JP2508009B2 - Double row continuously variable transmission for four-wheel drive vehicles - Google Patents
Double row continuously variable transmission for four-wheel drive vehiclesInfo
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- F16H2009/163—Arrangements of two or more belt gearings mounted in parallel, e.g. for increasing transmittable torque
Description
本発明は、４輪駆動車用複列式無段変速装置に関す
る。The present invention relates to a double-row continuously variable transmission for a four-wheel drive vehicle.
車両の駆動システムとしては、一般に２輪駆動（以下
2WDと称する）及び４輪駆動（以下4WDと称する）の駆動
システムが知られている。 2WDの車両は、エンジンの駆動力を100％前輪又は後輪
に伝達して走行するものである。 これに対して4WDの車両は、エンジンの駆動力を４輪
全部に分散して走行する。この場合、前後輪で受け持つ
駆動トルク配分比をどのように設定するかにつき、従来
1:1に設定するもの、及び任意の駆動トルク配分比に設
定可能なものがそれぞれ知られている。 前後輪で受け持つ駆動トルク配分比を任意に設定可能
としたものには、例えば次のようなものがある。 第１の技術例は、４輪駆動用トランスミツシヨンの前
輪への出力軸と前輪側差動装置との間に湿式多板クラツ
チを配置し、その印加油圧を変えることにより最大伝達
トルクを決定し、前輪への分担トルクを任意に設定する
ものである（例えば三栄書房株式会社発行、モーターフ
アン、1985年12月号、149ページ〜150ページ）。この技
術によれば、結果として前後輪の駆動トルク配分比を任
意に設定できる。 第２の技術例は、エンジンの駆動力を差動機構を介し
て前輪側及び後輪側に振り分けると共に、この前輪側及
び後輪側のいずれか一方、又は両方に無段変速機構を設
け、前後輪の速度比に差をもたせることで駆動トルク配
分比を任意に設定するというものである（特開昭59−15
1661）。この場合、速度比が異なるために本来生じる回
転速度の差は、前記差動装置によつて吸収させる。Generally, two-wheel drive (hereinafter
Drive systems of 2WD) and four-wheel drive (hereinafter referred to as 4WD) are known. 2WD vehicles travel by transmitting 100% of the engine driving force to the front or rear wheels. On the other hand, a 4WD vehicle distributes the driving force of the engine to all four wheels and travels. In this case, regarding how to set the drive torque distribution ratio for the front and rear wheels,
It is known that one is set to 1: 1 and one that can be set to an arbitrary drive torque distribution ratio. The following is an example of a drive torque distribution ratio that can be set by the front and rear wheels that can be arbitrarily set. In the first technical example, a wet multi-plate clutch is arranged between the output shaft to the front wheels of the four-wheel drive transmission and the front wheel side differential device, and the maximum transmission torque is determined by changing the applied hydraulic pressure. However, it is to arbitrarily set the sharing torque to the front wheels (for example, Sanei Shobo Co., Ltd., Motor Juan, December 1985 issue, pages 149-150). According to this technique, as a result, the drive torque distribution ratio of the front and rear wheels can be arbitrarily set. In the second technical example, the driving force of the engine is distributed to the front wheel side and the rear wheel side via a differential mechanism, and one or both of the front wheel side and the rear wheel side is provided with a continuously variable transmission mechanism. The drive torque distribution ratio is set arbitrarily by making the speed ratio of the front and rear wheels different (JP-A-59-15).
1661). In this case, the difference in rotational speed originally caused by the difference in speed ratio is absorbed by the differential device.
しかしながら、前記第１の技術例は、以下に示すよう
な問題がある。 （１）前記湿式クラツチを滑らせた状態にしなければ駆
動トルク配分比を制御できない。即ち、もし、クラツチ
への印加油圧が充分に大きく、従つてクラツチが滑つて
いなければ、前、後輪の駆動トルク配分比は1:1とな
る。ところが、これ以外の駆動トルク配分比を実現する
ためにはクラツチを滑らせなければならない。そのた
め、クラツチ材の摩耗、熱害等耐久性に関する問題を本
質的に含む。 （２）クラツチを滑らせながら使用するため、この部分
のエネルギーロスが避けられず、動力伝達系全体の効率
が低下する。 （３）クラツチへの印加油圧が同一の条件の下で、つま
り最大伝達トルクが同一の条件の下で、E/Gトルクが増
加した時のことを考えてみる。この場合は、クラツチの
ある前輪側の伝達トルクは変わらず、後輪側の伝達トル
クのみが増加するため、前、後輪の駆動トルク配分比は
変化する。これは、駆動トルク配分比をある値に維持す
るためには、E/Gトルクに応じてクラツチの最大伝達ト
ルクを制御しなければならないことを意味する。従っ
て、クラツチへの印加油圧は、単に目標とする駆動トル
ク配分比だけで決定されるのではなく、更にE/Gトルク
の大きさを加味して決定されなければならず、常に流動
的であつて油圧制御方法は複雑で難しくなる。 一方、第２の技術例にあつては次のような問題があ
る。即ち、第２の技術例における無段変速機構は、専ら
駆動トルク配分比を変更することのみに使用されている
ため、車両におけるいわゆるトランスミツシヨンは、駆
動トルク配分機構の前側（動力伝達系の上流側）に別に
設けられることになる（特開昭59−151661の図面、特に
第２図参照）。従つて、動力伝達系としては、トランス
ミツシヨン＋無段変速機構による駆動トルク配分装置で
構成されることになり、非常に大きなスペースを要し、
重量も増大する。又、トルクの伝達経路も長くなるた
め、伝達効率の悪化も当然生じ得る。However, the first technical example has the following problems. (1) The drive torque distribution ratio cannot be controlled unless the wet clutch is slid. That is, if the hydraulic pressure applied to the clutch is sufficiently large, and therefore the clutch is not slipping, the drive torque distribution ratio of the front and rear wheels is 1: 1. However, in order to realize a drive torque distribution ratio other than this, the clutch must be slid. Therefore, it inherently involves problems such as abrasion and heat damage of the clutch material. (2) Since the clutch is used while sliding, energy loss in this part cannot be avoided, and the efficiency of the entire power transmission system is reduced. (3) Consider the case where the E / G torque is increased under the same condition of the hydraulic pressure applied to the clutch, that is, under the condition of the same maximum transmission torque. In this case, the transmission torque on the front wheel side with the clutch does not change and only the transmission torque on the rear wheel side increases, so that the drive torque distribution ratio of the front and rear wheels changes. This means that in order to maintain the drive torque distribution ratio at a certain value, the maximum transmission torque of the clutch must be controlled according to the E / G torque. Therefore, the hydraulic pressure applied to the clutch must be determined not only by the target drive torque distribution ratio but also by taking into account the magnitude of E / G torque, and is always fluid. Therefore, the hydraulic control method becomes complicated and difficult. On the other hand, the second technical example has the following problems. That is, since the continuously variable transmission in the second technical example is used only for changing the drive torque distribution ratio, the so-called transmission in the vehicle is a so-called transmission on the front side of the drive torque distribution mechanism (in the power transmission system). It will be separately provided (upstream side) (see the drawing of JP-A-59-151661, especially FIG. 2). Therefore, the power transmission system will be composed of a drive torque distribution device by transmission + continuously variable transmission mechanism, which requires a very large space,
Weight also increases. Further, since the torque transmission path becomes long, the transmission efficiency may be deteriorated.
本発明は、このような従来の問題に鑑みてなされたも
のであつて、その要旨とするところは、エンジンからの
出力を２系統に分配して出力する差動機構と、該２系統
の分配出力系にそれぞれ連結された２系統の無段変速機
構と、該２系統の無段変速機構の一方を前輪に、他方を
後輪にそれぞれ連結する手段と、前記２系統の無段変速
機構をそれぞれ独立に制御し、目標とする速度比と目標
とする前後輪駆動トルク配分比とを同時に実現する手段
と、を備えたことにある。 ここにおいて、もし、目標とする速度比と目標とする
前後輪トルク配分比とが同時に実現できない状態であつ
た場合には、目標とする速度比の方が優先される。The present invention has been made in view of such a conventional problem, and its gist is to provide a differential mechanism that distributes and outputs an output from an engine into two systems, and a distribution system of the two systems. A continuously variable transmission mechanism of two systems respectively connected to the output system; a means for connecting one of the continuously variable transmission mechanisms of the two systems to the front wheels and the other to the rear wheels; and a continuously variable transmission mechanism of the two systems. It is provided with means for controlling each independently and simultaneously realizing a target speed ratio and a target front / rear wheel drive torque distribution ratio. Here, if the target speed ratio and the target front / rear wheel torque distribution ratio cannot be realized at the same time, the target speed ratio is prioritized.
