用于牵引传递适时四轮驱动车辆的二轮 / 四轮驱动模式切 换控制器和用于控制其的方法 技术领域 本发明涉及一种装配有牵引传递转换器的牵引传递适时四轮驱动车辆， 通过该转 换器， 朝向主驱动轮的扭矩的一部分能够适当地被导引至左和右辅助驱动轮， 在转换器的 非传递状态下， 设置有左和右辅助驱动轮其中的至少一个的齿轮离合器从辅助驱动轮驱动 系分离开， 尤其地， 涉及用于牵引传递适时四轮驱动车辆的两轮 / 四轮驱动切换控制设备 和方法， 其在冲击减小的情况下执行从车辆的二轮驱动切换至四轮驱动的二轮→四轮驱动 切换。
背景技术 当作为二轮 / 四轮驱动切换机构的转换器导向为传递状态从而使输入至主驱动 轮的扭矩的一部分被导引至辅助驱动轮时， 适时四轮驱动车辆落入四轮驱动状态， 当该转 换器被导引为非传递状态从而使扭矩不被导引至辅助驱动轮时， 适时四轮驱动车辆仅借助 主驱动轮落入二轮驱动状态， 并且能够根据非传递状态与传递状态之间的状态切换而在二 轮驱动与四轮驱动之间执行二轮 / 四轮驱动切换。
顺便提一句， 在转换器处于非传递状态的二轮驱动期间， 当前未被驱动的辅助驱 动轮的传递系统， 即， 辅助驱动轮之间的和转换器的动力传递系统处于逆向驱动状态， 在该 状态下， 扭矩被从辅助驱动轮侧传递至转换器侧 ( 精确地说， 辅助驱动系从轮胎侧 ( 辅助驱 动轮侧 ) 回转， 与四轮驱动期间的正向驱动状态相反 ( 扭矩从转换器侧传递至辅助驱动轮 侧的状态 ))。因此， 辅助驱动轮侧的回转力会造成大影响。根据这一逆转驱动产生的驱动 阻力或多或少对车辆振动、 噪音和燃料消耗造成影响。因此， 需要对应的措施。也就是说， 辅助驱动系从轮胎侧回转， 使得造成损失等不好的影响。因此， 对应的措变得必要。换句话 说， 辅助驱动轮侧驱动轴、 辅助驱动轮侧差速器、 辅助驱动轮侧推进器轴和转换器的辅助驱 动轮侧离合器元件 ( 在下文中， 为了简化而省略为旋转体 ) 采用机械方式与辅助驱动轮耦 合。这些旋转体伴随着二轮驱动期间的辅助驱动轮的回转而彼此一起回转。另外， 在二轮 驱动期间， 虽然事实上这些旋转体不需要被回转， 但是这些旋转体仍被回转。 这些旋转体的 回转造成轴承或齿轮中出现摩擦阻力以及旋转惯量作为驱动损失。
为了配合这一对应措施， 用于适时四轮驱动车辆的二轮 / 四轮驱动切换控制设备 已经提出用于适时四轮驱动车辆， 例如专利文档 1 所描述的那样。
记载在专利文档 1 中的用于适时四轮驱动车辆的二轮 / 四轮驱动切换控制设备在 从辅助驱动轮驱动系进行二轮驱动时将左和右辅助驱动轮其中的一个从辅助驱动轮驱动 系分离开， 使得所分离开的辅助驱动轮处于自由状态。 因此， 伴随着上述逆驱动的驱动阻力 被尽可能地减小， 对于车辆振动、 噪音、 燃料消耗等产生的不利影响被尽可能明显地消除。
先前公开的文档
专利文档 1 ： 日本专利申请第一次公开 (Tokkai)No.Showa 60-219124( 图 2)。
发明内容 本发明解决的技术问题
但是， 公知的是， 当左和右辅助驱动轮其中的一个在如上所述二轮驱动时被从辅 助驱动轮驱动系分离时使用诸如爪形离合器或耦合轴套的齿轮离合器。另一方面， 一般来 讲， 在先前提出的用于适时四轮驱动轮的转换器中， 通过根据齿轮离合器诸如爪形离合器 和耦合轴套的啮合和释放而在传递状态与非传递状态之间执行状态切换， 二轮 / 四轮驱动 切换控制得以执行。
因此， 当执行二轮→四轮驱动切换从二轮驱动状态切换至四轮驱动状态时， 有必 要将设置在两个位置处的齿轮离合器的每个从释放状态切换至啮合状态， 所述二轮驱动状 态为， 使得该转换器根据齿轮离合器的释放而处于非传递状态， 左和右辅助驱动轮其中的 一个根据齿轮离合器其中对应的一个的释放而从辅助驱动轮驱动系分离开。因此， 出现下 述问题， 即， 难于应对离合器的啮合冲击以及处理异常声音。
本发明的精髓的基本必要条件是一种牵引传递适时四轮驱动车辆， 在该车辆中， 将一牵引传递转换器装配为所述转换器。
本发明的目的是提供一种用于牵引传递适时四轮驱动车辆的二轮 / 四轮驱动切 换控制设备和方法， 其实现如下所述的这种理念并且根据下述事实认识实现上述问题的解 决方案， 即， 即使存在用于将左和右辅助驱动轮从辅助驱动轮驱动系分离开的齿轮离合器， 那么如果当二轮→四轮驱动切换时从非传递状态转换至传递状态的转换器的切换的操作 顺序和从释放状态切换至啮合状态的齿轮离合器的切换操作的顺序被适当地确定， 啮合冲 击应对措施和异常噪音应对措施也比较容易， 从而在这种四轮驱动车辆中， 实现四轮驱动， 在该四轮驱动中， 转换器根据多个辊之间的辊间径向方向压制接触而处于牵引传递状态 ； 以及实现二轮驱动， 在该二轮驱动中， 转换器根据多个辊之间的辊间相互径向方向分离而 处于非传递状态。
用于解决技术问题的装置
为了实现上述目的， 用于牵引传递适时四轮驱动车辆的二轮 / 四轮驱动切换控制 设备和控制方法的结构如下所述。 首先， 作为必要条件， 下文将说明牵引传递适时四轮驱动 车辆。 本车辆能够借助牵引传递转换器将朝向主驱动轮的扭矩的一部分适当地导引至左和 右辅助驱动轮并且装配有齿轮离合器， 在转换器的非传递状态下， 其将左和右辅助驱动轮 其中的至少一个从辅助驱动轮驱动系分离开。
根据本发明的用于牵引传递适时四轮驱动车辆的二轮 / 四轮驱动切换控制设备 包括 ： 二轮→四轮驱动切换要求检测装置 ； 车辆行驶检测装置 ； 以及行驶时二轮→四轮驱 动切换装置。
该二轮→四轮驱动切换要求检测装置检测从车辆的二轮驱动至车辆的四轮驱动 的二轮→四轮切换要求的产生 ； 该车辆行驶检测装置检测所述车辆正在行驶 ； 以及行驶时 二轮→四轮驱动切换装置， 响应于这些装置的信号， 用于在车辆行驶期间所述二轮→四轮 驱动切换要求已经产生时所述牵引传递转换器被导引至传递状态之后啮合所述齿轮离合 器。
