件的加速度

:移动侧凸轮部件的内部力

:移动侧凸轮部件的内部摩擦力

:内侧主离合器片的反力

:花键部的依赖于负载的摩擦力

更详细地说，移动侧凸轮部件52的内部力Nm由包含表示相对于支承侧凸轮部件51与移动侧凸轮部件52的相位差的移动侧凸轮部件52的移动量的凸轮动作模型以及凸轮机构50的轴向的粘弹性模型的模型表示。该凸轮动作模型例如是对由凸轮机构50的凸轮槽的半径、斜度等要素决定的凸轮机构50的动作特性进行建模而得到的。

并且，凸轮机构50的粘弹性模型是与运动方程式中的减震器以及弹簧相当的粘弹性特性。具体而言，粘弹性特性由凸轮机构50的移动侧凸轮部件52轴向移动时移动侧凸轮部件52所涉及的粘性阻力系数c_p和移动速度v(y_m的微分值)之积(c_pv)以及弹簧常数k_p和变位量x(y_m-y₀:y₀为初始位置)之积(k_px)的和表示。

移动侧凸轮部件52的内部摩擦力Ff，m是通过移动侧凸轮部件52与凸轮从动件53的接触而产生的轴向力。即，该内部摩擦力Ff，m与通过凸轮从动件53相对于移动侧凸轮部件52的凸轮槽的滑动而产生的摩擦的轴向成分相当，是基于由凸轮机构50的有效半径、移动侧凸轮部件52的凸轮槽的斜度(凸轮的倾斜角)等定义的凸轮机构50的特性进行建模而得到的。

内侧主离合器片31的反力Fc由包含主离合器30的粘弹性模型的模型表示。主离合器30的粘弹性模型由当主离合器30的内侧主离合器片31轴向移动时内侧主离合器片31所涉及的粘性阻力系数c_i和移动速度v(y_m的微分值)之积(c_iv)以及弹簧常数k_i和变位量x(y_m-y0:y₀为初始位置)之积(k_ix)的和表示。并且，也可以假设内侧主离合器片31和移动侧凸轮部件52一体地轴向移动，在各粘弹性模型中，假设粘性阻力系数、弹簧常数分别相等(c_p=c_i，k_p=k_i)。

花键部31a、32a的依赖于负载的摩擦力Ff，s包含主离合器30中的各花键部31a、32a与对象部件(外侧壳体10的内花键11a、内侧轴20的外花键20a)之间的轴向的摩擦模型。并且，在本实施方式中，在该依赖于负载的摩擦力Ff，s中包含形成于移动侧凸轮部件52的内花键和内侧轴20的外花键20a的轴向的摩擦模型。

此处，对主离合器30以及引导离合器44的摩擦模型更详细地进行说明。如上所述，主离合器30的摩擦模型亦即摩擦扭矩T_f,mc包含于第三模型以及第四模型，引导离合器44的摩擦模型亦即摩擦扭矩T_f,pc包含于第一模型以及第二模型。此处，引导离合器44的摩擦扭矩T_f,pc以及主离合器30的摩擦扭矩T_f,mc分别由下述的式(6)、(7)表示。

${\stackrel{\→}{T}}_{f,\mathrm{pc}}={\mathrm{\μ}}_p{r}_p{n}_p{F}_{n,p}\·\·\·\left(6\right)$

${\stackrel{\→}{T}}_{f,\mathrm{mc}}={\mathrm{\μ}}_m{r}_m{n}_m{F}_{n,m}\·\·\·\left(7\right)$

:引导离合器的摩擦扭矩

:主离合器的摩擦扭矩

μ_p，μ_m:摩擦系数

r_p,r_m:平均半径

n_p，n_m:离合器片的数量

F_n,p,F_n，m:推压力

即，各摩擦扭矩T_f,pc、T_f,mc与各自的摩擦系数μ_p、μ_m、平均半径R_p、R_m、离合器片的数量n_p、n_m以及推压力F_n,p、F_n，m之积相当。更详细地说，引导离合器44的摩擦系数μ_p以及主离合器30的摩擦系数μ_m是各自的内侧离合器片与外侧离合器片之间的摩擦系数。该摩擦系数μ_p、μ_m例如表示移动速度(相对的角速度差)与摩擦系数的关系，并且也可以利用能够表现从静摩擦朝动摩擦过渡的过渡状态、从动摩擦朝静摩擦过渡的过渡状态的LuGre模型定义。平均半径R_p、R_m是摩擦卡合的离合器片的摩擦面的半径。离合器片的数量n_p、n_m是内侧离合器片与外侧离合器片的总数。

