WO2012086312A1 - トランクション伝動容量制御装置 - Google Patents

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WO2012086312A1
WO2012086312A1 PCT/JP2011/074942 JP2011074942W WO2012086312A1 WO 2012086312 A1 WO2012086312 A1 WO 2012086312A1 JP 2011074942 W JP2011074942 W JP 2011074942W WO 2012086312 A1 WO2012086312 A1 WO 2012086312A1
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roller
turning
torque
crankshaft
reference point
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PCT/JP2011/074942
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森　憲一
英俊 谷口
金子　豊
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日産自動車株式会社
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    • B60W10/10—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function including control of change-speed gearings
    • B60W10/11—Stepped gearings
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
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Definitions

  • the present invention relates to a transmission capacity control device for a traction transmission type power transmission device,
  • the present invention relates to a traction transmission capacity control device in which the reference point of the traction power transmission capacity control operation by the transmission capacity control device can always be accurately set regardless of manufacturing dimensional errors and variations.
  • a power transmission device for example, there is one configured as a trunk transmission type as described in Patent Document 1.
  • the trunkion transmission type power transmission device proposed in Patent Document 1 makes the first roller and the second roller press in contact with each other in the radial direction, and transmits power by frictional contact between these rollers (trunkation transmission). Is to do.
  • the power transmission device as described above has its trunking transmission capacity, that is, the trunking transmission capacity in the radial mutual pressing contact portion between the first roller and the second roller according to the transmission request driving force. Capacity control may be necessary.
  • Patent Document 1 proposes a configuration in which the radial mutual pressing force between the rollers automatically becomes the trunking transmission capacity corresponding to the transmission torque.
  • the trunkion transmission capacity control device supports the second roller rotatably on the eccentric shaft portion of the crankshaft and rotates the crankshaft to rotate the first roller and the second roller in the radial direction. It is common to follow a configuration that controls the traction power capacity by adjusting the pressing force.
  • the second roller is swung around the rotation axis of the crankshaft by rotating the crankshaft, so that the first roller and the second roller are separated from each other and do not perform traction transmission. Then, the trunk transmission capacity control is performed between the first roller and the second roller closest to each other and the trunk transmission capacity maximum state in which the overlap amount between both rollers is maximum.
  • the control output operation amount of the actuator is the operation amount from this reference point with reference to a certain operation position of the actuator. If the reference point is not clear, the control output operation amount of the actuator and the control output torque The relationship cannot be grasped accurately, and trunking transmission capacity control cannot be performed as intended.
  • this reference point is not limited to the relationship between the control output operation amount of the actuator and the control output torque. Changes due to dimensional errors and variations.
  • the actuator reference point has not been clearly defined, and this definition has been made.
  • the defined actuator reference point changes with the relationship between the actuator control output operation amount and the control output torque due to dimensional errors and variations in the production of the traction transmission type power transmission device. The reality is that it is difficult to expect the control of the trunkion transmission capacity.
  • the above-mentioned actuator reference position (reference point for the trunkion transmission capacity control operation) can always be obtained accurately regardless of the dimensional error or variation in manufacturing of the trunkion transmission type power transmission device. Proposing the Traction transmission capacity controller for the driving force distribution device, Accordingly, it is an object of the present invention to solve the above problem and to always perform the trunk transmission capacity control as intended.
  • the trunking transmission capacity control device of the present invention is configured as follows. First, a power transmission device as a premise will be described. In this power transmission device, power transmission is performed by a traction transmission obtained by a radial mutual pressing contact between a first roller and a second roller.
  • the pre-requisite trunkion transmission capacity controller is Comprising second roller turning means for turning the second roller around an eccentric axis offset from the rotation axis of the second roller; By this means, the mutual mutual pressing force between the first roller and the second roller is controlled to control the traction transmission capacity of the power transmission device.
  • the present invention is provided with at least one of the following turning torque detecting means and turning speed detecting means, a singular point detecting means, and a second roller turning operation reference point setting means for such a trunkion transmission capacity control device. Characterized by the composition.
  • the turning torque detecting means turns the second roller by the second roller turning means to detect the turning torque of the second roller during the turning
  • the turning speed detecting means turns the second roller by the second roller turning means and detects the turning speed of the second roller during the turning.
  • the singular point detection means detects a singular point related to at least one of the singular time series changes of the turning torque and the turning speed of the second roller detected by the turning torque detecting means and the turning speed detecting means. is there.
  • the second roller turning operation reference point setting means sets the turning operation reference point of the second roller based on the singular point detected by the singular point detection means.
  • the traction transmission capacity control device of the present invention performs the traction transmission capacity control based on the set second roller turning operation reference point.
  • the second roller In order to contribute to the traction transmission capacity control by setting the reference point for the turning operation of the second roller based on the singular point related to the singular time series change of the turning torque and / or turning speed of the second roller. Regardless of the dimensional error or variation in the manufacturing of the power transmission device, the second roller swivel operation reference point (reference point for traction transmission capacity control operation), and regardless of changes in operating characteristics and friction due to temperature changes, It can always be obtained accurately, and the trunk transmission capacity control can always be performed as intended.
  • FIG. 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 a first embodiment of the present invention as a transfer, as viewed from above the vehicle.
  • FIG. 2 is a longitudinal side view of the driving force distribution device in FIG. Fig. 2 shows a bearing support used in the driving force distribution device of Fig. 2, (a) is a front view showing the bearing support together with the housing of the driving force distribution device, and (b) is a longitudinal side view showing the bearing support alone.
  • FIG. 3 is a longitudinal front view of a crankshaft used in the driving force distribution device of FIG. FIG.
  • 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 separated state of the first roller and the second roller at a position where the crankshaft rotation angle is 0 ° of the reference point; b) is an operation explanatory diagram showing the contact state of the first roller and the second roller when the crankshaft rotation angle is 90 °, and (c) is the first roller when the crankshaft rotation angle is 180 °.
  • FIG. 6 is an operation explanatory view showing a contact state of the second roller.
  • FIG. 3 is a characteristic diagram showing a change characteristic of crankshaft driving torque with respect to a crankshaft rotation angle of the driving force distribution device shown in FIG.
  • FIG. 2 is a flowchart showing a crankshaft rotation angle reference point setting program executed by the transfer controller in FIG. 1 for driving force distribution control.
  • FIG. 8 is an operation time chart when the crankshaft rotation angle reference point is set by rotating the crankshaft at a constant speed according to the control program of FIG.
  • FIG. 8 is an operation time chart when setting the crankshaft rotation angle reference point by rotating the crankshaft with a constant force by the control program of FIG.
  • the control program in Fig. 7 attempts to rotate the crankshaft at a constant force, but the crankshaft rotation angle reference point is set while the torque remains below the expected value due to the back electromotive force. It is an operation time chart.
  • FIG. 8 is a flowchart corresponding to FIG.
  • 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 (slave drive wheels) 11 Housing 12 Input shaft 13 Output shaft 18, 19 Roller bearing 23, 25 Bearing support 31 1st roller 32 2nd roller 45 Inter-roller pressing force control motor (2nd roller turning means) 51L, 51R Crankshaft (second roller turning means) 51Lc, 51Rc Ring gear (second roller turning means) 55 Crankshaft drive pinion (second roller turning means) 56 Pinion shaft
  • 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 trunking transmission capacity control device according to a first embodiment of the present invention as a transfer as viewed from above the vehicle. It is.
  • 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) 9L and 9R via the front propeller shaft 7 and the front final drive unit 8.
  • the vehicle can be driven by four-wheel drive.
  • 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) 9L and 9R. (Main drive wheels) 6L, 6R and left and right front wheels (secondary drive wheels) 9L, 9R to determine the drive force distribution ratio.
  • this drive force distribution device 1 is as shown in FIG. Constitute.
  • reference numeral 11 denotes a housing, and an input shaft 12 and an output shaft 13 are arranged in parallel with each other in the housing 11.
  • the input shaft 12 is supported by the ball bearings 14 and 15 at both ends thereof so as to freely rotate around the axis O 1 with respect to the housing 11.
  • the input shaft 12 further supports the bearing supports 23 and 25 via roller bearings 18 and 19 so as to be rotatable.
  • the bearing supports 23 and 25 are respectively provided with openings 23a and 25a for fitting the roller bearings 18 and 19 as shown in FIGS. 3 (a) and 3 (b).
  • These bearing supports 23 and 25 are rotation support plates common to the input / output shafts 12 and 13, respectively, and are arranged in the housing 11 in contact with the corresponding inner side surfaces 11b and 11c of the housing 11 as shown in FIG. The housing inner surfaces 11b and 11c are not fixed.
  • both ends of the input shaft 12 are protruded from the housing 11 under liquid tight sealing by seal rings 27 and 28,
  • the left end of the input shaft 12 in the figure is coupled to the output shaft of the transmission 3 (see FIG. 1), and the right end in the figure is coupled to the rear final drive unit 5 via the rear propeller shaft 4 (see FIG. 1).
  • the first roller 31 is concentrically and integrally formed.
  • a second roller 32 is concentrically and integrally formed, and the first roller 31 and the second roller 32 are arranged in a common axis-perpendicular plane.
  • the output shaft 13 is supported rotatably relative to the housing 11 by the following configuration. That is, the crankshafts 51L and 51R that are hollow on the both ends of the output shaft 13 are loosely fitted on both ends of the second shaft 32 integrally formed in the middle of the output shaft 13 in the axial direction.
  • the output shaft 13 is connected to the crankshaft 51L.
  • the center hole 51La of 51R, in the 51Ra, these central holes 51La supported to be freely rotatable about a central axis O 2 of 51Ra.
  • the crankshafts 51L and 51R are provided with outer peripheral portions 51Lb and 51Rb (radius is indicated by Ro) that are eccentric with respect to the central holes 51La and 51Ra (the central axis O 2 ).
  • the center axis O 3 of 51Lb and 51Rb is offset from the axis O 2 (rotation axis of the second rotor 32) of the center holes 51La and 51Ra by an eccentricity ⁇ between them.
  • the eccentric outer peripheral portions 51Lb and 51Rb of the crankshafts 51L and 51R are rotatably supported in bearing supports 23 and 25 on the corresponding side via bearings 53L and 53R, respectively.
  • the bearing supports 23 and 25 are provided with openings 23b and 25b for fitting the bearings 53L and 53R, respectively, as shown in FIGS. 3 (a) and 3 (b).
  • the bearing supports 23 and 25 are the rotation support plates common to the input / output shafts 12 and 13 as described above, but these input / output shafts 12 and 13 integrally have the first roller 31 and the second roller 32, respectively. It is also a rotation support plate common to the first roller 31 and the second roller 32. As shown in FIGS. 2 and 3, the bearing supports 23 and 25 do not contact the inner wall 11a of the housing 11 on the side far from the output shaft 13 with the input shaft 12 interposed therebetween, and as shown in FIG. The size is set so as not to contact the inner wall 11d of the housing 11 on the side far from the input shaft 12 with the shaft 13 in between.
  • the bearing supports 23 and 25 are further provided with protrusions 23c and 25c and 23d and 25d for preventing the input shaft 12 (first roller 31) from swinging around the axis O 1.
  • 23c, 25c and 23d, 25d are brought into contact with the bottom surfaces of the guide grooves 11g, 11h provided in the corresponding housing inner side surfaces 11e, 11f.
  • the guide grooves 11g and 11h are elongated in the tangential direction of the openings 23b and 25b provided in the bearing supports 23 and 25 so that the displacement of the projections 23c and 25c in the same direction is not restricted.
  • crankshafts 51L and 51R rotatably supported on the bearing supports 23 and 25 as described above are thrust bearings 54L and 54R, respectively, between the bearing supports 23 and 25 together with the second roller 32 as shown in FIG. Position in the axial direction.