根据本发明的用于牵引传递适时四轮驱动车辆的二轮 / 四轮驱动切换控制方法 包括 ： 二轮→四轮驱动切换要求检测步骤 ； 车辆行驶检测步骤 ； 以及行驶时二轮→四轮驱
动切换步骤。
在二轮→四轮驱动切换要求检测步骤， 检测从二轮驱动至四轮驱动的二轮→四轮 切换要求的产生 ； 在车辆行驶检测步骤， 检测所述车辆正在行驶 ； 以及在行驶时二轮→四 轮驱动切换步骤， 在车辆行驶期间所述二轮→四轮驱动切换要求已经产生时所述牵引传递 转换器被导引入传递状态之后啮合所述齿轮离合器。
本发明的效果
在根据本发明的用于牵引传递适时四轮驱动车辆的二轮 / 四轮驱动切换控制设 备和控制方法中， 在行驶期间产生二轮→四轮驱动切换要求的情况下， 牵引传递转换器被 导引至传递状态， 之后， 齿轮离合器被啮合从而执行二轮→四轮驱动切换。 能够带来下述动 作和效果。
更详细地说， 如果当在行驶期间执行二轮→四轮驱动切换时， 在牵引传递转换器 从非传递状态切换至传递状态的状态切换之前， 执行齿轮离合器的啮合， 齿轮离合器的啮 合执行于下述状态， 其中， 齿轮离合器的相互啮合齿的相对回转并不是适于冲击应对措施 或异常噪音应对措施的相对回转。因此， 产生这种问题， 即， 齿轮离合器啮合时产生大的冲 击和异常噪音。
但是， 根据本发明， 由于在在牵引传递转换器从非传递状态导引至传递状态之后 执行齿轮离合器的啮合， 由于当牵引传递转换器被导引至传递状态时产生齿轮离合器齿部 的相对回转变化， 所以出现齿轮离合器齿部的相对回转变成适于冲击应对措施和异常声音 应对措施的相对回转的时刻， 在该时刻， 执行齿轮离合器的啮合。因此， 能够防止上述问题 的产生， 诸如齿轮离合器的啮合期间产生大冲击和异常声音。 附图说明 图 1 是从车辆的上部观看的牵引传递适时四轮驱动车辆的动力系的大概平面图， 其中， 装配有牵引传递转换器， 该牵引传递转换器包括根据本发明的优选实施例中的二轮 / 四轮驱动切换控制设备。
图 2 是图 1 中的牵引传递转换器的纵向剖面侧视图。
图 3A 是用于图 2 中的牵引传递转换器中的轴承支架的前视图。
图 3B 是用于图 2 中的牵引传递转换器中的轴承支架的纵向剖面侧视图。
图 4 是用于图 2 中的牵引传递转换器中的曲柄轴的纵向剖面前视图。
图 5 是表示由图 1 中的转换器控制器执行的二轮→四轮驱动切换控制的程序的流 程图。
具体实施方式
在下文中， 将参照附图详细说明根据本发明的优选实施例。
< 结构 >
图 1 是从车辆的上部观看的牵引传递适时四轮驱动车辆的动力系的大概平面图， 其中， 装配有牵引传递转换器， 该牵引传递转换器包括根据本发明的优选实施例中的二轮 / 四轮驱动切换控制设备。
图 1 中的四轮驱动车辆是基于后轮驱动车辆的车辆， 其中， 发动机 2 的回转借助变速器 3 换档， 之后， 经由后推进器轴 4 和后最终驱动单元 5 传递至左后轮 6L 和右后轮 6R。 朝向左后轮 6L 和右后轮 6R( 主驱动轮 ) 的扭矩的一部分借助牵引传递转换器 1 经由前推 进器轴 7 和前最终驱动单元 8 被适当地传递至左前轮 9L 和右前轮 9R( 辅助驱动轮 )， 从而 适当地实现四轮驱动行驶。
应当指出的是， 在左前轮 9L 和右前轮 9R( 左和右辅助驱动轮 ) 的驱动系中构成左 前轮 ( 左辅助驱动轮 )9L 的驱动系的左前轮驱动轴通过该轴在中间被分开， 齿轮离合器 10， 诸如耦合套筒、 爪形离合器等， 被插入这一驱动轴分离部分。这一齿轮离合器 10 在图 1 所 示的释放状态与借助致动器 10a 沿向右方向移动的啮合状态之间进行状态切换。在齿轮离 合器 10 的释放状态时， 左前轮 ( 左辅助驱动轮 )9L 被从前轮驱动系分离开， 在其啮合状态 时， 左前轮 ( 左辅助驱动轮 )9L 与前轮驱动系耦合。
牵引传递转换器 1 将如上所述的朝向左后轮 6L 和右后轮 6R( 主驱动轮 ) 的扭矩 的一部分分配并且输出至左前轮 9L 和右前轮 9R( 辅助驱动轮 ) 从而确定左后轮 6L 和右后 轮 6R( 主驱动轮 ) 与左前轮 9L 和右前轮 9R( 辅助驱动轮 ) 之间的驱动力分配比。在这一 实施例中， 这一牵引传递转换器 1 构成为如图 2 所示。在图 2 中， 11 标示壳体， 输入轴 12 和 输出轴 13 设置成彼此平行并且在壳体 11 中沿着侧向方向延伸。输入轴 12 借助设置在输 入轴 12 的两端处的滚珠轴承 14、 15 相对于壳体 11 围绕轴线 O1 可旋转地支承。 输入轴 12 进一步地借助辊轴承 18、 19 相对于轴承支架 23、 25 可旋转地支承。滚 珠轴承 18、 19 分别装配所入的开口 23a、 25a 设置在轴承支架 23、 25 上， 如图 3A 和 3B 所述。 这些轴承支架 23、 25 采用与输入和输出轴 12、 13 共用的旋转支承板并且设置在壳体 11 内 部， 从而形成接触图 2 所示的未固定至这些壳体内侧表面 11b、 11c 的壳体 11 的对应内侧表 面 11b、 11c。
输入轴 12 的两端借助图 2 所示的密封环 27、 28 在液体紧密密封下从壳体 11 突伸。 从图 2 所见的输入轴 12 的左端耦合变速器 3 的输出轴 ( 参见图 1)， 输入轴 12 的右端经由 后推进器轴 4 与后最终驱动单元 5 耦合 ( 参见图 1)。