本発明においては、エンジンからの出力をまず差動機
構を介して２系統に分配し、この２系統の分配出力系に
それぞれ２系統の無段変速機構を連結し、その一方を前
輪に、他方を後輪にそれぞれ連結した上で、この２系統
の無段変速機構をそれぞれ独立に制御し、目標とする速
度比と目標とする前後輪駆動トルク配分比とを同時に実
現するようにしている。その結果、第１にクラツチ材が
滑ることによる摩耗、熱害等の耐久性に関する問題が解
消される。第２にクラツチ材が滑ることによるエネルギ
ーロスの問題も当然に解消される。第３に、目標駆動ト
ルク配分比が一定であつても他の要素の変動の影響を受
けるために駆動トルク配分比制御部の制御値が常に変動
するという問題も解消される。第４に無段変速機構自体
によつていわゆるトランスミツシヨン機能を果すことが
できるため、別途トランスミツシヨンを設ける必要がな
く、従つて、動力伝達系が簡素化され重量軽減及び伝達
ロスの軽減を達成することができる。 なお、好ましい実施態様は、前記差動機構がかさ歯式
差動装置とされていることである。これにより、前後輪
の駆動トルク配分比を1:1を中心とする任意の駆動トル
ク配分比とした上で速度比を任意に設定することができ
るようになる。 又、好ましい実施態様は、前記差動機構が遊星歯車装
置とされていることである。このようにすることによ
り、該遊星歯車装置の歯数比を適宜に設定することによ
り、前後輪の駆動トルク配分比の設定の中央値を1:1以
外にずらすことができる。即ち、例えば静的車両重量の
前後輪に係る割合が1:1でなく前輪側及び後輪側のいず
れか一方側により多くの車重負担が掛つている場合、車
両走行中において最も多く要求される駆動トルク配分比
は1:1からずれたものとなる。従つて、この最も要求頻
度が高い前後輪の駆動トルク配分比に差動機構の段階で
駆動トルク配分が行なわれるようにしておくと、実際の
制御にあたつて実質的に自由度の高い速度比及び駆動ト
ルク配分比の制御を行うことが可能となる。 ところで走行条件によつては、前記目標とする速度比
と目標とする前後輪駆動トルク配分比とを同時に実現す
ることが不可能な場合が考えられる。この場合は目標と
する速度比の方を優先させるようにする。本発明におい
ては、２つの無段変速機構に速度比の制御機能と駆動ト
ルク配分比の制御機能とを両立させるようにしている。
従つて、例えば目標とする速度比が極端に大きいか又は
小さい場合、あるいは目標駆動トルク配分比が極端に前
輪側又は後輪側に偏つている場合等においては、速度比
及び駆動トルク配分比の双方を同時に実現することがで
きない場合がある。もしこのような場合が生じた場合に
は上述のように速度比の方を優先させるようにすること
により、より運転者の意思に近い走行を行うことが可能
となる。In the present invention, the output from the engine is first distributed to two systems via the differential mechanism, and two continuously variable transmission mechanisms are respectively connected to the two distributed output systems, one of which is used as the front wheel and the other of which is used. , And the two continuously variable transmissions are independently controlled, so that a target speed ratio and a target front / rear wheel drive torque distribution ratio are simultaneously realized. As a result, firstly, problems relating to durability such as wear and heat damage due to sliding of the clutch material are solved. Second, the problem of energy loss due to slippage of the clutch material is naturally solved. Third, even if the target drive torque distribution ratio is constant, the problem that the control value of the drive torque distribution ratio controller constantly fluctuates due to the influence of fluctuations of other elements is solved. Fourthly, since the so-called transmission function can be achieved by the continuously variable transmission mechanism itself, it is not necessary to provide a separate transmission, and therefore, the power transmission system is simplified and the weight and transmission loss are reduced. Can be achieved. A preferred embodiment is that the differential mechanism is a bevel-type differential device. As a result, the drive torque distribution ratio of the front and rear wheels can be set to an arbitrary drive torque distribution ratio centered on 1: 1 and the speed ratio can be set arbitrarily. A preferred embodiment is that the differential mechanism is a planetary gear device. By doing so, the median value of the setting of the drive torque distribution ratio of the front and rear wheels can be shifted to other than 1: 1 by appropriately setting the gear ratio of the planetary gear device. That is, for example, when the ratio of the front and rear wheels of the static vehicle weight is not 1: 1 and more of the vehicle weight burden is placed on one of the front wheel side and the rear wheel side, the most demand is made during running of the vehicle. The drive torque distribution ratio is deviated from 1: 1. Therefore, if the drive torque is distributed at the stage of the differential mechanism to the drive torque distribution ratio of the front and rear wheels, which is the most frequently requested frequency, the speed with a high degree of freedom in actual control can be achieved. It is possible to control the ratio and the drive torque distribution ratio. However, depending on the traveling conditions, it may be impossible to simultaneously achieve the target speed ratio and the target front / rear wheel drive torque distribution ratio. In this case, the target speed ratio is prioritized. In the present invention, the two continuously variable transmissions have both the speed ratio control function and the drive torque distribution ratio control function.
Therefore, for example, when the target speed ratio is extremely large or small, or when the target drive torque distribution ratio is extremely biased to the front wheel side or the rear wheel side, the speed ratio and the drive torque distribution ratio It may not be possible to achieve both at the same time. If such a case occurs, by giving priority to the speed ratio as described above, it becomes possible to travel more closely to the driver's intention.
