JP5125969B2 - Traction transmission capacity controller for driving force distribution device - Google Patents

Traction transmission capacity controller for driving force distribution device Download PDF

Info

Publication number
JP5125969B2
JP5125969B2 JP2008260218A JP2008260218A JP5125969B2 JP 5125969 B2 JP5125969 B2 JP 5125969B2 JP 2008260218 A JP2008260218 A JP 2008260218A JP 2008260218 A JP2008260218 A JP 2008260218A JP 5125969 B2 JP5125969 B2 JP 5125969B2
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
crankshaft
transmission capacity
rotation angle
driving force
control gain
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Fee Related
Application number
JP2008260218A
Other languages
Japanese (ja)
Other versions
JP2010090951A (en
Inventor
永悟 坂上
淳弘 森
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Nissan Motor Co Ltd
Original Assignee
Nissan Motor Co Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Nissan Motor Co Ltd filed Critical Nissan Motor Co Ltd
Priority to JP2008260218A priority Critical patent/JP5125969B2/en
Publication of JP2010090951A publication Critical patent/JP2010090951A/en
Application granted granted Critical
Publication of JP5125969B2 publication Critical patent/JP5125969B2/en
Expired - Fee Related legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Description

本発明は、四輪駆動車両のトランスファーとして有用なトランクション伝動式駆動力配分装置に関し、
特にそのトランクション伝動容量を制御する装置の制御安定性を、制御応答の低下なしに向上させる改良提案に係わるものである。 The present invention relates to a traction transmission type driving force distribution device useful as a transfer for a four-wheel drive vehicle,
In particular, the present invention relates to an improvement proposal for improving the control stability of a device for controlling the trunk transmission capacity without lowering the control response.

駆動力配分装置としては、従来から種々のものが提案されているが、その他に、特許文献1に記載のようなトランクション伝動方式を用い、
主駆動輪へのトルク伝達経路を成す回転部材と共に回転する第1ローラと、
従駆動輪へのトルク伝達経路を成す回転部材と共に回転する第2ローラとを相互に径方向へ押圧接触させた構成を採用することも考えられる。 Various driving force distribution devices have been proposed in the past, but in addition, using the trunk transmission system as described in Patent Document 1,
A first roller that rotates together with a rotating member that forms a torque transmission path to the main drive wheel;
It is also conceivable to adopt a configuration in which the second roller that rotates together with the rotating member that forms the torque transmission path to the driven wheel is brought into pressure contact with each other in the radial direction.

この駆動力配分装置によれば、第1ローラおよび第2ローラの径方向押圧接触部におけるトランクション伝動により、主駆動輪へのトルクの一部を従駆動輪へ分配して出力することができ、駆動力を主駆動輪と従駆動輪間とに分配して出力可能である。
特開２００２−３４９６５３号公報 According to this driving force distribution device, a portion of the torque to the main driving wheel can be distributed and output to the driven wheel by the transmission of the traction in the radial pressing contact portion of the first roller and the second roller. The driving force can be distributed and output between the main driving wheel and the sub driving wheel.
JP 2002-349653 A

上記のような駆動力配分装置は、そのトランクション伝動容量、つまり第1ローラおよび第2ローラの径方向相互押圧接触部におけるトランクション伝動容量を、従駆動輪への分配駆動力に応じたトルク容量に制御するトランクション伝動容量制御が不可避である。   The driving force distribution device as described above is a torque according to the distribution driving force to the driven wheels, the trunking transmission capacity, that is, the trunking transmission capacity in the radial direction mutual pressing contact portion of the first roller and the second roller. Traction transmission capacity control to control the capacity is inevitable.

このトランクション伝動容量制御について特許文献1には、ローラ間の径方向相互押圧力が自動的に、伝達トルクに応じたトランクション伝動容量となるよう構成する提案がなされている。
しかし当該トランクション伝動容量制御によれば、トランクション伝動容量を自動的に伝達トルクに応じたものになし得るものの、トランクション伝動容量制御を安定化させる技術思想を内包していないため、トランクション伝動容量制御が不安定になる条件下で、これを安定化させることができないという問題が懸念される。 With regard to the control of the trunk transmission capacity, Patent Document 1 proposes a configuration in which the radial mutual pressing force between the rollers automatically becomes the trunk transmission capacity according to the transmission torque.
However, according to the trunking transmission capacity control, although the trunking transmission capacity can be automatically made in accordance with the transmission torque, it does not include a technical idea for stabilizing the trunking transmission capacity control. There is a concern that the transmission capacity control cannot be stabilized under the condition that the transmission capacity control becomes unstable.

本発明は、トランクション伝動容量制御が不安定になる条件下でも、これを確実に安定化させることができるようになし、もって上記の懸念を払拭し得るようにした駆動力配分装置のトランクション伝動容量制御装置を提案することを目的とする。   The present invention provides a trunking device for a driving force distribution device which can reliably stabilize the trunking transmission capacity control even under a condition in which the trunking transmission capacity control becomes unstable, thereby eliminating the above-mentioned concerns. The purpose is to propose a transmission capacity control device.

この目的のため、本発明による駆動力配分装置のトランクション伝動容量制御装置は、請求項１に記載のごとくに構成する。
先ず前提となる駆動力配分装置を説明するに、これは、
主駆動輪へのトルク伝達経路を成す回転部材と共に回転する第1ローラと、
従駆動輪へのトルク伝達経路を成す回転部材と共に回転する第2ローラとの径方向相互押圧接触により得られるトランクション伝動によって、主従駆動輪間での駆動力配分を行うようにしたものである。 For this purpose, the trunking transmission capacity control device of the driving force distribution device according to the present invention is constructed as described in claim 1.
First of all, to explain the premise driving force distribution device,
A first roller that rotates together with a rotating member that forms a torque transmission path to the main drive wheel;
The driving force is distributed between the primary and secondary driven wheels by traction transmission obtained by the radial mutual pressing contact with the second roller that rotates together with the rotating member that forms the torque transmission path to the secondary driven wheels. .

また、前提となるトランクション伝動容量制御装置は、
第2ローラをクランクシャフトの偏心軸部に回転自在に支持して該クランクシャフトの回転操作により、第1ローラおよび第2ローラ間の径方向相互押圧力を制御してトランクション伝動容量制御を行うものである。 In addition, the prerequisite trunkion transmission capacity control device is
The second roller is rotatably supported on the eccentric shaft portion of the crankshaft, and the traction transmission capacity is controlled by controlling the radial mutual pressing force between the first roller and the second roller by rotating the crankshaft. Is.

本発明は、かかるトランクション伝動容量制御装置に対し、
上記クランクシャフトの回転角に対する回転操作反力変化であるクランクシャフト回転操作反力特性が略線形であるクランクシャフト回転角領域ごとに、上記トランクション伝動容量制御の制御ゲインを個別に設定する制御ゲイン設定手段を設けた構成に特徴づけられるものである。 The present invention relates to such a trunkion transmission capacity control device.
Control gain for individually setting the control gain of the trunk transmission capacity control for each crankshaft rotation angle region in which the crankshaft rotation operation reaction force characteristic that is a change in the rotation operation reaction force with respect to the rotation angle of the crankshaft is substantially linear This is characterized by a configuration provided with setting means.

上記した本発明による駆動力配分装置のトランクション伝動容量制御装置にあっては、
クランクシャフトの回転操作により、第1ローラおよび第2ローラ間の径方向相互押圧力を制御してトランクション伝動容量を制御するため、
クランクシャフト回転操作反力特性が非線形となって、クランクシャフトの回転操作中その回転操作反力が変化し、クランクシャフトの回転操作によって行うトランクション伝動容量制御の制御応答も、クランクシャフトの回転に伴って変化する。 In the above-described trunking transmission capacity control device of the driving force distribution device according to the present invention,
In order to control the traction transmission capacity by controlling the radial mutual pressing force between the first roller and the second roller by rotating the crankshaft,
The crankshaft rotational operation reaction force characteristic becomes nonlinear, the rotational reaction force changes during the crankshaft rotation operation, and the control response of the traction transmission capacity control performed by the crankshaft rotation operation also affects the crankshaft rotation. It changes with it.

かかるトランクション伝動容量制御応答の変化は、トランクション伝動容量制御をハンチングさせるなどの制御不安定を惹起する。
この制御不安定は、トランクション伝動容量制御の制御ゲインを小さくすれば或る程度緩和し得るものの、制御ゲインを小さくすると、制御応答が実用に耐えられなくなるほど悪化して、実際的でない。 Such a change in the trunking transmission capacity control response causes control instability such as hunting of the trunking transmission capacity control.
This control instability can be mitigated to some extent by reducing the control gain of the trunk transmission capacity control. However, if the control gain is reduced, the control response deteriorates so that it cannot be practically used, and is not practical.

ところで本発明によれば、クランクシャフト回転操作反力特性が略線形であるクランクシャフト回転角領域ごとに、トランクション伝動容量制御の制御ゲインを個別に設定するため、
上記クランクシャフト回転角領域ごとにトランクション伝動容量制御のオーバーシュートやアンダーシュートが抑制されるようにトランクション伝動容量制御ゲインを個別に設定することが可能である。 By the way, according to the present invention, for each crankshaft rotation angle region in which the crankshaft rotation operation reaction force characteristic is substantially linear, the control gain of the traction transmission capacity control is individually set.
It is possible to individually set the traction transmission capacity control gain so as to suppress overshoot and undershoot of the traction transmission capacity control for each crankshaft rotation angle region.

従って、クランクシャフトの回転操作中その回転操作反力が変化してトランクション伝動容量制御の制御応答が変化し、トランクション伝動容量制御が不安定になる条件であっても、
当該制御不安定の原因であるトランクション伝動容量制御のオーバーシュートやアンダーシュートを抑制することが可能であり、これによって、トランクション伝動容量制御を確実に安定化させることができる。 Therefore, even when the rotation reaction force of the crankshaft is changed during the rotation operation of the crankshaft, the control response of the traction transmission capacity control is changed, and the traction transmission capacity control becomes unstable.
It is possible to suppress overshoot and undershoot of the trunking transmission capacity control, which is the cause of the instability of the control, and thus the trunking transmission capacity control can be reliably stabilized.

以下、本発明の実施の形態を、図面に示す実施例に基づき詳細に説明する。
[第1実施例]
図1は、本発明の一実施例になるトランクション伝動容量制御装置を内包する駆動力配分装置1をトランスファーとして具えた四輪駆動車両のパワートレーンを、車両上方から見て示す概略平面図である。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail based on examples shown in the drawings.
[First Example]
FIG. 1 is a schematic plan view showing a power train of a four-wheel drive vehicle provided with a driving force distribution device 1 including a trunkion transmission capacity control device as a transfer according to an embodiment of the present invention as viewed from above the vehicle. is there.