第一辊 31 通过整体模制方式同心地设置在沿着输入轴 12 的轴线方向的中间位 置， 第二辊 32 通过整体模制方式同心地设置在沿着输出轴 13 的轴线方向的中间位置。这 些第一辊 31 和第二辊 32 设置在共用轴线直角平面内。
根据将要如下所述的结构， 输出轴 13 相对于壳体 11 非直接地可旋转地支承。
详细地说， 中空曲柄轴 51L、 51R 设置在第二辊 32 的沿着整体模制在输出轴 13 的 中间位置处的第二辊 32 的轴线方向的两侧上并且具有游隙地装配入输出轴 13 的两端。
轴承 52L、 52R 夹置在这些曲柄轴 51L、 51R( 其半径由 Ri 标示 ) 的中心孔 51La、 51Ra 与输出轴 13 的两端的游隙装配部分之间从而使得输出轴 13 能够在曲柄轴 51L、 51R 的中心 孔 51La、 51Ra 中围绕中心轴线 O2 进行自由旋转。
离心于中心孔 51La、 51Ra( 中心轴线 O2) 的外周部分 51Lb、 51Rb( 其半径在图 4 中 由 Ro 标示 ) 如图 4 清楚所示地设定。这些离心外周部分 51Lb、 51Rb 的中心轴线 O3 以中心 轴线 O2 与 O3 之间的离心距离 ε 偏移离开中心孔 51La、 51Ra 的轴线 O2( 第二辊 32 的旋转 轴线 )。曲柄轴 51L、 51R 的离心外周部分 51Lb、 51Rb 经由轴承 53L、 53R 可旋转地支承在轴 承支架 23、 25 的对应侧中， 如图 2 所示。因此， 轴承 53L、 53R 装配所进入的开口 23b、 25b 分 别设置在轴承支架 23、 25 上， 如图 3A 和 3B 所示。
轴承支架 23、 25 采用如上所述的共用于输入轴和输出轴 12、 13 的旋转支承板。由 于这些输入和输出轴 12、 13 分别整体地设置有第一辊 31 和第二辊 32， 所以轴承支架 23、 25 也是共用于第一辊 31 和第二辊 32 的旋转支承板。如图 2、 3A 和 3B 所示， 轴承支架 23、 25 的大小不与壳体 11 的内壁 11a 接触， 内壁 11a 远离输出轴 13， 输入轴 12 夹置在其间， 如图 3A 和 3B 所示， 轴承支架 23、 25 的大小不接触壳体 11 的内壁 11d， 内壁 11d 远离输入轴 12， 输出轴 13 夹置在其间。
然后， 轴承支架 23、 25 还设置有突伸 23c、 25c 和 23d、 25d 从而防止输入轴 12( 第 一辊 31) 围绕输入轴 12( 第一辊 31) 的轴线 O1 作摆动运动， 如图 3A 和 3B 所示。这些突伸 23c、 25c 和 23d、 25d 接触设置在壳体 11 的对应内侧面 11e、 11f 上的导引凹槽 11g、 11h 的下 表面。
如图 3A 所示， 导引凹槽 11g、 11h 是沿着设置在轴承支架 23、 25 上的开口 23b、 25b 的切向方向拉长的， 使得突伸 23c、 25c 的沿相同切向方向的位移不会受到约束。
可旋转地支承在轴承支架 23、 25 上的曲柄轴 51L、 51R 连同第二辊 32 一起分别借 助止推轴承 54L、 54R 在轴承支架 23、 25 之间沿轴线方向定位， 如图 2 所示。
如图 2 所示， 环形齿轮 51Lc、 51Rc 具有与离心外周部分 51Lb、 51Rb 相同的规格并 且同心于离心外周部分 51Lb、 51Rb， 环形齿轮 51Lc、 51Rc 整体地设置在曲柄轴 51L、 51R 的相 互面对的相邻端部从而啮合共用于这些环形齿轮 51Lc、 51Rc 的曲柄轴驱动小齿轮 55。 应当指出的是， 曲柄轴驱动小齿轮 55 与环形齿轮 51Lc、 51Rc 啮合， 并且处于下述 状态， 即， 用于曲柄轴 51L、 51R 二者的离心外周部分 51Lb、 51Rb 沿着曲柄轴 51L、 51R 的周向 方向设置在相互对齐的旋转位置。
曲柄轴驱动小齿轮 55 与小齿轮轴 56 耦合， 小齿轮轴 56 的两端借助轴承 56a、 56b 可旋转地支承在壳体 11 上。
设置在图 2 的右侧的小齿轮轴 56 的右端采用液体密封的结构露出至壳体 11 的外 侧。连接至壳体 11 上的辊间压制力控制电动机 45 的输出轴 45a 借助锯齿状装配件等驱动 地耦合小齿轮轴 56 的露出端部表面。当借助辊间压制力控制电动机 45 经由小齿轮 55 和 环形齿轮 51Lc、 51Rc 执行相应于每个曲柄轴 51L、 51R 的旋转位置控制时， 第二辊 32 的旋转 轴线 O2 和输出轴 13 沿着图 4 中的虚线所标示的轨迹圆 α 转动。因此， 这些辊间压制力控 制电动机 45、 小齿轮 55、 环形齿轮 51Lc、 51Rc 和曲柄轴 51L、 51R 构成第二辊转动装置。
第二辊 32 根据旋转轴线 O2( 第二辊 32) 沿着图 4 中的轨道圆 α 的转动通过其径 向方向靠近第一辊 31。这些第一辊 31 和第二辊 32 的辊间轴线距离 L1( 参照图 2) 可以根 据曲柄轴 51L、 51R 沿着曲柄轴 51L、 51R 的对应方向的回转设定为小于第一辊 31 的半径和 第二辊 32 的半径的加和值。
第二辊 32 相对于第一辊 31 的辊间径向方向压制力 ( 辊间变速扭矩容量 ) 由于辊 间轴线距离 L1 的缩短而变大， 辊间径向方向压制力 ( 辊间变速扭矩容量 ) 能够根据辊间轴 线距离 L1 的缩短程度而任意地受到控制。
应当指出的是， 如图 2 所示， 在这一实施例中， 第二辊旋转轴线 O2 定位成直接位于 曲柄轴旋转轴线 O3 下方， 处于辊间轴线距离 L1 变为最大值的下止点的第一辊 31 与第二辊 32 之间的辊间轴线 L1 被设定为大于第一辊 31 的半径与第二辊 32 的半径的加和值。