  • eccentric gears 51Lc and 51Rc that are concentric with the eccentric outer peripheral parts 51Lb and 51Rb are integrally provided at adjacent ends of the crankshafts 51L and 51R, respectively, and these ring gears 51Lc and 51Rc have the same specifications.
  • a common crankshaft drive pinion 55 is meshed with the ring gears 51Lc and 51Rc, and when this meshing occurs, the crankshafts 51L and 51R are in a rotational position where their eccentric outer peripheral parts 51Lb and 51Rb are aligned with each other in the circumferential direction. In a synchronized state, the crankshaft drive pinion 55 is meshed with the ring gears 51Lc and 51Rc.
  • crankshaft drive pinion 55 is coupled to the pinion shaft 56, and both ends of the pinion shaft 56 are rotatably supported on the housing 11 by bearings 56a and 56b.
  • the right end of the pinion shaft 56 on the right side of FIG. 2 is liquid-tightly sealed and exposed outside the housing 11,
  • An output shaft 45a of an inter-roller pressing force control motor 45 attached to the housing 11 is drivingly coupled to the exposed end surface of the pinion shaft 56 by serration fitting or the like.
  • the inter-roller pressing force control motor 45 pinion 55 and the ring gear 51Lc, crankshafts 51L via 51Rc, when rotating position control 51R, the rotation axis O 2 of output shaft 13 and the second roller 32 by a broken line in FIG. 4 It turns along the locus circle ⁇ shown. Therefore, the inter-roller pressing force control motor 45, the pinion 55, the ring gears 51Lc and 51Rc, and the crankshafts 51L and 51R constitute the second roller turning means in the present invention.
  • the second roller 32 As the rotation axis O 2 (second roller 32) rotates along the locus circle ⁇ in FIG. 4, the second roller 32 approaches the first roller 31 in the radial direction as shown in FIGS. 5 (a) to 5 (c). To do. At this time, the distance L1 between the roller shafts of the first roller 31 and the second roller 32 (see also FIG. 2) is such that the radius of the first roller 31 and the second roller 32 increase as the rotation angle ⁇ of the crankshafts 51L and 51R increases. It becomes smaller than the sum value with the radius.
  • the radial pressing force (transfer torque capacity between the rollers) of the second roller 32 against the first roller 31 increases, and the radial direction between the rollers according to the degree of decrease in the roller shaft distance L1.
  • the pressing force (inter-roller transmission torque capacity) can be arbitrarily controlled.
  • the second roller rotation axis O 2 is positioned directly below the crankshaft rotation axis O 3, the center distance L1 between first roller 31 and second roller 32
  • the distance L1 between the roller axes at the maximum bottom dead center is made larger than the sum of the radius of the first roller 31 and the radius of the second roller 32.
  • the rotation angle reference point of the crankshafts 51L and 51R is set, the crankshaft rotation angle ⁇ of the reference point is set to 0 °, and the rotation amount from the reference point Is the crankshaft rotation angle ⁇ , Until the procedure for setting the crankshaft rotation angle reference point is described, the description will be made assuming that the crankshaft rotation angle reference point is the bottom dead center for convenience of description.
  • crankshaft 51L and the output shaft 13 protrude from the housing 11 on the left side in FIG. 2, respectively, and a seal ring 57 is interposed between the housing 11 and the crankshaft 51L at the protruding portion, and a seal is provided between the crankshaft 51L and the output shaft 13.
  • Intervening ring 58 By these seal rings 57 and 58, the crankshaft 51L protruding from the housing 11 and the protruding portion of the output shaft 13 are liquid-tightly sealed.
  • the driving force distribution device 1 of this embodiment controls the rotational position of the crankshafts 51L and 51R via the pinion 55 and the ring gears 51Lc and 51Rc by the inter-roller pressing force control motor 45, and sets the distance L1 between the roller shafts to the first roller.
  • the rollers 31 and 32 are pressed against each other in the radial direction by making it smaller than the sum of the radii of 31 and the second roller 32, Since these rollers 31 and 32 have an inter-roller transmission torque capacity according to the radial mutual pressing force, according to this torque capacity, a part of the torque to the left and right rear wheels 6L and 6R (main drive wheels) It can be directed from the first roller 31 to the output shaft 13 via the second roller 32.
  • the radial pressing reaction force between the first roller 31 and the second roller 32 during this transmission is received by the bearing supports 23 and 25, which are rotation support plates common to these, and therefore transmitted to the housing 11. There is no. Therefore, it is not necessary to make the housing 11 so strong that it can resist the radial pressing reaction force between the first roller 31 and the second roller 32, and it is possible to avoid disadvantageous in terms of weight and cost. it can.
  • 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 9L and 9R (secondary drive wheels).
  • Increasing the rotation angle ⁇ As a result of further decreasing the roller shaft distance L1 and increasing the mutual overlap amount OL of the first roller 31 and the second roller 32, the first roller 31 and the second roller 32 are increased in the radial mutual pressing force.
  • the trunk transmission capacity between the rollers 31 and 32 can be increased.
  • the maximum overlap amount OL is the sum of the eccentric amount ⁇ between the second roller rotation axis O 2 and the crankshaft rotation axis O 3 and the offset amount OS described above with reference to FIG. 5 (b).
  • the inter-roller trunkion transmission capacity can be continuously changed from 0 to the maximum value.
  • transmission between the rollers and the trunk trunk is transmitted.
  • the capacity can be changed continuously from the maximum value to 0,
  • the transmission capacity between the rollers can be freely controlled by rotating the crankshafts 51L and 51R.
  • a transfer controller 111 is provided as shown in FIG. 1, thereby controlling the rotation of the roller pressing force control motor 45 (control of the crankshaft rotation angle ⁇ ).
  • the transfer controller 111 has Accelerator opening APO for adjusting the output of the engine 2 (a signal from the accelerator opening sensor 112 for detecting the accelerator pedal depression amount, A signal from the rear wheel speed sensor 113 that detects the rotational peripheral speed Vwr of the left and right rear wheels 6L, 6R (main drive wheels); A signal from the yaw rate sensor 114 for detecting the yaw rate ⁇ around the vertical axis passing through the center of gravity of the vehicle;
  • a signal is input from a crankshaft rotation angle sensor 116 which is provided in the housing 11 and detects the actual rotation angle ⁇ ′ of the crankshaft
  • the transfer controller 111 calculates 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, and distributes the left and right rear wheel driving force and the front and rear wheel target driving force distribution. From the ratio, the target front wheel driving force to be distributed to the left and right front wheels (secondary driving wheels) 9L and 9R is calculated. Then, the transfer controller 111 obtains the target crankshaft rotation angle such that the trunk transmission capacity between the first roller 31 and the second roller 32 corresponds to the target front wheel driving force, and determines the crankshafts 51L and 52R. The rotation control of the roller pressing force control motor 45 is performed so that the actual rotation angle ⁇ ′ becomes the target crankshaft rotation angle.
  • crankshaft rotation angle ( ⁇ ) control of the crankshafts 51L and 52R by the inter-roller pressing force control motor 45 is performed by changing the crankshaft rotation angle ⁇ from a certain rotation angle reference point of the crankshafts 51L and 52R to the target crankshaft rotation.
  • Tc crankshaft drive torque
  • crankshaft rotation angle reference point of the crankshafts 51L and 52R is clearly defined, the crankshaft rotation angle reference point changes due to dimensional errors and variations in manufacturing of the driving force distribution device.
  • the trunking transmission capacity control cannot be performed accurately.
  • crankshaft rotation angle reference point can be always accurately obtained regardless of the manufacturing error of the driving force distribution device, variation, etc.
  • the control can be performed.
  • the transfer controller 111 executes the control program shown in FIG. 7 to obtain the crankshaft rotation angle reference point when performing the trunking transmission capacity control, and performs the trunking transmission capacity control based on this.
  • the control program of FIG. 7 is repeatedly executed by a periodic interrupt that does not lag the responsiveness of the inter-roller radial pressing force control motor 45, for example, by a scheduled interrupt every 5 msec.
  • step S1 the motor drive current i detected by the motor drive current sensor 115 and the actual crankshaft rotation angle ⁇ ′ detected by the crankshaft rotation angle sensor 116 are read.
  • the motor drive current i is information representing the crankshaft drive torque Tc (second roller turning torque), and therefore step S1 corresponds to the turning torque detecting means in the present invention.
  • step S2 the crankshaft rotation speed ⁇ is calculated based on the crankshaft rotation angle ⁇ ′ detected in step S1.
  • the crankshaft rotation speed ⁇ is the second roller turning speed itself, and therefore step S2 corresponds to the turning speed detecting means in the present invention.
  • step S1 the difference between the current reading value (step S1) of the crankshaft rotation angle ⁇ ′ and the previous reading value (memory value) one calculation cycle before is calculated in one calculation cycle (5msec). It can be obtained by dividing or by a filter process for passing the crankshaft rotation angle ⁇ ′ through a high-pass filter.
  • step S3 based on the crankshaft rotation angle ⁇ ′, whether the crankshafts 51L and 52R have rotated in the forward direction as shown in FIGS. 5 (b) and 5 (c) and have made one rotation in this direction. Check whether or not. While it is determined in step S3 that the crankshafts 51L and 52R have not yet made one rotation in the forward direction, the control proceeds to step S4 to cause the crankshafts 51L and 52R to make one rotation in the forward direction.
  • step S4 a motor drive current i is applied to the motor 45, and the crankshafts 51L and 51R are rotated in the forward direction as shown in FIGS. 5 (b) and 5 (c) by this motor 45.
  • the second roller 32 is turned in the same direction (forward direction).
  • step S4 when the crankshafts 51L and 51R are rotated in the forward direction (swing in the same direction of the second roller 32), the following three modes are performed as modes for performing the rotation (turning).
  • step S4 corresponds to the second roller constant speed turning means and the second roller constant force turning means in the present invention.
  • the first form of “rotating the crankshafts 51L, 51R at a constant speed” is an angle servo system that performs control calculation so that, for example, the crankshaft rotation angle ⁇ ′ follows a crankshaft rotation angle command value that changes at a constant speed.
  • the transfer controller 111 supplies the motor 45 with the motor drive current command value that is the result of the calculation, and drives the motor 45.
  • the third mode in which the shafts 51L and 51R are rotated can be realized by driving the motor 45 by supplying an arbitrary motor drive current command value to the motor 45 separately from the transfer controller 111.
  • step S5 it is checked whether or not the motor drive current i read in step S1 or a specific time series change (hereinafter referred to as a singular point) of the crankshaft rotational speed ⁇ calculated in step S2 has appeared. To do. Therefore, step S5 corresponds to the singular point detection means in the present invention.
  • crankshaft rotational speed ⁇ is maintained at a constant value as shown in the positive rotation region of FIG.
  • the following singular points (a), (b), (c), (d) corresponding to changes in the drive torque of the crankshafts 51L, 51R to the current i that is, (a) Singular point at which motor drive current i reaches the maximum value in response to the crankshaft forward rotation drive torque reaching the maximum value (b) Motor drive current in response to the rise of the crankshaft forward rotation drive torque Singular point at which i starts to increase (c) Singular point at which the motor drive current i reverses from decreasing to increasing in response to the crankshaft forward rotation driving torque changing from decreasing to increasing (d) crankshaft forward rotating drive In response to the torque becoming zero, singular points at which the motor drive current i finishes decreasing appear.
  • step S5 Until the occurrence of the singular points (a) to (h) is confirmed in step S5, the control is returned to step S1, and the loop of steps S1 to S5 is repeated until the singular points appear.
  • step S6 the control proceeds to step S6.
  • step S6 any one of these singular points (a) to (h) selected is selected.
  • the crankshaft rotation angle detection value ⁇ ′ when a singular point appears is updated and stored as ⁇ 1.