図1の四輪駆動車両は、エンジン2からの回転を変速機3による変速後、リヤプロペラシャフト4およびリヤファイナルドライブユニット5を経て左右後輪6L,6Rに伝達される後輪駆動車をベース車両とし、
左右後輪（主駆動輪）6L,6Rへのトルクの一部を、駆動力配分装置1より、フロントプロペラシャフト7およびフロントファイナルドライブユニット8を経て左右前輪（従駆動輪）7L,7Rへ伝達することにより、四輪駆動走行が可能となるようにした車両である。 The four-wheel drive vehicle in FIG. 1 is a base vehicle based on a rear-wheel drive vehicle in which rotation from the engine 2 is changed by the transmission 3 and then transmitted to the left and right rear wheels 6L and 6R via the rear propeller shaft 4 and the rear final drive unit 5. age,
Part of the torque to the left and right rear wheels (main drive wheels) 6L and 6R is transmitted from the drive force distribution device 1 to the left and right front wheels (secondary drive wheels) 7L and 7R via the front propeller shaft 7 and the front final drive unit 8. Thus, the vehicle is configured to be capable of four-wheel drive traveling.

駆動力配分装置1は、上記のごとく左右後輪（主駆動輪）6L,6Rへのトルクの一部を左右前輪（従駆動輪）7L,7Rへ分配して出力することにより、左右後輪（主駆動輪）6L,6Rおよび左右前輪（従駆動輪）9L,9R間の駆動力配分を決定するもので、本実施例においては、この駆動力配分装置1を図2に示すように構成する。   As described above, the driving force distribution device 1 distributes and outputs a part of the torque to the left and right rear wheels (main driving wheels) 6L and 6R to the left and right front wheels (secondary driving wheels) 7L and 7R. (Main drive wheels) 6L, 6R and left and right front wheels (secondary drive wheels) 9L, 9R are determined to distribute the driving force. In this embodiment, the driving force distribution device 1 is configured as shown in FIG. To do.

図2において、11はハウジングを示し、このハウジング11内に入力軸12と、出力軸15およびクランクシャフト16よりなる軸ユニットとを、相互に平行に配して横架する。
入力軸12は回転軸線O1を有し、出力軸15およびクランクシャフト16よりなる軸ユニットは回転軸線O2を有する。 In FIG. 2, reference numeral 11 denotes a housing, and an input shaft 12 and a shaft unit composed of an output shaft 15 and a crankshaft 16 are horizontally arranged in the housing 11 in parallel with each other.
The input shaft 12 has a rotation axis O 1 , and the shaft unit including the output shaft 15 and the crankshaft 16 has a rotation axis O 2 .

入力軸12は、その両端におけるボールベアリング13,14によりハウジング11に対し回転自在に支承する。
出力軸15およびクランクシャフト16は同軸に突き合わせて隣接端を相互に嵌合させ、この嵌合部にニードルベアリング17を介在させて、出力軸15およびクランクシャフト16を相対回転可能とする。
これら出力軸15およびクランクシャフト16より成る軸ユニットは、その両端におけるボールベアリング18,19によりハウジング11に対し回転自在に支承する。 The input shaft 12 is rotatably supported with respect to the housing 11 by ball bearings 13 and 14 at both ends thereof.
The output shaft 15 and the crankshaft 16 are abutted on the same axis, and their adjacent ends are fitted to each other, and a needle bearing 17 is interposed in the fitting portion so that the output shaft 15 and the crankshaft 16 can be rotated relative to each other.
The shaft unit including the output shaft 15 and the crankshaft 16 is rotatably supported on the housing 11 by ball bearings 18 and 19 at both ends thereof.

出力軸15およびクランクシャフト16よりなる軸ユニットと、入力軸12との軸間距離を保つために、これら軸ユニットおよび入力軸12の両端に配してベアリングサポート25,26を設ける。
ベアリングサポート25は、ニードルベアリング17を介在させた出力軸15およびクランクシャフト16の相互嵌合部に配置し、ローラベアリング21,23を介して入力軸12および出力軸15をそれぞれ回転自在に支持する。 In order to maintain the distance between the shaft unit of the output shaft 15 and the crankshaft 16 and the input shaft 12, bearing supports 25 and 26 are provided at both ends of the shaft unit and the input shaft 12.
The bearing support 25 is disposed at a mutual fitting portion between the output shaft 15 and the crankshaft 16 with the needle bearing 17 interposed therebetween, and rotatably supports the input shaft 12 and the output shaft 15 via the roller bearings 21 and 23, respectively. .

またベアリングサポート26は、ローラベアリング22,24を介して入力軸12およびクランクシャフト16をそれぞれ回転自在に支持する。
これらベアリングサポート25,26を、ハウジング11の対応する内側面にボルト30で取り付けることにより、出力軸15およびクランクシャフト16よりなる軸ユニット、および、入力軸12を、両者間の軸間距離を保ってハウジング11に回転自在に支持する。 The bearing support 26 rotatably supports the input shaft 12 and the crankshaft 16 via the roller bearings 22 and 24, respectively.
By attaching these bearing supports 25, 26 to the corresponding inner side surface of the housing 11 with bolts 30, the shaft unit composed of the output shaft 15 and the crankshaft 16 and the input shaft 12 are maintained at a distance between the axes. The housing 11 is rotatably supported.

入力軸12の両端をそれぞれ、シールリング27,28による液密封止下でハウジング11から突出させ、該入力軸12の図中左端を変速機3（図1参照）の出力軸に結合し、図中右端をリヤプロペラシャフト4（図1参照）を介してリヤファイナルドライブユニット5に結合する。
クランクシャフト16から遠い出力軸15の図中左端を、シールリング29による液密封止下でハウジング11から突出させ、該出力軸15の突出左端をフロントプロペラシャフト7（図1参照）を介してフロントファイナルドライブユニット8に結合する。 Both ends of the input shaft 12 protrude from the housing 11 under liquid-tight sealing by seal rings 27 and 28, respectively, and the left end of the input shaft 12 in the figure is coupled to the output shaft of the transmission 3 (see FIG. 1). The middle right end is coupled to the rear final drive unit 5 via the rear propeller shaft 4 (see FIG. 1).
The left end in the figure of the output shaft 15 far from the crankshaft 16 is protruded from the housing 11 under liquid-tight sealing by a seal ring 29, and the protruding left end of the output shaft 15 is front-mounted via the front propeller shaft 7 (see FIG. 1). Combine with final drive unit 8.

入力軸12の軸線方向中程には、第1ローラ31を同心に一体成形して設け、クランクシャフト16の両端間には、第2ローラ32を以下のようにして設け、これら第1ローラ31および第2ローラ32を共通な軸直角面内に配置する。
第2ローラ32を設けるクランクシャフト16の箇所に、半径がRの偏心軸部16aを設定し、この偏心軸部16aは、その軸心O3を出力軸15およびカウンターシャフト16より成る軸ユニットの回転軸線O2からεだけオフセットさせる。
そして、クランクシャフト16の偏心軸部16a上にローラベアリング33を介し、第2ローラ32を回転自在に、しかし軸線方向位置決め状態で取り付ける。 In the middle of the input shaft 12 in the axial direction, a first roller 31 is provided concentrically and integrally. A second roller 32 is provided between both ends of the crankshaft 16 as follows. The second roller 32 is disposed in a common axis perpendicular plane.
The position of the crankshaft 16 is provided a second roller 32, the radius is set the eccentric shaft portion 16a of the R, the eccentric shaft portion 16a is the shaft unit comprising the axis O 3 from the output shaft 15 and the counter shaft 16 Offset from the rotation axis O 2 by ε.
Then, the second roller 32 is attached to the eccentric shaft portion 16a of the crankshaft 16 via the roller bearing 33 so as to be rotatable but positioned in the axial direction.

従って、第2ローラ32の回転軸線は偏心軸部16aの軸心O3と同じになり、クランクシャフト16の回転位置制御により第2ローラ回転軸線O3（偏心軸部16aの軸心）を、クランクシャフト回転軸線（出力軸回転軸線）O2の周りに回転させれば、
クランクシャフト回転角θに応じて、第1ローラ31の回転軸線O1と、第2ローラ32の回転軸線O2との間における距離（第1ローラ31および第2ローラ32の軸間距離）L1を、図3に明示するごとくに加減することができる。 Therefore, the rotation axis of the second roller 32 is the same as the axis O 3 of the eccentric shaft portion 16a, and the second roller rotation axis O 3 (the axis of the eccentric shaft portion 16a) is controlled by the rotational position control of the crankshaft 16. is rotated about the crankshaft rotational axis (output shaft rotation axis) O 2,
Depending on the crankshaft rotation angle theta, the rotation axis O 1 of the first roller 31, the distance between the rotation axis O 2 of the second roller 32 (the axial distance between the first roller 31 and second roller 32) L1 Can be adjusted as clearly shown in FIG.

ここで、図3(a)のように第1ローラ31および第2ローラ32の軸間距離L1が最大となるクランクシャフト回転角θ＝０の下死点でのローラ軸間距離L1を、第1ローラ31の半径と第2ローラ32の半径との和値よりも大きくすると、
当該クランクシャフト回転操作位置においては、第1ローラ31および第2ローラ32が相互に径方向へ押し付けられることがなく、ローラ31,32間でトランクション伝動が行われないトランクション伝動容量＝０の状態を得ることができる。 Here, as shown in FIG. 3 (a), the roller axis distance L1 at the bottom dead center of the crankshaft rotation angle θ = 0 at which the axis distance L1 between the first roller 31 and the second roller 32 becomes the maximum When larger than the sum of the radius of the first roller 31 and the second roller 32,
At the crankshaft rotation operation position, the first roller 31 and the second roller 32 are not pressed against each other in the radial direction, and the traction transmission capacity is zero between the rollers 31 and 32. The state can be obtained.

クランクシャフト16をクランクシャフト回転角θ＝０°の下死点位置から図3(a)の矢C1方向へ同図(b)の位置まで回転操作すると、ローラ軸間距離L1が減少して、このローラ軸間距離L1がついには、第1ローラ31の半径と第2ローラ32の半径との和値よりも小さくなる。
このとき第1ローラ31および第2ローラ32は相互に径方向へ押し付けられ、図2および図3(b)に示すようにローラ外周面同士が符号31a,32a（図2も参照）で示す箇所において、図3(b)の押し付け反力F1を生じつつ摩擦接触し、これらの間にトランクション伝動容量を持たせることができる。 When the crankshaft 16 is rotated from the bottom dead center position of the crankshaft rotation angle θ = 0 ° to the position of FIG. 3 (b) in the direction of arrow C1 of FIG. 3 (a), the roller shaft distance L1 decreases, This roller shaft distance L1 is finally smaller than the sum of the radius of the first roller 31 and the radius of the second roller 32.
At this time, the first roller 31 and the second roller 32 are pressed against each other in the radial direction, and the outer peripheral surfaces of the rollers are indicated by reference numerals 31a and 32a (see also FIG. 2) as shown in FIGS. In FIG. 3 (b), the frictional contact is generated while the pressing reaction force F1 is generated, and a traction transmission capacity can be provided therebetween.