因此， 由于在下止点处第二辊 32 的外周表面与第一辊 31 的外周表面分离开， 所以
能够获得第一辊 31 与第二辊 32 之间的牵引传递不能进行的牵引传递容量＝ 0 的状态。因 此， 牵引传递容量能够任意地控制在下止点处的 0 与获得于上止点 ( 未示出 ) 处的最大值 之间， 在上止点处， 第二辊旋转轴线 O2 定位成直接位于曲柄轴旋转轴线 O3 上方。
曲柄轴 51L 和输出轴 13 从壳体 11 的从图 2 所示的左侧伸出。 在这一突伸部分处， 密封环 57 介于壳体 11 与曲柄轴 51L 之间。密封环 58 介于曲柄轴 51L 与输出轴 13 之间。 这些密封环 57、 58 提供液体密封结构， 相对于从壳体 11 突伸的曲柄轴 51L 的一部分和输出 轴 13 的伸出部分。
应当指出的是， 由于当如上所述分别插入密封环 57、 58 时曲柄轴 51L 的定位有密 封环 57、 58 的端部处的内直径和外直径部分的中心采用与输出轴 13 的支承位置相同的方 式偏移， 所以密封环 57 插入在曲柄轴 51L 的端部的外直径部分与壳体 11 之间， 密封环 58 插入在曲柄轴 51L 的端部的内直径部分与输出轴 13 之间。
根据上述密封结构， 虽然存在旋转轴线 O2 由于输出轴 13 和第二辊 32 的上述转动 而转动和移位这一事实， 但是输出轴 13 能够有利地被持续密封于其从壳体 11 伸出的部分。
< 二轮驱动状态和四轮驱动状态 >
下面将描述图 1 至 4 所示的上述实施例中的二轮驱动状态和四轮驱动状态。 一方面， 已经从变速器 3 到达牵引传递转换器 1 的输入轴 12 的扭矩 ( 参见图 1) 经由后推进器轴 4 和后最终驱动单元 5( 二者都参照图 1) 而被直接地从输入轴 12 传递至 左后轮 6L 和右后轮 6R( 主驱动轮 )。
另一方面， 在这一实施例中的牵引传递转换器 1 借助辊间压制力控制电动机 45 经 由小齿轮 55 和环形齿轮 51Lc、 51Rc 执行相应于曲柄轴 51L、 51R 的旋转位置控制。在将辊 间轴线 L1 设定为小于第一辊 31 的半径与第二辊 32 的半径之间的加和值的情况下， 牵引传 递转换器 1 的第一辊 31 和第二辊 32 的每个具有符合径向方向相互压制力的辊间变速扭矩 容量。因此， 朝向左后轮 6L 和右后轮 6R( 主驱动轮 ) 的扭矩的一部分能够经由第二辊 32 从第一辊 31 被导引至输出轴 13。
应当指出的是， 在上述转换器 1 的变速期间第一辊 31 与第二辊 32 之间的径向方 向压制反作用力由与这些辊共用的旋转支承板的轴承支架 23、 25 容纳。因此， 这一压制反 作用力没有被传递至壳体 11。因此， 壳体 11 不需要形成为具有能够抵抗第一辊 31 与第二 辊 32 之间的径向方向压制反作用力的高强度， 从重量和成本的观点来看是不利的。
之后， 扭矩经由前推进器轴 7( 参照图 1) 并且经由前最终驱动单元 8( 参照图 1) 从输出轴 13 的左端被导引至左前轮 9L 和右前轮 9R( 辅助驱动轮 )。
如果图 1 中的齿轮离合器 10 借助致动器 10a 而被促使处于啮合状态， 那么来自输 出轴 13 的经由前推进器轴 7( 参照图 1) 和前最终驱动单元 8( 参照图 1) 的扭矩被传递至 左前轮 9L 和右前轮 9R( 辅助驱动轮 ) 从而驱动这些辅助驱动轮。
因此， 该车辆能够执行驱动所有左后轮 6L 和右后轮 6R( 主驱动轮 ) 和左驱动轮 9L 和右驱动轮 9R( 辅助驱动轮 ) 的四轮驱动行驶。
在这一四轮驱动行驶期间， 辊间压制力控制电动机 45 导致曲柄轴 51L、 51R 沿着辊 间轴线距离 L1 减小并且第一辊 31 与第二辊 32 之间的径向方向相互压制力能够增大的方 向回转。因此， 第一辊 31 与第二辊 32 之间的牵引传递容量能够增加。辊间压制力控制电 动机 45 导致曲柄轴 51L、 51R 沿辊间轴线距离 L1 增加并且第一辊 31 与第二辊 32 之间的径
向方向相互压制力能够减小的相逆方向回转。因此， 第一辊 31 与第二辊 32 之间的牵引传 递容量能够减小。
顺便说一句， 在辊间压制力控制电动机 45 导致曲柄轴 51L、 51R 在辊间轴线距离 L1 大于第一辊 31 和第二辊 32 的半径之间的加和值的位置回转的情况下， 牵引传递转换器 1 具有零辊间传递扭矩容量， 在第一辊 31 与第二辊 32 的外周表面之间不具有摩擦接触。因 此， 在这种情况下， 传递至左后轮 6L 和右后轮 6R( 主驱动轮 ) 的扭矩不是经由第二辊 32 从 第一辊 31 导引至输出轴 13。
因此， 不存在经由前推进器轴 7( 参照图 1) 和前最终驱动单元 8( 参照图 1) 从输 出轴 13 传递至左前轮 9L 和右前轮 9R( 辅助驱动轮 ) 的扭矩。因此， 车辆能够仅通过驱动 左后轮 6L 和右后轮 6R( 主驱动轮 ) 而不驱动左前轮 9L 和右前轮 9R( 辅助驱动轮 ) 而执行 二轮驱动行驶。
在二轮驱动行驶期间， 当前没有被驱动的左前轮 9L 和右前轮 9R( 辅助驱动轮 ) 的 驱动系， 即， 转换器 1 的动力传递系统以及在左前轮 9L 和右前轮 9R( 辅助驱动轮 ) 之间， 处 于逆转驱动状态， 在该状态下， 扭矩从左前轮 9L 和右前轮 9R( 辅助驱动轮 ) 传递至转换器 1( 精确地讲， 辅助驱动系从轮胎侧旋转 ( 辅助驱动轮侧 ( 即， 前轮侧 ))， 与上述四轮驱动状 态期间的正驱动状态 ( 扭矩从转换器侧 1 传递至左前轮 9L 和右前轮 9R 的状态 ) 相反 )。 因此， 来自于左前轮 9L 和右前轮 9R 的旋转力的影响被很大程度地承受。