  • step S3 When it is determined in step S3 that the crankshafts 51L and 52R have completed one rotation in the positive direction shown in FIGS. 5B and 5C, the control is advanced to step S7 and the subsequent steps to change the crankshafts 51L and 52R. While making one rotation in the reverse direction, a similar singularity appearance check is performed during this reverse rotation. Therefore, first, in step S7, based on the crankshaft rotation angle ⁇ ′, it is checked whether or not the crankshafts 51L and 52R have made one rotation in the reverse direction from the one rotation position in the forward direction.
  • step S7 While it is determined in step S7 that the crankshafts 51L and 52R have not yet completed one rotation in the reverse direction, the control proceeds to step S8, and the crankshafts 51L and 52R perform one rotation in the reverse direction. That is, in step S8, a motor drive current i is applied to the motor 45, and the crankshafts 51L and 51R are rotated by the motor 45 in the reverse direction from the position where one forward rotation ends, thereby causing the second roller 32 to move in the same direction ( Rotate in the reverse direction) to return to the same original position as when normal rotation started.
  • the form for performing the rotation (turning) in the reverse direction is the same as the form (1) to (3) described above for the rotation (turning) in the forward direction.
  • step S9 it is checked whether or not a singular point of the motor drive current i or the crankshaft rotation speed ⁇ has appeared during the reverse rotation. Even during the reverse rotation, the singular points (a) to (h) appear in the motor drive current i and the crankshaft rotation speed ⁇ as shown in the reverse rotation range of FIGS. In the explanation of each singular point, “normal” is read as “reverse”), and in step S9, the occurrence of singular points (a) to (h) in the reverse rotation region of FIGS. 8 to 10 is checked. .
  • step S9 Until the occurrence of the singular points (a) to (h) at the time of reversal is confirmed in step S9, the control is returned to step S1, and until the appearance of these singular points, steps S1 to S3 and steps S7 to S9 are performed. Repeat the loop.
  • step S10 When the appearance of the singular points (a) to (h) at the time of reverse rotation is confirmed at step S9, the control proceeds to step S10, and among these singular points (a) to (h) at the time of reverse rotation, The crankshaft rotation angle detection value ⁇ ′ when the same kind (same sign) singularity as selected in step S6 appears is updated and stored as ⁇ 2.
  • step S11 When it is determined in step S7 that one rotation in the reverse direction of the crankshafts 51L and 52R has been completed, the control proceeds to step S11.
  • step S11 based on the intermediate point that can be obtained from the crankshaft rotation angles ⁇ 1 and ⁇ 2 when the singular point of the same kind (same sign) at the time of forward rotation and reverse rotation appears, which is stored in step S6 and step S10. Then, the crankshaft rotation angle reference point illustrated in FIG. 5 (a) is set. Therefore, step S11 corresponds to the crankshaft rotation angle reference point setting means in the present invention.
  • crankshaft rotation angle ⁇ 1 is detected when one of the singular points (a) to (h) of the motor drive current i or crankshaft rotation speed ⁇ appears.
  • crankshafts 51L and 51R are driven back by one turn in the reverse direction by the motor 45, and the second roller 32 is turned back to the original position in the same direction (reverse direction), during which the motor drive current i or crank Detect the crankshaft rotation angle ⁇ 2 when a singular point of the same kind (same sign) of the shaft rotation speed ⁇ appears,
  • a crankshaft rotation angle reference point is obtained from an intermediate point between the crankshaft rotation angles ⁇ 1 and ⁇ 2.
  • the traction transmission capacity control is performed based on the crankshaft rotation angle ⁇ .
  • the motor 45 causes the second roller 32 to turn in both directions via the crankshafts 51L and 51R, during which the motor driving current i or crank
  • the crankshaft rotation angle ⁇ 1, ⁇ 2 (second roller turning position) when one of the singular points (a) to (h) of the shaft rotation speed ⁇ appears is detected, and the crankshaft rotation angle ⁇ 1, ⁇ 2 (second roller)
  • the crankshaft rotation angle reference point (second roller turning operation reference point) is obtained from the intermediate point of the turning position), and based on the second roller turning amount from the crankshaft rotation angle reference point (second roller turning operation reference point)
  • the crankshaft rotation angle reference point (second roller turning operation reference point) that is, the reference point for the traction transmission capacity control operation, regardless of the manufacturing error of the driving force distribution device, variations, etc. Regardless of changes in characteristics and friction, it can always be obtained
  • the motor 45 causes the second roller 32 to turn at a constant speed via the crankshafts 51L and 51R, and the singular points (a) and (b) of the crankshaft driving torque (second roller turning torque) during this time ), (c), (d) are detected and the crankshaft rotation angle reference point (second roller turning operation reference point) is set based on these singular points.
  • the singular points (a), (b), (c), and (d) can be easily and easily detected only by monitoring the time series change of the crankshaft driving torque (second roller turning torque).
  • the second roller 32 is turned at a constant torque by the motor 45 via the crankshafts 51L and 51R, and the singular points (e), (e) of the crankshaft rotational speed ⁇ (second roller turning speed) during this period f), (g), (h) are detected, and the crankshaft rotation angle reference point (second roller turning operation reference point) is set based on these singular points.
  • the singular points (e), (f), (g), and (h) can be easily and easily detected simply by monitoring the time series change of the crankshaft rotational speed ⁇ (second roller turning speed). .
  • FIG. 11 is a control program when the traction capacity control device according to the second embodiment of the present invention sets the crankshaft rotation angle reference point. Also in this embodiment, the driving force distribution device is the same as shown in FIGS. 1 to 6, and the transfer controller 111 in FIG. 1 executes the control program shown in FIG. The shaft rotation angle reference point is obtained, and the trunking transmission capacity control is performed based on the shaft rotation angle reference point.
  • the control program in FIG. 11 is repeatedly executed by a periodic interrupt that does not lag the responsiveness of the inter-roller radial pressing force control motor 45, for example, every 5 msec.
  • step S21 the motor drive current i detected by the motor drive current sensor 115 and the actual crankshaft rotation angle ⁇ ′ detected by the crankshaft rotation angle sensor 116 are read.
  • step S22 the crankshaft rotation speed ⁇ is calculated based on the crankshaft rotation angle ⁇ ′ detected in step S21.
  • step S23 it is checked whether or not the crankshafts 51L and 52R have made one rotation in one arbitrary direction based on the crankshaft rotation angle ⁇ ′. While it is determined in step S23 that the crankshafts 51L and 52R have not yet rotated once, the control advances to step S24 to rotate the crankshafts 51L and 52R. That is, in step S24, one of the forms (1) to (3) described above for the first embodiment is selected, and a motor drive current i is given to the motor 45 in a manner according to the selected form. The crankshafts 51L and 51R are rotationally driven in the one direction by the motor 45, thereby turning the second roller 32 in the same direction.
  • step S25 when the resistance torque for the inertia or the hydraulic oil viscosity is large and correction for the resistance torque is necessary, the torque correction amount is calculated and the crankshaft drive torque estimated value Tc ′ is calculated. Is calculated.
  • crankshaft drive torque estimated value Tc ′ There are the following two methods for calculating the crankshaft drive torque estimated value Tc ′.
  • (1) From the motor torque Tm (K ⁇ i) obtained by multiplying the motor drive current i by the torque constant K, the inertia J and viscosity D obtained in advance, and the crankshaft rotation speed obtained in step S22 Subtract the inertia torque (J ⁇ ⁇ ) and the viscosity torque (D ⁇ ⁇ ) obtained using ⁇ and the crankshaft rotation acceleration ⁇ calculated based on the crankshaft rotation speed ⁇ . A crankshaft drive torque estimated value Tc ′ is calculated.
  • crankshaft rotational acceleration ⁇ there is a method of calculating the difference between the current value of the crankshaft rotational speed ⁇ and the previous value one control cycle before by the control period, or a high pass to the crankshaft rotational speed ⁇ . There is a method of calculating by applying a filter.
  • a final crankshaft driving torque estimated value Tc ′ is obtained using an observer.
  • step S26 by the same check as in step S5 in FIG. 7, the motor drive current i read in step S21 and the singular time series change (singular point) of the crankshaft rotational speed ⁇ calculated in step S22. Check if it appears. However, when the correction in step S25 is performed, instead of the motor drive current i, the crankshaft drive torque estimated value Tc ′ obtained in step S25 corresponds to the singular points (a) to (d). Check if a singular point has appeared.
  • FIG. 12 shows the time series change of the estimated crankshaft drive torque Tc ′ obtained by subtracting the inertia torque (J ⁇ ⁇ ) and the viscous torque (D ⁇ ⁇ ) from the motor torque Tm, and the crankshaft rotation angle It is shown along with the time series change of ⁇ .
  • the crankshaft rotation angle reference point can be set with higher accuracy by using the crankshaft drive torque estimated value Tc ′. Therefore, in this embodiment, the singular point of the estimated crankshaft driving torque Tc ′ is detected instead of the motor driving current i.
  • step S11 Control is returned to step S11 until the appearance of singular points is confirmed in step S26, and the loop of steps S11 to S26 is repeated until the appearance of these singular points.
  • step S26 the control proceeds to step S27.
  • step S27 the crankshaft rotation angle detection value ⁇ ′ when the final singular point appears among these singular points is obtained. Update and store as ⁇ 1.
  • step S23 When it is determined in step S23 that the crankshafts 51L and 52R have completed one rotation in the one direction, the control proceeds to step S28.
  • step S28 the crankshaft drive characteristic (change characteristic of the crankshaft drive torque Tc with respect to the crankshaft rotation angle ⁇ ) shown in FIG. 6 and the crankshaft rotation angle ⁇ 1 when a singular point is finally detected in step S26. From this, the crankshaft rotation angle reference point is set.
  • crankshaft rotation angle ⁇ 1 when the singular point is finally detected in step S26 matches the crankshaft rotation angle ⁇ at which the same kind of singularity appears on the crankshaft drive characteristics shown in FIG.
  • the corresponding crankshaft rotation angle is set to the crankshaft rotation angle reference point ⁇ 0.
  • crankshaft rotation angle reference point ⁇ 0 for each combination of the crankshaft rotation modes (1) to (3) and the singular points (a) to (h) is as follows.
  • the crankshaft rotation angle reference point ⁇ 0 Is ⁇ 0 ⁇ max.
  • the crankshaft rotation angle reference point ⁇ 0 Is ⁇ 0 ⁇ st.
  • the crankshaft rotation angle reference point ⁇ 0 Is ⁇ 0 ⁇ max.
  • the crankshaft rotation angle reference point ⁇ 0 Is ⁇ 0 ⁇ fin.
  • the motor 45 causes the second roller 32 to turn in one direction via the crankshafts 51L and 51R, while the motor driving current i or The crankshaft rotation angle ⁇ 1 (second roller turning position) when one of the singular points (a) to (h) of the crankshaft rotation speed ⁇ appears is detected, and this crankshaft rotation angle ⁇ 1 (second roller turning position) is detected. ) And the crankshaft rotation angle where the same kind of singular point exists in the crankshaft drive torque characteristics shown in FIG.
  • crankshaft rotation angle reference point ⁇ 0 (second roller turning operation reference point) is obtained, and the crankshaft rotation In order to control the traction transmission capacity of the driving force distribution device based on the second roller turning amount from the angle reference point ⁇ 0 (second roller turning operation reference point)
  • the crankshaft rotation angle reference point ⁇ 0 (second roller turning operation reference point), that is, the reference point for the traction transmission capacity control operation, regardless of the manufacturing error of the driving force distribution device, variations, etc. Regardless of changes in operating characteristics and friction, it can always be obtained accurately, so that the trunk transmission capacity control can always be performed as intended, and the same effects as in the first embodiment can be obtained.
  • crankshaft rotation angle reference point ⁇ 0 (second roller turning operation reference point) can be set in a short time, and the responsiveness of the traction transmission capacity control can be improved.
  • crankshaft rotation angle reference point ⁇ 0 (second roller turning operation reference point) from the crankshaft rotation angle
  • the crankshaft rotation angle reference point ⁇ 0 (second roller turning operation reference point) is accurately set even under conditions where the resistance torque (J ⁇ ⁇ ) and inertia resistance torque (D ⁇ ⁇ ) are large.