そして、クランクシャフト16を図3(b)の位置から同図に矢C2で示す方向へ図3(c)の位置まで回転操作してクランクシャフト回転角θを増大させると、ローラ軸間距離L1が更に減少する結果、第1ローラ31および第2ローラ32は外周面箇所31a,32aにおいて図3(c)に示す更に大きな押し付け反力F2を生じつつ摩擦接触し、これらローラ間のトランクション伝動容量を増大させることができる。   Then, when the crankshaft 16 is rotated from the position of FIG. 3 (b) to the position of FIG. 3 (c) in the direction indicated by the arrow C2 in FIG. As a result, the first roller 31 and the second roller 32 are brought into frictional contact with each other while generating a larger pressing reaction force F2 shown in FIG. The capacity can be increased.

また、クランクシャフト16を図3(c)の位置から同図に矢C3で示す方向へ図3(d)の位置まで回転操作してクランクシャフト回転角θを更に増大させると、ローラ軸間距離L1が更に減少する結果、第1ローラ31および第2ローラ32は外周面箇所31a,32aにおいて図3(d)に示す更に大きな押し付け反力F3を生じつつ摩擦接触し、これらローラ間のトランクション伝動容量を更に増大させることができる。   Further, when the crankshaft 16 is rotated from the position shown in FIG. 3 (c) to the position shown in FIG. 3 (d) in the direction indicated by the arrow C3 in FIG. As a result of further reduction of L1, the first roller 31 and the second roller 32 are in frictional contact with each other while generating a larger pressing reaction force F3 shown in FIG. The transmission capacity can be further increased.

更に、クランクシャフト16を図3(d)の位置から同図に矢C3で示す方向へ回転操作してクランクシャフト回転角θ＝180°の上死点位置にすると、ローラ軸間距離L1が最小になって第1ローラ31および第2ローラ32を図示せざる最大押し付け反力下に摩擦接触させ、これらローラ間のトランクション伝動容量を最大にすることができる。   Further, when the crankshaft 16 is rotated from the position shown in FIG. 3 (d) in the direction indicated by the arrow C3 to the top dead center position of the crankshaft rotation angle θ = 180 °, the roller shaft distance L1 is minimized. Thus, the first roller 31 and the second roller 32 can be brought into frictional contact with each other under a maximum pressing reaction force (not shown), and the traction transmission capacity between these rollers can be maximized.

以上の説明から明らかなように、クランクシャフト16をクランクシャフト回転角θ＝０°の回転位置からθ＝180°の回転位置まで回転操作することにより、クランクシャフト回転角θの増大につれ、ローラ間トランクション伝動容量を０から最大値まで連続変化させることができ、
逆に、クランクシャフト16をクランクシャフト回転角θ＝180°の回転位置からθ＝０°の回転位置まで回転操作することにより、クランクシャフト回転角θの低下につれ、ローラ間トランクション伝動容量を最大値から０まで連続変化させることができ、
ローラ間トランクション伝動容量をクランクシャフト16の回転操作により自在に制御し得る。 As is apparent from the above description, the crankshaft 16 is rotated from the rotation position of the crankshaft rotation angle θ = 0 ° to the rotation position of θ = 180 °, thereby increasing the crankshaft rotation angle θ. Traction transmission capacity can be continuously changed from 0 to the maximum value,
Conversely, rotating the crankshaft 16 from the crankshaft rotation angle θ = 180 ° rotation position to the θ = 0 ° rotation position maximizes the inter-roller traction transmission capacity as the crankshaft rotation angle θ decreases. The value can be continuously changed from 0,
The inter-roller trunkion transmission capacity can be freely controlled by rotating the crankshaft 16.

かかるクランクシャフト16の回転操作を介した第1ローラ31および第2ローラ32間の径方向押し付け力（第1,2ローラ間のトランクション伝動容量）制御を可能にするため、
図2に示すごとく、出力軸15から遠いクランクシャフト16の図中右端を、シールリング34による液密封止下でハウジング11から外部に露出させる。
かかるクランクシャフト16の露出端面に同軸に対向するローラ間押し付け力制御モータ35をハウジング11に取着して設け、
モータ35の出力軸35aを、ハウジング11から露出しているクランクシャフト16の端面にセレーション嵌合などにより駆動結合する。 In order to enable control of the radial pressing force between the first roller 31 and the second roller 32 via the rotational operation of the crankshaft 16 (the trunk transmission capacity between the first and second rollers),
As shown in FIG. 2, the right end in the drawing of the crankshaft 16 far from the output shaft 15 is exposed to the outside from the housing 11 under liquid tight sealing by the seal ring.
An inter-roller pressing force control motor 35 that is coaxially opposed to the exposed end face of the crankshaft 16 is attached to the housing 11,
The output shaft 35a of the motor 35 is drivingly coupled to the end surface of the crankshaft 16 exposed from the housing 11 by serration fitting or the like.

第1ローラ31からトランクション伝動により第2ローラ32（回転軸線O3）に至った回転を出力軸15（回転軸線O2）から、上記の偏心εにもかかわらず取り出し得るようにするため、
クランクシャフト16に近い出力軸15の内端にフランジ部15aを一体成形して設け、該フランジ部15aの直径を第2ローラ32と軸線方向に対面する大きさとなし、
これら出力軸フランジ部15aと、第2ローラ32との間を、偏心継手41により駆動結合する。 In order to be able to take out the rotation from the first roller 31 to the second roller 32 (rotation axis O 3 ) by the transmission of the trunk from the output shaft 15 (rotation axis O 2 ) despite the above-mentioned eccentricity ε.
A flange portion 15a is integrally formed at the inner end of the output shaft 15 close to the crankshaft 16, and the diameter of the flange portion 15a is sized to face the second roller 32 in the axial direction.
The output shaft flange portion 15a and the second roller 32 are drive-coupled by an eccentric joint 41.

[駆動力配分作用]
上記した図1,2に示す駆動力配分装置1の作用を以下に説明する。
変速機3からの出力トルクは図2の左端から軸12へ入力され、一方では、この入力軸12からそのままリヤプロペラシャフト4およびリヤファイナルドライブユニット5を経て左右後輪6L,6R（主駆動輪）に伝達される。 [Driving force distribution]
The operation of the driving force distribution device 1 shown in FIGS. 1 and 2 will be described below.
The output torque from the transmission 3 is input to the shaft 12 from the left end of FIG. 2, and on the other hand, the left and right rear wheels 6L and 6R (main drive wheels) pass through the rear propeller shaft 4 and the rear final drive unit 5 from the input shaft 12 as they are. Is transmitted to.

他方で駆動力配分装置1は、クランクシャフト16が第1ローラ31および第2ローラ32間にトランクション伝動容量を発生させない回転位置である間、左右後輪6L,6Rへのトルクの一部を出力軸15、従って左右前輪（従駆動輪）7L,7Rに向かわせることがなく、左右後輪6L,6R（主駆動輪）のみの駆動による二輪駆動走行を行わせるが、
クランクシャフト16が第1ローラ31および第2ローラ32間にトランクション伝動容量を持たせる回転位置である間、以下のように四輪駆動走行を行わせることができる。 On the other hand, the driving force distribution device 1 generates a part of the torque to the left and right rear wheels 6L and 6R while the crankshaft 16 is in the rotational position where the traction transmission capacity is not generated between the first roller 31 and the second roller 32. Two-wheel drive running is performed by driving only the left and right rear wheels 6L, 6R (main drive wheels) without being directed to the output shaft 15, and therefore the left and right front wheels (secondary drive wheels) 7L, 7R.
While the crankshaft 16 is in the rotational position where the first roller 31 and the second roller 32 are provided with the trunk transmission capacity, four-wheel drive traveling can be performed as follows.

つまり、クランクシャフト16が第1ローラ31および第2ローラ32間にトランクション伝動容量を持たせる回転位置である場合、左右後輪6L,6Rへのトルクの一部が、第1ローラ31から、第2ローラ32、偏心継手41、出力軸フランジ部15aを順次経て出力軸15に向かい得る。
出力軸15に達したトルクは、図2において出力軸15の左端から、フロントプロペラシャフト7（図1参照）およびフロントファイナルドライブユニット8（図1参照）を経由し、左右前輪（従駆動輪）7L,7Rへ伝達される。
かくして車両は、左右後輪6L,6R（主駆動輪）および左右前輪（従駆動輪）7L,7Rの全てを駆動しての四輪駆動走行が可能である。 In other words, when the crankshaft 16 is in a rotational position that gives a traction transmission capacity between the first roller 31 and the second roller 32, a part of the torque to the left and right rear wheels 6L, 6R is from the first roller 31, The second roller 32, the eccentric joint 41, and the output shaft flange portion 15a may be sequentially passed toward the output shaft 15.
The torque reaching the output shaft 15 from the left end of the output shaft 15 in FIG. 2 passes through the front propeller shaft 7 (see FIG. 1) and the front final drive unit 8 (see FIG. 1), and the left and right front wheels (slave drive wheels) 7L , Transmitted to 7R.
Thus, the vehicle is capable of four-wheel drive running by driving all of the left and right rear wheels 6L and 6R (main drive wheels) and the left and right front wheels (secondary drive wheels) 7L and 7R.

[トランクション伝動容量制御]
この四輪駆動走行中は、駆動力配分装置1が、上記のごとく左右後輪（主駆動輪）6L,6Rへのトルクの一部を左右前輪（従駆動輪）7L,7Rへ分配して出力するため、
第1ローラ31および第2ローラ32間のトランクション伝動容量を、左右後輪6L,6R（主駆動輪）の駆動力と、前後輪目標駆動力配分比とから求め得る、左右前輪（従駆動輪）7L,7Rへ分配すべき目標前輪駆動力に対応させる必要がある。 [Tranchon transmission capacity control]
During the four-wheel drive running, the driving force distribution device 1 distributes a part of the torque to the left and right rear wheels (main drive wheels) 6L and 6R to the left and right front wheels (secondary drive wheels) 7L and 7R as described above. To output
The left and right front wheels (slave drive) can determine the trunk transmission capacity between the first roller 31 and the second roller 32 from the driving force of the left and right rear wheels 6L and 6R (main driving wheels) and the front and rear wheel target driving force distribution ratio. Wheel) It is necessary to correspond to the target front wheel drive force to be distributed to 7L and 7R.