以下図面に基づいて本発明の実施例を詳細に説明す
る。 第１図は、本発明の実施例が採用されたフロントエン
ジン4WD車のパワートレインを模式的に示したものであ
る。 エンジン１の出力は、クラツチ２を介してセンターデ
フアレンシヤル３に伝達される。 センターデフアレンシヤル３は２つの無段変速部４、
５の入力軸６、７へエンジントルクを振り分ける働きを
する。これらの無段変速部の内の一方４は前輪WF側へ動
力を伝達し、他方５は後輪WR側へ動力を伝達するように
配置されている。 本実施例における無段変速部４、５は所謂プーリー・
ベルト式の周知の無段変速機構であり、円錐円板状のプ
ーリーが軸方向に動き、ベルトの掛かり径を変えること
で、連続可変の速度比を得るものである。しかし、本発
明が対象とする無段変速機構は、プーリー・ベルト式に
限定されるものではなく、他の方式のものであつても本
質的な効果は変わらない。 無段変速部４の出力軸８は、前輪側デフアレンシヤル
10に連結されており、前輪側の駆動力は、このデフアレ
ンシヤル10により左、右輪へ振り分けられる。又無段変
速部５の出力軸９より得られる後輪側の駆動力は、リン
グギヤ11、ドリブルピニオン12、プロペラシヤフト13、
ドライブピニオン14、リングギヤ15を介して後輪側デフ
アレンシヤル16に伝達され、ここで左、右輪へ振り分け
られる。 第２図は、第１図に示した２つの無段変速部４、５の
制御系を示すものである。前輪側の無段変速部４の入力
軸プーリー17、出力軸プーリー18の推力は、入力軸油圧
シリンダ19及び出力軸油圧シリンダ20内の作動油の油圧
で与えられる。25Fは、エンジン１で駆動されるポンプ
であり、この吐出圧は、圧力制御弁26Fで決定され、ラ
イン油圧PLFとなる。このライン油圧PLFは、、出力軸油
圧シリンダ20に直接作用し、ベルトが滑らずにトルク伝
達をするのに必要なプーリー推力を確保する。又、油圧
PLFとなつた作動油は、流量制御弁27Fへも導かれ、この
弁で必要な油量を入力軸油圧シリンダ19へ流入させ、又
は入力軸油圧シリンダ19からドレインさせる。その結
果、任意の速度比を設定することができる。以上の要素
で前輪側無段変速部４のトルク容量及び速度比を調整す
る油圧制御系が構成される。後輪側無段変速部５のトル
ク容量、速度比を調整する油圧制御系も同様にポンプ25
R、圧力制御弁26R、流量制御弁27Rで構成されており、
各要素の機能は、前輪側の場合と同じである。なお、こ
こでのライン油圧はPLFとする。 圧力制御弁26F、26R及び流量制御弁27F、27Rはいずれ
も比例電磁弁であり、これらは、コントローラ28から発
せられる電気信号により駆動される。コントローラ28へ
入力される信号は、スロツトル開度θth、前輪側無段変
速部４の入力軸回転速度N inF、後輪側無段変速部５の
入力軸回転速度N inR、出力軸回転速度N out（＝前輪側
無段変速部４の出力軸回転速度N outF＝後輪側無段変速
部５の出力軸回転速度N outR）、車両加速度（又は勾
配）Ｇに対応する電気信号等であり、これらは、それぞ
れスロツトルセンサ29、回転数（角）センサ30、31、3
2、加速度センサ33で発せられる。 以上の構成により、前輪側無段変速部４の速度比と後
輪側無段変速部５の速度比を別々に設定することがで
き、かつ速度比が異なることによる無段変速部４、５の
入力軸回転速度の差異をセンターデフアレンシヤル３に
より吸収できるため、車両としての速度比と駆動トルク
配分比を任意に且つ同時に設定できるというほぼ理想的
な4WD用変速装置を提供できる。以下にこの作動原理を
説明する。 まず記号を次のように定義する。 N in…変速機全体入力軸回転速度 N out…変速機全体出力軸回転速度（＝N out F＝N out
R） T in…変速機全体入力軸トルク Ｅ…変速機全体速度比（＝N out/N in） N inF…前輪側無段変速部４の入力軸回転速度 N out F…前輪側無段変速部４の出力軸回転速度 T inF…前輪側無段変速部４の入力軸トルク T out F…前輪側無段変速部４の出力軸トルク eF…前輪側無段変速部４の速度比（＝N out F/N inF） N inR…後輪側無段変速部５の入力軸回転速度 N out R…後輪側無段変速部５の出力軸回転速度 T inR…後輪側無段変速部５の入力軸トルク T out R…後輪側無段変速部５の出力軸トルク eR…後輪側無段変速部５の速度比（＝N out R/N inR） Ｔ…前、後輪の駆動トルク配分比（＝T out F/T out
R） このように定義すると、T out F＝T inF/eF、T out R
＝T inR/eRであるから、駆動トルク配分比Ｔは、Ｔ＝T
out F/T out R＝（eR・T inF）／（eF・T inR）とな
る。ここでセンターデフアレンシヤル３があるため、T
inF＝T inRである。従つて、次式が得られる。 Ｔ＝eR/eF ………（１） 又、センターデフアレンシヤル３があるため、N in＝
（N inF＋N inR）/2となる。更に、N inF＝N out F/e
F、N inR＝N out R/eRであるからN in＝（N out F/eF＋
N out R/eR）/2となる。 ここでN out F＝N out R＝N outであるからN in＝（1
/eF＋1/eR）・N out/2＝（eF＋eR）・N out/（２・eF・
eR）となる。 従つて、次式が得られる。 Ｅ＝N out/N in ＝２・eF・eR/（eF＋eR） …（２） （１）（２）式を連立すると次式を得る。 eF＝（Ｔ＋１）E/2T …（Ａ） eR＝（Ｔ＋１）E/2 …（Ｂ） 従つて、目標とする速度比Ｅ°と目標とする駆動トル
ク配分比Ｔ°が与えられた時、前輪側無段変速部４及び
後輪側無段変速部５の速度比eF、eRを上式（Ａ）、
（Ｂ）により決定すれば、車両としての速度比と駆動ト
ルク配分比を同時に目標値とすることができることにな
る。 但し、eFとeRが取り得る範囲による制限から、目標と
する速度比Ｅ°と目標とする駆動トルク配分比Ｔ°を同
時に満足できる領域は、必ずしも無制限ではない。この
ことを実際に必要諸元を仮に設定して図示したものが第
３図である。ここでは、前輪側無段変速部４、後輪側無
段変速部５の速度比の範囲を0.4〜2.5とした。 第３図は縦軸を速度比Ｅとし、横軸は駆動トルク配分
比Ｔとした両対数グラフである。ここには、0.4≦eF≦
2.5、0.4≦eR≦2.5の速度比範囲と式（Ａ）、（Ｂ）の
関係から得られるＥとＴを同時に満足できる範囲が示さ
れている。これによると、Ｔが１の時は、Ｅは設定し得
る全範囲を取ることができるが、Ｔが１から離れるにし
たがつて、Ｅの取り得る範囲は小さくなつて行く。そし
て、Ｔが0.16又は6.25となつた時は、Ｅは0.69しか取り
得なくなる。この実施例ではこのように目標とする速度
比Ｅ°と目標とする駆動トルク配分比Ｔ°を同時に実現
することができない場合があることも考慮している（後
述）。 第４図は、以上述べて来た実施例装置の構成、作動原
理に基づく制御に基づいた基本的なフローチヤートであ
る。 まず、ステツプS1が実行されることにより、スロツト
ル開度θth、前輪側無段変速部４の入力軸回転速度N in
F、後輪側無段変速部５の入力軸回転速度N inR、変速機
出力軸回転速度N out、車両加速度Ｇがコントローラ28
内に内蔵されているマイクロコンピユータに読み込まれ
る。 次に、ステツプS2が実行されることにより、エンジン
回転速度でもある変速機入力軸回転速度N inが算出され
る。N inは、単純なデフ機構であるセンターデフアリン
シヤル３により、N inFとN inRに分けられるためN inの
算出式は式（３）のようになる。 N in＝（N inF＋N inR）/2 …（３） ステツプS3では、予めマイクロコンピユータ内に記憶
された周知の関係からエンジン１のトルクTeが決定され
る。エンジントルクTeは一般にスロツトル開度θthとエ
ンジン回転速度で決定されるのであるが、ここでは、エ
ンジン回転速度の変わりに、これと等しい変速機の入力
軸回転速度N inを用いるため、エンジントルク算出式は
式（４）のように書ける。 Te＝ｆ（θth、N in） …（４） ステツプS4では、変速機の目標入力軸回転速度N in°
が、スロツトル開度θthなどによつて決定される。この
決定方法は、スロツトル開度θthに応じた要求エンジン
出力Teがエンジンの最小燃費率点において実現されるよ
うなN in°を求めるという周知のものである。このよう
な、θthとN in°の関係は、エンジンの最小燃費率曲線
から予め求め、マイクロコンピユータ内にマツプあるい
は関数式として記憶されている。これを、ここでは単に
式（５）のように表わす。 N in°＝ｆ（θth） …（５） ステツプS5では、変速機の目標速度比Ｅ°が式（６）
により、決定される。ここでN outは、変速機の出力軸
回転数であるが、これは、前輪側無段変速部４あるい
は、後輪側無段変速部５の出力軸回転速度に等しい。
（６）式による目標速度比Ｅ°が実現されれば、エンジ
ン１は、最小燃費率を得る回転速度N in°で運転される
ことになる。 Ｅ＝N out/N in° …（６） ステツプS6では、車両の目標駆動トルク配分比Ｔ°が
車両速度比Ｇにより決定される。実際には、目標駆動ト
ルク配分比Ｔ°は車両の前後輪分担荷重比により決定さ
れるのであるが、前後輪分担荷重比を直接検出するので
はなく、車両加速度Ｇにより推定しているため、Ｔ°は
この車両加速度Ｇにより決定されることになる。 前後輪分担荷重比により前後輪駆動トルク配分比を変
えることのメリツトは、駆動トルク配分比が１に固定さ
れた通常のフルタイム4WD車と比較すると容易に理解で
きる。即ち、このフルタイム4WD車が急加速したとする
と、加速度の大きさに応じて、後輪の設置荷重が前輪に
比べ大きくなる。ここでタイヤのトラクシヨン発生の限
界能力は設置荷重に比例するため、後輪は前輪よりも限
界が高くなる。ところが前後輪の駆動トルク配分比は１
であるため、即ち同じ大きさの駆動トルクが与えられる
ため、エンジントルクが大きくなるとまず前輪において
