车辆驱动力分配装置的制作方法

专利名称：车辆驱动力分配装置的制作方法
技术领域：
本发明总的涉及车辆驱动力分配装置。更具体地说，本发明涉及摩擦传动型车辆驱动力分配装置，该装置能够减少在主驱动轮和辅助驱动轮之间分配驱动力时的能耗。
背景技术：
车辆驱动力分配装置作用为在主驱动轮和辅助驱动轮之间分配驱动力。例如，日本未审公开的专利申请公开说明书第2009-173261号公开了传统摩擦传动型驱动力分配装置的示例。如图所示，例如，在图5中，驱动力分配装置包括机械地耦接到主驱动轮的第一辊子；和机械地耦接到辅助驱动轮的第二辊子。所述装置用以定位第一辊子和第二辊子， 以使它们在外圆周表面彼此摩擦接触，以便将传递到主驱动轮的一部分扭矩从主驱动轮重新分配到辅助驱动轮。因此，通过调节第一辊子和第二辊子之间的径向取向的压力，可以控制辊子之间的扭矩传递容量。因此，扭矩传递容量控制主驱动轮和辅助驱动轮之间的驱动力分配。尤其是，所述装置控制马达或者类似部件来围绕偏心轴线转动第二辊子的旋转轴，以使第二辊子相对于第一辊子沿着径向发生位移。通过这种方式，所述装置调节第一辊子和第二辊子之间的径向压力。于是，所述装置控制主驱动轮和辅助驱动轮之间的驱动力分配。

发明内容
针对以上所述的传统驱动力分配装置，需要持续操作马达以保持辊子之间的径向压力等于用于辊子间径向压力的指令值，即使在指令值保持恒定的时候。因此，即使在用于辊子间的径向压力的指令值保持恒定的期间，马达将持续消耗电力以保持辊子间的径向压力维持在恒定的指令值。这种马达操作可能导致显著的能量损耗。因此，本发明的目的是提供一种能够消除或者至少能够减少能量损耗的驱动力分配装置。鉴于现有技术的状态，本公开内容的一个方面提供了一种车辆驱动力分配装置， 该装置包括不可逆的传动机构、操作状态确定部件和指令值解析度切换部件。所述不可逆的传动机构配置成防止由辊子间径向压力发生源响应辊子间径向压力指令值而在第一辊子和第二辊子之间产生的径向取向的压力在辊子间径向压力指定值保持恒定的期间降低， 使得在辊子间径向压力指令值保持恒定的期间，所述不可逆的传动机构将所述径向取向的压力保持在由辊子间径向压力指令值规定的值，而不必操作辊子间径向压力发生源。第一辊子机械地耦接到主驱动轮，而第二辊子机械地耦接到辅助驱动轮并配置成利用摩擦接触第一辊子来向辅助驱动轮分配驱动力，以使主驱动轮和辅助驱动轮之间的驱动力分配建立在所述径向压力的基础上。所述操作状态确定部件配置成确定存在第一车辆操作状态还是第二车辆操作状态，其中在第一车辆操作状态下，在主驱动轮和辅助驱动轮之间实施第一精度等级的驱动力分配控制，而在所述第二车辆操作状态下，在主驱动轮和辅助驱动轮之间实施比第一精度等级低的第二精度等级的驱动力分配控制。所述指令值解析度切换部件配置成在所述操作状态确定部件确定存在所述第二车辆操作状态时，向所述辊子间径向压力发生源提供辊子间径向压力指令值，以使在所述第二车辆操作状态存在时，与所述操作状态确定部件确定存在第一车辆操作状态时相比，辊子间径向压力指令值保持恒定的时间期间更长。


现在参照形成这个原始公开文件一部分的附图图1是配装有根据第一公开实施方式的驱动力分配装置的四轮驱动车辆的动力总成的示例的简略俯视平面图；图2是图1所示驱动力分配装置的垂直横截侧视图；图3是用于驱动力分配装置中的曲轴的示例的垂直横截正视图；图4是沿着轴向从输出轴观察，驱动力分配装置中的扭矩单向件的端面视图；图5是图4所示的扭矩单向件(torque diode)的垂直横截侧视图；图6A至6C是示出扭矩单向件的操作示例的一系列视图，其中图6A示出了在用于驱动力分配控制的输入扭矩不存在的状态期间，扭矩单向件表现出的不可逆的传递动作的示例，图6B示出了在用于驱动力分配控制的输入扭矩产生之后立即或很快发生的状态示例，而图6C示出了在用于驱动力分配控制的输入扭矩开始传递时发生的状态示例。图7是示出采用如图2所示的辊子间径向压力控制马达的驱动力分配控制系统的示例的控制系统示意图；图8是示出由如图7所示的驱动力分配控制系统的变速箱控制器执行的驱动力分配控制程序的示例的流程图；图9A和9B示出了用作在控制程序发现指令扭矩容量时的控制图的示例特征曲线，其中图9A表示用在不要求高精度驱动力分配控制的操作过程中的低解析度指令扭矩容量特征，而图9B表示用在要求高精度驱动力分配控制的操作过程中的高解析度指令扭矩容量特征；图10示出了用在根据第二公开实施方式的驱动力分配装置的驱动力分配控制过程中使用的低解析度指令扭矩容量特性的示例；图11示出了根据第三公开实施方式的驱动力分配装置的驱动力分配控制过程中低解析度指令扭矩容量的时变特性的示例；图12示出了根据第四公开实施方式的驱动力分配装置的驱动力分配控制过程中，低解析度指令扭矩容量的时变特性的示例；图13示出了根据第五公开实施方式的驱动力分配装置的驱动力分配控制过程中，低解析度指令扭矩容量的时变特性的示例；图14示出了根据第六公开实施方式的驱动力分配装置的驱动力分配控制过程中，低解析度指令扭矩容量的时变特性的示例。
具体实施例方式现在将参照附图解释选定的实施方式。本领域技术人员从本公开内容中可以明白，以下实施方式的描述仅用于例述目的，而非用于限制由附带的权利要求书及其等同文件限定的本发明。图1是配装有根据第一公开实施方式的驱动力分配装置1的四轮驱动车辆的动力总成的简略俯视平面图。在这种实施方式中，驱动力分配装置1可以作为变速箱操作。四轮驱动车辆建立在后轮驱动结构的基础之上，在后轮驱动结构中，来自发动机2的扭矩被变速器3增大，并通过后推进轴4和后主减速器单元5传递到左、右后轮6L和6R。利用驱动力分配装置1将提供给左右后轮(主驱动轮)6L和6R的一部分扭矩通过前推进轴7和前主减速器单元8将扭矩传递到左右前轮(辅助驱动轮)9L和9R，所述车辆可以以四轮驱动方式操作。因此，驱动力分配装置1确定左右后轮(主驱动轮)6L和6R与左右前轮(辅助驱动轮)9L和9R之间的驱动力分配比。在这种实施方式中，驱动力分配装置1可以配置成如图2所示的形式。就是说，如图2所示，该装置包括机壳11。输入轴12和输出轴13布置成相对于彼此呈对角地穿过机壳11的内侧，以使输入轴12的旋转轴线O1和输出轴13的旋转轴线A 彼此相交。输入轴12可旋转地支撑在机壳11内位于输入轴12两端的滚珠轴承14和15 上。此外，输入轴12的两端从机壳11伸出并利用密封环25和沈以流体密封方式或者基本上流体密封方式密封。在这种结构中，在图2中左侧示出的输入轴12的一端耦接到变速器3的输出轴(见图1)。而且，在图2右侧的输入轴12另一端通过后推进轴4 (见图1)耦接到后主减速器单元5。此外，一对轴承支撑件16和17设置在输入轴12和输出轴13之间接近输入轴12 和输出轴13端部的位置。轴承支撑件16和17利用紧固构件诸如螺栓18和19在轴承支撑件16和17的大约中部部分固定到机壳11的轴向相对的内壁。自然，紧固构件可以不是螺栓18和19，而是可以是任何其他合适类型的紧固构件。