由逆向驱动产生的驱动阻力以不小的量对车辆振动、 噪音、 燃料消耗等造成影响。 因此， 需要相应的对策。
也就是说， 由于辅助驱动系的从轮胎侧的回转造成诸如损失等的不利影响。 因此， 需要应对的策略。换句话说， 辅助驱动轮侧驱动轴、 辅助驱动轮侧差速器、 辅助驱动轮侧推 进器轴和转换器的辅助驱动轮侧离合器元件 ( 在下文中， 为了简洁， 这些部件缩称为旋转 体 ) 采用机械的方式耦合辅助驱动轮。在二轮驱动期间， 伴随着辅助驱动轮的回转， 这些旋 转体彼此共同地回转。另外， 在二轮驱动期间， 虽然这些旋转体事实上不需要被回转， 但是 这些旋转体仍然被回转。 这些旋转体的回转导致轴承或齿轮中的摩擦阻力和旋转惯性造成 驱动损失。
在这一实施例中， 对于这一应对措施， 在上述二轮驱动行驶期间的齿轮离合器 10 借助致动器 10a 而被促使处于释放状态， 使得左前轮 ( 左辅助驱动轮 )9L 从前轮驱动系分 离开从而实现所分离的左前轮 ( 左辅助驱动轮 )9L 进行自由旋转。因此， 在二轮驱动行驶 时伴随着逆向驱动的驱动阻力被降低得尽可能低， 消除对车辆振动、 噪音、 燃料消耗等的影 响。
< 二轮→四轮驱动切换控制 >
如上文所述， 当从二轮驱动行驶到四轮驱动行驶的二轮→四轮驱动切换控制被执 行时， 有必要将左前轮 ( 左辅助驱动轮 )9L 耦合前轮驱动系， 除了由于第一辊 31 和第二辊 32 的相互径向方向分离而产生的转换器的非传递状态， 齿轮离合器 10 借助致动器 10a 从释 放状态转换至啮合状态。
在这一实施例中， 为了实现根据上述两个操作的二轮→四轮驱动切换控制以及为 了在四轮驱动行驶期间实现用于转换器 1 的牵引传递容量控制 ( 在第一辊 31 与第二辊 32 之间 )， 转换器控制器 61 设置如图 1 所示从而执行上述二轮→四轮驱动切换控制以及牵引传递容量控制。
因此， 转换器控制器 61 输入下述信号 ： 如图 1 所示设置的齿轮离合器啮合传感器 10b 的信号， 当致动器 10a 导致齿轮离合器 10 处于啮合状态时， 该齿轮离合器啮合传感器 10b 被转动至开启 ； 来自于油门开度角传感器 62 的信号， 该油门开度角传感器检测增加和 减小发动机 2 的输出的油门踏板的下压量 ( 油门开度角 )APO ； 来自于偏转率传感器 63 的 信号， 该偏转率传感器检测围绕通过车辆重心的竖直轴线的偏转率 来自于左后轮回转速 度传感器 64L 的信号， 该左后轮回转速度传感器检测左后轮 6L( 左主驱动轮 ) 的回转速度 ( 单位时间的回转数 )VwrL ； 来自于右后轮回转速度传感器 64R 的信号， 该右后轮回转速度 传感器检测右后轮 6R( 右主驱动轮 ) 的回转速度 ( 单位时间的回转数 )VwrR ； 来自于左前轮 回转速度传感器 65L 的信号， 该左前轮回转速度传感器检测左前轮 9L( 左辅助驱动轮 ) 的 回转速度 ( 单位时间的回转数 )VwfL ； 来自于右前轮回转速度传感器 65R 的信号， 该右前轮 回转速度传感器检测右前轮 9R 的回转速度 ( 单位时间的回转数 )VwfR ； 来自于前轮回转速 度传感器 66 的信号， 该前轮回转速度传感器检测前推进器轴 7 的回转速度 ( 单位时间的前 轮回转数 )Vwf， 以及来自于曲柄轴回转角传感器 67 的信号， 该曲柄轴回转角传感器检测曲 柄轴 51L、 51R 的回转角 θ。 转换器控制器 61 执行如图所示的控制程序从而根据经由致动器 10a 从齿轮离合 器 10 的释放状态到啮合状态的切换以及根据经由辊间压制力控制电动机 45 从转换器 1 的 非传递状态切换至其传递状态执行二轮→四轮驱动切换控制并且在根据如下简述的控制 程序 ( 未示出 ) 将二轮驱动切换至四轮驱动之后的四轮驱动行驶期间执行转换器 1 的牵引 传递容量控制。
首先， 将说明图 5 所示的二轮→四轮驱动切换控制。
在步骤 S11， 转换器控制器 61 确定是否存在车辆驾驶员发出的或者根据自动控制 的切换二轮→四轮驱动的要求。因此， 步骤 S11 对应于根据本发明的二轮→四轮驱动切换 要求检测装置。
在确定没有存在切换二轮→四轮驱动的要求时， 控制直接结束。如果在步骤 S11 确定存在二轮驱动至四轮驱动的切换要求， 那么这一控制前进至步骤 S12 从而执行二轮→ 四轮驱动切换控制， 该控制是本发明的目的， 如下文详细说明。
在步骤 S12， 转换器控制器 61 检查车辆是否被停止 ( 被行驶 ) 从而确定在停止状 态或者行驶状态下是否进行上述二轮→四轮驱动切换要求。因此， 步骤 S12 对应于根据本 发明的车辆停止检测装置和车辆行驶检测装置。
在步骤 S11 和 S12 转换器控制器 61 确定存在车辆停止期间切换二轮→四轮驱动 的要求的情况下， 在步骤 S13， 转换器控制器 61 发送指令从而啮合齿轮离合器 10 并且致动 该致动器 10a 来实现这一指令。在步骤 S14， 转换器控制器 61 基于来自于齿轮离合器啮合 传感器 10b 的信号根据致动器 10a 的致动检查齿轮离合器 10 的啮合是否结束。
如果在步骤 S14 齿轮离合器 10 的啮合尚未结束， 那么这一控制返回至步骤 S13 从 而沿着相同的方向连续地致动致动器 10a 从而进一步推进齿轮离合器 10 的啮合。
如果在步骤 S14 转换器控制器 61 确定齿轮离合器 10 的啮合完成， 那么该控制前 进至步骤 S15， 使得已经在步骤 S13 执行的致动器 10a 的致动不会再被执行。