限界を越え、前輪は空転する。しかしながら、同じエン
ジントルク発生時においても前後輪分担荷重比で駆動ト
ルク配分比を振り分けるようにすると、前輪側の分担ト
ルクを減らすことができるため空転を防止できる。従つ
て、更にエンジントルクを大きくして車両全体のトラク
シヨンを引き上げることができる。従つて、このような
方式は、エンジントルクを最も有効に車両のトラクシヨ
ンに変えることができると言えるものである。特に、雪
道等の低μ路においては、限界が低いためこの方式のメ
リツトが大きく生きてくることになる。 前後輪分担荷重比は、車両の加速度のみならず、路面
の勾配によつても変化するため、加速度センサ33は単に
加速度のみを検出するのではなく、車両の前後方向の傾
きをも加味した信号を発生する構造とするのが望まし
い。以上のような理由から、目標駆動トルク配分比Ｔ°
は、車両加速度信号（勾配信号を含む）Ｇにより決定さ
れ、（７）式のように表わされる。 Ｔ°＝ｆ（Ｇ） ……（７） ステツプS7では、前輪側無段変速部４の実際の速度比
eFが（８）式により決定される。 eF＝N out/N inF ……（８） ステツプS8では、後輪側無段変速部５の実際の速度比
eRが（９）式により決定される。 eR＝N out/N inR ……（９） ステツプS9では、ＥとＴに基づいて前輪側無段変速部
４の目標速度比eF°が決定される。 （10）式は前述の識別（Ａ）である。 eF°＝（Ｔ＋１）E/2T …（10） ステツプS10では、ＥとＴに基づいて後輪側無段変速
部５の目標速度比eR°が決定される。 （11）式は前述の（Ｂ）式である。 eR°＝（Ｔ＋１）E/2 …（11） 上記ステツプS9、S10で決定された前輪側、後輪側無
段変速部４、５の目標速度比eF°、eR°が実現されれ
ば、前輪ステツプS5、S6で決定された変速機の目標速度
比と前後輪の目標駆動トルク配分比を同時に実現させる
ことができる。 ステツプS11は、ステツプS9、S10で決定された目標速
度比eF°、eR°を修正するルーチンであり、これは後述
する。 修正ルーチンにより、修正を受けた後は、ステツプS1
2に進む。ここでは（12）式により前輪側無段変速部４
の速度比eFの目標値eF°と実際の値の差（偏差）に基づ
く値を流量制御弁27Fの制御値V0Fとしている。この制御
値V0Fを受けて流量制御弁27Fは、eFをeF°に一致させる
べく機能する。 V0F＝Ｋ（eF°−eF）/eF …（12） ステツプS13では、ステツプS12と同様に後輪側無段変
速部５の流量制御弁27Rの制御値V0Rが（13）式により決
定される。 V0R＝Ｋ（eR°−eR）/eR …（13） ステツプS14では、前輪側無段変速部４の圧力制御弁2
6Fの制御値V1Fが（14）式が示すように、エンジントル
クTeと速度比eFの関数として与えられる。これは、セン
ターデフアレンシヤル３により２等分されたエンジント
ルクを速度比eFにおいてベルトが滑ることなく伝達する
のに必要な出力軸シリンダ20内の油圧を与える式であ
る。 V1F＝ｆ（Te,eF） …（14） ステツプS15は、ステツプS14と同様に後輪側無段変速
部５の圧力制御弁26Rの制御値V1Rを（15）式により決定
するステツプである。 V1R＝ｆ（Te,eR） …（15） 最後に、ステツプS16が実行され、各制御値V0F、V
0R、V1F、V1Rが出力される。 第５図は、前述したように目標とする速度比Ｅ°と目
標とする駆動トルク配分Ｔ°とを同時に実現することが
できない場合に、第４図のステツプS11で実行されるeF
°、eR°を修正するルーチンの一例を示したものであ
る。このルーチンは、eF°が無段変速部４、５の変速範
囲であるeF min〜eF max内の値であるか、又、eR°がeR
min〜eR max内の値であるかどうかを判別する４つの判
別式で構成されている。 ステツプSS1では、eF°がeF max以下であるか否かが
判別される。eF max以下であれば、eF°は実現できる値
であるから、このまま次の判別式ステツプSS3へと進
む。eF°がeF maxを越えてしまうと、eF°は実現不可能
な値であるから、修正する必要が出てくる。この場合
は、ステツプSS2へ進み、eF°はeF maxに修正される。
又、ステツプSS3でeF°が速度比の最小値eF minを下回
ると判別された場合には、ステツプSS4にてeF°はeF mi
nに修正される。eF°が修正された後は、ステツプSS5へ
進み、eR°が（16）式により修正される。 eR°＝Ｅ・eF°／（２・eF°−Ｅ） …（16） （16）式は、前述の（２）式から導かれたものであ
り、eF°が修正されても、変速機の目標速度比Ｅ°を実
現するようにeR°を決定する。ステツプSS5を通つた後
は、メインルーチンへと復帰する。 ステツプSS1及びステツプSS3でeF°がeF min〜eF max
の範囲内にあると判別された場合は、ステツプSS6、ス
テツプSS8にてeR°が実現可能な値であるか否かを判別
する。eR°＞eR maxであれば、ステツプSS7にてeR°はe
R maxに修正され、eR°＜eR minであればステツプSS9に
てeR°はeR minに修正される。修正された後は、ステツ
プSS10にてeF°が（17）式による修正を受ける。 eF°＝Ｅ・eR°／（２・eR°−Ｅ） …（17） （17）式は（16）式と同様に前述の（２）式から導か
れたものであり、eR°が修正されても目標速度比Ｅ°を
実現するためのものである。 以上の修正ルーチンの機能を第３図を用いて説明す
る。 今、車両の走行状態により変速機の目標速度比Ｅ°が
２、目標駆動トルク配分比Ｔ°が0.5と設定されたとす
る。第３図において、この位置はＡ点である。Ａ点は調
整可能な範囲外の点であり、eF°は設定可能最大速度比
2.5より大きな値となる。修正ルーチンが機能すると、e
F°は2.5にされ、更に目標速度比Ｅ°＝２は維持される
ため、修正後の位置はＢ点となる。このように修正ルー
チンの機能は、目標速度比Ｅ°と目標駆動トルク配分比
Ｔ°のうち速度比の方を優先させ、この値を実現させ、
且つ駆動トルク配分比は当初の目標値に最も近い値とな
るようにすることである。実際の車両の運転情況を考え
ると、駆動トルク配分比は、速度比ほど厳密に制御する
必要がないため、速度比を優先する方法はよりドライバ
ーの意思に近い制御になると考えられる。 なお、当然に目標速度比及び目標駆動トルク配分比の
双方を修正するようにしても良いのは言うまでもない。
この場合であつても、速度比の方をできる限り当初の目
標値に近付けるようにすると良い。 第５図に示した制御フローは、目標速度比及び目標駆
動トルク配分比は共に設定可能な値である場合、即ち第
３図においては0.4≦Ｅ°≦2.5、0.16≦Ｔ°≦6.25の場
合に正規に機能するようになつており、設定不可能な値
はこのルーチンに入る前に修正されていなければならな
い。このようなリミツターとしての機能は、必要がある
ならば第４図のステツプS5、S6に組込まれているものと
する。 第６図は、遊星歯車機構を用いたデフアレンシヤルを
示すものであり、第１図におけるセンターデフアレンシ
ヤル３に置き換えると、新たな効果を生ずる。 前述したように第３図は、第１図の方式における速度
比−駆動トルク配分比の設定可能領域の一例を示したも
のである。ここでは、駆動トルク配分比Ｔが１の時は、
前輪側無段変速部４の速度比eFと後輪側無段変速部５の
速度比eRが同じ値となる。従つて、この時は変速機の速
度比Ｅは、eF、eRの設定可能範囲に等しい0.4から2.5ま
での値が取れる。 又、Ｔが１の時は、eF＝eRであるため、センターデフ
アレンシヤル３は、差動を行わず一体となつて回転する
ため、変速機の伝達効率は最も良い値を示す。これに対
し、Ｔが１から離れると、第３図が示すようにＥの値は
狭まり、又、eFとeRの差が大きくなることから、センタ
ーデフアレンシヤル３の差動が大きくなり、変速機の伝
達効率は悪化する。 次に、実際の車両を考えてみると、通常は車両の前後
輪の重量配分は1:1でなく、又一般の走行時において最
も多く要求される前後輪の駆動トルク配分比も１ではな
いことが多いと考えられる。従つて、このような車両に
第１図の方式を適用すると、最も多く要求されるＴにお
いて、Ｅは全範囲の値を取り得ず、又変速機の伝達効率
も最高の状態で使用できないことになる。第６図の遊星
歯車機構のデフアレンシヤルは、最も多く要求されるＴ
において変速機の性能が最高に発揮されることを意図し
たものである。 即ち、この第６図の遊星歯車機構のデフアレンシヤル
は、最も多く要求されるＴがeF＝eRにおいて実現される
よう、予めセンターデフアレンシヤルのトルク配分比を
このＴに合せておくというものである。 このことを具体的な例を上げて第６図の各部の機能と
共に説明する。 今、最も多く要求される前後輪の駆動トルク配分比が
2:3であるとする。即ちＴ＝2/3であるとする。この場
合、遊星歯車機構のデフアレンシヤルのサンギヤ104と
リングギヤ105のピツチ円半径の比RS：RRも2:3となるよ
うにしておく。エンジントルクは、変速機入力軸101に
よりプラネツトキヤリヤ102に伝えられる。プラネツト
キヤリヤ102は、ピニオン103が自転可能に取り付けられ
ており、これはサンギヤ104に外接し、リングギヤ105に
内接している。ここで、プラネツトキヤリヤ102に伝達
されたトルクは、サンギヤ104、リングギヤ105に分配さ
れるのであるが、これらのピツチ円半径RS、RRはモーメ
ントアームと見なされるため、この配分比はピツチ円半
径比、即ちRS：RRとなる。従つて、サンギヤ104の伝達
トルクとリングギヤ105の伝達トルクの比は2:3となる。
サンギヤ104は前輪側無段変速部４の入力軸６とリング
ギヤ105は後輪側無段変速部５の入力軸７と連結され
る。このため、両無段変速部の入力軸トルクの比も2:3
となる。即ち、eF＝eRであつてもＴ＝2/3が実現でき
る。従つて、最も要求頻度が高い駆動トルク配分比にお
いて変速機の性能を最も高い状態に維持することができ
るようになる。 次に、第６図のデフアレンシヤルを用いた場合の制御
式を説明する。 まず、RS：RRをγとおく。γは又γ＝ZS／ZRでもあ
る。ここでZRはリングギヤの歯数、ZSはサンギヤの歯数
である。γは最も多く要求されるＴに設定してある。T
out F＝T inF/eF、T out R＝T inR/eRであるから、Ｔ＝