引导离合器44的摩擦扭矩T_f,pc中的推压力F_n，p是根据对电磁离合器装置40输入的控制信号而变动的模型。即，引导离合器44所涉及的推压力F_n,p是不考虑外侧引导离合器片44b相对于内侧引导离合器片44a的轴向位置、即假设各离合器片44a、44b的轴向位置恒定而以依赖于控制信号的方式进行建模而得到的。

另一方面，对于主离合器30的摩擦扭矩T_f，mc中的推压力F_n，m，由于主离合器30受到凸轮动作特性影响，因此是考虑外侧主离合器片32相对于内侧主离合器片31的轴向移动量进行建模而得到的。更具体地说，主离合器30所涉及的推压力F_n，m由包含与上述的移动量相应的轴向的非线性的粘弹性模型的模型表示。

该粘弹性模型是包含于第五模型的主离合器30的非线性的粘弹性模型，如上所述，使用内侧主离合器片31所涉及的粘性阻力系数c_i和根据内侧主离合器片31的轴向的推压量(移动量)而变化的弹簧常数k_i表示。此外，在该粘弹性模型中，作为变量输入内侧主离合器片31和移动侧凸轮部件52的轴向位置y_m，但在该轴向位置y_m的初期位置y₀中包含间隙C1。即，将移动侧凸轮部件52超过间隙C1而沿轴向移动，并与内侧主离合器片31抵接的轴向位置设定为初期位置y₀。这样，主离合器30的摩擦模型亦即摩擦扭矩T_f,mc以包含间隙C1的方式建模。

传递扭矩推定装置70进行如上所述的驱动力传递装置1的建模，并推定所能够传递的扭矩。此处，参照图3～图8对通过各个建模推定的传递扭矩的变化进行说明。另外，在图3～图7中，示出假设对电磁离合器装置40输入规定的控制信号(电流),当在该状态下使内侧轴20相对于外侧壳体10相对旋转的情况下相对于两个部件10、20的角度差的传递扭矩的推定值。

首先，当对现有模型追加凸轮机构50的凸轮动作模型时，得到如图3所示的曲线图。此处，现有模型是指基于内侧轴20相对于外侧壳体10的相对速度和推压力来推定传递扭矩的模型。更详细地说，现有模型首先将内侧轴20相对于外侧壳体10的相对速度作为内侧主离合器片31和外侧主离合器片32的滑动速度，算出与该滑动速度对应的摩擦系数。进一步，假设对各离合器片附加相对于电流值恒定的推压力，基于摩擦系数和推压力来推定传递扭矩。

当对这种现有模型追加第五模型所包含的凸轮机构50的凸轮动作模型时，追加了移动侧凸轮部件52相对于支承侧凸轮部件51的旋转方向反转时的传递扭矩的变化。即，当旋转方向反转时，由于要经由凸轮机构50的中立状态，因此伴随着推压力的减少和增加而传递扭矩变动。

其次，当追加在主离合器30的内侧主离合器片31与移动侧凸轮部件52之间设置的间隙C1等机械的轴向晃动(包含于第五模型)时，得到如图4所示的曲线图。直到从凸轮机构50的中立状态起移动侧凸轮部件52超过间隙C1移动为止，不对内侧主离合器片31施加推压力。由此，产生与移动侧凸轮部件52和内侧主离合器片31抵接为止的时间差相应的量的传递扭矩为0的期间。

接着，当追加第五模型所包含的花键部31a、32a的轴向的摩擦模型时，得到如图5所示的曲线图。当在主离合器30的花键部31a、32a产生轴向的摩擦力时，由凸轮机构50产生的推压力减少相应的量。因此，传递扭矩的最大值以及最小值的绝对值减少。

进一步，当追加第三模型以及第四模型所包含的主离合器30的可变的刚性模型时，得到如图6所示的曲线图。当像以往那样假定主离合器30为刚体时，得到相对于各离合器片31、32的轴向位置的变化而传递扭矩即时联动的结果。与此相对，当考虑主离合器30的刚性时，传递扭矩与实测值同样以在曲线上移动的方式变化。