在步骤 S15， 转换器控制器 61 发送指令从而切换转换器 1 从非传递状态变化至传
递状态。这一指令被供给至辊间压制力控制电动机 45。此时， 辊间压制力控制控制器 45 被 回转以使曲柄轴 51L、 51R 具有牵引传递容量， 并且第二辊 32 接触第一辊 31。
经由辊间压制力控制电动机 45， 根据曲柄轴 51L、 51R 的回转， 转换器 1 被导引从第 一辊 31 和第二辊 32 沿径向方向相互间隔开的非传递状态变化至第一辊 31 和第二辊 32 相 互抵靠并且相互接触的传递状态。
在步骤 S16， 转换器控制器 61 根据曲柄轴回转角 θ 确定是否结束从转换器 1 的 非传递状态切换至其传递状态。如果在状态转换结束之前， 那么这一控制返回至步骤 S15。 辊间压制力控制电动机 45 使得曲柄轴 51L、 51R 沿相同的方向连续地回转从而进一步使转 换器 1 的状态切换前进。
如果在步骤 S16， 确定从转换器 1 的非传递状态至其传递状态的切换结束， 那么这 一控制被结束以跳出图 5 的回路。因此， 已经在步骤 S15 执行的根据辊间压制力控制电动 机 45 的曲柄轴 51L、 51R 的回转不再被执行。
如从上述说明书可知， 在车辆停止期间二轮→四轮驱动切换要求被确定存在的情 况下， 在齿轮离合器 10 已经被啮合之后 ( 步骤 S13 和 S14)， 牵引传递转换器 1 从非传递状 态切换至传递状态 ( 步骤 S15 和 S16)。 因此， 步骤 S13 至 S16 对应于根据本发明的停车时二轮→四轮驱动切换装置。
在二轮→四轮驱动切换要求在步骤 S11 和 S12 被确定存在于车辆行驶期间的情况 下， 这一控制前进至步骤 S17。在步骤 S17， 转换器控制器 61 使用前推进器轴 7 的回转速度 Vwf、 左前轮 9L( 左辅助驱动轮 ) 的回转速度 VwfL( 单位时间的回转数 )、 右前轮 ( 右驱动 轮 )9R 的回转速度 ( 单位时间的回转数 )VwfR 和最终驱动变速比 if 根据如下所述的方程 (1) 计算辅助驱动轮最终驱动单元之间的回转速度差 ΔVw。然后， 转换器控制器 61 检查所 获得的辅助驱动轮最终驱动回转速度差 ΔVw 是否小于除了 0 的设定值 α， 。
ΔVw ＝ |(VwfL+VwfR) ≡ 2Vwf/if|...(1)
在方程 (1) 中， VwfL ： 左前侧轮速 (rpm)， VwfR ： 右前侧轮速， if ： 最终驱动变速比， Vwf ： 前推进器轴回转速度 (rpm)。
在方程 (1) 中， 前最终驱动单元 8 上的回转平衡可以采用下述方程 (2) 表述。
(Vidl+VwfR)/2 ＝ Vwf/if...(2)
在方程 (2) 中， Vidl 表示齿轮离合器 10 与前推进器轴 7 之间的中间轴回转。
如果上述方程 (2) 被重新安排， 那么得出下述方程 (3)。
Vidl ＝ 2Vwf/if ≡ VwfR...(3)
另外， 对冲击和响应特性造成影响并且对于本发明来说重要的回转速度差是齿轮 离合器 10 处的差回转 ( 车轮侧和最终驱动侧 )。这一差回转假定为 ΔV10， 如下述方程 (4) 计算。
ΔV10 ＝ VwfL ≡ Vidl...(4)
如果上述方程 (3) 被带入方程 (4)， 那么得到下述方程 (5) ：
ΔV10 ＝ VwfL ≡ (2Vwf/if ≡ VwfR)
＝ (VwfL+VwfR) ≡ 2Vwf/if...(5)
如果仅处理回转速度差， 那么方程 (5) 可以被考虑作为绝对值。因此， 绝对值标 记用作表述在方程 (1) 中。应当指出的是， 与主驱动轮与辅助驱动轮之间的回转速度差
ΔVw 相关的设定值 α 被假定为主和辅助驱动轮之间的回转速度差的下限值， 当齿轮离合 器 10 从释放状态转换至啮合状态时， 会带来啮合冲击和异常声音的问题。应当进一步指出 的是， 在步骤 S17， 转换器控制器 61 可以检查通过从前推进器轴 7 的回转速度 Vwf 减去左 后轮 6L( 左主驱动轮 ) 的回转速度 ( 单位时间的回转数 )VwrL 和右后轮 6R( 右主驱动轮 ) 的回转速度 ( 单位时间的回转数 )VwrR 的平均值 ( 作为主驱动轮的后车轮的单位时间的回 转数 ){(VwrL+VwrR)/2} 而获得的主驱动轮与辅助驱动轮之间的回转速度差 ( 回转数差 ) (Vwf-(VwrL+VwrR)/2) 是否小于除了 0 的设定值 α。 在这一备选情况下， 与主和辅助驱动轮 之间的回转速度差 ΔVw 相关的设定值 α 假定为主和辅助驱动轮之间的回转速度差的下限 值， 当齿轮离合器 10 从释放状态转换至啮合状态时， 会带来啮合冲击和异常声音的问题。
如果转换器控制器 61 在步骤 S17 确定辅助驱动轮最终驱动单元之间的回转速度 差 ( 或者主和辅助驱动轮之间的回转速度差 )ΔVw 被确定为不小于除了 0 的设定值 α， 即， 在当齿轮离合器 10 从释放状态切换至啮合状态时产生大冲击和异常声音的情况下， 该控 制前进至步骤 S18。
二轮→四轮驱动切换要求如下在包括这一步骤 S18 的回路中实现。
在步骤 S18， 转换器控制器 61 发送并且提供指令到辊间压制力控制电动机 45 来将 转换器 1 从非传递状态切换至传递状态。此时， 辊间压制力控制电动机 45 使曲柄轴 51L、 51R 回转从而具有牵引传递容量， 同时第二辊 32 接触第一辊 31。 曲柄轴 51L、 51R 经由辊间压制力控制电动机的回转导致转换器从第一辊 31 和第 二辊 32 沿径向方向彼此相互间隔开的非传递状态切换至第一辊 31 和第二辊 32 沿径向方 向相互压制并且接触彼此的传递状态。