  • J ⁇ ⁇ resistance torque
  • D ⁇ ⁇ inertia resistance torque
  • crankshaft drive torque (motor torque) is limited so that the rotation of the crankshafts 51L and 51R (the rotation of the second roller 32) stops when a singular point of less than 360 ° appears, and the crankshaft rotates during the stoppage.
  • the crankshaft rotation angle reference point can also be set based on the angle information.
  • the rotation stop torque of the crankshafts 51L and 51R (the rotation stop torque of the second roller 32) changes due to variations and deterioration of parts, and changes in viscosity and friction due to temperature changes. If the crankshaft drive torque (motor torque) is too small, it will not rotate, if it is too large it will not stop and will continue to rotate, or it will take a long time to find an appropriate limit torque, There is a problem that the time until the crankshaft rotation angle reference point is set becomes long.
  • crankshaft rotation angle reference point when a torque diode exists between the motor 45 and the crankshafts 51L and 51R, if the crankshaft rotation angle reference point is set near the maximum reaction force angle and rotated with the torque that has started to move, it will rotate without stopping. The problem of continuing to do so, Further, if the unlocking torque of the torque diode is large, there is a problem that the crankshaft rotation angle reference point cannot be set because it cannot be reversed at a constant torque.
  • the traction transmission capacity control device of the present invention is not limited to this.
  • the present invention is not limited to the use, and can be used for traction transmission capacity control of any type of traction transmission type power transmission device. In this case, of course, the same operations and effects as described above can be obtained.

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Abstract

　クランクシャフトを一定速度で正回転および逆回転させ、この間に、クランクシャフトの駆動トルク変化に呼応したクランクシャフト駆動モータ電流iの特異点(a),(b),(c),(d)を検出する。これら特異点(a),(b),(c),(d)のうち、正回転時および逆回転時における同種（同符号）の特異点がそれぞれ出現した時のクランクシャフト回転位置間における中間点を基にクランクシャフト回転角基準点を設定する。よって、クランクシャフト回転角基準点を、バラツキや誤差に関わらず確実に設定することができる。

Description

トランクション伝動容量制御装置
　本発明は、トランクション伝動式動力伝達装置の伝動容量制御装置に関し、
　特に該伝動容量制御装置によるトランクション伝動容量制御動作の基準点を、製造上の寸法誤差やバラツキにかかわらず常に正確に設定し得るようにした、トランクション伝動容量制御装置に関するものである。
　動力伝達装置としては、例えば特許文献1に記載のようなトランクション伝動式に構成したものがある。
　この特許文献1で提案されているトランクション伝動式の動力伝達装置は、第1ローラおよび第2ローラを相互に径方向へ押圧接触させ、これらローラ間の摩擦接触により動力伝達（トランクション伝動）を行うようにしたものである。
　上記のような動力伝達装置は、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、伝達要求駆動力に応じたものとなすトランクション伝動容量制御が必要な場合がある。
　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。
特開２００２－３４９６５３号公報
　ところで上記のような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加減してトランクション伝動容量を制御するような構成を踏襲するのが一般的である。
　この場合、上記クランクシャフトの回転操作により第2ローラをクランクシャフト回転軸線の周りに旋回させることにより、第1ローラおよび第2ローラが相互に離れていてトランクション伝動を行わない非トランクション伝動状態と、第1ローラおよび第2ローラが最接近して両ローラのオーバーラップ量が最大となるトランクション伝動容量最大状態との間でトランクション伝動容量制御を行うこととなる。
　このためトランクション伝動容量制御に当たっては、クランクシャフトを回転させるアクチュエータの制御出力動作量（クランクシャフト回転角）と、当該アクチュエータの制御出力トルクとの関係が判っている必要がある。
　一方でアクチュエータの制御出力動作量は、アクチュエータの或る動作位置を基準とし、この基準点からの動作量であり、当該基準点が明確でないと、アクチュエータの制御出力動作量および制御出力トルク間の関係を正確に把握することができず、トランクション伝動容量制御を狙い通りに遂行することができない。
　なお、上記のアクチュエータ基準点が明確に定義されていた場合であっても、この基準点は、アクチュエータの制御出力動作量および制御出力トルク間の関係と共に、トランクション伝動式動力伝達装置の製造上の寸法誤差やバラツキなどにより変化する。
　しかし、特許文献1に記載のものに代表される従来のトランクション伝動容量制御技術では、アクチュエータ基準点を明確に定義することが行われていなかったし、仮にこの定義がなされた場合であっても、当該定義されたアクチュエータ基準点が、アクチュエータの制御出力動作量および制御出力トルク間の関係と共に、トランクション伝動式動力伝達装置の製造上の寸法誤差やバラツキなどにより変化するため、狙い通りのトランクション伝動容量制御を期待し難いのが実情であった。
　本発明は、上記のアクチュエータ基準位置（トランクション伝動容量制御動作の基準点）を、トランクション伝動式動力伝達装置の製造上の寸法誤差やバラツキなどにかかわらず常に正確に求め得るようにした、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し、
　これにより上記の問題解決を実現して、常に狙い通りにトランクション伝動容量制御を遂行し得るようにすることを目的とする。
　この目的のため、本発明のトランクション伝動容量制御装置は、これを以下のごとくに構成する。
　先ず、前提となる動力伝達装置を説明するに、これは、第1ローラおよび第2ローラ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動力伝達を行うものである。
　また前提となるトランクション伝動容量制御装置は、
　上記第2ローラを、該第2ローラの回転軸線からオフセットした偏心軸線周りで旋回させる第2ローラ旋回手段を具え、
　この手段により、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、上記動力伝達装置のトランクション伝動容量を制御するものである。
　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、以下のような旋回トルク検出手段および旋回速度検出手段の少なくとも一方と、特異点検出手段と、第2ローラ旋回動作基準点設定手段とを設けた構成に特徴づけられる。
　旋回トルク検出手段は、上記第2ローラ旋回手段により第2ローラを旋回させて、該旋回時における第2ローラの旋回トルクを検出し、また、
　旋回速度検出手段は、上記第2ローラ旋回手段により第2ローラを旋回させて、該旋回時における第2ローラの旋回速度を検出するものである。
　更に特異点検出手段は、上記の旋回トルク検出手段および旋回速度検出手段により検出した第2ローラの旋回トルクおよび旋回速度のうち、少なくとも一方の特異な時系列変化に関した特異点を検出するものである。
　また第2ローラ旋回動作基準点設定手段は、上記の特異点検出手段により検出した特異点を基に第2ローラの旋回動作基準点を設定するものである。
　そして本発明のトラクション伝動容量制御装置は、当該設定した第2ローラ旋回動作基準点に基づき前記のトラクション伝動容量制御を行う。
　上記した本発明によるトランクション伝動容量制御装置にあっては、
　第2ローラの旋回トルクおよび/または旋回速度の特異な時系列変化に関した特異点を基に第2ローラの旋回動作基準点を設定し、この基準点をトラクション伝動容量制御に資するため、
　第2ローラ旋回動作基準点（トランクション伝動容量制御動作の基準点）を、動力伝達装置の製造上の寸法誤差やバラツキなどにかかわらず、また温度変化による動作特性やフリクションの変化にかかわらず、常に正確に求め得ることとなり、トランクション伝動容量制御を常に狙い通りに遂行することができる。
本発明の第1実施例になるトランクション伝動容量制御装置を内包した駆動力配分装置をトランスファーとして具える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。 図1における駆動力配分装置の縦断側面図である。 図2の駆動力配分装置で用いたベアリングサポートを示し、　(a)は、ベアリングサポートを駆動力配分装置のハウジングと共に示す正面図、　(b)は、ベアリングサポートを単体で示す縦断側面図である。 図2の駆動力配分装置で用いたクランクシャフトの縦断正面図である。 図2に示す駆動力配分装置の動作説明図で、　(a)は、クランクシャフト回転角が基準点の0°である位置における第1ローラおよび第2ローラの離間状態を示す動作説明図、　(b)は、クランクシャフト回転角が90°である時における第1ローラおよび第2ローラの接触状態を示す動作説明図、　(c)は、クランクシャフト回転角が180°である時における第1ローラおよび第2ローラの接触状態を示す動作説明図である。 図2に示した駆動力配分装置のクランクシャフト回転角に対するクランクシャフト駆動トルクの変化特性を示す特性線図である。 図1におけるトランスファコントローラが、駆動力配分制御に当たって実行するクランクシャフト回転角基準点の設定プログラムを示すフローチャートである。 図7の制御プログラムにより、クランクシャフトを定速回転させてクランクシャフト回転角基準点を設定するときの動作タイムチャートである。 図7の制御プログラムにより、クランクシャフトを定力回転させてクランクシャフト回転角基準点を設定するときの動作タイムチャートである。 図7の制御プログラムにより、クランクシャフトを定力回転させようとしたが、逆起電力に起因してトルクが予定値未満の状態のまま、クランクシャフト回転角基準点の設定が行われた場合の動作タイムチャートである。 本発明の第2実施例になるトラクション容量制御装置がクランクシャフト回転角基準点を設定する時の制御プログラムを示す、図7に対応するフローチャートである。 図11の制御プログラムにより、クランクシャフトを一方向へ1回転させてクランクシャフト回転角基準点を設定するときに用いるクランクシャフト駆動トルク推定値の時系列変化を、クランクシャフトの駆動を行うモータの実トルクと比較して示すチャートである。