并且，当追加第一模型以及第三模型所包含的花键部31a、32a的轴向的齿隙时，得到如图7所示的曲线图。当内侧轴20相对于外侧壳体10的旋转方向反转时，即便内侧主离合器片31与外侧主离合器片32处于卡合状态，在与齿隙相应的部分不传递扭矩。由此，产生与直到花键部31a、32a的轴向的齿隙靠紧为止的时间差相应的量的传递扭矩大致为0的期间。

此处，当在对电磁离合器装置40输入规定的控制信号(电流)的状态下使内侧轴20相对于外侧壳体10相对旋转时，如图8所示，测定两个部件10、20之间的传递扭矩。由此可以看出，利用本实施方式的传递扭矩推定装置70的模型得到的传递扭矩的推定值(图7)和实测值(图8)近似。

其次，参照图9～图11对使用了传递扭矩推定装置70的建模的相对于控制信号(电流)的传递扭矩的推定进行说明。另外，在图9～图11中，示出当使对电磁离合器装置40输入的控制信号变化的情况下，在外侧壳体10与内侧轴20之间能够传递的扭矩的推定值。

首先，当对现有模型追加相对于电流的驱动力传递装置1的扭矩特性(第一模型～第四模型)时，得到如图9所示的曲线图。此处，所谓现有模型是假设根据电流值对主离合器30施加的推压力以呈一次直线的方式变化，伴随着该推压力的增减而传递扭矩也以呈一次直线的方式变化的模型。

并且，上述的扭矩特性与对驱动力传递装置1的各部件的旋转方向的运动方程式进行建模而得到的第一模型～第四模型相当。进而，当对现有模型追加该扭矩特性时，传递扭矩以追随电流值的变化的方式变化。因此，传递扭矩并非以呈一次直线的方式变化，而是形成如图9所示的曲线状。

其次，当追加电磁离合器装置40中的电磁迟滞特性(电流迟滞特性)时，得到如图10所示的曲线图。该电磁迟滞特性是因通过利用电磁离合器装置40形成磁回路而在电磁离合器装置40以及周边部件残留的磁的影响而导致的。例如，当使电流值减少的情况下，由于剩磁的影响传递扭矩的降低慢，与使电流值增加的情况相比较传递扭矩变高。

接着，当追加驱动力传递装置1中的机械迟滞特性(第五模型)时，得到如图11所示的曲线图。如第五模型所示，该机械迟滞是因像内侧主离合器片31和移动侧凸轮部件52那样轴向动作的影响而导致的。尤其是因花键部31a、32a的依赖于负载的摩擦力Ff，s而导致的影响大。进而，从图10和图11的比较可以看出，由于该机械迟滞，使电流值减少的情况下和使电流值增加的情况下的传递扭矩之差变大。

根据上述的传递扭矩推定装置70，能够利用第一模型～第五模型高效地表示构成驱动力传递装置1的各部件的在旋转方向以及轴向上的运动。尤其是，在第二模型中将支承侧凸轮部件51和内侧引导离合器片44a作为一体进行建模，在第五模型中将内侧主离合器片31和移动侧凸轮部件52作为一体进行建模。由此，传递扭矩推定装置70能够考虑驱动力传递装置1的凸轮机构50的特有的动作等而高精度地推定传递扭矩。因此，能够反映所推定的传递扭矩的特性而更恰当地进行驱动力传递装置1的控制、设计。

并且，第一模型以及第二模型所包含的引导离合器44的摩擦模型(摩擦扭矩T_f,pc)以包含与各离合器片44a、44b的相对角速度差相应的摩擦系数μ_p和对引导离合器44施加的推压力F_n，p之积的方式建模。即，对于引导离合器44的摩擦模型(摩擦扭矩T_f,pc)，与各离合器44a、44b的轴向移动无关，根据控制信号而摩擦力变动。由此，能够更高效地对引导离合器44的扭矩特性进行建模，能够更高精度地推定所能够传递的扭矩。

