离合器装置及离合器装置的控制方法与流程

本发明涉及能够调节在能够相对旋转的旋转部件之间传递的旋转力的离合器装置及离合器装置的控制方法。

背景技术

以往，能够调节在能够相对旋转的旋转部件之间传递的旋转力的离合器装置例如被使用于四轮驱动车的通向辅助驱动轮的驱动力传递路径。例如，参照日本特开2006-97886号公报。

日本特开2006-97886号公报所记载的离合器装置(转矩传递装置)具有：离合器外筒及离合器毂，能够在同一旋转轴线上相对旋转；多片离合器，配置于离合器外筒与离合器毂之间；凸轮机构，将电动机的旋转输出变换为轴向上的推力；以及按压板，接受凸轮机构的推力而按压多片离合器。离合器外筒连结于与后差速器装置的齿圈啮合的驱动行星齿轮，离合器毂连结于与传动轴结合的旋转轴。当电动机旋转而凸轮机构工作时，接受了其推力的按压板按压多片离合器，旋转力从离合器毂向离合器外筒传递。

另外，为了提高利用电动机的旋转来按压多片离合器时的响应性，日本特开2006-97886号公报所记载的离合器装置具备螺旋弹簧和可动部件，螺旋弹簧施加缩小多片离合器的间隙的作用力，可动部件将螺旋弹簧的作用力向凸轮机构传递。

技术实现要素：

如上所述，在利用电动机的旋转而工作的离合器装置例如被使用于车辆的驱动力传递路径的情况下，为了使与行驶状态对应的目标旋转力经由多片离合器快速地向驱动力传递路径的下游侧传递而要求高响应性。为了快速地按压多片离合器而使响应性提高，可考虑使电动机以较高的角加速度高速旋转，但当使电动机这样旋转时，会导致由多片离合器传递的旋转力过冲，暂时会向驱动力传递路径的下游侧传递比目标旋转力大的旋转力。在该情况下，有可能对车辆的行为造成不良影响或者对驱动力传递路径的下游侧的部件(例如差速器装置、驱动轴)的耐久性造成不良影响。

另外，在如日本特开2006-97886号公报所记载的离合器装置那样使用了缩小多片离合器的间隙的施力部件的情况下，虽然能够使工作时的响应性提高，但会导致在电动机不产生转矩的非工作时也因多片离合器的拖拽转矩而向驱动力传递路径的下游侧传递旋转力。

本发明的目的之一在于提供一种离合器装置及离合器装置的控制方法，能够一边抑制多片离合器的拖拽转矩和旋转力的过冲，一边提高工作时的响应性。

本发明的一个方式的离合器装置具备：

第一旋转部件及第二旋转部件，能够在同一旋转轴线上相对旋转；

多片离合器，通过将与所述第一旋转部件一体旋转的第一离合器片及与所述第二旋转部件一体旋转的第二离合器片沿轴向配置而成；

按压部件，按压所述多片离合器；

电动机，产生与向该电动机供给的电流对应的转矩；

移动机构部，根据所述电动机的旋转量而使所述按压部件沿轴向移动；以及

控制部，控制所述电动机，

所述离合器装置调节经由所述多片离合器在所述第一旋转部件与所述第二旋转部件之间传递的旋转力。

所述控制部在使向所述电动机供给的电流增大而提高在所述第一旋转部件与所述第二旋转部件之间传递的旋转力时，暂时向所述电动机供给比与目标旋转力对应的电流大的电流而使所述按压部件沿轴向移动，所述目标旋转力是应该在所述第一旋转部件与所述第二旋转部件之间传递的旋转力。