　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
　13　出力軸
　18,19　ローラベアリング
　23,25　ベアリングサポート
　31　第1ローラ
　32　第2ローラ
　45　ローラ間押し付け力制御モータ（第2ローラ旋回手段）
　51L,51R　クランクシャフト（第2ローラ旋回手段）
　51Lc,51Rc　リングギヤ（第2ローラ旋回手段）
　55　クランクシャフト駆動ピニオン（第2ローラ旋回手段）
　56　ピニオンシャフト
　以下、この発明の実施例を添付の図面に基づいて説明する。
＜第１実施例の構成＞
　図1は、本発明の第1実施例になるトランクション伝動容量制御装置を内包した駆動力配分装置1をトランスファーとして具える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。
　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、
　これら左右後輪（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）9L,9R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。
　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）9L,9R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間の駆動力配分比を決定するもので、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。
　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および出力軸13を相互に平行に配して横架する。
　入力軸12は、その両端におけるボールベアリング14,15によりハウジング11に対し軸線O1の周りで自由に回転し得るよう支持する。
　入力軸12は更に、ローラベアリング18,19を介しベアリングサポート23,25に対しても回転自在に支持する。
　このためベアリングサポート23,25にはそれぞれ、図3(a),(b)に示すごとくローラベアリング18,19が嵌合するための開口23a,25aを設ける。
　これらベアリングサポート23,25はそれぞれ、入出力軸12,13の共通な回転支持板であり、図2に示すごとくハウジング11の対応する内側面11b,11cに接触させてハウジング11内に配置するが、これらハウジング内側面11b,11cに対し固着させないこととする。
　入力軸12の両端をそれぞれ図2に示すごとく、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。
　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、
　出力軸13の軸線方向中程には、第2ローラ32を同心に一体成形して設け、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。
　出力軸13は、以下のような構成によりハウジング11に対し間接的に回転自在に支持する。
　つまり、出力軸13の軸線方向中程に一体成形した第2ローラ32の軸線方向両側に配置して、出力軸13の両端部に中空のクランクシャフト51L,51Rを遊嵌する。
　これらクランクシャフト51L,51Rの中心孔51La,51Ra（半径をRiで図示した）と、出力軸13の両端部外周との間に軸受52L,52Rを介在させることにより、出力軸13をクランクシャフト51L,51Rの中心孔51La,51Ra内において、これら中心孔51La,51Raの中心軸線O2の周りに自由に回転し得るよう支持する。
　クランクシャフト51L,51Rには図4に明示するごとく、中心孔51La,51Ra（中心軸線O2）に対し偏心した外周部51Lb,51Rb（半径をRoで図示した）を設定し、これら偏心外周部51Lb,51Rbの中心軸線O3は中心孔51La,51Raの軸線O2（第2ロータ32の回転軸線）から、両者間の偏心分εだけオフセットしている。
　クランクシャフト51L,51Rの偏心外周部51Lb,51Rbはそれぞれ図2に示すごとく、軸受53L,53Rを介して対応する側におけるベアリングサポート23,25内に回転自在に支持する。
　このためベアリングサポート23,25にはそれぞれ、図3(a),(b)に示すごとく軸受53L,53Rが嵌合するための開口23b,25bを設ける。
　ベアリングサポート23,25は、前記した通り入出力軸12,13の共通な回転支持板であるが、これら入出力軸12,13がそれぞれ第1ローラ31および第2ローラ32を一体に有することから、第1ローラ31および第2ローラ32の共通な回転支持板でもある。
　そしてベアリングサポート23,25は、図2,3に示すように、入力軸12を挟んで出力軸13から遠い側におけるハウジング11の内壁11aに接触せず、且つ、図3に示すように、出力軸13を挟んで入力軸12から遠い側におけるハウジング11の内壁11dにも接触しない大きさとする。
　ベアリングサポート23,25は更に、図3に示すように、入力軸12（第1ローラ31）の軸線O1周りにおける揺動を防止するための突起23c,25cおよび23d,25dを設け、これら突起23c,25cおよび23d,25dを、対応するハウジング内側面11e,11fに設けたガイド溝11g,11hの底面に当接させる。
　ガイド溝11g,11hは図3(a)に示すごとく、ベアリングサポート23,25に設けた開口23b,25bの接線方向に細長い形状とし、これにより同方向における突起23c,25cの変位を拘束しないようにする。
　前記のごとくにしてベアリングサポート23,25に回転自在に支持したクランクシャフト51L,51Rはそれぞれ、図2に示すように第2ローラ32と共に、スラストベアリング54L,54Rで、ベアリングサポート23,25間に軸線方向位置決めする。
　図2に示すように、クランクシャフト51L,51Rの相互に向き合う隣接端にそれぞれ、偏心外周部51Lb,51Rbと同心のリングギヤ51Lc,51Rcを一体に設け、これらリングギヤ51Lc,51Rcをそれぞれ同仕様のものとする。
　リングギヤ51Lc,51Rcには、共通なクランクシャフト駆動ピニオン55を噛合させ、この噛合に当たっては、クランクシャフト51L,51Rを両者の偏心外周部51Lb,51Rbが円周方向において相互に整列する回転位置にした同期状態で、クランクシャフト駆動ピニオン55をリングギヤ51Lc,51Rcに噛合させる。
　クランクシャフト駆動ピニオン55はピニオンシャフト56に結合し、ピニオンシャフト56の両端を軸受56a,56bによりハウジング11に回転自在に支持する。
　図2の右側におけるピニオンシャフト56の右端を、液密封止してハウジング11の外に露出させ、
　該ピニオンシャフト56の露出端面には、ハウジング11に取着して設けたローラ間押し付け力制御モータ45の出力軸45aをセレーション嵌合などにより駆動結合する。
　よって、ローラ間押し付け力制御モータ45によりピニオン55およびリングギヤ51Lc,51Rcを介しクランクシャフト51L,51Rを回転位置制御するとき、出力軸13および第2ローラ32の回転軸線O2が図4に破線で示す軌跡円γに沿って旋回する。
　従って、これらローラ間押し付け力制御モータ45、ピニオン55、リングギヤ51Lc,51Rcおよびクランクシャフト51L,51Rは、本発明における第2ローラ旋回手段を構成する。
　図4の軌跡円γに沿った回転軸線O2（第2ローラ32）の旋回により、第2ローラ32が図5(a)～(c)に示すごとく第1ローラ31に対し径方向へ接近する。
　このとき第1ローラ31および第2ローラ32のローラ軸間距離L1（図2も参照）は、クランクシャフト51L,51Rの回転角θの増大につれ、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。
　かかるローラ軸間距離L1の低下により、第1ローラ31に対する第2ローラ32の径方向押圧力（ローラ間伝達トルク容量）が大きくなり、ローラ軸間距離L1の低下度合いに応じてローラ間径方向押圧力（ローラ間伝達トルク容量）を任意に制御することができる。
　なお図5(a)に示すように本実施例では、第2ローラ回転軸線O2がクランクシャフト回転軸線O3の直下に位置し、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。
　これにより当該クランクシャフト回転角θ＝0°の下死点においては、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、
　トランクション伝動容量を下死点での0と、図5(c)に示す上死点（θ＝180°）の時に得られる最大値との間で任意に制御することができる。
　なお本実施例では実際上、後で詳述するようにクランクシャフト51L,51Rの回転角基準点を設定し、当該基準点のクランクシャフト回転角θを0°とし、当該基準点からの回転量をクランクシャフト回転角θとするが、
　クランクシャフト回転角基準点の設定要領について説明するまでは、説明の便宜上、クランクシャフト回転角基準点が下死点であることとして説明を展開する。
　クランクシャフト51Lおよび出力軸13をそれぞれ図2の左側においてハウジング11から突出させ、該突出部においてハウジング11およびクランクシャフト51L間にシールリング57を介在させると共に、クランクシャフト51L および出力軸13間にシールリング58を介在させ、
　これらシールリング57,58により、ハウジング11から突出するクランクシャフト51Lおよび出力軸13の突出部をそれぞれ液密封止する。
　なおシールリング55,56の介在に際しては、これらシールリング55,56を位置させるクランクシャフト51Lの端部においてその内径と外径の中心を、出力軸13の支持位置と同様に偏心させ、
　クランクシャフト51Lの上記端部外径とハウジング11との間にシールリング55を介在させ、クランクシャフト51Lの上記端部内径と出力軸13との間にシールリング56を介在させる。
　かかるシール構造によれば、出力軸13および第2ローラ32の上記旋回によりその回転軸線O2が旋回変位するにもかかわらず、出力軸13をハウジング11から突出する箇所において良好にシールし続けることができる。
＜駆動力配分作用＞
　上記した図1～5に示す実施例の駆動力配分を以下に説明する。
　変速機3（図1参照）から駆動力配分装置1の入力軸12に達したトルクは、一方でこの入力軸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（ともに図1参照）を順次経て左右後輪6L,6R（主駆動輪）に伝達され、これら左右後輪6L,6Rの駆動に供される。
　他方で本実施例の駆動力配分装置1は、ローラ間押し付け力制御モータ45によりピニオン55およびリングギヤ51Lc,51Rcを介しクランクシャフト51L,51Rを回転位置制御し、ローラ軸間距離L1を第1ローラ31および第2ローラ32の半径の和値よりも小さくすることにより、ローラ31,32を径方向に相互に押圧接触させている場合、
　これらローラ31,32が径方向相互押圧力に応じたローラ間伝達トルク容量を持つことから、このトルク容量に応じて、左右後輪6L,6R（主駆動輪）へのトルクの一部を、第1ローラ31から第2ローラ32を経て出力軸13に向かわせることができる。
　なお、この伝動中における第1ローラ31および第2ローラ32間の径方向押圧反力は、これらに共通な回転支持板であるベアリングサポート23,25で受け止められるため、ハウジング11に伝達されることがない。
　従ってハウジング11を、第1ローラ31および第2ローラ32間の径方向押圧反力に抗し得るほど高強度に造る必要がなくて、重量的およびコスト的に不利になるのを回避することができる。
　その後トルクは、出力軸13の図2中左端から、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）を経て左右前輪（従駆動輪）9L,9Rへ伝達され、これら左右前輪9L,9Rの駆動に供される。
　かくして車両は、左右後輪6L,6R（主駆動輪）および左右前輪9L,9R（従駆動輪）の全てを駆動しての四輪駆動走行が可能である。
＜トランクション伝動容量制御＞
　上記の四輪駆動走行に際し、クランクシャフト51L,51Rの回転角θが図5(b)に示すごとく90°であって、第1ローラ31および第2ローラ32が相互に、この時のオフセット量OSに対応した径方向押圧力で押し付けられた摩擦接触状態である場合、これらローラ31,32間におけるオフセット量OSに対応したトランクション伝動容量で左右前輪（従駆動輪）9L,9Rへの動力伝達が行われる。
　そして、クランクシャフト51L,51Rを図5(b)に示すθ＝90°の回転位置から、図5(c)に示すクランクシャフト回転角θ＝180°の上死点に向け回転させ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が更に減少して第1ローラ31および第2ローラ32の相互オーバーラップ量OLが増大する結果、第1ローラ31および第2ローラ32は径方向相互押圧力を増大され、これらローラ31,32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。