辊子轴承21和22布置在轴承支撑件16和17和输入轴12之间。因此，输入轴可以相对于轴承支撑件16和17自由地转动或者基本上自由地转动。而且，输入轴12通过轴承支撑件16和17以及滚珠轴承14和15 可旋转地支撑在机壳11的内侧。第一辊子31在位于轴承支撑件16和17之间即辊子轴承21和22之间的轴向中间位置处与输入轴12整体形成并与其同轴。第二辊子32在轴向中间位置与输出轴13整体形成并与其同轴，以使第二辊子32可以与第一辊子31形成摩擦接触。自然，第一辊子31 可以替代地以任何合适的方式连接到输入轴2，而非与输入轴12整体形成。同样，第二辊子 32可以替代地以任何合适的方式连接到输出轴13，而不是与输出轴13整体形成。第一辊子31和第二辊子32的外圆周表面根据输入轴12和输出轴13的对角关系而锥形收缩，以使所述外圆周表面可以彼此接触而在它们之间不存在或者基本上不存在间隙。输出轴13相对于轴承支撑件16和17在接近输出轴13两端的位置可旋转地支撑。 因此，输出轴13通过轴承支撑件16和17可旋转地支撑在机壳11的内侧。现在将解释相对于轴承支撑件16和17可旋转地支撑输出轴13的支撑结构。另外如图2所示，配置为中空外轴的曲轴51L可移动地配合在输出轴13和轴承支撑件16之间。而且，配置为中空外轴的曲轴51R可移动地配合在输出轴13和轴承支撑件 17之间。如图2左侧所示，曲轴51L和输出轴13从机壳11伸出。在该伸出部分，密封环27安装在机壳11和曲轴51L之间。此外，密封环观安装在曲轴51L和输出轴13之间。密封环27和观用于以液体密封或基本上液体密封的方式密封曲轴51L和输出轴13从机壳11 伸出的部分。在图2中从机壳11伸出的输出轴13的左端通过前推进轴7(见图1)和前主减速器单元8耦接到前轮9L和9R。辊子轴承52L布置在曲轴51L的中心孔51La(半径为Ri)和输出轴13对应端部之间。而且，辊子轴承52R布置在曲轴51R的中心孔51Ra (半径Ri)和输出轴13的对应端部之间。因此，输出轴13被支撑为使得输出轴13可以围绕曲轴51L和51R的中心孔51La 和51Ra的中轴线仏自由旋转。如图3中清楚地显示，曲轴51L具有相对于中心孔51La偏心的外圆周部分 5ILb (半径Ro)。而且，曲轴5IR具有相对于中心孔5IRa偏心的外圆周部分5IRb (半径Ro)。 偏心外圆周部分51Lb和51Rb从中心孔51La和51Ra的中轴线(旋转轴线)偏移的距离为偏心量ε。曲轴51L的偏心外圆周部分51Lb通过辊子轴承53L可旋转地支撑在对应轴承支撑件16的内侧。曲轴51R的偏心外圆周部分51Rb通过辊子轴承53R可旋转地支撑在对应轴承支撑件17内侧。曲轴51L和51R利用第二辊子32和止推轴承54L和54R定位在轴向。环形齿轮51Lc形成曲轴51L整体的一部分。同样，环形齿轮51Rc形成曲轴51R 整体的一部分。自然，环形齿轮51Lc和环形齿轮51Rc可以替代地分别安装到曲轴51L和 51R上。环形齿轮51Lc和51Rc具有相同或者基本上相同的结构，并且设置在曲轴51L和 5IR上密切相邻的端部。环形齿轮5ILc与曲轴驱动小齿轮55L啮合，而环形齿轮5IRc与曲轴驱动小齿轮55R啮合。曲轴驱动小齿轮55L和55R具有相同或者基本上相同的结构，并且耦接到共用小齿轮轴56。环形齿轮51Lc和51Rc与曲轴驱动小齿轮55L和55R啮合，以使曲轴51L和51R的偏心外圆周部分51Lb和51Rb在圆周方向彼此对齐。就是说，偏心外圆周部分51Lb和51Rb 的旋转位置彼此同相。小齿轮轴56利用布置在小齿轮轴56两端的轴承56a和56b相对于机壳11可旋转地支撑。如图2中右侧所示，小齿轮轴56的右端穿过机壳11。小齿轮轴56的暴露端部通过减速齿轮箱57耦接到辊子间径向压力控制马达58 (辊子间径向压力发生源)的输出轴58a，该减速齿轮箱57包括小直径输入齿轮57a和大直径输出齿轮57b。可以利用辊子间径向压力控制马达58通过小齿轮55L和55R以及环形齿轮51Lc和51Rc驱动曲轴51L 和51R来相对于曲轴51L和51R执行旋转位置控制。在进行控制时，输出轴13和第二辊子 32的旋转轴线&围绕中轴线(旋转轴线)O3转动，从而沿着在图3中以虚线示出的圆形路径回转。因此，由第二辊子32施加在第一辊子31上的径向压力可以受到控制，改变辊子31 和32之间的轴向距离。在这种实施方式中，其上安装小直径输入齿轮57a的减速齿轮箱57的输入轴59 不直接连接到辊子间径向压力控制马达58的输出轴58a。相反，减速齿轮箱57的输入轴 59通过以下将要详细解释的扭矩单向件61耦接到辊子间径向压力控制马达58的输出轴 58a0扭矩单向件61用作不可逆的传动机构，用来允许操作力从辊子间径向压力控制马达58 (输出轴58a)自由传递到减速齿轮箱57 (输入轴59)，而不考虑来自辊子间径向压力控制马达58 (输出轴58a)的旋转操作力的方向。相反，从减速齿轮箱57 (输入轴59)向辊子间径向压力控制马达58 (输出轴58a)反向传递旋转作用力被减速齿轮箱57 (输入轴 59)的双向旋转锁定件阻止。如图2所示，扭矩单向件61具有圆盘形或者基本上圆盘形的壳体62，该壳体安装并固定在减速齿轮箱57的机壳57c内。如图4和5所示，输入轴62从一侧轴向插入安装壳体62中。此外，输出轴64从另一侧轴向插入安装壳体62中，以使输入轴63和输出轴64 彼此同轴。输入轴63被轴承65相对于安装壳体62旋转支撑。输出轴64利用轴承66相对于安装壳体62旋转支撑。从图6A至6C可以清楚地看到，插入安装壳体62的输出轴64的端部形成膨大端部64a，该膨大端部沿着轴向观察时为六边形。一对锁止辊子67L和67R布置在形成六边形膨大端部6 的每一边的外部平整表面和安装壳体62的内部圆周表面之间，以使每个辊子的轴向中心线平行或者基本上平行于输入轴63和输出轴64的轴向中心线。如图4和6A至6C进一步示出，弹簧68布置在每一对锁止辊子67L和67R之间。 弹簧68用于沿着将辊子67L和67R彼此分开的方向施加作用力。因此，如图4和图6A所示，锁止辊子67L和67R楔入六边形膨大端部6 的外部平整表面和安装壳体62的内部圆周表面之间的圆周渐缩间隙中。 辊子保持卡爪63L和63R设置在插入安装壳体62中的输入轴63的端部上，如图4 和图6A所示。辊子保持卡爪63L和63R定位在六边形膨大端部6 的每个拐角和安装壳体62的内部圆周表面之间存在最小间隙的地方。因此，辊子保持卡爪63L和63R用作辊子保持设备，将一对锁止辊子67R和67L从两侧沿着锁止辊子67R和67L并排布置的方向保持在一起。在正常情况下，间隙α存在于每个辊子保持卡爪63L和63R和相邻的辊子67L 或67R之间，如图6Α所示。多个驱动销63a也设置在插入安装壳体62中的输入轴63的端部上，如图5和图 6A所示。驱动销63a沿着轴向向六边形膨大端部6 伸出。盲孔64b形成在六边形膨大部分64a的端面上。