伴随着转换器 1 的状态切换的前进， 在步骤 S17 如上所述的辅助驱动轮最终驱动 单元之间的回转速度差 ΔVw 被改变。
在步骤 S19， 由于这一变化， 转换器控制器 61 检查辅助驱动轮最终驱动单元之间 的回转速度差 ΔVw 是否小于除了 0 的设定值 α。
如果辅助驱动轮最终驱动单元之间的回转速度差 ΔVw 被确定为落入 0 ＜ ΔVw ＜ α， 即， 在即使齿轮离合器 10 从释放状态切换至啮合状态的情况下， 既不会产生大的冲 击也不会产生异常噪音， 这一控制前进至步骤 S21。转换器控制器 61 发送指令来啮合齿轮 离合器 10 从而致动致动器 10a 从而获得这一指令， 这一控制前进至步骤 S22。
但是， 如果辅助驱动轮最终单元之间的回转速度差 ΔVw 没有确定为落入 0 ＜ ΔVw ＜ α， 即， 在当齿轮离合器 10 从释放状态切换至啮合状态的情况下， 会产生大冲击和异常 声音， 上述步骤 S21 跳过， 啮合齿轮离合器 10 的指令没有被发送， 这一控制前进至步骤 S22。 在步骤 S22， 转换器控制器 61 根据曲柄轴回转角 θ 确定响应于步骤 S18 的指令在执行期间 转换器 1 从非传递状态至传递状态的切换是否已经结束。如果在切换结束之前， 那么这一 控制返回至步骤 S18 从而通过辊间压制力控制电动机 45 沿着相同方向连续地回转曲柄轴 51L、 51R 从而进一步使转换器 1 的状态切换前进。
如果在步骤 S22 转换器控制器 61 确定已经完成从转换器 1 的非传递状态切换至 传递状态， 那么这一控制前进至步骤 S23。然后， 借助执行于步骤 S18 的辊间压制力控制电 动机 45 的曲柄轴 51L、 51R 的回转不再被执行。
在步骤 S23， 转换器控制器 61 根据齿轮离合器啮合传感器 10b 的信号确定是否完
成借助致动器 10a 啮合齿轮离合器 10。
如果齿轮离合器 10 的啮合尚未完成， 那么这一控制返回至步骤 S21， 在该步骤， 致 动器 10a 沿着相同方向被连续地致动从而进一步前进齿轮离合器 10 的啮合。
如果转换器控制器 61 在步骤 S23 确定齿轮离合器 10 的啮合完成， 那么这一控制 结束从而跳出图 5 中的回路。致动器 10a 执行于步骤 S21 的致动不再被继续。
如上述说明书所述， 在二轮→四轮驱动切换要求存在于行驶期间的情况下， 牵引 传递转换器 1 从非传递状态至传递状态的切换操作被提前 ( 步骤 S18 和步骤 S22)。与牵 引传递转换器 1 的状态切换的前进共同地， 当辅助驱动轮最终驱动单元之间的回转速度差 ΔVw 为 0 ＜ ΔVw ＜ α， 使得即使齿轮离合器 10 从释放状态切换至啮合状态 ( 步骤 S19) 也没有产生大冲击和异常声音， ， 齿轮离合器 10 被啮合 ( 步骤 S21 和 S23)。
因此， 步骤 S18 至 S23 对应于根据本发明的行驶时二轮→四轮驱动切换装置 ( 部 分 )。
在步骤 S11 和步骤 S12， 当转换器控制器 61 确定车辆行驶期间切换二轮→四轮的 要求存在， 并且在步骤 S17， 在存在二轮→四轮驱动要求期间， 辅助驱动轮最终驱动单元之 间的回转速度差 ΔVw 已经小于除了 0 的设定值 α， 使得转换器控制器 61 确定没有产生大 冲击和异常声音， 即使齿轮离合器 10 被啮合， 这一控制前进至步骤 S24。 二轮→四轮驱动切 换要求在包括这一步骤 S24 的回路中按照下述方式实现。
也就是说， 在步骤 S24， 转换器控制器 61 发送并且提供指令至辊间压制力控制电 动机 45 从而将转换器 1 从非传递状态切换至传递状态。此时， 在转换器从非传递状态切换 至传递状态的同时， 在步骤 S25， 转换器控制器 61 发送指令来啮合齿轮离合器 10 从而致动 致动器 10a 以实现这一指令。因此， 齿轮离合器 10 从释放状态切换至啮合状态。
在步骤 S26， 转换器控制器 61 根据曲柄轴回转角 θ 确定在执行下的转换器 1 是否 已经从非传递状态切换至传递状态。
如果尚未完成 ( 在结束之前 )， 这一控制返回至步骤 S24。
辊间压制力控制电动机 45 在这一步骤持续地沿着相同方向回转曲柄轴 51L、 51R， 从而进一步使转换器 1 的状态切换前进。
如果在步骤 S26 转换器控制器 61 确定已经完成转换器 1 从非传递状态切换至传 递状态， 那么这一控制前进至步骤 S27， 使得通过辊间压制力控制电动机 45 执行于步骤 S24 的曲柄轴 51L、 51R 的回转不再被执行。
在步骤 S27， 转换器控制器 61 根据齿轮离合器啮合传感器 10b 的信号确定借助致 动器 10a 的齿轮离合器 10 的啮合是否已经完成。
如果齿轮离合器 10 的啮合尚未完成， 那么这一控制返回至步骤 S25， 在该步骤， 致 动器 10a 沿着相同方向被连续地致动从而进一步使齿轮离合器 10 的啮合前进。
当在步骤 S27 转换器控制器 61 确定齿轮离合器 10 的啮合已经完成时， 这一控制 结束从而脱离图 5 中的回路， 使得执行于步骤 S25 的致动器 10a 的致动不再被执行。
从上述说明可知， 在当车辆行驶期间切换二轮→四轮驱动的要求存在时辅助驱动 轮最终驱动单元之间的回转速度差 ΔVw 已经小于除了 0 的设定值 α 以使得大冲击和异常 声音没有产生的情况下， 切换转换器 1 从非传递状态至传递状态 ( 步骤 S24) 的指令和啮合 齿轮离合器 10( 步骤 S25) 的指令被同时发送， 这些指令被同时执行 ( 步骤 S16 和步骤 S27)。因此， 步骤 S24 至步骤 S27 也对应于行驶时二轮→四轮驱动切换装置。