　クランクシャフト51L,51Rが図5(c)の上死点位置（θ＝180°）に達すると、第1ローラ31および第2ローラ32は相互に、最大のオーバーラップ量OLに対応した径方向最大押圧力で径方向へ押し付けられて、これらの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。
　なお最大のオーバーラップ量OLは、第2ローラ回転軸線O2およびクランクシャフト回転軸線O3間の偏心量εと、図5(b)につき上記したオフセット量OSとの和値である。
　以上の説明から明らかなように、クランクシャフト51L,51Rをクランクシャフト回転角θ＝0°の回転位置から、クランクシャフト回転角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51L,51R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51L,51Rの回転操作により自在に制御し得る。
　図6は、クランクシャフト51L,51Rをクランクシャフト回転角θ＝0°のクランクシャフト回転角基準点から、クランクシャフト回転角θ＝180°（θfin）の回転位置まで回転操作した時における、またクランクシャフト51L,51Rをクランクシャフト回転角θ＝0°のクランクシャフト回転角基準点から、逆方向へクランクシャフト回転角θ＝－180°（－θfin）の回転位置まで回転操作した時における、クランクシャフト51L,51Rの駆動トルクTc（モータ45の駆動電流ｉに比例）の変化特性を示す。
　いずれ方向への回転時もクランクシャフト駆動トルクTc（モータ駆動電流ｉ）は、第1ローラ31および第2ローラ32が相互に接触し始めるクランクシャフト回転角θ＝±θstとなった時より発生し、クランクシャフト回転角θ＝±θmaxとなった時に最大値となり、以後は徐々に低下してクランクシャフト回転角θ＝±θfinとなった時に0となる。
　上記トランクション伝動容量制御のため、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111を設け、これによりローラ間押し付け力制御モータ45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。
　そしてトランスファコントローラ111には、
　エンジン2の出力を加減するアクセル開度APO（アクセルペダル踏み込み量を検出するアクセル開度センサ112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113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114からの信号と、
　トランスファコントローラ111からローラ間押し付け力制御モータ45の駆動電流iを検出するモータ駆動電流センサ115からの信号とを入力するほか、
　図2に示すごとくハウジング11内に設けられてクランクシャフト51L,51Rの実回転角θ´を検出するクランクシャフト回転角センサ116からの信号を入力する。
　トランスファコントローラ111は、これら入力情報を基に、左右後輪6L,6R（主駆動輪）の駆動力および前後輪目標駆動力配分比を求め、これら左右後輪駆動力および前後輪目標駆動力配分比から、左右前輪（従駆動輪）9L,9Rへ分配すべき目標前輪駆動力を演算する。
　そしてトランスファコントローラ111は、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が上記の目標前輪駆動力に対応したものとなるような目標クランクシャフト回転角を求め、クランクシャフト51L,52Rの実回転角θ´がこの目標クランクシャフト回転角となるようローラ間押し付け力制御モータ45の回転制御を行う。
＜クランクシャフト回転角基準点の設定＞
　ところで、ローラ間押し付け力制御モータ45によるクランクシャフト51L,52Rの回転角（θ）制御は、クランクシャフト51L,52Rの或る回転角基準点からのクランクシャフト回転角θを上記の目標クランクシャフト回転角となす制御であり、
　当該クランクシャフト51L,52Rの回転角基準点（トランクション伝動容量制御動作の基準点）が明確でないと、この基準点によって異なるクランクシャフト回転角θとクランクシャフト駆動トルクTc（モータトルク）との関係も正確に把握し得ず、上記のトランクション伝動容量制御を狙い通りに遂行することができない。
　また、上記クランクシャフト51L,52Rの回転角基準点が明確に定義されていた場合であっても、このクランクシャフト回転角基準点は、駆動力配分装置の製造上の寸法誤差やバラツキなどにより変化し、トランクション伝動容量制御を正確に遂行することができない。
　本実施例は、上記のクランクシャフト回転角基準点を、駆動力配分装置の製造上の寸法誤差やバラツキなどにかかわらず常に正確に求め得るようにして、常に狙い通りに前記のトランクション伝動容量制御を遂行できるようにしたものである。
　そのため、トランスファコントローラ111が前記のトランクション伝動容量制御に際し、図7に示す制御プログラムを実行してクランクシャフト回転角基準点を求め、これを基に前記のトランクション伝動容量制御を行うようになす。
　図7の制御プログラムは、ローラ間径方向押し付け力制御モータ45の応答性に対して遅れをとることのないような周期、例えば5msecごとの定時割り込みにより繰り返し実行する。
　ステップＳ1においては、モータ駆動電流センサ115で検出したモータ駆動電流iと、クランクシャフト回転角センサ116で検出したクランクシャフト実回転角θ'を読み込む。
　ところでモータ駆動電流ｉは、クランクシャフト駆動トルクTc（第2ローラ旋回トルク）を表す情報であり、従ってステップＳ1は、本発明における旋回トルク検出手段に相当する。
　ステップＳ2においては、ステップＳ1で検出したクランクシャフト回転角θ'を基にクランクシャフト回転速度ωを演算する。
　ところで、クランクシャフト回転速度ωは第2ローラ旋回速度そのものであり、従ってステップＳ2は、本発明における旋回速度検出手段に相当する。
　かかるクランクシャフト回転速度ωの演算に当たっては、クランクシャフト回転角θ'の今回読み込み値（ステップＳ1）と、1演算周期前の前回読み込み値（メモリ値）との差分を1演算周期（5msec）で除算して求めたり、或いは、クランクシャフト回転角θ'をハイパスフィルタに通過させるフィルタ処理により求めることができる。
　ステップＳ3においては、クランクシャフト回転角θ'を基に、クランクシャフト51L,52Rが図5(b)および図5(c)に示すように正方向に回転して、この方向へ1回転したか否かをチェックする。
　ステップＳ3でクランクシャフト51L,52Rが未だ正方向に1回転していないと判別する間は、制御をステップＳ4へ進めて、クランクシャフト51L,52Rの正方向1回転を行わせる。
　つまりステップＳ4では、モータ45にモータ駆動電流iを与えて、このモータ45によりクランクシャフト51L,51Rを図5(b)および図5(c)に示すように正方向へ回転駆動し、これにより第2ローラ32を同方向（正方向）へ旋回させる。
　ステップＳ4では更に、当該クランクシャフト51L,51Rの正方向回転（第2ローラ32の同方向旋回）に際し、この回転（旋回）を遂行する形態として以下の3形態、
　(1)クランクシャフト51L,51Rを一定速度で回転させる第1形態、
　(2)クランクシャフト51L,51Rを一定トルク指令により指令通りの一定トルクで回転させる第2形態、
　(3)一定トルクを指令するも逆起電圧の影響で指令通りの一定トルクを出力できないままクランクシャフト51L,51Rが回転される第3形態、
　があることから、
　これらのうちの1形態を選択して決定し、当該決定した形態により上記クランクシャフト51L,51Rの正方向回転（第2ローラ32の同方向旋回）を行わせる。
　なおクランクシャフト51L,51Rは第2ローラ32の旋回を行うものであり、従ってステップＳ4は、本発明における第2ローラ定速旋回手段および第2ローラ定力旋回手段に相当する。
　なお、「クランクシャフト51L,51Rを一定速度で回転させる」第1形態は、例えばクランクシャフト回転角θ´を、一定速度で変化するクランクシャフト回転角指令値に追従するよう制御演算する角度サーボ系を用い、その演算結果であるモータ駆動電流指令値をトランスファコントローラ111がモータ45に与えてモータ45を駆動することにより実現可能である。
　また、「クランクシャフト51L,51Rを一定トルク指令により指令通りの一定トルクで回転させる」第2形態や、「一定トルクを指令するも逆起電圧の影響で指令通りの一定トルクを出力できないままクランクシャフト51L,51Rが回転される」第3形態は、トランスファコントローラ111とは別に、任意のモータ駆動電流指令値をモータ45に与えてモータ45を駆動することにより実現可能である。
　ステップＳ5においては、ステップＳ1で読み込んだモータ駆動電流iや、ステップＳ2で演算したクランクシャフト回転速度ωの特異な時系列変化（以下、これを特異点と称する）が出現したか否かをチェックする。
　従ってステップＳ5は、本発明における特異点検出手段に相当する。
　なお、上記特異点検出対象であるモータ駆動電流iとクランクシャフト回転速度ωとの間には、モータ駆動電源電圧をVとし、抵抗をRとし、逆起電圧定数（＝トルク定数）をKeとすると、
　i=(V-Ke×ω)/R
の関係が存在し、
　モータ駆動電流iや、クランクシャフト回転速度ωの特異点としては、上記の回転（旋回）形態（第１形態～第3形態）ごとに、以下のようなものがある。
　(1)第1形態の「クランクシャフト51L,51Rを一定速度で回転させる」場合、図8の正回転域に示すようにクランクシャフト回転速度ωが一定値に保たれていることから、モータ駆動電流iに、クランクシャフト51L,51Rの駆動トルク変化に呼応した以下のような特異点(a),(b),(c),(d)、つまり、
　(a)クランクシャフト正回転駆動トルクが最大値になるのに呼応し、モータ駆動電流iが最大値になる特異点
　(b)クランクシャフト正回転駆動トルクが立ち上がったのに呼応し、モータ駆動電流iが増加を開始する特異点
　(c)クランクシャフト正回転駆動トルクが低下から増大に転じたのに呼応し、モータ駆動電流iが減少から増加に反転する特異点
　(d)クランクシャフト正回転駆動トルクが0になったのに呼応し、モータ駆動電流iが減少を終了する特異点
　がそれぞれ出現する。
　(2)第2形態の「クランクシャフト51L,51Rを一定トルク指令により指令通りの一定トルクで回転させる」場合、図9の正回転域に示すようにクランクシャフト51L,51Rの駆動トルクが、一定のモータ駆動電流iにより、これに対応した一定値に保たれていることから、クランクシャフト駆動負荷の変化に起因して、クランクシャフト回転速度ωに以下のような特異点(e),(f),(g),(h)、つまり、
　(e)クランクシャフト駆動負荷が最大値になったのに呼応し、クランクシャフト回転速度ωが最小値になる特異点
　(f)クランクシャフト駆動負荷の立ち上がりに呼応し、クランクシャフト回転速度ωが減少を開始する特異点
　(g)クランクシャフト駆動負荷が低下から増大へ反転したのに呼応し、クランクシャフト回転速度ωが増加から減少に転じる特異点
　(h)クランクシャフト駆動負荷が0になったのに呼応し、クランクシャフト回転速度ωが増加を終了する特異点
　がそれぞれ出現する。
　(3)第3形態の「一定トルクを指令するも逆起電圧の影響で指令通りの一定トルクを出力できないままクランクシャフト51L,51Rが回転される」場合、図10の正回転域に示すごとく、一定のモータ駆動電流指令値i*により一定トルクを指令したが、逆起電圧の影響でモータ駆動電流指令値i*に対応したモータトルクが得られず、これよりも小さなトルクでクランクシャフト51L,51Rが回転されることから、モータ駆動電流iに、クランクシャフト51L,51Rの駆動トルク変化に呼応した以下のような特異点(a),(b),(c),(d)、また、クランクシャフト回転速度ωにクランクシャフト駆動負荷の変化に呼応した以下のような特異点(e),(f),(g),(h)、つまり、
　(a)クランクシャフト正回転駆動トルクが最大値になるのに呼応し、モータ駆動電流iが最大値になる特異点
　(b)クランクシャフト正回転駆動トルクが立ち上がったのに呼応し、モータ駆動電流iが増加を開始する特異点
　(c)クランクシャフト正回転駆動トルクが低下から増大に転じたのに呼応し、モータ駆動電流iが減少から増加に反転する特異点
　(d)クランクシャフト正回転駆動トルクが0になったのに呼応し、モータ駆動電流iが減少を終了する特異点
　(e)クランクシャフト駆動負荷が最大値になったのに呼応し、クランクシャフト回転速度ωが最小値になる特異点
　(f)クランクシャフト駆動負荷の立ち上がりに呼応し、クランクシャフト回転速度ωが減少を開始する特異点
　(g)クランクシャフト駆動負荷が低下から増大へ反転したのに呼応し、クランクシャフト回転速度ωが増加から減少に転じる特異点