この要求にかなうトランクション伝動容量制御のために本実施例においては、図1に示すようにトランスファコントローラ51を設け、これによりローラ間押し付け力制御モータ35の回転制御（クランクシャフト回転角θの制御）を行うものとする。
そのためトランスファコントローラ51には、図2のごとくローラ間押し付け力制御モータ35に設けられてクランクシャフト16の回転角θを検出するクランクシャフト回転角センサ35からの信号を入力するほか、
エンジン2の出力を加減するアクセルペダル踏み込み量（アクセル開度）APOを検出するアクセル開度センサ52からの信号と、
左右後輪6L,6R（主駆動輪）の回転周速Vwrを検出する後輪速センサ53からの信号と、
車両の重心を通る鉛直軸線周りにおけるヨーレートφを検出するヨーレートセンサ54からの信号と、
トランスファコントローラ51からローラ間押し付け力制御モータ35への電流iを検出するモータ電流センサ55からの信号とを入力する。
なお電流iは、トランスファコントローラ51の内部信号から求め得るため、モータ電流センサ55を本実施例ではトランスファコントローラ51に内包させることとする。 In the present embodiment, in order to control the trunk transmission capacity that meets this requirement, a transfer controller 51 is provided as shown in FIG. 1, thereby controlling the rotation of the roller pressing force control motor 35 (control of the crankshaft rotation angle θ). ).
Therefore, the transfer controller 51 receives a signal from the crankshaft rotation angle sensor 35 provided in the roller pressing force control motor 35 as shown in FIG. 2 to detect the rotation angle θ of the crankshaft 16,
A signal from an accelerator opening sensor 52 that detects an accelerator pedal depression amount (accelerator opening) APO that adjusts the output of the engine 2;
A signal from the rear wheel speed sensor 53 for detecting the rotational peripheral speed Vwr of the left and right rear wheels 6L, 6R (main drive wheels);
A signal from the yaw rate sensor 54 for detecting the yaw rate φ around the vertical axis passing through the center of gravity of the vehicle;
A signal from the motor current sensor 55 that detects the current i from the transfer controller 51 to the roller pressing force control motor 35 is input.
Since the current i can be obtained from an internal signal of the transfer controller 51, the motor current sensor 55 is included in the transfer controller 51 in this embodiment.

トランスファコントローラ51は、トランクション伝動容量制御を行うために、図4のブロック線図で示すごときものとし、
目標前輪駆動力演算部60と、クランクシャフト回転角指令演算部70と、モータ回転角PI（P:比例制御、I：積分制御）演算部80と、モータ電流PID（P:比例制御、I：積分制御、D：微分制御）制御部90と、モータ電流センサ55とで構成する。 The transfer controller 51 is as shown in the block diagram of FIG. 4 in order to perform the trunk transmission capacity control.
Target front wheel driving force calculation unit 60, crankshaft rotation angle command calculation unit 70, motor rotation angle PI (P: proportional control, I: integral control) calculation unit 80, motor current PID (P: proportional control, I: (Integration control, D: differential control) The controller 90 and the motor current sensor 55 are configured.

目標前輪駆動力演算部60は、センサ52で検出したアクセル開度APO、センサ53で検出した後輪速Vwr、およびセンサ54で検出したヨーレートφを入力され、
これら入力情報をもとに周知の要領で、前後輪目標駆動力配分比および現在の左右後輪駆動力を求めると共に、これらから左右前輪（従駆動輪）7L,7Rへ分配すべき目標前輪駆動力Tfを演算する。 The target front wheel driving force calculation unit 60 receives the accelerator opening APO detected by the sensor 52, the rear wheel speed Vwr detected by the sensor 53, and the yaw rate φ detected by the sensor 54,
Based on these input information, the front and rear wheel target driving force distribution ratio and the current left and right rear wheel driving force are obtained in a well-known manner, and from these, the target front wheel drive to be distributed to the left and right front wheels (secondary driving wheels) 7L and 7R Calculate the force Tf.

クランクシャフト回転角指令演算部70は、目標前輪駆動力Tfから、第1ローラ31および第2ローラ32がこの駆動力Tfを伝達するのに必要なローラ間径方向押圧力をマップ検索などにより求め、
図5(a)のような予め実験などにより求めておいた、ローラ間径方向押圧力と、クランクシャフト回転角θとの関係を表すマップをもとに、上記目標前輪駆動力Tf対応のローラ間径方向押圧力から、目標前輪駆動力Tfを伝達可能なトランクション伝動容量となすのに必要なクランクシャフト回転角指令値tθを求める。 The crankshaft rotation angle command calculation unit 70 obtains the inter-roller radial pressing force necessary for the first roller 31 and the second roller 32 to transmit the driving force Tf from the target front wheel driving force Tf by a map search or the like. ,
A roller corresponding to the target front wheel driving force Tf based on a map representing the relationship between the radial pressing force between the rollers and the crankshaft rotation angle θ, which has been obtained in advance by experiments or the like as shown in FIG. 5 (a). A crankshaft rotation angle command value tθ necessary to obtain a trunk transmission capacity capable of transmitting the target front wheel driving force Tf is determined from the radial direction pressing force.

モータ回転角PI演算部80は、クランクシャフト回転角指令値tθと、センサ36で検出したクランクシャフト回転角θとから、クランクシャフト回転角θをその指令値tθに一致させるのに必要なローラ間押し付け力制御モータ35のモータ電流指令値Iを演算するもので、図6に実線で示すごとくに構成する。
先ずクランクシャフト回転角偏差演算部81において、クランクシャフト回転角指令値tθとクランクシャフト回転角θとの間におけるクランクシャフト回転角偏差Δθ（＝tθ−θ）を演算する。 The motor rotation angle PI calculating unit 80 calculates the crankshaft rotation angle θ from the crankshaft rotation angle command value tθ and the crankshaft rotation angle θ detected by the sensor 36, so that the crankshaft rotation angle θ matches the command value tθ. The motor current command value I of the pressing force control motor 35 is calculated, and is configured as shown by a solid line in FIG.
First, the crankshaft rotation angle deviation calculator 81 calculates a crankshaft rotation angle deviation Δθ (= tθ−θ) between the crankshaft rotation angle command value tθ and the crankshaft rotation angle θ.

次に、このクランクシャフト回転角偏差Δθに比例制御定数Kp（制御ゲイン）を掛けて比例制御分（Kp×Δθ）を求めると共に、
クランクシャフト回転角偏差Δθの累積値（積分値）に積分制御定数Ki（制御ゲイン）を掛けて積分制御分｛Ki×（Δθの累積値）｝を求め、
これら比例制御分（Kp×Δθ）および積分制御分｛Ki×（Δθの累積値）｝を合算して、クランクシャフト回転角θをその指令値tθに一致させるのに必要なローラ間押し付け力制御モータ35のモータ電流指令値Iを演算する。 Next, this crankshaft rotation angle deviation Δθ is multiplied by a proportional control constant Kp (control gain) to obtain a proportional control component (Kp × Δθ),
Multiply the cumulative value (integral value) of the crankshaft rotation angle deviation Δθ by the integral control constant Ki (control gain) to obtain the integral control amount {Ki × (cumulative value of Δθ)}
These proportional control (Kp × Δθ) and integral control {Ki × (cumulative value of Δθ)} are added together to control the pressing force between rollers necessary to make the crankshaft rotation angle θ coincide with the command value tθ. The motor current command value I of the motor 35 is calculated.

なおモータ電流指令値Iに上限値と下限値を設定し、上記の演算により求めたモータ電流指令値Iがこれら上限値を越えたり、下限値未満になるときは、モータ電流指令値Iをこれら上限値または下限値に制限するのが、モータ保護のために、またモータの制御にとって良いのは言うまでもない。   If an upper limit value and a lower limit value are set for the motor current command value I and the motor current command value I obtained by the above calculation exceeds or falls below these upper limit values, the motor current command value I is set to these values. Needless to say, limiting to the upper limit value or the lower limit value is good for protecting the motor and controlling the motor.

モータ電流PID制御部90は、上記のモータ電流指令値Iと、モータ電流センサ55で検出したローラ間押し付け力制御モータ35の駆動電流iとを入力され、モータ駆動電流iを如何なる応答でモータ電流指令値Iに一致させるかを決定するものである。
そのため、先ずモータ電流指令値Iとモータ駆動電流iとの間におけるモータ電流偏差Δi（＝I−i）を演算する。
そして、このモータ電流偏差Δiに比例制御定数を掛けて比例制御分を求め、
モータ電流偏差Δiの積分値に積分制御定数を掛けて積分制御分を求め、
モータ電流偏差Δiの微分値に微分制御定数を掛けて微分制御分を求め、
これら三者を合算して、モータ駆動電流iを上記比例制御定数、積分制御定数および微分制御定数により決まる応答でモータ電流指令値Iに一致させるためのモータ駆動電流iを決定し、これをローラ間押し付け力制御モータ35に供給する。 The motor current PID control unit 90 receives the motor current command value I described above and the driving current i of the roller pressing force control motor 35 detected by the motor current sensor 55. Whether to match the command value I is determined.
Therefore, first, a motor current deviation Δi (= I−i) between the motor current command value I and the motor drive current i is calculated.
Then, multiply the motor current deviation Δi by the proportional control constant to obtain the proportional control amount,
Multiply the integral value of the motor current deviation Δi by the integral control constant to obtain the integral control amount.
Multiply the differential value of the motor current deviation Δi by the differential control constant to obtain the differential control amount.
These three factors are added together to determine the motor drive current i for making the motor drive current i coincide with the motor current command value I with a response determined by the proportional control constant, integral control constant and differential control constant. This is supplied to the interim pressing force control motor 35.

ローラ間押し付け力制御モータ35は、かかる電流iにより駆動されるとき、クランクシャフト16の回転角θを指令値tθとなし、対応する力で第1ローラ31および第2ローラ32を相互に径方向に押圧させて、これらローラ31,32間のトランクション伝動容量を、左右前輪（従駆動輪）7L,7Rへ前記した目標前輪駆動力Tfが伝達されるような値に制御することができる。   When driven by the current i, the inter-roller pressing force control motor 35 makes the rotation angle θ of the crankshaft 16 the command value tθ, and the first roller 31 and the second roller 32 are mutually radial with a corresponding force. Thus, the trunk transmission capacity between the rollers 31 and 32 can be controlled to a value such that the target front wheel driving force Tf is transmitted to the left and right front wheels (secondary driving wheels) 7L and 7R.

ところで上記のように、クランクシャフト16の回転操作により、第1ローラ31および第2ローラ32間の径方向相互押圧力を制御してトランクション伝動容量を制御する場合は、
クランクシャフト16の回転に応じてクランクシャフト16の回転操作反力Tcが、図3にTc1,Tc2,Tc3で示すように逐一変化し、クランクシャフト回転角θに対するクランクシャフト16の回転操作反力Tcの変化特性（クランクシャフト回転操作反力特性）が、図5(b)に例示するような非線形特性となる。 By the way, as described above, by controlling the radial mutual pressing force between the first roller 31 and the second roller 32 by the rotation operation of the crankshaft 16, to control the traction transmission capacity,
The rotational reaction force Tc of the crankshaft 16 changes in accordance with the rotation of the crankshaft 16 as shown by Tc1, Tc2, and Tc3 in FIG. 3, and the rotational operational reaction force Tc of the crankshaft 16 with respect to the crankshaft rotation angle θ. The change characteristic (crankshaft rotation operation reaction force characteristic) becomes a non-linear characteristic as illustrated in FIG.