T out F/T out R＝（eR・T inF）／（eF・T inR）とな
る。 第６図のセンターデフアレンシヤルのため、T inF＝
γ・T inRである。従つて、次式が得られる。 Ｔ＝γ・eR/eF …（１）′ 又、遊星歯車機構があるため次の関係がある。 N in＝（γ・N inF＋N inR）／（γ＋１） …（18） N inF＝N out F/eF,N inR＝N out R/eRであるからN in
＝（γ・N out F/eF＋N out R/eR）／（γ＋１）とな
る。ここでN out F＝N out R＝N outであるから（19）
が成立する。 N in＝（γ/eF＋1/eR）×N out/（γ＋１） ＝1/（γ＋１）・（eF＋γ・eR）／（eF・eR）・N out
…（19）従つて、次式が得られる。 Ｅ＝N out/N in ＝（γ＋１）eF・eR/（eF＋γ・eR） …（２）′ （１）′（２）′式を連立すると次式を得る。 eF＝γ／（γ＋１）・T/（Ｔ＋１）・Ｅ …（Ａ）′ eR＝（Ｔ＋１）・E/（γ＋１） …（Ｂ）′ 従つて、目標とする速度比Ｅ°と目標とする駆動トル
ク比Ｔ°が与えられた時、前輪側無段変速部４及び後輪
側無段変速部５の速度比eF、eRを上式（Ａ）′、
（Ｂ）′により決定すれば、車両としての速度比と駆動
トルク配分比を同時に目標値とすることができる。 第７図は、第３図と同じ両対数軸をもつグラフで、や
はり第３図の場合と同様に0.4≦eF≦2.5、0.4≦eR≦2.5
とし、さらにγ＝2/3＝0.67とした時の、第６図のセン
ターデフアレンシヤルによるＥとＴの制御範囲を示すも
のである。 これは、（Ａ）′（Ｂ）′式により求められたもので
あるが、当初の目的どおり、Ｔ＝2/3＝0.67においてＥ
は全範囲の速度比を取り得るようになつている。Ｔ＝2/
3は最も多く要求される値であり、ここでの伝達効率が
最も高くなれば、車両の燃費は向上する。又、車両の要
求するＴは2/3を中心として分布するであろうから2/3で
Ｅが全範囲をとれるという特性は、Ｔ＝2/3以外におけ
るＥ又はＴの制御可能領域の減少を最小限に抑える上で
効果的である。 センターデフアレンシヤルを遊星歯車機構にした場合
にも、基本的には、第４図、第５図の制御方法に基づき
制御することができるが、制御式は変更されるため、以
下に第４図、第５図のフローチヤートの内、制御式が変
更されるステツプのみこれを変更して示す。 第４図のステツプS2ではN in＝（N inF＋N inR）/2が
N in＝（γ・N inF＋N inR）／（γ＋１）と変更され
る。 ステツプS9ではeF°＝（Ｔ＋１）・E/2TがeF°＝γ／
（γ＋１）・T/（Ｔ＋１）・Ｅと変更される。 ステツプS10ではeR°＝（Ｔ＋１）E/2がeR°＝（Ｔ＋
１）／（γ＋１）・Ｅと変更される。 一方第５図のステツプSS5では、eR°＝Ｅ・eR°／（2
eF°−Ｅ）がeR°＝Ｅ・eF°／｛（γ＋１）eF°−Ｅ｝
と変更される。 ステツプSS10ではeF°＝Ｅ・eR°／（2eR°−Ｅ）がe
F°＝γ・Ｅ・eR°／｛（γ＋１）eR°−Ｅ｝と変更さ
れる。 ステツプSS5、SS10の変更後の式は、いずれも前述の
（２）′式より導き出されたものである。Embodiments of the present invention will be described in detail below with reference to the drawings. FIG. 1 schematically shows a power train of a front engine 4WD vehicle in which an embodiment of the present invention is adopted. The output of the engine 1 is transmitted to the center differential 3 via the clutch 2. The center differential 3 has two continuously variable transmissions 4,
5 functions to distribute the engine torque to the input shafts 6 and 7. One of the continuously variable transmissions 4 is arranged to transmit power to the front wheel WF side, and the other 5 is arranged to transmit power to the rear wheel WR side. The continuously variable transmissions 4 and 5 in this embodiment are so-called pulleys.
This is a well-known belt type continuously variable transmission mechanism, in which a pulley having a conical disk shape moves in the axial direction to change the looping diameter of the belt to obtain a continuously variable speed ratio. However, the continuously variable transmission mechanism to which the present invention is applied is not limited to the pulley / belt type, and the essential effect is not changed even if it is of another type. The output shaft 8 of the continuously variable transmission 4 is a front wheel side differential gear.
The drive force on the front wheel side is distributed to the left and right wheels by this differential gear 10. The driving force on the rear wheel side obtained from the output shaft 9 of the continuously variable transmission unit 5 is the ring gear 11, the dribble pinion 12, the propeller shaft 13,
It is transmitted to the rear wheel side differential gear 16 via the drive pinion 14 and the ring gear 15, and is distributed here to the left and right wheels. FIG. 2 shows a control system of the two continuously variable transmission parts 4 and 5 shown in FIG. The thrust of the input shaft pulley 17 and the output shaft pulley 18 of the front-wheel-side continuously variable transmission unit 4 is given by the hydraulic pressure of the hydraulic oil in the input shaft hydraulic cylinder 19 and the output shaft hydraulic cylinder 20. 25F is a pump driven by the engine 1. The discharge pressure is determined by the pressure control valve 26F and becomes the line oil pressure P L F. The line hydraulic pressure P L F directly acts on the output shaft hydraulic cylinder 20 to secure the pulley thrust necessary for transmitting torque without the belt slipping. Also, hydraulic pressure
The hydraulic fluid that has become P L F is also guided to the flow rate control valve 27F, and the required amount of oil is caused to flow into the input shaft hydraulic cylinder 19 or drain from the input shaft hydraulic cylinder 19 by this valve. As a result, an arbitrary speed ratio can be set. The above elements constitute a hydraulic control system that adjusts the torque capacity and speed ratio of the front-wheel-side continuously variable transmission unit 4. Similarly, the hydraulic control system for adjusting the torque capacity and speed ratio of the rear wheel-side continuously variable transmission unit 5 is also the pump 25.