驱动销63a松旷地配合在盲孔64b中，沿着径向存在预定间隙β (β > α ) 0如图2所示，扭矩单向件61的壳体62固定到减速齿轮箱57的机壳57C上。此外， 输入轴63耦接到辊子间径向压力控制马达58的输出轴58a，并且输出轴64耦接到减速齿轮箱57的输入轴59。通过这种方式，扭矩单向件61有利于驱动力分配装置1。以下将根据图6A至图6C解释扭矩单向件61的操作效果示例。图6A示出了图2 所示的马达58不操作并且不从马达58向输入轴63施加扭矩的状态示例。在这种情况下， 输入轴63的每个辊子保持卡爪63L和63R处于从相邻辊子67L或67R分开间隙α的中性位置。输入轴63的驱动销53a也处于设置在输出轴64 (六边形膨大端部64a)中的盲孔64b 中的中性位置。在这种状态下，当从输出轴64(六边形膨大端部64a)赋予反向输入时，输出轴64(六边形膨大端部64a)被阻止转动。如果来自输出轴64(六边形膨大端部64a)的反向输入是从图6A的视角观察取向为顺时针方向的扭矩，则辊子67L将进一步楔入安装壳体62的内部圆周表面和相对于该扭矩的方向位于辊子67L之后的六边形膨大端部64a的拐角之间。因此，将阻止输出轴64(六边形膨大端部64a)因这种反向输入而转动。另一方面，如果来自输出轴64(六边形膨大端部64a)的反向输入是从图6A的视角观察取向为逆时针方向的扭矩，则辊子67R将进一步楔入安装壳体62的内部圆周表面和相对于该扭矩的方向处于辊子67R之后的六边形膨大端部64a的拐角之间。因此，将阻止输出轴64(六边形膨大端部64a)因这种反向输入而转动。因此，在由于图2所示的马达58并不操作而因此扭矩不赋予输入轴63时，输出轴 64(六边形膨大端部64a)并不会被上述方向的反向输入而转动，并且可以保持在其当前旋转位置。因此，曲轴51L和51R可以保持在其当前旋转位置。由于这种不可逆的传递效果， 辊子31和32(即，驱动力分配比)之间的径向压力(辊子见扭矩传递容量)可以保持在当前状态。相反，当扭矩因图2所示的马达58操作而输入输入轴63时，扭矩单向件61可以将扭矩传递到六边形膨大端部64a(输出轴64)，以使扭矩被引向驱动力分配控制部件。现在将针对扭矩从马达58沿着图6B和6C中的箭头所示方向输入输入轴63的情形，解释扭矩单向件61的操作。在相对于输入轴63的旋转方向位于辊子67L之后的辊子保持卡爪63L转动了与间隙α对应的量之后，辊子保持卡爪63L撞击辊子67L，如图6Β所示。这样一来，辊子保持卡爪63L克服弹簧68的弹簧力向辊子67R推压辊子67L。如图6C 所示，辊子保持卡爪63L的这种推压作用使得辊子67L位移到安装壳体62的内部圆周表面与六边形膨大端部64a的对应外部平整表面之间的空间较大的位置。辊子67R的位移释放六边形膨大端部64a (输出轴64)相对于安装壳体62的旋转锁止状态。当旋转锁止释放时，输入轴63的驱动销63a转动与间隙β对应的量，并且与盲孔64Β的内部表面接合，如图6C所示。输入轴63通过驱动销63a与盲孔64b接合而将扭矩赋予到六边形膨大端部64a (输出轴64)。辊子31和32( S卩，驱动力分配比)之间的压力 (辊子间扭矩传递容量)可以通过调节从马达58赋予输入轴63的扭矩而根据需要进行控制。当扭矩沿着如图6B和6C所示箭头的相反方向从马达58向输入轴63传递时，扭矩单向件61以类似的方式操作。在相对于输入轴63的旋转方向处于辊子67R之后的辊子保持卡爪63R转动与间隙α对应的量之后，辊子保持卡爪63R撞击辊子67R并推压/移动辊子67R，以使锁止状态被释放。输入轴63的驱动销63a与盲孔64b的内表面接合，并将扭矩输入到六边形膨大端部64a (输出轴64)。因此，可以通过调节从马达58赋予到输入轴63的扭矩来根据需要控制辊子31和32(即，驱动力分配比)之间的径向压力(辊子间扭矩传递容量)。图7示出了驱动力分配控制系统的示例，该驱动力分配控制系统包括辊子间压力控制马达58，并具有作为主要构成部件的变速箱控制器71。变速箱控制器71包括需求扭矩容量计算部分72和解析度切换部分73。正如本领域所理解，变速箱控制器71优选包括带有控制程序的微计算机，该控制程序可以作为需求扭矩容量计算部分72和解析度切换部分73进行操作并如文中所述那样控制该操作。自然，需求扭矩容量计算部分72和解析度切换部分73可以配置在单独的微计算机中。变速箱控制器71还可以包括其他传统部件诸如输入接口电路、输出接口电路和存储设备诸如R0M(只读存储器)设备和RAM(随机读写存储器)设备。变速箱控制器71 的微计算机被编程以控制变速箱控制器71。存储器电路存储处理结果和由处理器电路运行的控制程序。变速箱控制器71以传统方式可操作地耦接到如图7所示的部件。变速箱控制器71的内部RAM存储操作标志的状态和各种控制数据。变速箱控制器71的内部ROM存储用于各种操作的程序。变速箱控制器71能根据所述控制程序有选择地控制文中讨论的任何部件。本领域技术人员从本公开内容中应该明白，用于变速箱控制器71的精确结构和算法可以是执行本发明的功能的硬件和软件的任意组合。此外，变速箱控制器71的部件可以是本领域熟知的传统部件。由于这些部件在本领域是熟知的，所以这些结构将不再详细讨论和图示。相反，本领域技术人员从本公开内容应该理解，所述部件可以是能用来实施文中讨论的实施方式的任何类型的结构和/或程序。需求扭矩容量计算部分72计算需要在第一辊子31和第二辊子32之间产生的需求扭矩容量Treq。解析度切换部分73切换在计算需要向辊子间径向压力控制马达58供应的所需的电流I以实现所述需求扭矩容量Treq时使用的解析度。变速箱控制器71从用以计算发动机2的输出扭矩Te的发动机扭矩计算部分74 接收信号。变速箱控制器71也从加速器开度传感器75接收信号，加速器开度传感器用以检测发动机2的加速踏板开度APO (加速器踏板按压量)。变速箱控制器71进一步从传动比传感器76接收信号，传动比传感器设计成检测变速器3的选定传动比Y。此外，变速箱控制器71从VDC/ABS系统77接收指示车辆动态控制(VDC)是否执行的VDC标志和指示防抱死系统(ABQ是否操作的ABS标志。变速箱控制器71还从横摆角速度传感器78接收指示横摆角速度Φ的信号、从横向G传感器79接收指示横向加速度Gy的信号，以及从纵向 G传感器81接收指示纵向加速度foe的信号。此外，变速箱控制器71从车轮速度传感器82 接收指示用于VDC和ABS的轮速Vw的信号，和从用以检测转向角θ的转向角传感器83接收信号。在这种例子中，包括需求扭矩容量计算部分72和解析度切换部分73的变速箱控制器71根据从上述输入信号获得的信息执行如图8所示的程序，并计算将要供应到辊子间径向压力控制马达58的需求电流I。在步骤Sll中，变速箱控制器71读取转向角Θ、轮速 Vw、纵向加速度to、横向加速度Gy、横摆角速度Φ、发动机扭矩Te、加速器踏板开度ΑΡ0、变速器传动比Y、ABS标志和VDC标志。