このため、前記したトランクション伝動容量制御の制御応答が、クランクシャフト16の回転位置（クランクシャフト回転角θ）に応じて変化することとなり、
この制御応答変化は、トランクション伝動容量制御をハンチングさせるなどの制御不安定を惹起する。
クランクシャフト回転角指令値tθが例えば図8(b)に実線で示すようにステップ状に増大した場合につき説明すると、クランクシャフト回転角θが破線で示すように指令値tθに対しオーバーシュートやアンダーシュートを繰り返すハンチングを生じながら連続変化し、トランクション伝動容量制御が不安定になる。 For this reason, the control response of the above-described trunkion transmission capacity control changes according to the rotation position of the crankshaft 16 (crankshaft rotation angle θ).
This change in control response causes control instability such as hunting the trunk transmission capacity control.
For example, when the crankshaft rotation angle command value tθ increases stepwise as shown by a solid line in FIG. 8 (b), for example, the crankshaft rotation angle θ is overshot or undershooted relative to the command value tθ as shown by a broken line. The hunting repeats hunting repeatedly and changes continuously, making the traction transmission capacity control unstable.

かかる制御不安定は、トランクション伝動容量制御の制御ゲイン（図6における比例制御定数Kp、積分制御定数Ki）を小さくすれば或る程度緩和し得るものの、
制御ゲインを小さくすると、制御応答が実用に耐えられなくなるほど悪化して、実際的でない。 Such control instability can be alleviated to some extent by reducing the control gain (proportional control constant Kp, integral control constant Ki in FIG. 6) of the trunk transmission capacity control.
When the control gain is reduced, the control response is deteriorated so that it cannot be practically used, which is not practical.

そこで本実施例においては、図6に破線で示すごとくモータ回転角制御部80に、制御ゲイン設定手段としての制御ゲイン設定部82を設け、これによる特異な制御ゲイン設定で上記のオーバーシュートやアンダーシュートを抑制してハンチングに関する問題を解消し得るようになす。
この目的のため制御ゲイン設定部82は先ず、図5(b)を移記した図7に例示するように、クランクシャフト回転角θに対するクランクシャフト回転操作反力Tcの変化特性（クランクシャフト回転操作反力特性）が略線形であると見なすことができるようなクランクシャフト回転角領域A,B1,B2,B3,B4,B5,B6ごとにクランクシャフト回転角θを区分する。 Therefore, in the present embodiment, as indicated by the broken line in FIG. 6, the motor rotation angle control unit 80 is provided with a control gain setting unit 82 as a control gain setting means, and the above-described overshoot and undershoot can be performed with a specific control gain setting. Suppress shoots and solve problems related to hunting.
For this purpose, the control gain setting unit 82 firstly changes the crankshaft rotation operation reaction force Tc with respect to the crankshaft rotation angle θ as illustrated in FIG. The crankshaft rotation angle θ is divided into the crankshaft rotation angle regions A, B1, B2, B3, B4, B5, and B6 that can be considered to be substantially linear in the reaction force characteristics.

クランクシャフト回転角領域Aは、クランクシャフト回転操作反力Tcが発生せず、従ってトランクション伝動容量が０のクランクシャフト回転角領域である。
クランクシャフト回転角領域B1は、クランクシャフト16が回転角θの増大によりローラ間径方向相互押圧力を増大させる方向へ回転操作されている場合において、クランクシャフト回転操作反力Tcが増大中であるも中程度未満であるクランクシャフト回転角領域とする。 The crankshaft rotation angle region A is a crankshaft rotation angle region in which the crankshaft rotation operation reaction force Tc is not generated and therefore the trunk transmission capacity is zero.
In the crankshaft rotation angle region B1, the crankshaft rotation operation reaction force Tc is increasing when the crankshaft 16 is rotated in a direction that increases the mutual pressure between the rollers in the radial direction by increasing the rotation angle θ. The crankshaft rotation angle region is also less than medium.

クランクシャフト回転角領域B2は、クランクシャフト16が回転角θの増大によりローラ間径方向相互押圧力を増大させる方向へ回転操作されている場合において、クランクシャフト回転操作反力Tcが上記中程度未満よりも大きいクランクシャフト回転角領域とする。
クランクシャフト回転角領域B3は、クランクシャフト16が回転角θの増大によりローラ間径方向相互押圧力を増大させる方向へ回転操作されている場合において、クランクシャフト回転操作反力Tcが低下中であるも上記中程度未満であるクランクシャフト回転角領域とする。 In the crankshaft rotation angle region B2, the crankshaft rotation operation reaction force Tc is less than the above-mentioned when the crankshaft 16 is rotated in the direction that increases the mutual pressure between the rollers by increasing the rotation angle θ. Larger than the crankshaft rotation angle region.
In the crankshaft rotation angle region B3, the crankshaft rotation operation reaction force Tc is decreasing when the crankshaft 16 is rotated in a direction that increases the mutual pressure between the rollers in the radial direction by increasing the rotation angle θ. Is also the crankshaft rotation angle region which is less than the above-mentioned medium.

クランクシャフト回転角領域B4は、クランクシャフト16が回転角θの低下によりローラ間径方向相互押圧力を低下させる方向へ回転操作されている場合において、クランクシャフト回転操作反力Tcが増大中であるも上記中程度未満であるクランクシャフト回転角領域とする。
クランクシャフト回転角領域B5は、クランクシャフト16が回転角θの低下によりローラ間径方向相互押圧力を低下させる方向へ回転操作されている場合において、クランクシャフト回転操作反力Tcが上記中程度未満よりも大きいクランクシャフト回転角領域とする。 In the crankshaft rotation angle region B4, the crankshaft rotation operation reaction force Tc is increasing when the crankshaft 16 is rotated in a direction that reduces the mutual pressing force between the rollers in the radial direction due to a decrease in the rotation angle θ. Is also the crankshaft rotation angle region which is less than the above-mentioned medium.
In the crankshaft rotation angle region B5, the crankshaft rotation operation reaction force Tc is less than the above-mentioned when the crankshaft 16 is rotated in a direction to decrease the mutual pressing force between the rollers in the radial direction due to the decrease in the rotation angle θ. Larger than the crankshaft rotation angle region.

クランクシャフト回転角領域B6は、クランクシャフト16が回転角θの低下によりローラ間径方向相互押圧力を低下させる方向へ回転操作されている場合において、クランクシャフト回転操作反力Tcが低下中であるも上記中程度未満であるクランクシャフト回転角領域とする。
なお、クランクシャフト回転操作反力特性が略線形であると見なすことができるクランクシャフト回転角領域は、上記したA,B1,B2,B3,B4,B5,B6領域の7個に限られず、これよりも多い場合もあれば、これよりも少ない場合もあって、クランクシャフト回転操作反力特性によって異なるのは言うまでもない。 In the crankshaft rotation angle region B6, the crankshaft rotation operation reaction force Tc is decreasing when the crankshaft 16 is rotated in a direction that reduces the mutual pressing force between the rollers in the radial direction due to a decrease in the rotation angle θ. Is also the crankshaft rotation angle region which is less than the above-mentioned medium.
Note that the crankshaft rotation angle region in which the crankshaft rotation operation reaction force characteristic can be considered to be substantially linear is not limited to the seven regions A, B1, B2, B3, B4, B5, and B6 described above. Of course, it may be more or less than this, and it goes without saying that it depends on the reaction force characteristics of the crankshaft rotation operation.

ちなみに図3(a)は、クランクシャフト回転角領域Aでのトランクション伝動容量制御状態を示し、
図3(b)は、クランクシャフト回転角領域B1, B6でのトランクション伝動容量制御状態を示し、
図3(c)は、クランクシャフト回転角領域B2,B5でのトランクション伝動容量制御状態を示し、
図3(d)は、クランクシャフト回転角領域B3,B4でのトランクション伝動容量制御状態を示す。 Incidentally, FIG. 3 (a) shows the state of traction transmission capacity control in the crankshaft rotation angle region A.
Fig. 3 (b) shows the state of control of the traction transmission capacity in the crankshaft rotation angle region B1, B6.
Fig. 3 (c) shows the state of traction transmission capacity control in the crankshaft rotation angle region B2, B5.
FIG. 3 (d) shows the state of the traction transmission capacity control in the crankshaft rotation angle regions B3 and B4.

図6に破線で示す制御ゲイン設定部82は、クランクシャフト回転角θを入力され、これが、上記したクランクシャフト回転角領域A,B1,B2,B3,B4,B5,B6の何れの領域内の値であるのかを判定する。
制御ゲイン設定部82はこの判定結果に基づき、基本的にはクランクシャフト回転角領域A,B1,B2,B3,B4,B5,B6ごとにトランクション伝動容量制御の制御ゲイン（図6における比例制御定数Kp、積分制御定数Ki）を、上記したオーバーシュートやアンダーシュートが緩和されてハンチングの問題が解消され得るよう、個別に設定する。 The control gain setting unit 82 indicated by a broken line in FIG. 6 receives the crankshaft rotation angle θ, and this is in any of the crankshaft rotation angle regions A, B1, B2, B3, B4, B5, and B6 described above. Determine if it is a value.
Based on this determination result, the control gain setting unit 82 basically controls the control gain of the trunk transmission capacity control for each crankshaft rotation angle region A, B1, B2, B3, B4, B5, B6 (proportional control in FIG. 6). The constant Kp and the integral control constant Ki) are individually set so that the above-described overshoot and undershoot can be alleviated and the problem of hunting can be solved.

なお本実施例では、トランクション伝動容量制御の制御ゲインを図6における比例制御定数Kpおよび積分制御定数Kiのみとしたが、これに限られるものではなく、
トランクション伝動容量制御に際し、例えばクランクシャフト回転角偏差Δθの微分値に微分制御定数を掛けて得られる微分制御分を加味する場合、この微分制御定数も制御ゲインとして、クランクシャフト回転角領域A,B1,B2,B3,B4,B5,B6ごとにトランクション伝動容量制御の制御ゲイン（比例制御定数Kp、積分制御定数Ki）を、上記したオーバーシュートやアンダーシュートが緩和されてハンチングの問題が解消され得るよう、個別に設定する。 In this embodiment, the control gain of the trunk transmission capacity control is only the proportional control constant Kp and the integral control constant Ki in FIG. 6, but is not limited thereto.
In the case of the trunkion transmission capacity control, for example, when taking into account the differential control obtained by multiplying the differential value of the crankshaft rotation angle deviation Δθ by the differential control constant, this differential control constant is also used as the control gain as the crankshaft rotation angle region A, Control gain (proportional control constant Kp, integral control constant Ki) for trunking transmission capacity control for each of B1, B2, B3, B4, B5, and B6. Set individually to be able to.