　(h)クランクシャフト駆動負荷が0になったのに呼応し、クランクシャフト回転速度ωが増加を終了する特異点
　がそれぞれ出現する。
　ステップＳ5で上記特異点(a)～(h)の出現を確認するまでは、制御をステップＳ1に戻して、これら特異点の出現まで、ステップＳ1～ステップＳ5のループを繰り返す。
　ステップＳ5で上記特異点(a)～(h)の出現を確認したとき、制御をステップＳ6に進め、このステップＳ6においては、これら特異点(a)～(h)のうち、選択した任意の特異点が出現した時のクランクシャフト回転角検出値θ´をθ1として更新し、記憶する。
　ステップＳ3でクランクシャフト51L,52Rが図5(b)および図5(c)に示す正方向への1回転を終えたと判別する時、制御をステップＳ7以降に進めて、クランクシャフト51L,52Rを逆方向へ1回転させると共に、この逆回転中に同様な特異点の出現チェックを行う。
　そのため先ずステップＳ7において、クランクシャフト回転角θ'を基に、クランクシャフト51L,52Rが上記の正方向1回転位置から逆方向へ1回転したか否かをチェックする。
　ステップＳ7でクランクシャフト51L,52Rが未だ逆方向への1回転を終了していないと判別する間は、制御をステップＳ8へ進めて、クランクシャフト51L,52Rの当該逆方向1回転を行わせる。
　つまりステップＳ8では、モータ45にモータ駆動電流iを与えて、このモータ45によりクランクシャフト51L,51Rを正方向1回転終了位置から逆方向へ回転駆動し、これにより第2ローラ32を同方向（逆方向）へ旋回させて、正回転開始時と同じ元の位置に復帰させる。
　なお、かかる逆方向への回転（旋回）を遂行する形態は、前述した形態(1)～(3)のうち、正方向への回転（旋回）時と同じ形態とする。
　ステップＳ9においては、当該逆回転中にモータ駆動電流iやクランクシャフト回転速度ωの特異点が出現したか否かをチェックする。
　当該逆回転中においても、図8～10の逆回転域に示すごとくモータ駆動電流iやクランクシャフト回転速度ωに、正回転時と同様な特異点(a)～(h)が出現し（ただし前記した各特異点の解説中における「正」を「逆」と読み替えるものとする）、ステップＳ9では、図8～10の逆回転域における特異点(a)～(h)の出現チェックを行う。
　ステップＳ9で逆転時における上記特異点(a)～(h)の出現を確認するまでは、制御をステップＳ1に戻して、これら特異点の出現まで、ステップＳ1～ステップＳ3およびステップＳ7～ステップＳ9のループを繰り返す。
　ステップＳ9で逆転時における上記特異点(a)～(h)の出現を確認したとき、制御をステップＳ10に進め、このステップＳ10においては、逆転時における特異点(a)～(h)のうち、ステップＳ6で選択したと同種（同符号）の特異点が出現した時のクランクシャフト回転角検出値θ´をθ2として更新し、記憶する。
　ステップＳ7でクランクシャフト51L,52Rの逆方向への1回転が終了したと判別する時、制御をステップＳ11へ進め、
　このステップＳ11において、ステップＳ6およびステップＳ10で記憶した、正回転時および逆回転時における同種（同符号）の特異点の出現時クランクシャフト回転角θ1およびθ2から求め得る両者の中間点を基に、図5(a)に例示したクランクシャフト回転角基準点を設定する。
　従ってステップＳ11は、本発明におけるクランクシャフト回転角基準点設定手段に相当する。
　当該クランクシャフト回転角基準点の設定に際しては、θ1>θ2であるとき、θ1とθ2の中間点を、クランクシャフト回転角基準点＝0°とした時の0°に設定する。
　このとき、クランクシャフト回転角基準点からのクランクシャフト回転角θは、
　θ=θ'＋{0-（θ1+θ2）/2}）
となる。
　また逆にθ1<θ2であるときは、θ1とθ2の中間点を、クランクシャフト回転角基準点＝0°としたときの基準点から180°回転した点に設定する。
　このとき、クランクシャフト回転角基準点からのクランクシャフト回転角θは、
　θ=θ'＋{180-（θ1+θ2）/2}
となる。
　つまり第１実施例においては上記した処から明らかなように、クランクシャフト回転角基準点の設定に際し、クランクシャフト51L,51Rをモータ45により正転方向へ１回転だけ駆動して、第2ローラ32を同方向（正方向）へ1回転だけ旋回させ、この間にモータ駆動電流iまたはクランクシャフト回転速度ωの特異点(a)～(h)の１つが出現した時のクランクシャフト回転角θ1を検出し、
　その後、クランクシャフト51L,51Rをモータ45により逆転方向へ１回転だけ戻し駆動して、第2ローラ32を同方向（逆方向）へ元の位置まで戻し旋回させ、この間にモータ駆動電流iまたはクランクシャフト回転速度ωの同種（同符号）の特異点が出現した時のクランクシャフト回転角θ2を検出し、
　これらクランクシャフト回転角θ1,θ2の中間点からクランクシャフト回転角基準点を求めるものである。
　図1のトランスファコントローラ111は、上記のように設定したクランクシャフト回転角基準点を、図5(a)に示した（クランクシャフト回転角θ＝0）のクランクシャフト回転動作基点とし、ここからのクランクシャフト回転角θに基づき前記トラクション伝動容量制御を行う。
＜第１実施例の効果＞
　上記した第１実施例になる駆動力配分装置のトラクション伝動容量制御装置によれば、モータ45によりクランクシャフト51L,51Rを介し第2ローラ32を両方向へ旋回させ、この間にモータ駆動電流iまたはクランクシャフト回転速度ωの特異点(a)～(h)の１つが出現した時のクランクシャフト回転角θ1,θ2（第2ローラ旋回位置）を検出し、クランクシャフト回転角θ1,θ2（第2ローラ旋回位置）の中間点からクランクシャフト回転角基準点（第2ローラ旋回動作基準点）を求め、かかるクランクシャフト回転角基準点（第2ローラ旋回動作基準点）からの第2ローラ旋回量に基づき駆動力配分装置のトラクション伝動容量制御を行うため、
　クランクシャフト回転角基準点（第2ローラ旋回動作基準点）、つまりトランクション伝動容量制御動作の基準点を、駆動力配分装置の製造上の寸法誤差やバラツキなどにかかわらず、また温度変化による動作特性やフリクションの変化にかかわらず、常に正確に求め得ることとなり、トランクション伝動容量制御を常に狙い通りに遂行することができる。
　また本実施例においては、モータ45によりクランクシャフト51L,51Rを介し第2ローラ32を一定速度で旋回させ、この間におけるクランクシャフト駆動トルク（第2ローラ旋回トルク）の特異点(a),(b),(c),(d)を検出し、これら特異点を基に上記クランクシャフト回転角基準点（第2ローラ旋回動作基準点）の設定を行うため、
　クランクシャフト駆動トルク（第2ローラ旋回トルク）の時系列変化をモニタするだけで、上記の特異点(a),(b),(c),(d)を簡単、且つ容易に検出し得る。
　また、クランクシャフト駆動トルク（第2ローラ旋回トルク）の値そのものが上記特異点(a),(b),(c),(d)の出現に影響しないことから、
　クランクシャフト駆動トルク（第2ローラ旋回トルク）の値に影響するイナーシャ分の補正が不要であり、クランクシャフト回転角基準点（第2ローラ旋回動作基準点）の設定精度が向上して、上記の効果を更に顕著なものにすることができる。
　本実施例においては更に、モータ45によりクランクシャフト51L,51Rを介し第2ローラ32を一定トルクで旋回させ、この間におけるクランクシャフト回転速度ω（第2ローラ旋回速度）の特異点(e),(f),(g),(h)を検出し、これら特異点を基に上記クランクシャフト回転角基準点（第2ローラ旋回動作基準点）の設定を行うため、
　クランクシャフト回転速度ω（第2ローラ旋回速度）の時系列変化をモニタするだけで、上記の特異点(e),(f),(g),(h)を簡単、且つ容易に検出し得る。
　また、モータ45からクランクシャフト51L,51R（第2ローラ32）への上記一定トルクを大きく設定することで、クランクシャフト51L,51Rの回転（第2ローラ32の旋回）を速やかに完了させることができ、結果的に特異点(e),(f),(g),(h)の検出を速やかに行い得て、前記の効果を更に顕著なものにすることができる。
　加えて、モータ45などで回転速度に応じた逆起電圧が発生し、指令通りのトルクが得られなくなる場合には、クランクシャフト駆動トルクが増加するほど旋回速度が減少し、また旋回速度が減少すると逆起電圧が減少して駆動トルクが増加することから、
　図10につき前述したように、クランクシャフト駆動トルク（第2ローラ旋回トルク）の特異点(a),(b),(c),(d)と、クランクシャフト回転速度ω（第2ローラ旋回速度）の特異点(e),(f),(g),(h)との双方が出現して、特異点の選択許容度が増して有利である。
＜第2実施例の構成＞
　図11は、本発明の第2実施例になるトラクション容量制御装置がクランクシャフト回転角基準点を設定する時の制御プログラムである。
　本実施例においても、駆動力配分装置は図1～6に示すと同様なものとし、図1におけるトランスファコントローラ111が前記のトランクション伝動容量制御に際し、図11に示す制御プログラムを実行してクランクシャフト回転角基準点を求め、これを基に前記のトランクション伝動容量制御を行うものとする。
　図11の制御プログラムは、ローラ間径方向押し付け力制御モータ45の応答性に対して遅れをとることのないような周期、例えば5msecごとの定時割り込みにより繰り返し実行する。
　先ずステップＳ21において、モータ駆動電流センサ115で検出したモータ駆動電流iと、クランクシャフト回転角センサ116で検出したクランクシャフト実回転角θ'を読み込む。
　次のステップＳ22においては、ステップＳ21で検出したクランクシャフト回転角θ'を基にクランクシャフト回転速度ωを演算する。
　ステップＳ23においては、クランクシャフト回転角θ'を基に、クランクシャフト51L,52Rが任意の一方向へ1回転したか否かをチェックする。
　ステップＳ23でクランクシャフト51L,52Rが未だ1回転していないと判別する間は、制御をステップＳ24へ進めて、クランクシャフト51L,52Rの回転を行わせる。
　つまりステップＳ24においては、第１実施例につき前述した形態(1)～(3)のうち、任意の1形態を選択し、選択した形態に応じた要領でモータ45にモータ駆動電流iを与え、このモータ45によりクランクシャフト51L,51Rを上記の一方向へ回転駆動し、これにより第2ローラ32を同方向へ旋回させる。
　次のステップＳ25においては、イナーシャ分や、作動油粘性分の抵抗トルクが大きくて、当該抵抗トルク分の補正が必要である場合に、トルク補正量を演算してクランクシャフト駆動トルク推定値Tc´を演算する。
　当該クランクシャフト駆動トルク推定値Tc´の演算方法としては、以下の2つの方法が或る。
　(1)モータ駆動電流iにトルク定数Kをかけて得られるモータトルクTm＝(K×i)から、事前に取得しておいたイナーシャJおよび粘性Dと、ステップＳ22で求めたクランクシャフト回転速度ωと、このクランクシャフト回転速度ωを基に演算したクランクシャフト回転加速度αとを用いて得られた、イナーシャ分のトルク(J×α)と、粘性分のトルク(D×ω)を差し引いてクランクシャフト駆動トルク推定値Tc´を算出する。
　なお、クランクシャフト回転加速度αの演算に当たっては、クランクシャフト回転速度ωの現在値と1制御周期前の前回値との差分を制御周期で除算して算出する方法や、クランクシャフト回転速度ωにハイパスフィルタをかけて算出する方法などがある。
　(2)クランクシャフト回転速度ωやクランクシャフト回転加速度αの演算によるノイズを除去するために、上記の(1)で算出したクランクシャフト駆動トルク推定値Tc´をローパスフィルタに通してフィルタ処理する外乱オブザーバを用いて、最終的なクランクシャフト駆動トルク推定値Tc´を求める。
　次のステップＳ26においては、図7におけるステップＳ5と同様なチェックにより、ステップＳ21で読み込んだモータ駆動電流iや、ステップＳ22で演算したクランクシャフト回転速度ωの特異な時系列変化（特異点）が出現したか否かをチェックする。
　ただし、ステップＳ25での補正を行った場合は、モータ駆動電流iの代わりに、ステップＳ25で求めたクランクシャフト駆動トルク推定値Tc´に、前記(a)～(d)の特異点に対応する特異点が出現したか否かをチェックする。
　かように、モータ駆動電流iではなく、クランクシャフト駆動トルク推定値Tc´の特異点をチェックする理由は、以下のためである。
　図12に、モータトルクTmからイナーシャ分のトルク(J×α)および粘性分のトルク(D×ω)を差し引いて求めたクランクシャフト駆動トルク推定値Tc´の時系列変化を、クランクシャフト回転角θの時系列変化と共に示す。
　この図から明らかなように、モータトルクTmが最大値になるクランクシャフト回転角θと、クランクシャフト駆動トルク推定値Tc´が最大値になるクランクシャフト回転角θとの間には誤差Δθがあり、クランクシャフト駆動トルク推定値Tc´を用いた方が、精度良くクランクシャフト回転角基準点を設定し得る。
　よって本実施例においては、モータ駆動電流iに代え、クランクシャフト駆動トルク推定値Tc´の特異点を検出することとした。
　ステップＳ26で特異点の出現を確認するまでは、制御をステップＳ11に戻して、これら特異点の出現まで、ステップＳ11～ステップＳ26のループを繰り返す。