在步骤S12，变速箱控制器71计算需要在第一辊子31和第二辊子32之间产生的需求扭矩容量Treq。在计算时，如图7所示的需求扭矩容量计算部分72操作，例如从车速 Vw中分离出与左、右后轮6L和6R(主驱动轮)相关的主驱动轮速度和与左、右前轮9L和 9R(辅助驱动轮)相关的辅助驱动轮速度。需求扭矩容量计算部分72因此将主驱动轮速度与辅助驱动轮速度相比较，从而在每个控制循环中检查主驱动轮6L和6R的驱动打滑状态。 需求扭矩容量计算部分72根据发动机扭矩Te、加速器踏板开度APO以及变速器传动比Y 计算将主驱动轮打滑保持在允许范围内所需的目标驱动力分配比。需求扭矩容量计算部分 72然后计算为实现目标驱动力分配比而需要在第一辊子31和第二辊子32之间产生的扭矩传递容量。计算出的扭矩传递容量设定为需求辊子间扭矩容量Treq，该辊子间扭矩容量也可以称为需求辊子间径向压力值。需求扭矩容量Treq并不以这种形式用于辊子间径向压力控制马达58的驱动控制。相反，解析度切换部分73将需求扭矩容量Treq转化为指令扭矩容量Ttgt，该指令扭矩容量也可以称为辊子间径向压力指令值。指令扭矩容量Ttgt因此用于辊子间径向压力指令马达58的驱动控制。就是说，在步骤S13中，解析度切换部分73根据转向角θ，偏航角速度Φ、横向加速度Gy和纵向加速度foe确定车轮6L、6R、9L和9R中任一个是否转向。解析度切换部分73还判断ABS标志或者VDC标志是否开启。换句话说，解析度切换部分73 判断自动制动系统是否操作或者车辆动态控制是否执行。如果解析度切换部分73在步骤S13中判断出所有车轮6L、6R、9L、9R都不转向(车辆直行)并且ABS标志和VDC标志关闭(ABS不操作并且VDC不执行)，则解析度切换部分 73的处理前进到步骤S14。在步骤S14中，解析度切换部分73选择为不需要高解析度驱动力分配控制(驱动力分配控制的第二精确程度)的场合(第二车辆操作状态)定制的低解析度控制图。这种控制图的示例在图9A中以实线示出。然后，在步骤S16中，解析度切换部分73使用低解析度控制图根据需求扭矩容量Treq来查找指令扭矩容量Ttgt。在步骤S17中，解析度切换部分73计算将要供应的需求马达电流I。就是说，需求马达电流I应该具有提供这样的辊子间径向压力指令值的值，该辊子间径向压力指令值允许第一辊子31和第二辊子32之间的扭矩传递容量等于指令扭矩容量Ttgt。然后，在步骤 S18中，解析度切换部分73向辊子间径向压力控制马达58发送需求马达电流I。但是，如果解析度切换部分73在步骤S13中判断出车轮6L、6R、9L、9R中有车轮发生转向或者ABS标志或者VDC标志开启(ABS操作或者VDC正在执行)，则解析度切换部分 73的处理前进到步骤S15。在步骤S15中，解析度切换部分73选择为要求高解析度驱动力分配控制(第一精度等级的驱动力分配控制)的场合(第一车辆操作状态)定制的高解析度控制图。这种控制图的示例在图9B中以实线示出。在步骤S16中，解析度切换部分73使用高解析度控制图根据需求扭矩容量Treq查找指令扭矩容量Ttgt。在步骤S17中，解析度切换部分73计算将要供应的需求马达电流I。如上所述，需求马达电流I应该具有提供辊子间径向压力指令值的值，所述辊子间径向压力指令值允许第一辊子31和第二辊子32之间的扭矩传递容量等于指令扭矩容量Ttgt。然后，在步骤S18中，解析度切换部分73向辊子间径向压力控制马达58发送需求马达电流I。相应地，从上述内容可以发现，解析度切换部分73例如也可以称为操作状态确定部件和指令值解析度切换部件。当然，以上讨论的操作可以由变速箱控制器71的其他部件或者由任何其他合适的部件来实施。应该注意，以图9B中的实线例述的高解析度控制图是为需要高解析度驱动力分配控制的场合建立的。因此，高解析度控制图近似地直接使用在步骤S12中发现的需求扭矩容量Treq作为指令扭矩容量Ttgt，这在满足高解析度驱动力分配控制需求时具有优势。 此外，直接(照原样)使用在步骤S12中发现的需求扭矩容量Treq作为步骤S16中的指令扭矩容量Ttgt，免于需要高解析度控制图，诸如图9B所示用于高分辨驱动力分配控制的控制图。因此，省略这种控制图可以减少装置的存储容量。从上述内容可以发现，图9A中的低解析度控制图和图9B中的高解析度控制图都优选提前建立，以使与任何给定的需求扭矩容量Treq对应的指令扭矩容量Ttgt定位在虚线Ttgt = Treq以上的区域中。就是说，指令扭矩容量Ttgt总是等于或大于需求扭矩容量 Treq。这可以避免由辊子间径向压力控制马达58根据与指令扭矩容量Ttgt对应的需求电流值I实现的实际扭矩传递容量变得小于需求扭矩容量Treq。因此，可以避免辊子31和 32之间发生打滑，并且也可以防止破坏所述装置提供期望的驱动力分配控制的能力。现在将解释在步骤S17中实施的过程的示例，实施该过程是为了计算马达电流值 I，该电流值实现了允许第一辊子31和第二辊子32之间的扭矩传递容量等于指令扭矩容量Ttgt的辊子间径向压力指令值。在指令扭矩容量Ttgt为恒定值并且相对于需求扭矩容量 Treq不变化或者基本上不变化的期间，扭矩单向件61如上所述那样发挥作用。因此，扭矩单向件61允许维持辊子间径向压力指令值。这样一来，第一辊子31和第二辊子32之间的扭矩传递容量可以保持在指令扭矩容量Ttgt处，即使需求马达电流I下降到零并且辊子间径向压力控制马达58进入非操作状态。此外，这种扭矩传递容量可以在图9A和9B所述的条件下的得以维持。因此，在辊子间的扭矩传递容量达到指令扭矩容量Ttgt之后，所需的马达扭矩电流值I可以设置为零，只要指令扭矩容量为恒定的或者基本上为恒定的值。因此，辊子间径向压力控制马达58可以处于非操作状态，并且电功耗降低。此外，从电功耗的角度来看，图9A所示的低解析度控制图较之图9B所示的高解析度控制图更具有优势。就是说，低解析度控制图布置成保持指令扭矩容量Ttgt为在较长时间周期内不会或者基本上不会相对于需求扭矩容量Treq变化的恒定值。因此，通过在较长时间周期内将需求马达电流值I设置为0，辊子间径向压力控制马达58可以维持在非操作状态。但是，由于指令扭矩容量Ttgt总是等于或大于需求扭矩容量Treq，所以图9A中的低解析度控制图较之图9B中的高解析度控制图更倾向让辊子之间的扭矩传递容量大于需求扭矩容量Treq。因此，低解析度控制图更趋向于让操作更接近刚性四轮驱动状态。因此，在转向、ABS操作、VDC执行或者其他要求高解析度驱动力分配控制以使急转弯制动现象最少的其他操作状态下，可能希望使用高解析度控制图。因此，使用高解析度控制图可以避免增大转弯半径，并且可以执行用在ABS或VDC中的驱动力分配控制，以实现预定的车轮防抱死制动功能或者预定的车辆行为控制功能。换句话说，在转向、ABS操作、VDC执行以及其他要求高解析度驱动力分配控制的操作状态下，高分辨控制图可以用来发现指令扭矩容量Ttgt。因此，可以防止辊子间的扭矩传递容量远大于需求扭矩容量Treq。