另一方面，第三模型以及第四模型所包含的主离合器30的摩擦模型(摩擦扭矩T_f,mc)以包含与各离合器片31、32的相对角速度差相应的摩擦系数μ_m和对主离合器30赋予的推压力F_n，m之积的方式建模。即，主离合器30的摩擦模型(摩擦扭矩T_f,mc)考虑了各离合器片31、32的轴向移动，包含与其移动量相应的轴向的粘弹性模型。由此，能够更高效地对主离合器30的扭矩特性进行建模，能够进行更高精度的传递扭矩的推定。

并且，对内侧主离合器片31以及移动侧凸轮部件52的轴向的运动方程式进行建模而得的第五模型在各花键部31a、32a的依赖于负载的摩擦力F_f,s中分别包含与对象部件之间的轴向的摩擦模型。这样，考虑对传递扭矩造成影响的花键部31a、32a处的轴向摩擦，对内侧主离合器片31和移动侧凸轮部件52的轴向摩擦进行汇总而进行建模。由此，能够高效地对作用于主离合器30的各花键部31a、32a的轴向摩擦进行建模，能够进行高精度地传递扭矩的推定。

对外侧壳体10以及外侧主离合器片32的旋转方向的运动方程式进行建模而得的第一模型以及第三模型在主离合器30的花键扭矩Tm，s包含花键部31a、32a处的齿隙。这样，考虑由齿隙对传递扭矩造成的影响，假设花键部31a、32a处的齿隙仅在外侧壳体10与外侧主离合器片32之间产生而进行建模。由此，能够高效地进行包含齿隙的建模，能够实现所推定的传递扭矩的高精度化。

第三模型和第四模型所包含的主离合器30的摩擦模型(摩擦扭矩Tf，mc)以及第五模型是以包含在内侧主离合器片31和移动侧凸轮部件52之间设置的间隙C1的方式进行建模而得到的。由此，能够进行考虑了因间隙C1的影响而不传递扭矩的期间的建模，能够实现所推定的传递扭矩的高精度化。

此外，第三模型以及第四模型所包含的主离合器30的摩擦模型(摩擦扭矩Tf，mc)包含表示主离合器30的轴向变形量的刚性模型。由此，能够高精度地推定因主离合器30的刚性的影响而相对于推压力呈曲线变化的传递扭矩。

在实施方式中，主离合器30的摩擦模型(T_f,mc)以及引导离合器44的摩擦模型(T_f,pc)包含摩擦系数μ_p、μ_m，该摩擦系数μ_p、μ_m是由表示移动速度与摩擦系数的关系的LuGre模型定义的。与此相对，作为更简单的模型，摩擦系数μ_p、μ_m也可以根据移动速度来设定根据预先确定的动摩擦系数以及静摩擦系数的二值。

在实施方式中，驱动力传递装置1作为切换车辆的二轮驱动和四轮驱动的装置应用。与此相对，只要是驱动力传递装置具备两种离合器和夹设于两种离合器之间的凸轮机构的结构，就能够作为由传递扭矩推定装置进行建模的对象。并且，也可以将由传递扭矩推定装置进行的建模应用于车辆的传动线的模型。由此，能够利用于车辆的传动系统的设计的最优化等。

Claims (8)

1.一种传递扭矩推定装置，该传递扭矩推定装置是驱动力传递装置的传递扭矩推定装置，

所述传递扭矩推定装置具备:

圆筒形状的外侧旋转部件;

内侧旋转部件，该内侧旋转部件在所述外侧旋转部件内以能够相对于所述外侧旋转部件相对旋转的方式与所述外侧旋转部件配置在同轴上;

主离合器，该主离合器在所述外侧旋转部件与所述内侧旋转部件之间传递扭矩;

电磁离合器装置，该电磁离合器装置具有能够通过利用与控制信号相应的磁力牵拉电枢而传递所述外侧旋转部件的扭矩的引导离合器;以及

凸轮机构，该凸轮机构设置在所述主离合器与所述引导离合器之间，将经由所述引导离合器传递的所述外侧旋转部件的旋转和所述内侧旋转部件的旋转之间的旋转差转换成轴向的推压力，并使移动侧凸轮部件相对于支承侧凸轮部件进行轴向移动，由此推压所述主离合器，