制御ゲイン設定部82は、トランクション伝動容量制御ゲイン（比例制御定数Kp、積分制御定数Ki）を、具体的にはクランクシャフト回転角領域A,B1,B2,B3,B4,B5,B6ごとに、以下のごとくに設定する。
クランクシャフト回転角θが、クランクシャフト回転操作反力Tc＝０（トランクション伝動容量＝０）となるクランクシャフト回転角領域A内の回転角であるである場合、
トランクション伝動容量制御ゲイン（比例制御定数Kp、積分制御定数Ki）を、大、中、小のうち、大きな値に設定する。 The control gain setting unit 82 sets the trunk transmission capacity control gain (proportional control constant Kp, integral control constant Ki), specifically for each crankshaft rotation angle region A, B1, B2, B3, B4, B5, B6. Set as follows.
When the crankshaft rotation angle θ is a rotation angle in the crankshaft rotation angle region A where the crankshaft rotation operation reaction force Tc = 0 (trunk transmission capacity = 0),
Set the truncation transmission capacity control gain (proportional control constant Kp, integral control constant Ki) to a large value among large, medium, and small.

かようにトランクション伝動容量制御ゲイン（Kp、Ki）を大きな値に設定することで、トランクション伝動容量制御が高応答に行われることとなり、
クランクシャフト回転角領域A内のクランクシャフト回転角θを、速やかに下死点（０°）または図5に示すトランクション伝動開始角にすることができる。
なお、クランクシャフト回転角領域Aにおいては、前記した制御のハンチングが問題になることがなく、上記のようなゲイン設定によりトランクション伝動容量制御応答を優先させる。 Thus, by setting the trunkion transmission capacity control gain (Kp, Ki) to a large value, the trunkion transmission capacity control is performed with high response,
The crankshaft rotation angle θ in the crankshaft rotation angle region A can be quickly set to the bottom dead center (0 °) or the trunking transmission start angle shown in FIG.
In the crankshaft rotation angle region A, the above-described control hunting does not become a problem, and priority is given to the trunk transmission capacity control response by the gain setting as described above.

クランクシャフト回転角θが領域B1内の回転角である場合、トランクション伝動容量制御ゲイン（Kp、Ki）を、クランクシャフト回転角領域Aにおけると同じ大きな値に設定する。
かようにトランクション伝動容量制御ゲイン（Kp、Ki）を大きな値に設定することで、トランクション伝動容量制御が高応答に行われることとなり、
クランクシャフト回転角領域B1内においてクランクシャフト回転角θを、速やかに指令値tθまで増大させることができる。
なお、クランクシャフト回転角領域B1においては、クランクシャフト回転角θが増大中であっても中程度未満であるため、指令値tθに対しオーバーシュートすることはなく、制御のハンチングが問題にならないことから、上記のようなゲイン設定によりトランクション伝動容量制御応答を優先させる。 When the crankshaft rotation angle θ is the rotation angle in the region B1, the trunk transmission capacity control gain (Kp, Ki) is set to the same large value as in the crankshaft rotation angle region A.
Thus, by setting the trunkion transmission capacity control gain (Kp, Ki) to a large value, the trunkion transmission capacity control is performed with high response,
The crankshaft rotation angle θ can be quickly increased to the command value tθ within the crankshaft rotation angle region B1.
Note that in the crankshaft rotation angle region B1, the crankshaft rotation angle θ is less than medium even if it is increasing, so it will not overshoot the command value tθ and control hunting will not be a problem. Therefore, priority is given to the trunk transmission capacity control response by the gain setting as described above.

クランクシャフト回転角θが領域B2内の回転角である場合、トランクション伝動容量制御ゲイン（Kp、Ki）を、前記中間的な制御ゲインに設定する。
かようにトランクション伝動容量制御ゲイン（Kp、Ki）を中間的な値に設定することで、トランクション伝動容量制御も中間的な応答下に行われることとなり、
クランクシャフト回転角領域B2内においてクランクシャフト回転角θを、中間的な制御応答で指令値tθに増大させることができ、当該中間的な制御応答によりクランクシャフト回転角θが指令値tθに対しオーバーシュートするのを緩和して、制御のハンチングが生ずるのを防止することができる。 When the crankshaft rotation angle θ is the rotation angle in the region B2, the trunk transmission capacity control gain (Kp, Ki) is set to the intermediate control gain.
By setting the trunkion transmission capacity control gain (Kp, Ki) to an intermediate value in this way, the trunkion transmission capacity control is also performed with an intermediate response.
Within the crankshaft rotation angle region B2, the crankshaft rotation angle θ can be increased to the command value tθ by an intermediate control response, and the crankshaft rotation angle θ exceeds the command value tθ by the intermediate control response. Shooting can be mitigated to prevent control hunting.

クランクシャフト回転角θが領域B3内の回転角である場合、トランクション伝動容量制御ゲイン（Kp、Ki）を、小さな制御ゲインに設定する。
かようにトランクション伝動容量制御ゲイン（Kp、Ki）を小さな値に設定することで、トランクション伝動容量制御も低応答下に行われることとなり、
クランクシャフト回転角領域B3内においてクランクシャフト回転角θを、低応答で指令値tθに増大させることができ、当該低応答によりクランクシャフト回転角θが指令値tθに対しオーバーシュートするのを緩和して、制御のハンチングが生ずるのを防止することができる。 When the crankshaft rotation angle θ is the rotation angle within the region B3, the trunkion transmission capacity control gain (Kp, Ki) is set to a small control gain.
Thus, by setting the trunkion transmission capacity control gain (Kp, Ki) to a small value, the trunkion transmission capacity control is also performed with low response,
Within the crankshaft rotation angle region B3, the crankshaft rotation angle θ can be increased to the command value tθ with a low response, and the low response reduces the overshooting of the crankshaft rotation angle θ with respect to the command value tθ. Thus, the occurrence of control hunting can be prevented.

クランクシャフト回転角θが領域B4内の回転角である場合、トランクション伝動容量制御ゲイン（Kp、Ki）を、大きな制御ゲインに設定する。
かようにトランクション伝動容量制御ゲイン（Kp、Ki）を大きな値に設定することで、トランクション伝動容量制御も高応答に行われることとなり、
クランクシャフト回転角領域B4内においてクランクシャフト回転角θを、高応答で指令値tθに低下させることができる。
なお、クランクシャフト回転角領域B4においては、クランクシャフト回転角θが低下中であっても中程度未満であるため、指令値tθに対しオーバーシュートすることはなく、制御のハンチングが問題にならないことから、上記のようなゲイン設定によりトランクション伝動容量制御応答を優先させる。 When the crankshaft rotation angle θ is the rotation angle in the region B4, the trunk transmission capacity control gain (Kp, Ki) is set to a large control gain.
Thus, by setting the trunkion transmission capacity control gain (Kp, Ki) to a large value, the trunkion transmission capacity control is also performed with high response,
In the crankshaft rotation angle region B4, the crankshaft rotation angle θ can be reduced to the command value tθ with high response.
In the crankshaft rotation angle region B4, even if the crankshaft rotation angle θ is decreasing, it is less than moderate, so there is no overshoot with respect to the command value tθ, and control hunting does not become a problem. Therefore, priority is given to the trunk transmission capacity control response by the gain setting as described above.

クランクシャフト回転角θが領域B5内の回転角である場合、トランクション伝動容量制御ゲイン（Kp、Ki）を、前記小さな制御ゲインに設定する。
かようにトランクション伝動容量制御ゲイン（Kp、Ki）を小さな値に設定することで、トランクション伝動容量制御も低応答下に行われることとなり、
クランクシャフト回転角領域B5内においてクランクシャフト回転角θを、低低応答で指令値tθに低下させることができ、当該低応答によりクランクシャフト回転角θが指令値tθに対しアンダーシュートするのを緩和して、制御のハンチングが生ずるのを防止することができる。 When the crankshaft rotation angle θ is the rotation angle in the region B5, the trunk transmission capacity control gain (Kp, Ki) is set to the small control gain.
Thus, by setting the trunkion transmission capacity control gain (Kp, Ki) to a small value, the trunkion transmission capacity control is also performed with low response,
In the crankshaft rotation angle region B5, the crankshaft rotation angle θ can be reduced to the command value tθ with a low and low response, and the low response reduces the undershoot of the crankshaft rotation angle θ with respect to the command value tθ. Thus, the occurrence of control hunting can be prevented.

なお、このクランクシャフト回転角領域B5では、クランクシャフト回転操作反力Tcの方向と、クランクシャフト回転角θの方向（低下方向）とが同じため、トランクション伝動容量制御が高感度になって上記のアンダーシュートを生じやすいが、
このアンダーシュートを上記のごとくに設定した小さなトランクション伝動容量制御ゲイン（Kp、Ki）により確実に緩和して、制御のハンチングを防止することができる。 In this crankshaft rotation angle region B5, the direction of the crankshaft rotation operation reaction force Tc and the direction of the crankshaft rotation angle θ (decrease direction) are the same. It is easy to cause undershoot of
This undershoot can be reliably mitigated by the small trunkion transmission capacity control gains (Kp, Ki) set as described above, and control hunting can be prevented.

クランクシャフト回転角θが領域B6内の回転角である場合、トランクション伝動容量制御ゲイン（Kp、Ki）を、前記中間的な制御ゲインに設定する。
かようにトランクション伝動容量制御ゲイン（Kp、Ki）を中間的な値に設定することで、トランクション伝動容量制御も中間的な応答下に行われることとなり、
クランクシャフト回転角領域B6内においてクランクシャフト回転角θを、中間的な応答で指令値tθに低下させることができ、当該中間的な応答によりクランクシャフト回転角θが指令値tθに対しアンダーシュートするのを緩和して、制御のハンチングが生ずるのを防止することができる。 When the crankshaft rotation angle θ is the rotation angle in the region B6, the trunk transmission capacity control gain (Kp, Ki) is set to the intermediate control gain.
By setting the trunkion transmission capacity control gain (Kp, Ki) to an intermediate value in this way, the trunkion transmission capacity control is also performed with an intermediate response.
In the crankshaft rotation angle region B6, the crankshaft rotation angle θ can be reduced to the command value tθ by an intermediate response, and the crankshaft rotation angle θ undershoots the command value tθ by the intermediate response. Can be mitigated to prevent the occurrence of control hunting.

また、当該クランクシャフト回転角領域B6における制御ゲイン（Kp、Ki）をクランクシャフト回転角領域B5におけるよりも大きくすることで、必要以上の低応答化による応答性の犠牲を回避することができる。   Further, by making the control gain (Kp, Ki) in the crankshaft rotation angle region B6 larger than that in the crankshaft rotation angle region B5, it is possible to avoid the sacrifice of responsiveness due to lower response than necessary.