因此，可以防止操作类似于刚性四轮驱动状态。相反，在不需要高解析度驱动力分配控制的操作状态下，诸如在车辆直行或者ABS 和VDC都不工作的情况下，很少会担心执行如上所述的预定的车轮防抱死制动功能或者预定的车辆行为控制功能。因此，车轮防抱死制动功能或者预定的车辆行为控制功能将不太可能发生，即使存在类似于刚性四轮驱动的状态。因此，从减少马达58电功耗量的角度来看，优选使用低解析度控制图来确定指令扭矩容量Ttgt。从以上内容可以进一步理解，来自图1所示变速器3的输出扭矩输入到如图2所示的轴12的左端。该扭矩可以从输入轴12通过后推进轴4和后主减速器单元5直接传递到左、右后轮6L和6R(主驱动轮)。此外，通过从第一辊子31向第二辊子32传递扭矩，驱动力分配装置1可以从左、右后轮6L和6R向输出轴13分出一部分扭矩。到达输出轴13的扭矩从如图2所示输出轴13的左端传递到左、右前轮(辅助驱动轮)9L和9R。具体来说， 扭矩从输出轴通过前推进轴7和前主减速器单元8向左、右前轮(辅助驱动轮)9L和9R传递，如图1所示。因此，车辆可以以四轮驱动方式操作，其中左、右后轮6L和6R(主驱动轮) 和左、右前轮(辅助驱动轮)9L和9R被驱动。当车辆以四轮驱动行进时，辊子间径向压力控制马达58可以执行驱动力分配控制，以控制左、右后轮6L和6R与左、右前轮9L和9R之间的驱动力分配情况。辊子间径向压力控制马达58的转动通过扭矩单向件61、减速齿轮箱57、小齿轮55L和55R以及环形齿轮5ILc和5IRc传递到曲轴5IL和51R。此外，辊子间径向压力控制马达58可以控制曲轴51L和51R的旋转定位，由此导致输出轴13的旋转轴线O2和第二辊子32沿着图3中虚线所示的圆形路径回转。因此，马达58可以改变辊子31和32的旋转轴线，并因此控制第二辊子32施加在第一辊子31上的径向压力。这样一来，马达58可以根据通过图8所示过程获得的计算结果控制辊子31和 32之间的扭矩传递容量，并因此控制前、后轮之间的驱动力分配。此外，辊子间径向压力控制马达58的转动通过扭矩单向件61传递到减速齿轮箱 57。因此，扭矩单向件61的不可逆传递效果允许辊子31和32之间的扭矩传递容量(辊子间径向压力)保持在指令扭矩容量Ttgt (辊子间径向压力指令值)，而不必在指令值Ttgt 不变或基本上不变的期间操作辊子间径向压力控制马达58。因此，在驱动力分配控制进行的同时，辊子间径向压力控制马达58不需要操作。因此，消耗能量来实现驱动力分配控制的时间可以减少到0。因此，在驱动力分配控制期间损失的能量可以减少。此外，在存在不要求高精度驱动力分配控制的操作状态时，低解析度指令扭矩容量Ttgt控制图可以用于控制辊子间径向压力控制马达58的操作。因此，在车辆直行和ABS 不操作、VDC也不执行的时候，例如，低解析度指令扭矩容量Ttgt控制图1可以用于控制辊子间径向压力控制马达58的操作。这种低解析度控制图中指令扭矩容量Ttgt为恒定值的时间周期较之高分辨控制图中对应的时间周期更长。因此，在存在不要求高精度驱动力分配控制的状态时，指令扭矩容量Ttgt为恒定值或者基本上为恒定值的时间长度可以更长。 因此，辊子间径向压力控制马达58不操作的时间长度可以更长。因此，驱动力分配控制过程中消耗的能量为零的周期可以更长。因此，驱动力分配控制过程中损耗的能量可以减少。从上述内容可以进一步理解，如果车辆处于不要求高精度驱动力分配控制的操作状态下，则可以使用如图9A所示用于驱动力分配控制的低解析度指令扭矩容量Ttgt。相反，在车辆处于要求高精度驱动力分配控制的操作状态下，替代地使用图9B所示的高精度指令扭矩容量Ttgt。因此，可以如预期的那样实现高精度驱动力分配控制而不需要牺牲精度。因此，驱动力分配控制消耗的能量可以设置为零的时间长度可以保持得尽可能长，而不会不良地影响驱动力分配控制。此外，驱动力分配控制过程中损耗的能量可以减少，而不会影响驱动力分配控制。因此，可以可靠地避免大量能量损耗。此外，低解析度指令扭矩容量Ttgt (辊子间径向压力指令值)和高解析度指令扭矩容量Ttgt (辊子间径向压力指令值)根据第一辊子31和第二辊子32之间的需求扭矩容量Treq(需求辊子间径向压力值)提前确定。所确定的值因此如图所示映射，例如，映射在图9A和9B中。因此，当存在不要求高精度驱动力分配控制的操作状态时，利用图9A所示的控制图确定低解析度指令扭矩容量Ttgt。相反，在优选需要高精度驱动力分配控制的操作状态时，利用图9B所示的控制图根据需求辊子间扭矩容量Ttgt确定高解析度指令扭矩容量Ttgt。虽然控制图可能需要更大的存储容量，但是计算指令扭矩容量Ttgt所需的处理负载较小，并且不需要高性能、高价格的计算系统。因此，装置的总体成本可以降低。此外，在存在要求高精度驱动力分配控制的操作条件时，可以将辊子间需求扭矩容量Treq本身设定为指令扭矩容量Ttgt而不使用高解析度指令扭矩容量控制图。因此， 可以满足高精度驱动力分配控制的需要，并且可以减少存储容量，这是因为不再需要如图 9B所例举的用于高精度驱动力分配控制的高解析度控制图。
此外，如图9A和9B所示，低解析度指令扭矩容量Ttgt和高解析度指令扭矩容量 Ttgt设置为总是等于或大于辊子间需求扭矩容量Ttgt。因此，辊子31和32之间由辊子间径向压力控制马达58产生的实际扭矩传递容量将不会变得小于需求扭矩容量Treq。因此， 可以避免辊子31和32之间发生打滑，以及既定驱动力分配控制中相应发生的干扰。现在将解释另外的公开实施方式。鉴于第一实施方式和以下所述实施方式存在相似性，所以以下讨论的实施方式中与第一实施方式相同的部件将赋予与第一实施方式的这些部件相同的附图标记。此外，以下所述实施方式中与第一实施方式相同的那些部件的描述可能为了简洁的原因而省略。在第二公开实施方式中，诸如图10所示的低解析度指令扭矩容量Ttgt可以代替图9A中例举的低解析度指令扭矩Ttgt来使用。虽然图10所示的实线特征曲线与图9A所示的实线特征曲线相同或者基本上相同，但是图10中的低解析度指令扭矩容量Ttgt呈现出每次升高一个步长。而且，在低解析度指令扭矩容量Ttgt每次降低一个步长时，较之升高过程而言，降低以较小的需求扭矩容量Treq出现。这在图10中以单点划线示出。因此， 在指令扭矩容量Ttgt增加和指令扭矩容量Ttgt降低之间产生了一种滞后现象。如图9A所示，特定的需求扭矩容量Treq值等于低解析度指令扭矩容量Ttgt的对应值，而不考虑指令扭矩容量Ttgt是增加还是降低。因此，如果需求扭矩容量Treq在指令扭矩容量Ttgt变化的值附近以振荡方式变化，则指令扭矩容量Ttgt可能因不规则振荡现象而频繁的增加和降低。这种频繁的增加和降低可能影响驱动力分配控制。此外，由于辊子间径向压力控制马达58在指令扭矩容量Ttgt每次变化时都操作，所以频繁的改变指令扭矩容量Ttgt可能增大电功耗。但是，在第二实施方式中，产生了滞后现象，以使指令扭矩容量Ttgt增加处的需求扭矩容量Treq的值不同于指令扭矩容量Ttgt降低处的值。