R, pressure control valve 26R, flow control valve 27R,
The function of each element is the same as that of the front wheel side. The line hydraulic pressure here is P L F. The pressure control valves 26F, 26R and the flow rate control valves 27F, 27R are all proportional solenoid valves, and these are driven by an electric signal emitted from the controller 28. The signals input to the controller 28 are the throttle opening θth, the input shaft rotation speed N inF of the front wheel side continuously variable transmission unit 4, the input shaft rotation speed N inR of the rear wheel side continuously variable transmission unit 5, the output shaft rotation speed N. out (= output shaft rotational speed N outF of front wheel side continuously variable transmission unit 4 = output shaft rotational speed N outR of rear wheel side continuously variable transmission unit 5), an electric signal corresponding to vehicle acceleration (or gradient) G, and the like. , These are the throttle sensor 29 and the rotation speed (angle) sensor 30, 31, 3 respectively.
2, emitted by the acceleration sensor 33. With the above configuration, the speed ratio of the front wheel-side continuously variable transmission unit 4 and the speed ratio of the rear-wheel-side continuously variable transmission unit 5 can be set separately, and the continuously variable transmission units 4, 5 due to the different speed ratios can be set. Since the difference in the input shaft rotation speed can be absorbed by the center differential 3, it is possible to provide a substantially ideal 4WD transmission in which the speed ratio and the drive torque distribution ratio of the vehicle can be set arbitrarily and simultaneously. The operating principle will be described below. First, the symbols are defined as follows. N in… whole transmission input shaft rotation speed N out… whole transmission output shaft rotation speed (＝ N out F ＝ N out
R) T in ... Transmission overall input shaft torque E ... Transmission overall speed ratio (= N out / N in) N in F ... Input shaft rotation speed of front wheel side continuously variable transmission unit N out F ... Front wheel side continuously variable transmission Output shaft rotation speed of section 4 T inF ... Input shaft torque of front wheel side continuously variable transmission section T out F ... Output shaft torque of front wheel side continuously variable transmission section eF ... Speed ratio of front wheel side continuously variable transmission section 4 (= N out F / N in F) N in R ... input shaft rotation speed of rear wheel side continuously variable transmission unit 5 N out R ... output shaft rotation speed of rear wheel side continuously variable transmission unit T in R ... rear wheel side continuously variable transmission unit 5 Input shaft torque T out R ... Output shaft torque of rear wheel side continuously variable transmission section eR ... Speed ratio of rear wheel side continuously variable transmission section 5 (= N out R / N inR) T ... Drive torque distribution ratio (= T out F / T out
R) With this definition, T out F = T inF / eF, T out R
= T inR / eR, the drive torque distribution ratio T is T = T
out F / T out R = (eR · T inF) / (eF · T inR). Since there is a center differential 3 here, T
inF = T inR. Therefore, the following equation is obtained. T = eR / eF (1) Also, since there is a center differential 3, N in =
(N inF + N inR) / 2. Furthermore, N inF = N out F / e
F, N inR = N out R / eR, so N in = (N out F / eF +
N out R / eR) / 2. Since N out F = N out R = N out, N in = (1
/ eF ＋ 1 / eR） ・ N out / 2 ＝ (eF ＋ eR) ・ N out / (2 ・ eF ・
eR). Therefore, the following equation is obtained. E = N out / N in = 2 · eF · eR / (eF + eR) (2) When the equations (1) and (2) are simultaneous, the following equation is obtained. eF = (T + 1) E / 2T (A) eR = (T + 1) E / 2 (B) Therefore, when the target speed ratio E ° and the target drive torque distribution ratio T ° are given, The speed ratios eF, eR of the front-wheel-side continuously variable transmission unit 4 and the rear-wheel-side continuously variable transmission unit 5 can be calculated by
If determined by (B), the vehicle speed ratio and the drive torque distribution ratio can be simultaneously set to the target values. However, due to the limitation of the range that eF and eR can take, the region where the target speed ratio E ° and the target drive torque distribution ratio T ° can be satisfied at the same time is not necessarily unlimited. FIG. 3 illustrates this by actually setting the necessary specifications. Here, the range of the speed ratio of the front wheel-side continuously variable transmission portion 4 and the rear wheel-side continuously variable transmission portion 5 is set to 0.4 to 2.5. FIG. 3 is a log-log graph in which the vertical axis represents the speed ratio E and the horizontal axis represents the drive torque distribution ratio T. Where 0.4 ≤ eF ≤
It shows that the speed ratio range of 2.5 and 0.4 ≦ eR ≦ 2.5 and the range of simultaneously satisfying E and T obtained from the relationships of the expressions (A) and (B) are satisfied. According to this, when T is 1, E can take the entire range that can be set, but as T moves away from 1, the range that E can take becomes smaller. And when T becomes 0.16 or 6.25, E can only take 0.69. In this embodiment, it is also considered that the target speed ratio E ° and the target drive torque distribution ratio T ° may not be realized at the same time (described later). FIG. 4 is a basic flow chart based on the configuration of the embodiment apparatus described above and control based on the operating principle. First, by executing step S1, the throttle opening θth and the input shaft rotation speed N in of the front wheel continuously variable transmission unit 4
F, the input shaft rotation speed N inR of the rear wheel side continuously variable transmission unit 5, the transmission output shaft rotation speed N out, and the vehicle acceleration G are controller 28.
It is read by the built-in microcomputer. Next, step S2 is executed to calculate the transmission input shaft rotation speed N in which is also the engine rotation speed. Since N in is divided into N inF and N inR by the center differential unit 3 which is a simple differential mechanism, the formula for calculating N in is as shown in equation (3). N in = (N inF + N inR) / 2 (3) At step S3, the torque Te of the engine 1 is determined from a well-known relation stored in advance in the microcomputer. The engine torque Te is generally determined by the throttle opening θth and the engine speed, but here, instead of the engine speed, the input shaft rotation speed N in of the transmission, which is equal to this, is used. The formula can be written as formula (4). Te = f (θth, N in) (4) At step S4, the target input shaft rotation speed N in ° of the transmission
Is determined by the throttle opening θth and the like. This determination method is a known method of obtaining N in ° such that the required engine output Te corresponding to the throttle opening θth is realized at the minimum fuel consumption rate point of the engine. Such a relationship between θth and N in ° is obtained in advance from the minimum fuel consumption rate curve of the engine and is stored in the microcomputer as a map or a functional expression. This is simply expressed here as Expression (5). N in ° = f (θth) (5) In step S5, the target speed ratio E ° of the transmission is expressed by the equation (6).
Is determined by Here, N out is the output shaft rotational speed of the transmission, which is equal to the output shaft rotational speed of the front wheel side continuously variable transmission unit 4 or the rear wheel side continuously variable transmission unit 5.