以上説明したところから明らかなように、本実施例のトランクション伝動容量制御装置にあっては、
クランクシャフト回転操作反力特性が略線形であると見なせるクランクシャフト回転角領域A,B1,B2,B3,B4,B5,B6ごとに、トランクション伝動容量制御の制御ゲイン（Kp,Ki）を個別に設定するため、
クランクシャフト回転角領域A,B1,B2,B3,B4,B5,B6ごとにトランクション伝動容量制御のオーバーシュートやアンダーシュートが抑制されるようにトランクション伝動容量制御ゲイン（Kp,Ki）を個別に設定可能である。 As is apparent from the above description, in the trunking transmission capacity control device of the present embodiment,
The control gain (Kp, Ki) of the traction transmission capacity control is individually set for each crankshaft rotation angle region A, B1, B2, B3, B4, B5, B6 where the crankshaft rotation operation reaction force characteristics can be regarded as approximately linear. To set to
For each crankshaft rotation angle region A, B1, B2, B3, B4, B5, B6, the traction transmission capacity control gain (Kp, Ki) is individually controlled so that overshoot and undershoot of the traction transmission capacity control are suppressed. Can be set.

従って、クランクシャフト16の回転操作中その回転操作反力Tcが変化してトランクション伝動容量制御の制御応答が変化し、トランクション伝動容量制御が不安定になる条件であっても、
当該制御不安定の原因であるトランクション伝動容量制御のオーバーシュートやアンダーシュートを抑制することが可能であり、これによってトランクション伝動容量制御を、図8(b)と同条件での動作タイムチャートを示す図8(a)のクランクシャフト回転角θから明らかなように、確実に安定化させることができる。 Accordingly, even when the rotation operation reaction force Tc changes during the rotation operation of the crankshaft 16 and the control response of the traction transmission capacity control changes, and the traction transmission capacity control becomes unstable,
It is possible to suppress overshoot and undershoot of the trunking transmission capacity control, which is the cause of the instability of the control, and this enables the trunking transmission capacity control to operate under the same conditions as in Fig. 8 (b). As can be seen from the crankshaft rotation angle θ in FIG. 8 (a), it can be reliably stabilized.

また、トランクション伝動容量制御の不安定を生起させるオーバーシュートやアンダーシュートを生じないクランクシャフト回転角領域においては、
これらオーバーシュートやアンダーシュートを緩和するゲイン設定が不要であって、当該クランクシャフト回転角領域で要求される制御応答となるよう制御ゲインを自由に決定することができて、
上記したオーバーシュートやアンダーシュートを緩和するゲイン設定が、トランクション伝動容量制御の全体的な応答を、実用上問題になるほど悪化させることがなく、かかる弊害を伴うことなしに上記したトランクション伝動容量制御の安定化を実現することができる。 In addition, in the crankshaft rotation angle region that does not cause overshoot and undershoot that cause instability of the trunkion transmission capacity control,
There is no need for gain setting to alleviate these overshoots and undershoots, and the control gain can be freely determined so as to achieve the control response required in the crankshaft rotation angle region,
The above-described gain setting to mitigate overshoot and undershoot does not deteriorate the overall response of the trunktion transmission capacity control so that it becomes a problem in practice, and the above-mentioned trunktion transmission capacity is not accompanied by such an adverse effect. Stabilization of control can be realized.

[変形例]
なお上記実施例では、モータ回転角PI制御部80がクランクシャフト回転角指令tθからローラ間押し付け力制御モータ35への電流指令Iを演算するに際し、図5(b)のクランクシャフト回転操作反力(Tc)特性を用いず、クランクシャフト回転角指令tθおよびクランクシャフト回転角θ間におけるクランクシャフト回転角偏差Δθ（図6参照）と、その積分値とに応じたPI制御によりモータ35への電流指令Iを算出したが、
制御性を向上させるためには、上記PI制御により算出したモータ35への電流指令Iに、図5(b)のクランクシャフト回転操作反力(Tc)特性から計算したクランクシャフト回転操作反力（Tc）対応の電流値を加算して、トランクション伝動容量制御に資するようにしてもよい。 [Modification]
In the above embodiment, when the motor rotation angle PI control unit 80 calculates the current command I from the crankshaft rotation angle command tθ to the inter-roller pressing force control motor 35, the crankshaft rotation operation reaction force shown in FIG. (Tc) The current to the motor 35 is controlled by PI control according to the crankshaft rotation angle deviation Δθ (see FIG. 6) between the crankshaft rotation angle command tθ and the crankshaft rotation angle θ and the integral value without using the characteristic (Tc). Command I was calculated,
In order to improve the controllability, the crankshaft rotation operation reaction force (Tc) calculated from the crankshaft rotation operation reaction force (Tc) characteristic of FIG. 5 (b) is added to the current command I to the motor 35 calculated by the PI control. Tc) The corresponding current value may be added to contribute to the trunk transmission capacity control.

本発明の一実施例になるトランクション伝動容量制御装置を内包する駆動力配分装置を具えた四輪駆動車両のパワートレーンを、車両上方から見て示す概略平面図である。1 is a schematic plan view showing a power train of a four-wheel drive vehicle provided with a driving force distribution device including a traction transmission capacity control device according to an embodiment of the present invention as viewed from above the vehicle. 図1における駆動力配分装置の縦断側面図である。FIG. 2 is a longitudinal side view of the driving force distribution device in FIG. 図2に示す駆動力配分装置の動作説明図で、 (a)は、第1ローラおよび第2ローラが離間してトランクション伝動を行わない時の状態を示す動作説明図、 (b)は、第1ローラおよび第2ローラが接触を開始してトランクション伝動を行い始めた時の状態を示す動作説明図、 (c)は、第1ローラおよび第2ローラ間の押し付け力が増大してトランクション伝動容量が増大した時の状態を示す動作説明図、 (d)は、第1ローラおよび第2ローラ間の押し付け力が更に増大してトランクション伝動容量が更に大きくなった時の状態を示す動作説明図である。FIG. 3 is an operation explanatory diagram of the driving force distribution device shown in FIG. 2, (a) is an operation explanatory diagram showing a state when the first roller and the second roller are separated from each other and does not perform the trunk transmission, (b) Operation explanatory diagram showing a state when the first roller and the second roller start to contact and start to perform the traction transmission, (c) is a diagram showing that the pressing force between the first roller and the second roller increases and the trunk (D) shows the state when the pressing force between the first roller and the second roller is further increased to further increase the traction transmission capacity. It is operation | movement explanatory drawing. 図1におけるトランファコントローラの機能別ブロック線図である。FIG. 2 is a functional block diagram of the transfer controller in FIG. 図1の駆動力配分装置におけるクランクシャフトの回転角と、ローラ間径方向押圧力およびクランクシャフト回転操作反力との関係を示す特性線図で、 (a)は、クランクシャフトの回転角に対する、ローラ間径方向押圧力の変化特性を示す特性線図、 (b)は、クランクシャフトの回転角に対するクランクシャフト回転操作反力の変化特性を示す特性線図である。FIG. 6 is a characteristic diagram showing the relationship between the rotation angle of the crankshaft in the driving force distribution device of FIG. 1 and the radial pressing force between the rollers and the crankshaft rotation operation reaction force. FIG. 5B is a characteristic diagram showing a change characteristic of a crankshaft rotation operation reaction force with respect to a rotation angle of the crankshaft. 図4におけるモータ回転角PI制御部の詳細を示す機能別ブロック線図である。FIG. 5 is a functional block diagram illustrating details of a motor rotation angle PI control unit in FIG. 図5(b)のクランクシャフト回転操作反力特性を移記して、クランクシャフト回転操作反力特性が略線形となるクランクシャフト回転角領域を示す説明図である。FIG. 6 is an explanatory diagram showing a crankshaft rotation angle region in which the crankshaft rotation operation reaction force characteristic of FIG. 5 (b) is transferred and the crankshaft rotation operation reaction force characteristic is substantially linear. ステップ状に変化したクランクシャフト回転角指令値に対するクランクシャフト回転角の追従状態を示すタイムチャートで、 (a)は、本実施例の対策をした場合の、クランクシャフト回転角指令値に対するクランクシャフト回転角の追従状態を示すタイムチャート、 (b)は、本実施例の対策をしない場合の、クランクシャフト回転角指令値に対するクランクシャフト回転角の追従状態を示すタイムチャートである。FIG. 5 is a time chart showing the follow-up state of the crankshaft rotation angle with respect to the crankshaft rotation angle command value changed in a step shape. (B) is a time chart showing the follow-up state of the crankshaft rotation angle with respect to the crankshaft rotation angle command value when the countermeasure of the present embodiment is not taken.

符号の説明Explanation of symbols

1 駆動力配分装置
2 エンジン
3 変速機
4 リヤプロペラシャフト
5 リヤファイナルドライブユニット
6L,6R 左右後輪（主駆動輪）
7 フロントプロペラシャフト
8 フロントファイナルドライブユニット
9L,9R 左右前輪（従駆動輪）
11 ハウジング
12 入力軸
15 出力軸
16 クランクシャフト
16a 偏心軸部
31 第1ローラ
32 第2ローラ
35 ローラ間押し付け力制御モータ
36 クランクシャフト回転角センサ
41 偏心継手
51 トランスファコントローラ
52 アクセル開度センサ
53 後輪速センサ
54 ヨーレートセンサ
55 モータ電流センサ
60 目標前輪駆動力演算部
70 クランクシャフト回転角指令演算部
80 モータ回転角PI演算部
81 クランクシャフト回転角偏差演算部
82 制御ゲイン設定部（制御ゲイン設定手段）
90 モータ電流PID制御部 1 Driving force distribution device
2 Engine
3 Transmission
4 Rear propeller shaft
5 Rear final drive unit
6L, 6R Left and right rear wheels (main drive wheels)
7 Front propeller shaft
8 Front final drive unit
9L, 9R Left and right front wheels (sub driven wheels)
11 Housing
12 Input shaft
15 Output shaft
16 Crankshaft
16a Eccentric shaft
31 1st roller
32 2nd roller
35 Roller pressing force control motor
36 Crankshaft rotation angle sensor
41 Eccentric joint
51 Transfer controller
52 Accelerator position sensor
53 Rear wheel speed sensor
54 Yaw rate sensor
55 Motor current sensor
60 Target front wheel drive force calculator
70 Crankshaft rotation angle command calculation section
80 Motor rotation angle PI calculator
81 Crankshaft rotation angle deviation calculator
82 Control gain setting section (Control gain setting means)
90 Motor current PID controller

Claims (8)