因此，指令扭矩容量Ttgt将不会因为不规则振荡现象而增加和降低，即使需求扭矩容量Treq以振荡方式变化，只要变化处于滞后范围内即可。因此，当需求扭矩容量Treq在滞后范围内波动时，辊子间径向压力控制马达58不操作，并且可以保持在非操作状态。因此，在存在不要求高精度驱动力分配控制的操作状态下，可以降低电功耗。在第三公开实施方式中，高解析度指令扭矩容量Ttgt设置为与第一辊子31和第二辊子32之间需求扭矩容量Treq的值相同或者基本上相同。此外，低解析度指令扭矩容量Ttgt相对于第一辊子31和第二辊子32之间需求扭矩容量Treq的关系并不提前确定和准备作为如图9A、9B和10所示的控制图。相反，低解析度指令扭矩容量Ttgt根据第一辊子31和第二辊子32之间需求扭矩容量Treq以实时(ongoing)方式计算，如图11所示。就是说，在需求扭矩容量Treq开始升高时，低解析度指令扭矩容量Ttgt在tl时刻以一个步长从0增加到初始值。此后，根据增大基准值来控制低解析度指令扭矩容量 Ttgt，该增大基准值比当前低解析度指令扭矩容量Ttgt大出与增加死区宽度A相等的量 (Ttgt+A)。进一步根据降低基准值来进一步控制低解析度指令扭矩容量Ttgt，该降低基准值比低解析度指令扭矩容量Ttgt小出与降低死区宽度B( = Α)相等的量(Ttgt-B)。当需求扭矩容量Treq变得等于或大于增大基准值(Ttgt+A)时，低解析度指令扭矩容量Ttgt在时刻t2增加一个步长。而且，在需求扭矩容量Treq变得等于或小于降低基准值(Ttgt-B) (图11中未示出)时，低解析度指令扭矩容量Ttgt降低一个步长。
因此，当存在不要求高精度驱动力分配控制的操作条件时，可以使用如图11所示的低解析度指令扭矩容量Ttgt。因此，低解析度指令扭矩容量Ttgt长期保持恒定值。正如第一和第二实时方式，辊子间径向压力控制马达58可以置于非操作状态以及马达58消耗的能量可以设置为零的时间被延长。因此，可以减少驱动力分配控制期间损失的能量而不会不良地影响驱动力分配控制。因此，可以可靠地防止驱动力分配控制期间损耗巨大的能量。此外，在这种实施方式中，不需要为控制图提供存储容量。相反，在需求扭矩容量 Treq变得等于或大于增加基准值(Ttgt+A)时，低解析度指令扭矩容量Ttgt增加一个步长。 此外，在需求扭矩容量Treq变得等于或小于降低基准值(Ttgt-B)时，低解析度指令扭矩容量Ttgt降低一个步长。因此，可以防止低解析度指令扭矩容量Ttgt响应需求扭矩容量 Treq的振荡变化而波动(不规则振荡)。在第四公开实施方式中，将高解析度指令扭矩容量Ttgt设置成与第一辊子31和第二辊子32之间需求扭矩容量Treq的值相同，如第三实施方式中的。而且，如同第三实施方式，根据第一辊子31和第二辊子32之间需求扭矩容量Treq，以实时方式计算低解析度指令扭矩容量Ttgt。但是，如图12所示，计算低解析度指令扭矩容量Ttgt的方式不同于第三实施方式。就是说，在第四实施方式中，当需求扭矩容量Treq如图12所示开始增加时，低解析度指令扭矩容量Ttgt在时刻tl以第一步长量ATa从0增加到初始值。此后，根据当前低解析度指令扭矩容量Ttgt以及降低基准值来控制低解析度指令扭矩容量Ttgt，该降低基准值比当前低解析度指令扭矩容量小出与降低死区宽度C相等的量(Ttgt-C)。当需求扭矩容量Treq变得等于或大于当前低解析度指令扭矩容量Ttgt时，低解析度指令扭矩容量 Ttgt在t2时刻以第一步长量ATb增加。当需求扭矩容量Treq变得等于或小于降低基准值(Ttgt-C)时，低解析度指令扭矩容量Ttgt在时刻t3以第一步长量ATb降低。因此，当存在不要求高精度驱动力分配控制的操作条件时，可以使用如图12所示的低解析度指令扭矩容量Ttgt。因此，低解析度指令扭矩容量Ttgt长期保持恒定值。正如其他实施方式，驱动力分配控制过程中导致的能量损耗减少，而不会不良地影响驱动力分配控制。因此，可以可靠地防止驱动力分配控制过程中损耗大量的能量。此外，在第四实施方式中，当需求扭矩容量Treq变得等于或大于当前低解析度指令扭矩容量Ttgt时，低解析度指令扭矩容量Ttgt以第一步长量ATb增加。而且，当需求扭矩容量Ttgt变得等于或小于降低基准值(Ttgt-C)时，低解析度指令扭矩容量Ttgt以第一步长量ATb降低。因此，可以防止低解析度指令扭矩容量Ttgt响应需求扭矩容量Treq 的振荡变化而发生波动(不规则振荡)。此外，针对这个实施方式，指令扭矩容量Ttgt将下降到需求扭矩容量Treq以下。因此，可以避免可能导致提供既定驱动力分配控制的能力受到干扰的辊子31和32之间的打滑。在第五实施方式中，如同第三和第四实施方式，高解析度指令扭矩容量Ttgt设置成与第一辊子31和第二辊子32之间需求扭矩容量Treq相同的值。而且，如同第三和第四实施方式，根据第一辊子31和第二辊子32之间的需求扭矩容量Treq以实时方式计算低解析度指令扭矩容量Ttgt。但是，如图13所示，计算低解析度指令扭矩容量Ttgt的方式不同于第三实施方式和第四实施方式。就是说，如图13所示，当需求扭矩容量Treq开始增加时，低解析度指令扭矩容量 Ttgt在时刻tl以第一步长量ATa从0增加到初始值。此后，根据增加基准值控制低解析度指令扭矩容量Ttgt，该增加基准值比当前低解析度指令扭矩容量Ttgt小出等于增加死区宽度D的量(Ttgt-D)。根据降低基准值来进一步控制低解析度指令扭矩容量Ttgt，该降低基准值比增加基准值(Ttgt-D)小出等于降低死区宽度E的量(Ttgt-D-E)。当需求扭矩容量Treq变得等于或大于增加基准值(Ttgt-D)时，低解析度指令扭矩容量Ttgt在时刻t2 以第一步长量ATb增加。当需求扭矩容量Treq变得等于或小于降低基准值(Ttgt_D_E) 时，低解析度扭矩容量Ttgt在时刻t3以第一步长量ATb降低。因此，低解析度指令扭矩容量Ttgt长期保持恒定值。正如其他实施方式，驱动力分配控制过程中导致的能量损耗减少而不会不良地影响驱动力分配控制。因此，可以可靠地防止驱动力分配控制过程中损耗大量的能量。而且，如上所述，当需求扭矩容量Treq变得等于或大于增加基准值(Ttgt-D)时， 低解析度指令扭矩容量Ttgt以第一步长量ATb增加。当需求扭矩容量Treq变得等于或小于降低基准值(Ttgt-D-E)时，低解析度指令扭矩容量Ttgt以第一步长量ATb降低。因此，可以防止低解析度指令扭矩容量Ttgt响应需求扭矩容量Treq的振荡变化而发生波动 (不规则振荡)。此外，利用这个实施方式，指令扭矩容量Ttgt将不会下降到需求扭矩容量 Treq以下。因此，可以避免可能导致提供既定驱动力分配控制的能力受到干扰的辊子31和 32之间的打滑。