If the target speed ratio E ° according to the equation (6) is realized, the engine 1 will be operated at the rotational speed N in ° at which the minimum fuel consumption rate is obtained. E = N out / N in ° (6) At step S6, the target drive torque distribution ratio T ° of the vehicle is determined by the vehicle speed ratio G. Actually, the target drive torque distribution ratio T ° is determined by the front and rear wheel shared load ratio of the vehicle, but is estimated by the vehicle acceleration G instead of directly detecting the front and rear wheel shared load ratio. T ° will be determined by this vehicle acceleration G. The merit of changing the front / rear wheel drive torque distribution ratio by the front / rear wheel share load ratio can be easily understood when compared with a normal full-time 4WD vehicle in which the drive torque distribution ratio is fixed at 1. In other words, if this full-time 4WD vehicle suddenly accelerates, the installation load of the rear wheels becomes larger than that of the front wheels, depending on the magnitude of the acceleration. Here, since the limit capacity of tire traction generation is proportional to the installation load, the limit of the rear wheels is higher than that of the front wheels. However, the drive torque distribution ratio of the front and rear wheels is 1
Therefore, that is, because the same magnitude of drive torque is applied, when the engine torque increases, the front wheel exceeds the limit first, and the front wheel idles. However, even if the same engine torque is generated, if the driving torque distribution ratio is distributed based on the front and rear wheel shared load ratios, the shared torque on the front wheel side can be reduced and idling can be prevented. Therefore, the engine torque can be further increased to increase the traction of the entire vehicle. Therefore, it can be said that such a system can convert the engine torque into the traction of the vehicle most effectively. In particular, on low μ roads such as snow roads, the merit of this method comes to a great extent because the limit is low. The front-rear wheel share load ratio changes not only according to the acceleration of the vehicle but also due to the gradient of the road surface. Is desirable. For the above reasons, the target drive torque distribution ratio T °
Is determined by a vehicle acceleration signal (including a gradient signal) G, and is represented by the equation (7). T ° = f (G) (7) In step S7, the actual speed ratio of the front wheel continuously variable transmission unit 4
eF is determined by the equation (8). eF = N out / N inF (8) In step S8, the actual speed ratio of the rear wheel-side continuously variable transmission unit 5
eR is determined by the equation (9). eR = N out / N inR (9) At step S9, the target speed ratio eF ° of the front wheel continuously variable transmission unit 4 is determined based on E and T. Expression (10) is the above-mentioned identification (A). eF ° = (T + 1) E / 2T (10) At step S10, the target speed ratio eR ° of the rear wheel side continuously variable transmission unit 5 is determined based on E and T. Expression (11) is the above-mentioned expression (B). eR ° = (T + 1) E / 2 (11) If the target speed ratios eF ° and eR ° of the front-wheel-side and rear-wheel-side continuously variable transmissions 4 and 5 determined in steps S9 and S10 are realized, The target speed ratio of the transmission and the target drive torque distribution ratio of the front and rear wheels, which are determined by the front wheel steps S5 and S6, can be realized at the same time. Step S11 is a routine for correcting the target speed ratios eF ° and eR ° determined in steps S9 and S10, which will be described later. After being modified by the modification routine, step S1
Go to 2. Here, the front-wheel-side continuously variable transmission unit 4 is calculated by the formula (12).
A value based on the difference (deviation) between the target value eF ° of the speed ratio eF and the actual value is defined as the control value V 0 F of the flow control valve 27F. Upon receiving this control value V 0 F, the flow rate control valve 27F functions to make eF equal to eF °. V 0 F = K (eF ° -eF) / eF (12) In step S13, the control value V 0 R of the flow control valve 27R of the rear wheel side continuously variable transmission unit 5 is the same as in step S12. Determined by V 0 R = K (eR ° -eR) / eR (13) In step S14, the pressure control valve 2 of the front wheel side continuously variable transmission unit 4 is used.
The control value V 1 F of 6F is given as a function of the engine torque Te and the speed ratio eF as shown in the equation (14). This is an expression that gives the hydraulic pressure in the output shaft cylinder 20 necessary to transmit the engine torque divided into two by the center differential gear 3 at the speed ratio eF without the belt slipping. V 1 F = f (Te, eF) ... (14) step S15 is determined by the control value V 1 R of the pressure control valve 26R for the rear wheels continuously-variable transmission portion 5 similarly to the step S14 (15) formula It is a step. V 1 R = f (Te, eR) (15) Finally, step S16 is executed and each control value V 0 F, V
0 R, V 1 F and V 1 R are output. FIG. 5 shows the eF executed in step S11 of FIG. 4 when the target speed ratio E ° and the target drive torque distribution T ° cannot be realized simultaneously as described above.
This shows an example of a routine for correcting ° and eR °. In this routine, eF ° is a value within eF min to eF max, which is the shift range of the continuously variable transmissions 4 and 5, or eR ° is eR °.
It is composed of four discriminants that determine whether the value is within the range of min to eR max. At step SS1, it is judged if eF ° is equal to or less than eF max. If it is less than or equal to eF max, eF ° is a value that can be realized, and thus the process proceeds to the next discriminant step SS3. If eF ° exceeds eF max, eF ° is an unrealizable value, and it will be necessary to correct it. In this case, the process proceeds to step SS2 and eF ° is corrected to eF max.
Also, if it is determined in step SS3 that eF ° is less than the minimum speed ratio value eF min, eF ° is changed to eF mi in step SS4.
fixed to n. After eF ° is corrected, the process proceeds to step SS5, and eR ° is corrected by the equation (16). eR ° = E · eF ° / (2 · eF ° −E) (16) Equation (16) is derived from Equation (2) above, and even if eF ° is corrected, the transmission ER ° is determined so as to achieve the target speed ratio E ° of. After passing through step SS5, it returns to the main routine. EF ° is eF min to eF max at step SS1 and step SS3
If it is determined that the value is within the range of, it is determined in step SS6 and step SS8 whether or not eR ° is a realizable value. If eR °> eR max, eR ° is e
If Rmax <eR min <eR min, eR ° is modified to eR min at step SS9. After correction, eF ° is corrected by equation (17) at step SS10. eF ° = E · eR ° / (2 · eR ° −E) (17) Eq. (17) is derived from Eq. (2) just like Eq. (16), and eR ° is modified. Even if it is performed, it is for realizing the target speed ratio E °. The function of the above correction routine will be described with reference to FIG. Now, it is assumed that the target speed ratio E ° of the transmission is set to 2 and the target drive torque distribution ratio T ° is set to 0.5 depending on the running state of the vehicle. In FIG. 3, this position is point A. Point A is outside the adjustable range and eF ° is the maximum speed ratio that can be set.
Greater than 2.5. When the fix routine works, e
Since F ° is set to 2.5 and the target speed ratio E ° = 2 is maintained, the corrected position is point B. In this manner, the function of the correction routine is to give priority to the speed ratio of the target speed ratio E ° and the target drive torque distribution ratio T °, and realize this value.
In addition, the drive torque distribution ratio is to be a value that is closest to the initial target value. Considering the actual driving situation of the vehicle, the drive torque distribution ratio does not need to be controlled as strictly as the speed ratio, and thus the method of prioritizing the speed ratio is considered to be a control closer to the intention of the driver. Needless to say, both the target speed ratio and the target drive torque distribution ratio may be corrected.
Even in this case, the speed ratio should be set as close to the initial target value as possible. The control flow shown in FIG. 5 is for the case where both the target speed ratio and the target drive torque distribution ratio are settable values, that is, in the case of 0.4 ≦ E ° ≦ 2.5 and 0.16 ≦ T ° ≦ 6.25 in FIG. To work properly, and non-settable values must be modified before entering this routine. The function as such a limiter is incorporated in steps S5 and S6 of FIG. 4 if necessary. FIG. 6 shows a differential gear using a planetary gear mechanism, and when replaced with the center differential 3 in FIG. 1, a new effect is produced. As described above, FIG. 3 shows an example of the settable region of the speed ratio-driving torque distribution ratio in the system of FIG. Here, when the drive torque distribution ratio T is 1,
The speed ratio eF of the front wheel-side continuously variable transmission unit 4 and the speed ratio eR of the rear wheel-side continuously variable transmission unit 5 have the same value. Therefore, at this time, the speed ratio E of the transmission takes a value from 0.4 to 2.5 which is equal to the settable range of eF and eR. Further, when T is 1, since eF = eR, the center differential 3 rotates integrally as a unit without performing differential, and therefore the transmission efficiency of the transmission exhibits the best value. On the other hand, when T deviates from 1, the value of E becomes narrower as shown in FIG. 3 and the difference between eF and eR becomes larger, so the differential of the center differential gear 3 becomes larger, and The transmission efficiency of the machine deteriorates. Next, considering an actual vehicle, usually the weight distribution of the front and rear wheels of the vehicle is not 1: 1 and the drive torque distribution ratio of the front and rear wheels that is most requested during general driving is also not 1. It is thought that there are many cases. Therefore, if the method of FIG. 1 is applied to such a vehicle, E cannot take the value of the entire range at the most required T, and the transmission efficiency of the transmission cannot be used in the maximum state. Become. The differential gear of the planetary gear mechanism shown in FIG.