下文将简单说明在根据如上参照图 5 所述的控制的二轮→四轮驱动切换控制结 束之后的转换器 1 的牵引传递容量控制。
根据由图 1 所示的传感器 62 检测到的油门开度角 APO、 作为由传感器 64L、 64R 检 测到的单位时间的左和右后轮回转数 VwrL、 VwrR 的平均值的后轮回转速度、 以及由传感器 63 检测到的偏转率 通过公知技术， 转换器控制器 61 获得前 - 后轮目标驱动力分配比并且 产生左和右后轮驱动力， 之后， 根据前 - 后轮目标驱动力分配比和当前左和右后轮驱动力 计算将被分配至左前轮 9L 和右前轮 9R( 辅助驱动轮 ) 的目标前轮驱动力 Tf。
接下来， 转换器控制器 61 使用图表检索技术通过第一辊 31 和第二辊 32 传递这一 目标前轮驱动力 Tf 所需的辊间变速扭矩容量对应的辊间径向方向压制力 Fr 并且通过辊间 压制力控制电动机 45 执行相应于曲柄轴 51L、 51R 的旋转位置控制从而实现辊间径向方向 压制力 Fr。 转换器 1 根据相应于曲柄轴 51L、 51R 的旋转位置控制将对应于目标前轮驱动力 Tf 的扭矩导引至左前轮 9L 和右前轮 9R( 辅助驱动轮 )， 使得能够获得上述前 - 后轮目标驱 动力分配比。
< 动作和作用 >
根据在上述实施例中的二轮→四轮驱动切换控制设备， 在车辆行驶期间存在二轮 →四轮驱动切换要求 ( 步骤 S11 和步骤 S12) 的情况下， 提前进行将牵引传递转换器 1 从非 传递状态切换至传递状态的操作 ( 步骤 S18 和步骤 S22)。当伴随着牵引传递转换器 1 的状 态切换的前进， 辅助驱动轮最终驱动单元之间 ( 或者主和辅助驱动轮之间 ) 的回转速度差 ΔVw 为 0 ＜ ΔVw ＜ α， 使得即使齿轮离合器 10 从释放状态切换至啮合状态也不会产生大 的冲击和异常声音 ( 步骤 S19) 时， 齿轮离合器 10 被啮合 ( 步骤 S21 和步骤 S23)。因此， 由 于当牵引传递转换器 1 被导引至传递状态时出现的齿轮离合器 10 的啮合齿的相对回转变 化， 当齿轮离合器 10 的啮合齿的相对回转表示适用于冲击应对措施和异常声音应对措施 的相对回转时， 齿轮离合器 10 的啮合被执行。因此， 能够解决当齿轮 10 啮合时产生的大冲 击和异常噪音的问题。
应当指出的是， 如果在辅助驱动轮最终驱动单元之间的回转速度差 ΔVw 为 0 的情 况下执行齿轮离合器 10 的啮合操作， 那么齿轮离合器 10 的啮合齿的相对回转为 0。因此， 在这种情况下， 在齿轮离合器 10 的齿部被相互位置移位的状态下， 在任何长度的时间内离 合器啮合都不能执行。
但是， 在本实施例的情况下， 当辅助驱动轮最终驱动单元之间的回转速度差 ΔVw 为 0 ＜ ΔVw ＜ α 时， 齿轮离合器 10 的啮合操作被执行， 即， 当辅助驱动轮最终驱动单元之 间的回转速度差 ΔVw 小于除了 0 的设定值 α 时， 执行齿轮离合器 10 的啮合操作。因此当 齿轮离合器齿之间的轻微相对回转存在时， 执行啮合操作。
因此， 即使在齿轮离合器齿相互位置移位的状态下执行齿轮离合器 10 的啮合操 作， 这一离合器啮合也能够被正确地实现， 使得在任何时间段都不能执行离合器啮合的上 述问题能够得以避免。
另外， 在行驶期间存在二轮→四轮驱动切换要求时辅助驱动轮最终驱动单元之间 ( 或者主和辅助驱动轮之间 ) 的回转速度差 ΔVw 已经小于 α 除了 0( 步骤 S11 和步骤 S12) 以及即使齿轮离合器 10 被啮合也不会产生大冲击和异常噪音 ( 步骤 S17) 的情况下， 切换牵引传递转换器 1 从非传递状态至传递状态 ( 步骤 S24) 的指令和啮合齿轮离合器 10( 步 骤 S25) 的指令被同时发送并且同时执行 ( 步骤 S26 和步骤 S27)。
因此， 能够避免齿轮离合器 10 的啮合被浪费地延迟这一状态， 并且车辆行驶期间 二轮→四轮驱动切换响应能够增加。
此外， 在这一实施例中， 在二轮→四轮驱动切换要求存在于车辆停止期间 ( 步骤 S11 和步骤 S12) 的情况下， 由于车辆的停止， 不会发生产生冲击和异常声音的上述问题。 因 此， 齿轮离合器 10 被第一次啮合 ( 步骤 S13 和步骤 S14)， 之后， 牵引传递转换器 1 从非传递 状态切换至传递状态 ( 步骤 S15 和步骤 S16)。
因此， 即使在啮合离合器齿相互位置移位的状态下执行齿轮离合器 10 的啮合操 作， 根据齿轮离合器齿的相对回转、 随着牵引传递转换器从非传递状态切换至传递状态， 能 够立即完成离合器 10 的啮合。因此， 能够增加响应特性。
附图标记的说明
1 牵引传递转换器
2 发动机
3 变速器
4 后推进器轴 5 后最终驱动单元 6L、 6R 左和右后轮 ( 主驱动轮 ) 7 前推进器轴 8 前最终驱动单元 9L、 9R 左和右前轮 ( 辅助驱动轮 ) 11 壳体 12 输入轴 13 输出轴 18、 19 辊轴承 23、 25 轴承支架 31 第一辊 32 第二辊 45 辊间压制力控制电动机 51L、 51R 曲柄轴 51Lc、 51Rc 环形齿轮 52L、 52R、 53L、 53R 轴承 54L、 54R 止推轴承 55 曲柄轴驱动小齿轮 56 小齿轮轴 57、 58 密封环 61 转换器控制器 62 油门开度角传感器 63 偏转率传感器64L、 64R 左和右后轮回转速度传感器 65L、 65R 左和右前轮回转速度传感器 66 前推进器轴回转速度传感器 67 曲柄轴回转角传感器