还应该注意，如同图12所示的第四实施方式中的，在需求扭矩容量Treq变得等于或大于当前低解析度指令扭矩容量Ttgt时，如果低解析度指令扭矩容量Ttgt在时刻t2 以第一步长量ATb增加，则指令扭矩容量Ttgt有可能因为响应延迟而暂时下降到需求扭矩容量Treq以下。这种情况可能导致辊子31和32之间发生打滑。但是，在第五实施方式中，比当前低解析度指令扭矩容量Ttgt小出增加死区宽度D的量的值用作增加基准值 (Ttgt-D)。而且，当需求扭矩容量Treq变得大于增加基准值(Ttgt-D)时，低解析度指令扭矩容量Ttgt在时刻t2以第一步长量Δ Tb增加。因此，即使存在响应延迟，指令扭矩值Ttgt 不会下降到需求扭矩容量Treq以下。因此，可以消除辊子31和32之间发生打滑的风险。在第六实施方式中，类似于第三至第五实施方式，如同第三至第五实施方式，将高解析度指令扭矩容量Ttgt设置在与第一辊子31和第二辊子32之间需求扭矩容量Treq相同的值。而且，如同第三至第五实施方式，根据第一辊子31和第二辊子32之间需求扭矩容量Treq，以实时方式计算低解析度指令扭矩容量Ttgt。但是，如图14所示，计算低解析度指令扭矩容量Ttgt的方式不同于第三至第五实施方式。就是说，如图14所示，当需求扭矩容量Treq开始增加时，低解析度指令扭矩容量 Ttgt在时刻tl从0增加到最大值。此后，当需求扭矩容量Treq降低到0时，低解析度指令扭矩容量Ttgt从最大值变为0。因此，低解析度指令扭矩容量Ttgt保持在恒定值的时间周期在比上述其他实施方式中任一个的都长。此外，驱动力分配控制过程中导致的能量损耗减少而不会不良地影响驱动力分配控制。因此，可以比其他实施方式更可靠地防止驱动力分配控制过程中损耗大量的能量。因此，可以比其他实施方式更可靠地防止低解析度指令扭矩容量Ttgt响应需求扭矩容量Treq的振荡变化而发生不规则振荡。此外，针对第六实施方式，指令扭矩容量Ttgt将不会下降到需求扭矩容量Treq以下。结果，可以防止可能导致提供既定驱动力分配控制的能力受到干扰的辊子31和32之间的打滑。在上述实施方式中，扭矩单向件61用作不可逆的传动机构插入驱动力分配控制链中，如图2、4、5和6所示。但是，扭矩单向件61不需要用作不可逆的传动机构。例如，具有蜗杆和蜗轮的蜗杆齿轮箱可以用作不可逆的传动机构。但是，由于蜗杆齿轮箱一般没有扭矩单向件61传递效率高，针对驱动力分配控制和降低电功耗来说，使用扭矩单向件61可能更有利。术语的一般解释在理解本发明的范围时，术语“包括”及其变型，用于文中，旨在表达未受限制的术语，指明了存在所述的特征、元件、部件、组群、整数和/或步骤，但是并不排除存在其他未表述的特征、元件、部件、组群、整数和/或步骤。前述解释也适用于具有类似含义的词语， 诸如术语“包括”、“具有”及其变型。此外，术语“零件”、“区段”、“部分”、“构件”或“元件”， 在以单数形式使用时，具有双重含义，即表示单个部件或者多个部件。而且，正如文中描述以上实施方式时，以下描述性术语“向前”、“向后”、“上方”、“向下”、“垂直”、“水平”、“以下” 和“横穿”以及其他任何类似的方向术语，指的是配装有车辆驱动力分配装置的车辆的方向。因此，用来描述本发明的这些术语应该相对于配装车辆驱动力分配装置的车辆来理解。术语“检测”用在文中描述由部件、区段、设备等执行的操作或功能，包括不要求物理检测的部件、区段、设备等，而且还包括执行所述操作或功能的确定、测量、建模、预测或计算等。用在文中描述设备的部件、区段或者部分的术语“配置”，包括构造和/或编程来执行期望功能的硬件和/或软件。文中使用的程度术语诸如“基本上”、“大约”和“近似”指的是被改动的术语的合理的偏差量，以使最终结果并不显著变化。虽然仅选择了选定的实施方式来例述本发明，但是本领域技术人员从以上公开内容应该明白，在不脱离由附带的权利要求书所限定的本发明的范围的前提下，可以进行各种变化和改动。例如，可以该根据需要和/或希望来改变各种部件的尺寸、形状、位置或取向。图中示出彼此直接连接或接触的部件可能具有设置在它们之间的中间结构。一个元件的功能可以由两个元件来实现，反之亦然。一个实施方式的结构和功能可以被另一个实施方式采用。在特定的实施方式中，并不要求同时存在全部的优势。从现有技术角度来看， 每个独特的特这个单独或者与其他特征相结合，也应该理解为申请人单独描述了另外的发明，包括利用所述特征实施的结构和/或功能构思。因此，提供根据本发明的实施方式的前述描述仅用于例述目的，而并不用于限制由附带的权利要求书及其等同物所限定的发明。相关申请的交叉引用本申请要求2010年6月四日提交的日本专利申请第2010-147112号的优先权。 日本专利申请第2010-147112号的全部公开内容通过引用包含在本申请中。
权利要求
1.一种车辆驱动力分配装置，包括不可逆的传动机构，所述不可逆的传动机构配置成防止由辊子间径向压力发生源响应辊子间径向压力指令值而在第一辊子和第二辊子之间产生的径向取向的压力在辊子间径向压力指定值保持恒定的期间下降，以便在辊子间径向压力指令值保持恒定的期间，所述不可逆的传动机构将所述径向取向的压力保持在由辊子间径向压力指令值规定的值，而不操作辊子间径向压力发生源，所述第一辊子机械地耦接到主驱动轮，而所述第二辊子机械地耦接到辅助驱动轮并配置成通过摩擦接触第一辊子而向辅助驱动轮分配驱动力，以使在所述主驱动轮和所述辅助驱动轮之间的驱动力分配建立在所述径向取向的压力的基础上；操作状态确定部件，所述操作状态确定部件配置成确定存在第一车辆操作状态还是第二车辆操作状态，其中在第一车辆操作状态下，在所述主驱动轮和辅助驱动轮之间实施第一精度等级的驱动力分配控制，而在所述第二车辆操作状态下，在所述主驱动轮和服装驱动轮之间实施比第一精度等级低的第二精度等级的驱动力分配控制；和指令值解析度切换部件，所述指令值解析度切换部件配置成在所述操作状态确定部件确定存在所述第二车辆操作状态时，向所述辊子间径向压力发生源提供辊子间径向压力指令值，以便在所述第二车辆操作状态存在时，与所述操作状态确定部件确定存在第一车辆操作状态时的情况相比，辊子间径向压力指令值保持恒定的时间期间更长。
2.如权利要求1所述的车辆驱动力分配装置，其特征在于，所述操作状态确定部件配置成在所述主驱动轮和所述辅助驱动轮至少其中一个发生转向时，确定存在所述第一车辆操作状态，而在所述主驱动轮和所述辅助驱动轮都不发生转向时，确定存在所述第二车辆操作状态。
3.如权利要求1所述的车辆驱动力分配装置，其特征在于，所述操作状态确定部件配置成在所述主驱动轮和所述辅助驱动轮至少其中一个经历防抱死制动控制时，确定存在所述第一车辆操作状态，而在所述主驱动轮和所述辅助驱动轮都未经历防抱死制动控制时，确定存在所述第二车辆操作状态。
4.如权利要求2所述的车辆驱动力分配装置，其特征在于，所述操作状态确定部件配置成在所述主驱动轮和所述辅助驱动轮至少其中一个经历防抱死制动控制时，确定存在所述第一车辆操作状态，而在所述主驱动轮和所述辅助驱动轮都未经历防抱死制动控制时，确定存在所述第二车辆操作状态。