It is intended to maximize the performance of the transmission in. That is, in the differential gear of the planetary gear mechanism of FIG. 6, the torque distribution ratio of the center differential gear is previously adjusted to this T so that the most required T can be realized at eF = eR. Is. This will be described with a specific example together with the functions of the respective parts in FIG. The drive torque distribution ratio of front and rear wheels that is required most now is
It is 2: 3. That is, T = 2/3. In this case, the ratio R S : R R of the pitch circle radii of the differential gear sun gear 104 and the ring gear 105 of the planetary gear mechanism is also set to 2: 3. The engine torque is transmitted to the planetary carrier 102 by the transmission input shaft 101. A pinion 103 is rotatably attached to the planetary carrier 102, which is circumscribed to the sun gear 104 and inscribed to the ring gear 105. Here, the torque transmitted to the planetary carrier 102 is distributed to the sun gear 104 and the ring gear 105, but these pitch circle radii R S and R R are considered to be moment arms, so this distribution ratio is Pitch circle radius ratio, that is, R S : R R. Therefore, the ratio of the transmission torque of the sun gear 104 and the transmission torque of the ring gear 105 is 2: 3.
The sun gear 104 is connected to the input shaft 6 of the front wheel-side continuously variable transmission unit 4, and the ring gear 105 is connected to the input shaft 7 of the rear wheel-side continuously variable transmission unit 5. For this reason, the ratio of the input shaft torque of both continuously variable transmission parts is also 2: 3.
Becomes That is, even if eF = eR, T = 2/3 can be realized. Therefore, the performance of the transmission can be maintained at the highest level at the drive torque distribution ratio that has the highest request frequency. Next, a control formula when the differential gear shown in FIG. 6 is used will be described. First, let R S : R R be γ. γ is also γ = Z S / Z R. Here, Z R is the number of teeth of the ring gear and Z S is the number of teeth of the sun gear. γ is set to T which is required most. T
out F = T in F / eF, T out R = T in R / eR, so T =
T out F / T out R = (eR · T inF) / (eF · T inR). Because of the center differential in Fig. 6, T inF =
γ · T in R. Therefore, the following equation is obtained. T = γ · eR / eF (1) ′ Further, the following relationship is established due to the planetary gear mechanism. N in = (γ · N inF + N inR) / (γ +1) (18) N inF = N out F / eF, N inR = N out R / eR, so N in
= (Γ · N out F / eF + N out R / eR) / (γ + 1) Since N out F = N out R = N out here (19)
Is established. N in = (γ / eF + 1 / eR) × N out / (γ + 1) = 1 / (γ + 1) ・ (eF + γ ・ eR) / (eF ・ eR) ・ N out
(19) Therefore, the following equation is obtained. E = N out / N in = (γ + 1) eFeR / (eF + γeR) (2) '(1)' (2) 'The following equation is obtained by simultaneous equations. eF = γ / (γ + 1) · T / (T + 1) · E ... (A) ′ eR = (T + 1) · E / (γ + 1)… (B) ′ Therefore, the target speed ratio E ° and the target are set. When the drive torque ratio T ° is given, the speed ratios eF and eR of the front wheel-side continuously variable transmission unit 4 and the rear wheel-side continuously variable transmission unit 5 are calculated by the above formula (A) ′,
If it is determined by (B) ', the vehicle speed ratio and the drive torque distribution ratio can be simultaneously set to the target values. FIG. 7 is a graph having the same logarithmic axis as in FIG. 3, and similarly to the case of FIG. 3, 0.4 ≦ eF ≦ 2.5 and 0.4 ≦ eR ≦ 2.5.
And the control range of E and T by the center differential in FIG. 6 when γ = 2/3 = 0.67. This is obtained by the equations (A) '(B)', but as originally intended, E at T = 2/3 = 0.67.
Is capable of taking a full range of speed ratios. T = 2 /
3 is the most requested value, and if the transmission efficiency here is the highest, the fuel efficiency of the vehicle will improve. Also, since the T required by the vehicle will be distributed around 2/3, the characteristic that E can take the whole range at 2/3 is that the controllable area of E or T is reduced except T = 2/3. Is effective in minimizing Even when the center differential gear is a planetary gear mechanism, basically, it is possible to perform control based on the control method shown in FIGS. 4 and 5, but the control formula is changed. Of the flow charts of FIGS. 5 and 5, only the step whose control formula is changed is shown by changing it. In step S2 of FIG. 4, N in = (N inF + N inR) / 2
It is changed to N in = (γ · N inF + N inR) / (γ + 1). In step S9, eF ° = (T + 1) · E / 2T is eF ° = γ /
It is changed to (γ + 1) · T / (T + 1) · E. In step S10, eR ° = (T + 1) E / 2 becomes eR ° = (T +
It will be changed to 1) / (γ + 1) · E. On the other hand, in step SS5 in FIG. 5, eR ° = E · eR ° / (2
eF ° −E) is eR ° = E · eF ° / {(γ + 1) eF ° −E}
Will be changed. In Step SS10, eF ° = E · eR ° / (2eR ° -E) is e
It is changed to F ° = γ · E · eR ° / {(γ + 1) eR ° −E}. The modified equations of steps SS5 and SS10 are both derived from the above equation (2) '.
第１図は、本発明の実施例が採用された４輪駆動車用複
列式無段変速装置のパワートレイン系を示す概略平面
図、第２図は、上記実施例装置の２つの無段変速部の制
御系を示すスケルトン図、第３図は、速度比Ｅと駆動ト
ルク配分比Ｔとの関係を示す線図、第４図は、上記実施
例装置で用いられている制御フローを示す流れ図、第５
図は、該制御フローにおけるeF°、eR°の修正ルーチン
を示す流れ図、第６図（Ａ）（Ｂ）は、本発明の第２実
施例で用いられている遊星歯車機構を示す正面図及び断
面図、第７図は第２実施例における速度比Ｅと駆動トル
ク配分比Ｔとの関係を示す線図である。 １…エンジン、３…センターデフアレンシヤル、４、５
…無段変速部、WF…前輪、WR…後輪。FIG. 1 is a schematic plan view showing a power train system of a double-row continuously variable transmission for a four-wheel drive vehicle in which an embodiment of the present invention is adopted, and FIG. 2 is two continuously variable transmissions of the embodiment device. A skeleton diagram showing the control system of the transmission unit, FIG. 3 is a diagram showing the relationship between the speed ratio E and the drive torque distribution ratio T, and FIG. 4 shows the control flow used in the above-described embodiment apparatus. Flow chart, fifth
FIG. 6 is a flow chart showing a correction routine of eF ° and eR ° in the control flow, and FIGS. 6A and 6B are front views showing a planetary gear mechanism used in the second embodiment of the present invention. FIG. 7 is a sectional view showing the relationship between the speed ratio E and the drive torque distribution ratio T in the second embodiment. 1 ... Engine, 3 ... Center differential gear, 4, 5
... continuously variable transmission, WF ... front wheel, WR ... rear wheel.
Claims (3)
力する差動機構と、 該２系統の分配出力系にそれぞれ連結された２系統の無
段変速機構と、 該２系統の無段変速機構の一方を前輪に、他方を後輪に
それぞれ連結する手段と、 前記２系統の無段変速機構をそれぞれ独立に制御し、目
標とする速度比と目標とする前後輪駆動トルク配分比と
を同時に実現する手段と、を備え、 前記目標とする速度比と目標とする前後輪駆動トルク配
分比とが同時に実現不可能な場合には、目標とする速度
比の方を優先させるようにした ことを特徴とする４輪駆動車用複列式無段変速装置。1. A differential mechanism for distributing and outputting an output from an engine to two systems, two systems of continuously variable transmissions respectively connected to the two systems of distribution output systems, and two systems of continuously variable transmissions. A means for connecting one of the speed change mechanisms to the front wheels and the other to the rear wheels, and a continuously variable speed change mechanism of the two systems are independently controlled to obtain a target speed ratio and a target front / rear wheel drive torque distribution ratio. When the target speed ratio and the target front / rear wheel drive torque distribution ratio cannot be realized at the same time, the target speed ratio is prioritized. A double-row continuously variable transmission for a four-wheel drive vehicle.
許請求の範囲第１項に記載の４輪駆動車用複列式無段変
速装置。2. The double-row continuously variable transmission for a four-wheel drive vehicle according to claim 1, wherein the differential mechanism is a beveled differential.
求の範囲第１項に記載の４輪駆動車用複列式無段変速装
置。3. A double-row continuously variable transmission for a four-wheel drive vehicle according to claim 1, wherein the differential mechanism is a planetary gear device.
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