主駆動輪へのトルク伝達経路を成す回転部材と共に回転する第1ローラと、
従駆動輪へのトルク伝達経路を成す回転部材と共に回転する第2ローラとの径方向相互押圧接触により得られるトランクション伝動によって、主従駆動輪間での駆動力配分を行うようにした駆動力配分装置に用いられ、
第2ローラをクランクシャフトの偏心軸部に回転自在に支持して該クランクシャフトの回転操作により、第1ローラおよび第2ローラ間の径方向相互押圧力を制御してトランクション伝動容量を制御するようにした装置において、
前記クランクシャフトの回転角に対する回転操作反力変化であるクランクシャフト回転操作反力特性が略線形であるクランクシャフト回転角領域ごとに、前記トランクション伝動容量制御の制御ゲインを個別に設定する制御ゲイン設定手段を設けたことを特徴とする駆動力配分装置のトランクション伝動容量制御装置。 A first roller that rotates together with a rotating member that forms a torque transmission path to the main drive wheel;
Distribution of driving force between the main and slave driving wheels by traction transmission obtained by the radial mutual pressing contact with the second roller that rotates together with the rotating member that forms the torque transmission path to the driven wheels. Used in the device,
The second roller is rotatably supported on the eccentric shaft portion of the crankshaft, and the traction transmission capacity is controlled by controlling the radial mutual pressing force between the first roller and the second roller by rotating the crankshaft. In such a device,
Control gain for individually setting the control gain of the trunk transmission capacity control for each crankshaft rotation angle region in which the crankshaft rotation operation reaction force characteristic that is a change in the rotation operation reaction force with respect to the rotation angle of the crankshaft is substantially linear A trunk power transmission capacity control device for a driving force distribution device, characterized in that setting means is provided. 請求項1に記載の駆動力配分装置のトランクション伝動容量制御装置において、
前記制御ゲイン設定手段は、クランクシャフト回転操作反力が発生しないクランクシャフト回転角領域でのトランクション伝動容量制御ゲインを、大、中、小のうち、大きな値に設定するものであることを特徴とする駆動力配分装置のトランクション伝動容量制御装置。 In the trunk transmission capacity control device of the driving force distribution device according to claim 1,
The control gain setting means is for setting a traction transmission capacity control gain in a crankshaft rotation angle region where no crankshaft rotation operation reaction force is generated to a large value among large, medium and small. Traction transmission capacity control device for driving force distribution device. 請求項1または2に記載の駆動力配分装置のトランクション伝動容量制御装置において、
前記制御ゲイン設定手段は、クランクシャフトが前記ローラ間径方向相互押圧力を増大させる方向へ回転操作されている場合において、クランクシャフト回転操作反力が増大中であるも中程度未満であるクランクシャフト回転角領域でのトランクション伝動容量制御ゲインを前記大きな値に設定するものであることを特徴とする駆動力配分装置のトランクション伝動容量制御装置。 In the trunking transmission capacity control device of the driving force distribution device according to claim 1 or 2,
The control gain setting means has a crankshaft in which the crankshaft rotating operation reaction force is increasing but less than moderate when the crankshaft is rotated in a direction to increase the radial pressure between the rollers. A trunking transmission capacity control device for a driving force distribution device, wherein the trunking transmission capacity control gain in the rotation angle region is set to the large value. 請求項1〜3のいずれか1項に記載の駆動力配分装置のトランクション伝動容量制御装置において、
前記制御ゲイン設定手段は、クランクシャフトが前記ローラ間径方向相互押圧力を増大させる方向へ回転操作されている場合において、クランクシャフト回転操作反力が前記中程度未満よりも大きいクランクシャフト回転角領域でのトランクション伝動容量制御ゲインを前記中間的な制御ゲインに設定するものであることを特徴とする駆動力配分装置のトランクション伝動容量制御装置。 In the traction power capacity controller of the driving force distribution device according to any one of claims 1 to 3,
The control gain setting means has a crankshaft rotation angle region in which the crankshaft rotation operation reaction force is larger than the intermediate level when the crankshaft is rotated in a direction that increases the radial pressure between the rollers. The trunking transmission capacity control gain of the driving force distribution device is characterized in that the trunking transmission capacity control gain at the intermediate control gain is set to the intermediate control gain. 請求項1〜4のいずれか1項に記載の駆動力配分装置のトランクション伝動容量制御装置において、
前記制御ゲイン設定手段は、クランクシャフトが前記ローラ間径方向相互押圧力を増大させる方向へ回転操作されている場合において、クランクシャフト回転操作反力が低下中であるも前記中程度未満であるクランクシャフト回転角領域でのトランクション伝動容量制御ゲインを前記小さな値に設定するものであることを特徴とする駆動力配分装置のトランクション伝動容量制御装置。 In the traction power capacity controller of the driving force distribution device according to any one of claims 1 to 4,
When the crankshaft is rotated in a direction to increase the mutual pressing force between the rollers in the radial direction, the control gain setting means is a crank whose crankshaft rotation operation reaction force is decreasing but is less than the intermediate level. A trunking transmission capacity control device for a driving force distribution device, wherein the trunking transmission capacity control gain in the shaft rotation angle region is set to the small value. 請求項1〜5のいずれか1項に記載の駆動力配分装置のトランクション伝動容量制御装置において、
前記制御ゲイン設定手段は、クランクシャフトが前記ローラ間径方向相互押圧力を低下させる方向へ回転操作されている場合において、クランクシャフト回転操作反力が増大中であるも前記中程度未満であるクランクシャフト回転角領域でのトランクション伝動容量制御ゲインを前記大きな値に設定するものであることを特徴とする駆動力配分装置のトランクション伝動容量制御装置。 In the traction power capacity controller of the driving force distribution device according to any one of claims 1 to 5,
When the crankshaft is rotated in a direction to reduce the mutual pressure between the rollers in the radial direction, the control gain setting means is configured so that the crankshaft rotation operation reaction force is increasing but is less than the intermediate level. A traction transmission capacity control device for a driving force distribution device, wherein the traction transmission capacity control gain in a shaft rotation angle region is set to the large value. 請求項1〜6のいずれか1項に記載の駆動力配分装置のトランクション伝動容量制御装置において、
前記制御ゲイン設定手段は、クランクシャフトが前記ローラ間径方向相互押圧力を低下させる方向へ回転操作されている場合において、クランクシャフト回転操作反力が前記中程度未満よりも大きいクランクシャフト回転角領域でのトランクション伝動容量制御ゲインを前記小さな制御ゲインに設定するものであることを特徴とする駆動力配分装置のトランクション伝動容量制御装置。 In the traction power capacity controller of the driving force distribution device according to any one of claims 1 to 6,
The control gain setting means has a crankshaft rotation angle region in which the crankshaft rotation operation reaction force is larger than the intermediate level when the crankshaft is rotated in a direction to reduce the radial pressing force between the rollers. The trunking transmission capacity control device of the driving force distribution device is characterized in that the trunking transmission capacity control gain in the above is set to the small control gain. 請求項1〜7のいずれか1項に記載の駆動力配分装置のトランクション伝動容量制御装置において、
前記制御ゲイン設定手段は、クランクシャフトが前記ローラ間径方向相互押圧力を低下させる方向へ回転操作されている場合において、クランクシャフト回転操作反力が低下中であるも前記中程度未満であるクランクシャフト回転角領域でのトランクション伝動容量制御ゲインを前記中間的な値に設定するものであることを特徴とする駆動力配分装置のトランクション伝動容量制御装置。 In the traction power capacity controller of the driving force distribution device according to any one of claims 1 to 7,
When the crankshaft is rotated in a direction to reduce the inter-roller radial mutual pressing force, the control gain setting means has a crankshaft rotation reaction force that is decreasing but is less than the intermediate level. A trunking transmission capacity control device for a driving force distribution device, wherein a trunking transmission capacity control gain in a shaft rotation angle region is set to the intermediate value.
JP2008260218A 2008-10-07 2008-10-07 Traction transmission capacity controller for driving force distribution device Expired - Fee Related JP5125969B2 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2008260218A JP5125969B2 (en) 2008-10-07 2008-10-07 Traction transmission capacity controller for driving force distribution device

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2008260218A JP5125969B2 (en) 2008-10-07 2008-10-07 Traction transmission capacity controller for driving force distribution device

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JP2010090951A JP2010090951A (en) 2010-04-22
JP5125969B2 true JP5125969B2 (en) 2013-01-23

Family

ID=42253888

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP2008260218A Expired - Fee Related JP5125969B2 (en) 2008-10-07 2008-10-07 Traction transmission capacity controller for driving force distribution device

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JP5125969B2 (en)

Family Cites Families (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS57177451A (en) * 1981-04-24 1982-11-01 Mitsubishi Electric Corp Speed reducer using rollers
CH676214A5 (en) * 1988-10-26 1990-12-28 Bruderer Ag
JPH0771557A (en) * 1993-09-02 1995-03-17 Mitsubishi Heavy Ind Ltd Direct acting conversion/friction driving device
DE10346671A1 (en) * 2003-10-08 2005-05-12 Bayerische Motoren Werke Ag Control system for an at least temporarily four-wheel drive motor vehicle
JP4407281B2 (en) * 2003-12-26 2010-02-03 日産自動車株式会社 Friction transmission

Also Published As

Publication number Publication date
JP2010090951A (en) 2010-04-22

Similar Documents

Publication Publication Date Title
WO2012005263A1 (en) Torque-distribution control device for a four-wheel-drive vehicle
JP2833199B2 (en) Torque distribution control device
JP5246351B2 (en) Driving force distribution control device for four-wheel drive vehicle
JP5464273B2 (en) Vehicle left and right wheel driving force distribution control device
WO2012005260A1 (en) Device for controlling torque distribution to left and right wheels on a vehicle
TWI330600B (en) Electric vehicle and control method thereof
JP5447670B2 (en) Vehicle left and right wheel driving force distribution control device
JP4513993B2 (en) Left / right driving force control device
JP5040885B2 (en) Traction transmission capacity controller for driving force distribution device
JP5125969B2 (en) Traction transmission capacity controller for driving force distribution device
JP5454688B2 (en) Vehicle left and right wheel driving force distribution control device
US10668808B2 (en) Driving force control apparatus and method for controlling vehicle
JP5250540B2 (en) Hybrid vehicle differential limit control device
JP2013151246A (en) Lock-off control device of irreversible rotation transmission system
JP2012017053A (en) Control device for distribution of right and left wheels driving force for vehicle
JP5299368B2 (en) Vehicle left and right wheel driving force distribution control device
JP2005337462A (en) Controller of toroidal type continuously variable transmission
JPH11278081A (en) Turn traveling control device for vehicle
JP6028451B2 (en) Driving force distribution device
JP5013118B2 (en) Left / right driving force control device
JPH01182129A (en) Control method for driving force distribution and rear wheel steering angle in four-wheel-drive and four-wheel steering automobile
JP2903171B2 (en) 4-wheel drive vehicle with driving force distribution control
WO2013183411A1 (en) Driving force distribution device
JP2009090843A (en) Vehicle controller
JPH0386636A (en) Unequal torque distribution controller for four-wheel drive vehicle

Legal Events

Date Code Title Description
A621 Written request for application examination

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621

Effective date: 20110928

A977 Report on retrieval

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007

Effective date: 20120921

TRDD Decision of grant or rejection written
A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

Effective date: 20121002

A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

A61 First payment of annual fees (during grant procedure)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61

Effective date: 20121015

R150 Certificate of patent or registration of utility model

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20151109

Year of fee payment: 3

LAPS Cancellation because of no payment of annual fees