5.如权利要求1所述的车辆驱动力分配装置，其特征在于，所述操作状态确定部件配置成在所述主驱动轮和所述辅助驱动轮至少其中一个经历制动力动态控制时，确定存在所述第一车辆操作状态，而在所述主驱动轮和所述辅助驱动轮都未经历制动力动态控制时， 确定存在所述第二车辆操作状态。
6.如权利要求2所述的车辆驱动力分配装置，其特征在于，所述操作状态确定部件配置成在所述主驱动轮和所述辅助驱动轮至少其中一个经历制动力动态控制时，确定存在所述第一车辆操作状态，而在所述主驱动轮和所述辅助驱动轮都未经历制动力动态控制时， 确定存在所述第二车辆操作状态。
7.如权利要求3所述的车辆驱动力分配装置，其特征在于，所述操作状态确定部件配置成在所述主驱动轮和所述辅助驱动轮至少其中一个经历制动力动态控制时，确定存在所述第一车辆操作状态，而在所述主驱动轮和所述辅助驱动轮都未经历制动力动态控制时， 确定存在所述第二车辆操作状态。
8.如权利要求4所述的车辆驱动力分配装置，其特征在于，所述操作状态确定部件配置成在所述主驱动轮和所述辅助驱动轮至少其中一个经历制动力动态控制时，确定存在所述第一车辆操作状态，而在所述主驱动轮和所述辅助驱动轮都未经历制动力动态控制时， 确定存在所述第二车辆操作状态。
9.如权利要求1至8中任一项所述的车辆驱动力分配装置，其特征在于，所述指令值解析度切换部件配置成确定提供给所述辊子间径向压力发生源的所述辊子间径向压力指令值相对于表示提前确定的所述第一辊子和所述第二辊子间所需的径向压力的需求辊子间径向压力值的关系，并在所述操作状态确定部件确定存在所述第二车辆操作状态时，根据所述需求辊子间径向压力值设定提供给所述辊子间径向压力发生源的所述辊子间径向压力指令值。
10.如权利要求9所述的车辆驱动力分配装置，其特征在于，所述设定的辊子间径向压力指令值与所述需求辊子间径向压力值相关，以使所述设定的辊子间径向压力指令值保持在等于或大于所述需求辊子间径向压力值的值。
11.如权利要求9所述的车辆驱动力分配装置，其特征在于，所述设定的辊子间径向压力指令值被设定成使得在所述设定的辊子间径向压力指定值发生降低的位置处的需求辊子间径向压力值小于在所述设定的辊子间径向压力指定值发生增加的位置处的需求辊子间径向压力值。
12.如权利要求10所述的车辆驱动力分配装置，其特征在于，所述设定的辊子间径向压力指令值被设定成使得在所述设定的辊子间径向压力指定值发生降低的位置处的需求辊子间径向压力值小于在所述设定的辊子间径向压力指定值发生增加的位置处的需求辊子间径向压力值。
13.如权利要求1至8中任一项所述的车辆驱动力分配装置，其特征在于，所述指令值解析度切换部件配置成根据表示所述第一辊子和第二辊子间所需的径向压力的需求辊子间径向压力值计算并设定提供给所述辊子间径向压力发生源的所述辊子间径向压力指令值，以使在所述需求辊子间径向压力值开始升高时，所述指令值解析度切换部件以第一步长将所述辊子间径向压力指令值从零增加到初始值，并且此后，所述指令值解析度切换部件根据增加基准值和降低基准值来调节所述辊子间径向压力指令值，所述增加基准值比所述辊子间径向压力指令值大出量等于增加死区宽度的量，而所述降低基准值比所述辊子间径向压力指定值小出等于降低死区宽度的量，以使所述指令值解析度切换部件在所述需求辊子间径向压力值变得等于或大于所述增加基准值时，将所述辊子间径向压力指令值增加一个步长，而在所述需求辊子间径向压力值变得等于或小于所述降低基准值时，将所述辊子间径向压力指令值降低一个步长。
14.如权利要求1至8中任一项所述的车辆驱动力分配装置，其特征在于，所述指令值解析度切换部件配置成根据表示所述第一辊子和第二辊子间所需的径向压力的需求辊子间径向压力值计算并设定提供给所述辊子间径向压力发生源的所述辊子间径向压力指令值，以使在所述需求辊子间径向压力值开始升高时，所述指令值解析度切换部件以第一步长将所述辊子间径向压力指令值从零增加到初始值，并且此后，所述指令值解析度切换部件根据所述辊子间径向压力指令值以及比所述辊子间径向压力指令值小出等于降低死区宽度的量的降低基准值来调节所述辊子间径向压力指令值，以使所述指令值解析度切换部件在所述需求辊子间径向压力值变得等于或大于所述辊子间径向压力指令值时，将所述辊子间径向压力指令值增加一个步长，而在所述需求辊子间径向压力值变得等于或小于所述降低基准值时，将所述辊子间径向压力指令值降低一个步长。
15.如权利要求1至8中任一项所述的车辆驱动力分配装置，其特征在于，所述指令值解析度切换部件配置成根据表示所述第一辊子和第二辊子间所需的径向压力的需求辊子间径向压力值计算并设定提供给所述辊子间径向压力发生源的所述辊子间径向压力指令值，以使在所述需求辊子间径向压力值开始升高时，所述指令值解析度切换部件以第一步长将所述辊子间径向压力指令值从零增加到初始值，并且此后，所述指令值解析度切换部件根据比所述辊子间径向压力指令值小出等于增加死区宽度的量的增加基准值和比所述增加基准值小出等于降低死区宽度的量的降低基准值来调节所述辊子间径向压力指令值，以使所述指令值解析度切换部件在所述需求辊子间径向压力值变得等于或大于所述增加基准值时，将所述辊子间径向压力指令值增加一个步长，而在所述需求辊子间径向压力值变得等于或小于所述降低基准值时，将所述辊子间径向压力指令值降低一个步长。
16.如权利要求1至8中任一项所述的车辆驱动力分配装置，其特征在于，所述指令值解析度切换部件设计成根据表示所述第一辊子和第二辊子间所需的径向压力的需求辊子间径向压力值计算并设定提供给所述辊子间径向压力发生源的所述辊子间径向压力指令值，以使所述指令值解析度切换部件在所述需求辊子间径向压力值开始升高时，将所述辊子间径向压力指令值从零增加到最大值，而在所述需求辊子间径向压力值下降到零时，将所述辊子间径向压力指令值从所述最大值降低到零。
17.如权利要求1至8中任一项所述的车辆驱动力分配装置，其特征在于，在所述操作状态确定部件确定存在所述第一车辆操作状态时，所述指令值解析度切换部件配置成使用所述第一辊子和第二辊子间所需的需求辊子间径向压力作为提供给所述辊子间径向压力发生源的所述辊子间径向压力指令值。
全文摘要
本发明公开了一种车辆驱动力分配装置，包括不可逆的传动机构、操作状态确定该部件和指令值解析度切换部件。不可逆的传动机构根据辊子间径向压力指令值防止在第一辊子和第二辊子之间产生的径向压力在指令值保持恒定的时候下降，以使径向压力保持在预定的值，而不操作辊子间径向压力发生源。所述操作状态确定部件确定在主驱动轮和辅助驱动轮之间分别发生第一或较低的第二精度的驱动力分配控制的过程中是否存在第一或第二车辆操作状态。指令值解析度切换部件在第二车辆操作状态下以较长的周期提供处于恒定值的辊子间径向压力指令值。
文档编号F16H13/04GK102310769SQ20111015037
公开日2012年1月11日 申请日期2011年6月7日 优先权日2010年6月29日
发明者坂上永悟, 小川胜义 申请人:日产自动车株式会社