所述传递扭矩推定装置的特征在于，

所述主离合器由内侧主离合器片和外侧主离合器片构成，所述内侧主离合器片相对于所述内侧旋转部件的相对旋转被限制且允许轴向移动，所述外侧主离合器片相对于所述外侧旋转部件的相对旋转被限制且允许轴向移动，

所述引导离合器由内侧引导离合器片和外侧引导离合器片构成，所述内侧引导离合器片相对于所述支承侧凸轮部件的相对旋转被限制且允许轴向移动，所述外侧引导离合器片相对于所述外侧旋转部件的相对旋转被限制且允许轴向移动，

所述传递扭矩推定装置基于以下模型针对所述控制信号推定在所述外侧旋转部件与所述内侧旋转部件之间能够传递的扭矩，所述模型包括:

第一模型，该第一模型包括所述引导离合器的摩擦模型，是通过对所述外侧旋转部件的旋转方向的运动方程式进行建模而得到的;

第二模型，该第二模型包括所述引导离合器的摩擦模型，是通过对将所述支承侧凸轮部件和所述内侧引导离合器片形成一体后的旋转方向的运动方程式进行建模而得到的;

第三模型，该第三模型包括所述主离合器的摩擦模型，是通过对所述外侧主离合器片的旋转方向的运动方程式进行建模而得到的;

第四模型，该第四模型包括所述主离合器的摩擦模型，是通过对所述内侧旋转部件的旋转方向的运动方程式进行建模而得到的;以及

第五模型，该第五模型包括凸轮动作模型以及所述主离合器和所述凸轮机构的轴向的粘弹性模型，是通过对将所述主离合器片和所述移动侧凸轮部件形成一体后的轴向的运动方程式进行建模而得到的，所述凸轮动作模型表示相对于所述支承侧凸轮部件和所述移动侧凸轮部件的相位差的所述移动侧凸轮部件的移动量。

2.根据权利要求1所述的传递扭矩推定装置，其特征在于，

所述引导离合器的摩擦模型包括下述二者之积:与所述内侧引导离合器片和所述外侧引导离合器片之间的相对角速度差相应的摩擦系数;以及利用与所述控制信号相应的磁力对所述引导离合器施加的推压力，

所述主离合器的摩擦模型包括下述二者之积:与所述内侧主离合器片和所述外侧主离合器片之间的相对角速度差相应的摩擦系数;以及对所述主离合器施加的轴向的推压力。

3.根据权利要求2所述的传递扭矩推定装置，其特征在于，

对所述主离合器施加的轴向的推压力由包括所述凸轮动作模型和所述主离合器的轴向的粘弹性模型的模型表示。

4.根据权利要求1～3中任一项所述的传递扭矩推定装置，其特征在于，

在所述主离合器中，在所述外侧主离合器片形成有与所述外侧旋转部件花键嵌合的花键部，在所述内侧主离合器片形成有与所述内侧旋转部件花键嵌合的花键部，

所述第五模型分别包括所述主离合器的各所述花键部与对象部件的轴向的摩擦模型。

5.根据权利要求1～3中任一项所述的传递扭矩推定装置，其特征在于，

在所述主离合器中，在所述外侧主离合器片形成有与所述外侧旋转部件花键嵌合的花键部，在所述内侧主离合器片形成有与所述内侧旋转部件花键嵌合的花键部，

所述第一模型以及所述第三模型是以分别包括所述主离合器的所述花键部与对象部件的旋转方向的齿隙的方式进行建模而得到的。

6.根据权利要求1～3中任一项所述的传递扭矩推定装置，其特征在于，

在所述支承侧凸轮部件与所述移动侧凸轮部件之间不存在相位差的状态下，在所述主离合器与所述移动侧凸轮部件之间设置有规定量的间隙，

所述主离合器的摩擦模型是以包括所述间隙的方式进行建模而得到的。

7.根据权利要求1～3中任一项所述的传递扭矩推定装置，其特征在于，

在所述支承侧凸轮部件与所述移动侧凸轮部件之间不存在相位差的状态下，在所述主离合器与所述移动侧凸轮部件之间设置有规定量的间隙，

所述第五模型是以包括所述间隙的方式进行建模而得到的。

8.根据权利要求1～3中任一项所述的传递扭矩推定装置，其特征在于，

所述主离合器的摩擦模型包括表示所述主离合器的轴向的变形量的刚性模型。

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