　ステップＳ26で特異点の出現を確認したとき、制御をステップＳ27に進め、このステップＳ27においては、これら特異点のうち、最終的な特異点が出現した時のクランクシャフト回転角検出値θ´をθ1として更新し、記憶する。
　ステップＳ23でクランクシャフト51L,52Rが前記一方向の1回転を終えたと判別する時、制御をステップＳ28に進める。
　このステップＳ28においては、図6に示すクランクシャフト駆動特性（クランクシャフト回転角θに対するクランクシャフト駆動トルクTcの変化特性）と、ステップＳ26で最終的に特異点を検出したときのクランクシャフト回転角θ1とから、クランクシャフト回転角基準点を設定する。
　つまり、ステップＳ26で最終的に特異点を検出したときのクランクシャフト回転角θ1と、図6に示すクランクシャフト駆動特性上において同種の特異点が出現するクランクシャフト回転角θとが一致するため、当該一致するクランクシャフト回転角をクランクシャフト回転角基準点θ0に設定する。
　このとき、クランクシャフト回転角基準点からのクランクシャフト回転角θは、
　θ=θ'+(θ0-θ1)
となる。
　ちなみに、前記したクランクシャフト回転形態(1)～(3)と、特異点(a)～(h)との組み合わせごとのクランクシャフト回転角基準点θ0は、以下の通りである。
　(1)＋(a)の組み合わせ、(2)＋(e)の組み合わせ、(3)＋(a)の組み合わせ、および(3)＋(d)の組み合わせの場合、クランクシャフト回転角基準点θ0は、θ0=θmaxである。
　(1)＋(b)の組み合わせ、(2)＋(f)の組み合わせ、(3)＋(b)の組み合わせ、および(3)＋(f)の組み合わせの場合、クランクシャフト回転角基準点θ0は、θ0=θstである。
　(1)＋(c)の組み合わせ、(2)＋(g)の組み合わせ、(3)＋(c)の組み合わせ、および(3)＋(g)の組み合わせの場合、クランクシャフト回転角基準点θ0は、θ0=-θmaxである。
　(1)＋(d)の組み合わせ、(2)＋(h)の組み合わせ、(3)＋(d)の組み合わせ、および(3)＋(h)の組み合わせの場合、クランクシャフト回転角基準点θ0は、θ0=θfinである。
　図1のトランスファコントローラ111は、上記のように設定したクランクシャフト回転角基準点θ0を、クランクシャフト回転角θ＝0のクランクシャフト回転動作基点とし、ここからのクランクシャフト回転角θに基づき前記トラクション伝動容量制御を行う。
＜第２実施例の作用・効果＞
　上記した第１実施例になる駆動力配分装置のトラクション伝動容量制御装置によれば、モータ45によりクランクシャフト51L,51Rを介し第2ローラ32を一方向へ旋回させ、この間にモータ駆動電流iまたはクランクシャフト回転速度ωの特異点(a)～(h)の１つが出現した時のクランクシャフト回転角θ1（第2ローラ旋回位置）を検出し、このクランクシャフト回転角θ1（第2ローラ旋回位置）と、図6に示すクランクシャフト駆動トルク特性上において同種の特異点が存在するクランクシャフト回転角とからクランクシャフト回転角基準点θ0（第2ローラ旋回動作基準点）を求め、かかるクランクシャフト回転角基準点θ0（第2ローラ旋回動作基準点）からの第2ローラ旋回量に基づき駆動力配分装置のトラクション伝動容量制御を行うため、
　クランクシャフト回転角基準点θ0（第2ローラ旋回動作基準点）、つまりトランクション伝動容量制御動作の基準点を、駆動力配分装置の製造上の寸法誤差やバラツキなどにかかわらず、また温度変化による動作特性やフリクションの変化にかかわらず、常に正確に求め得ることとなり、トランクション伝動容量制御を常に狙い通りに遂行することができ、第１実施例と同様な効果を奏し得る。
　また本実施例においては、モータ45によりクランクシャフト51L,51Rを介し第2ローラ32を旋回させるに際し、一方向へ旋回させるだけでよいため、
　クランクシャフト回転角基準点θ0（第2ローラ旋回動作基準点）の設定を短時間で行うことができて、トラクション伝動容量制御の応答性を高めることができる。
　更に本実施例では、イナーシャ分や、作動油粘性分の抵抗トルクが大きくて、クランクシャフト駆動トルクを代表するモータ駆動電流i（モータトルクTm）が実際のクランクシャフト駆動トルクを表していない場合は、モータ駆動電流iの特異点ではなく、ステップＳ25につき前述したごとくモータトルクTm＝(K×i)からイナーシャ分のトルク(J×α)と、粘性分のトルク(D×ω)を差し引いて得られるクランクシャフト駆動トルク推定値Tc´の特異点が出現した時のクランクシャフト回転角θ1（第2ローラ旋回位置）と、図6に示すクランクシャフト駆動トルク特性上において同種の特異点が存在するクランクシャフト回転角とからクランクシャフト回転角基準点θ0（第2ローラ旋回動作基準点）を求めるため、
　イナーシャ分の抵抗トルク(J×α)および粘性分の抵抗トルク(D×ω)が大きい条件のもとでも、クランクシャフト回転角基準点θ0（第2ローラ旋回動作基準点）を正確に設定し得て、このような環境下でも上記の効果を確実に得ることができる。
その他の実施例
　なお、上記した第1実施例および第2実施例のいずれにおいても、モータ45によりクランクシャフト51L,51Rを介し第2ローラ32を旋回させるとき、360°に亘って旋回させることとしたが、
　クランクシャフト駆動トルク（モータトルク）を制限して、クランクシャフト51L,51Rの回転（第2ローラ32の旋回）が360°未満の特異点出現時に停止するようになし、当該停止時のクランクシャフト回転角情報を基にクランクシャフト回転角基準点を設定することもできる。
　しかしこの場合、部品のばらつきや劣化、温度変化による粘性やフリクションの変化によって、クランクシャフト51L,51Rの回転停止トルク（第2ローラ32の旋回停止トルク）が変化することから、上記のように制限するクランクシャフト駆動トルク（モータトルク）が小さすぎると回転せず、大きすぎると停止せずに回転し続けてしまうといった問題を生じたり、適切な制限トルクを探すのに長時間を要して、クランクシャフト回転角基準点を設定するまでの時間が長くなるといった問題を生ずる。
　特に、モータ45およびクランクシャフト51L,51R間にトルクダイオードが存在する場合は、反力最大角度付近でクランクシャフト回転角基準点の設定を開始して動き出したトルクで回転させると、停止しないで回転し続けてしまうといった問題、
　また、トルクダイオードのロック解除トルクが大きいと、一定トルクでは反転できずにクランクシャフト回転角基準点を設定し得ないといった問題を生ずる。
　前記した第1実施例および第2実施例のように、モータ45でクランクシャフト51L,51Rを介し第2ローラ32を360°に亘って旋回させる場合、このような諸問題を生ずることなく、高精度にクランクシャフト回転角基準点を設定可能であり、
　この点においても前記した第1実施例および第2実施例は、その優位性を享受することができて有利である。
　なお前記した第1実施例および第2実施例の何れにおいても、トラクション伝動容量制御装置をトランスファ1の前後輪駆動力配分制御に用いる場合につき説明したが、本発明のトラクション伝動容量制御装置はこの用途に限られるものでなく、あらゆる型式のトラクション伝動式動力伝達装置のトラクション伝動容量制御に用いることができ、この場合も前記したと同様な作用・効果を奏し得ること勿論である。

Claims (7)

  1. 　第1ローラおよび第2ローラ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動力伝達を行う動力伝達装置に用いられ、
    　第2ローラを、該第2ローラの回転軸線からオフセットした偏心軸線周りで旋回させる第2ローラ旋回手段により、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前記動力伝達装置の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、
    　前記第2ローラ旋回手段により第2ローラを旋回させて、該旋回時における第2ローラの旋回トルクを検出する旋回トルク検出手段、および、
    　前記第2ローラ旋回手段により第2ローラを旋回させて、該旋回時における第2ローラの旋回速度を検出する旋回速度検出手段の少なくとも一方を具え、
    　これら旋回トルク検出手段および旋回速度検出手段により検出した第2ローラの旋回トルクおよび旋回速度のうち、少なくとも一方の特異な時系列変化に関した特異点を検出する特異点検出手段と、
    　この手段により検出した特異点を基に第2ローラの旋回動作基準点を設定する第2ローラ旋回動作基準点設定手段とを設け、
    　該手段により設定した第2ローラ旋回動作基準点を前記トラクション伝動容量制御に資するよう構成したことを特徴とするトラクション伝動容量制御装置。
  2. 　請求項1に記載されたトランクション伝動容量制御装置において、
    　前記特異点検出手段は、前記旋回トルク検出手段および/または旋回速度検出手段が第2ローラの一方向旋回中に検出した前記旋回トルクおよび/または旋回速度の特異点を検出すると共に、前記旋回トルク検出手段および/または旋回速度検出手段が第2ローラの他方向旋回時に検出した前記旋回トルクおよび/または旋回速度の特異点を検出するものであり、
    　前記第2ローラ旋回動作基準点設定手段は、第2ローラの前記一方向旋回時における旋回トルクおよび/または旋回速度の特異点を検出した第2ローラ回転位置と、第2ローラの前記他方向旋回時における旋回トルクおよび/または旋回速度の特異点を検出した第2ローラ回転位置との中間点を基に第2ローラの旋回動作基準点を設定するものであることを特徴とするトランクション伝動容量制御装置。
  3. 　請求項1または2に記載されたトランクション伝動容量制御装置において、
    　前記旋回速度検出手段に代えて、第2ローラを前記第2ローラ旋回手段により一定速度で旋回させる第2ローラ定速旋回手段を設け、
    　前記特異点検出手段は、前記第2ローラ定速旋回手段による第2ローラの定速旋回中、前記旋回トルク検出手段で検出した第2ローラ旋回トルクの特異な時系列変化に関した特異点を検出するものであり、
    　前記第2ローラ旋回動作基準点設定手段は、前記特異点検出手段が第2ローラの前記定速旋回中に検出した第2ローラ旋回トルクの特異点を基に第2ローラの旋回動作基準点を設定するものであることを特徴とするトランクション伝動容量制御装置。
  4. 　請求項1または2に記載されたトランクション伝動容量制御装置において、
    　前記旋回トルク検出手段に代えて、第2ローラを前記第2ローラ旋回手段により一定トルクで旋回させる第2ローラ定力旋回手段を設け、
    　前記特異点検出手段は、前記第2ローラ定力旋回手段による第2ローラの定力旋回中、前記旋回速度検出手段で検出した第2ローラ旋回速度の特異な時系列変化に関した特異点を検出するものであり、
    　前記第2ローラ旋回動作基準点設定手段は、前記特異点検出手段が第2ローラの前記定力旋回中に検出した第2ローラ旋回速度の特異点を基に第2ローラの旋回動作基準点を設定するものであることを特徴とするトランクション伝動容量制御装置。
  5. 　請求項1に記載されたトランクション伝動容量制御装置において、
    　前記特異点検出手段は、前記旋回トルク検出手段および/または旋回速度検出手段が第2ローラの1旋回中に検出した前記旋回トルクおよび/または旋回速度の特異点を検出するものであり、
    　前記第2ローラ旋回動作基準点設定手段は、第2ローラの前記1旋回中における旋回トルクおよび/または旋回速度の特異点を検出した第2ローラ回転位置と、予め取得しておいた第2ローラ回転位置と旋回トルクおよび/または旋回速度との関係において同種の特異点が存在する第2ローラ回転位置とから第2ローラの旋回動作基準点を設定することを特徴とするトランクション伝動容量制御装置。
  6. 　請求項5に記載されたトランクション伝動容量制御装置において、
    　前記特異点検出手段は、前記旋回トルク検出手段が第2ローラの1旋回中に検出した前記旋回トルクからイナーシャ分および粘性分のトルクを差し引いて補正した補正後旋回トルクの特異点を検出するものであることを特徴とするトランクション伝動容量制御装置。
  7. 　請求項1～6のいずれか1項に記載されたトランクション伝動容量制御装置において、
    　前記動力伝達装置は、前記第1ローラが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よう、また前記第2ローラが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よう配置して、主駆動輪および従駆動輪間での駆動力配分を行う駆動力配分装置の用に供し、
    　前記第2ローラ旋回動作基準点設定手段により設定した第2ローラ旋回動作基準点からの、前記第2ローラ旋回手段による第2ローラ旋回量に基づき、前記トラクション伝動容量制御を行って前記主従駆動輪間駆動力配分を制御可能にしたことを特徴とするトランクション伝動容量制御装置。
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