根据上述方式的离合器装置，能够一边抑制多片离合器的拖拽转矩和旋转力的过冲，一边提高工作时的响应性。

附图说明

前述的及进一步的特征、优点将会根据以下参照附图对本发明的示例性实施方式进行的说明而变得明显，在这些附图中，相同标号表示相同要素。

图1是示意性表示搭载有本发明的第一实施方式的驱动力传递控制装置的四轮驱动车的结构例的结构图。

图2是表示驱动力传递控制装置的驱动力分配机构的结构例的剖视图。

图3是图2的局部放大图。

图4a～图4c是放大表示多片离合器的一部分及其周边部的放大图。

图5是表示活塞从初始位置起的移动量与经由多片离合器传递的旋转力之间的关系的一例的坐标图。

图6是示意性表示驱动力传递控制装置的离合器部、液压单元及控制部的结构图。

图7是表示运算处理装置所执行的处理步骤的具体例的流程图。

图8a～图8d是表示提高在旋转部件之间传递的旋转力时的执行状况的坐标图。

图9a～图9d是表示作为比较例而展示的提高在旋转部件之间传递的旋转力时的执行状况的坐标图。

图10是示意性表示第一实施方式的变形例的驱动力传递控制装置的结构的结构图。

图11是表示第二实施方式的四轮驱动车的概略结构的结构图。

图12是表示驱动力传递装置的结构的剖视图。

图13是表示驱动力传递装置的凸轮机构的立体图。

图14是将沿着第一凸轮部件的周向观察第一凸轮部件的三个凸部中的一个凸部及其周边部时的状态与滚动部件一起示意性示出的说明图。

图15是表示按压部件从初始位置起的移动量与经由多片离合器传递的旋转力之间的关系的一例的坐标图。

具体实施方式

对于本发明的第一实施方式，参照图1至图8进行说明。

图1是示意性表示搭载有本发明的第一实施方式的驱动力传递控制装置的四轮驱动车的结构例的结构图。

四轮驱动车100具备：发动机102，作为产生行驶用的驱动力的驱动源；变速器103；作为左右一对主驱动轮的前轮104l、104r及作为左右一对辅助驱动轮的后轮105l、105r；以及驱动力传递系统101，能够将发动机102的驱动力传递到前轮104l、104r及后轮105l、105r。该四轮驱动车100能够在四轮驱动状态和两轮驱动状态之间切换，四轮驱动状态是将发动机102的驱动力传递到前轮104l、104r及后轮105l、105r的状态，两轮驱动状态是将发动机102的驱动力只传递到前轮104l、104r的状态。此外，在本实施方式中，各标号中的“l”及“r”以车辆的左侧及右侧的含义使用。

驱动力传递系统101具有：作为本发明的离合器装置的一个方式的驱动力传递控制装置1；前差速器11；传动轴12；后差速器13；前轮侧的驱动轴106l、106r；以及后轮侧的驱动轴107l、107r。对于前轮104l、104r，始终传递发动机102的驱动力。对于后轮105l、105r，经由后轮侧的驱动力分配机构14传递发动机102的驱动力，该驱动力分配机构14包含后差速器13及驱动力传递控制装置1的离合器部2。驱动力分配机构14能够将发动机102的驱动力以能够断开/连接且允许差动的方式向左右的后轮105l、105r分配。

前差速器11具有：一对半轴齿轮111，分别连结于一对前轮侧的驱动轴106l、106r；一对行星齿轮112，与一对半轴齿轮111以齿轮轴正交的方式啮合；行星齿轮轴113，支承一对行星齿轮112；前差速器壳体114，收容该一对半轴齿轮111、一对行星齿轮112及行星齿轮轴113；及齿圈115，固定于前差速器壳体114的外周侧。对于前差速器壳体114，经由齿圈115输入由变速器103变速后的发动机102的驱动力。

传动轴12经由前差速器壳体114接受发动机102的转矩并将该转矩向驱动力分配机构14侧传递。在传动轴12的前轮侧端部设置有行星齿轮121，该行星齿轮121与经由筒状部116连结固定于前差速器壳体114的齿圈117啮合。

后差速器13与前差速器11同样地具有一对半轴齿轮131、一对行星齿轮132、行星齿轮轴133、后差速器壳体134及齿圈135。在一对半轴齿轮131中的一方的半轴齿轮131上，以不能相对旋转的方式连结有驱动轴107r，在另一方的半轴齿轮131上，以不能相对旋转的方式连结有中间轴108。

在中间轴108与驱动轴107l之间配置有驱动力传递控制装置1的离合器部2。离合器部2能够调节从中间轴108向驱动轴107l传递的驱动力。另一方面，对于驱动轴107r，经由后差速器13传递与由离合器部2传递的驱动力同等的驱动力。另外，当四轮驱动车100在离合器部2不传递驱动力的开放状态下行驶时，一对行星齿轮132空转而不向驱动轴107l、107r传递驱动力。

驱动力传递控制装置1具有离合器部2、液压单元3及控制液压单元3的控制部4。关于驱动力传递控制装置1的详细内容将在后面叙述。

图2是表示驱动力分配机构14的结构例的剖视图。图3是图2的局部放大图。

驱动力分配机构14具有：后差速器13及离合器部2；差速器外壳15，支承于车体；连结部件16，与传动轴12连结；行星齿轮轴17，与连结部件16一体旋转；及中间轴108。

连结部件16与行星齿轮轴17通过螺栓161及垫圈162而结合。另外，行星齿轮轴17具有轴部171和齿轮部172，轴部171由一对圆锥滚子轴承181、182支承为能够旋转。齿轮部172与齿圈135啮合，该齿圈135通过多个螺栓136而被固定成与差速器壳体134一体旋转。差速器壳体134通过圆锥滚子轴承183、184而以能够旋转的方式支承于差速器外壳15。

差速器外壳15具有：第一外壳部件151，收容离合器部2；第三外壳部件153，收容后差速器13及行星齿轮轴17；及第二外壳部件152，配置于第一外壳部件151与第三外壳部件153之间。第一外壳部件151与第二外壳部件152及第二外壳部件152与第三外壳部件153分别被螺栓紧固。在图2及图3中，图示出了将第一外壳部件151与第二外壳部件152结合的多个螺栓150。

在第一外壳部件151收容有驱动轴107l的一端部，在第三外壳部件153收容有驱动轴107r的一端部。在供驱动轴107l插通的第一外壳部件151的开口嵌装有密封部件191，在供驱动轴107r插通的第三外壳部件153的开口嵌装有密封部件192。另外，在第三外壳部件153收容有连结部件16的一端部，在连结部件16与第三外壳部件153之间配置有密封部件193。

离合器部2具有：活塞20，作为通过从液压单元3供给的工作油(工作流体)的压力而进行动作的按压部件；离合器毂21，作为与中间轴108一体旋转的第一旋转部件；离合器鼓22，作为与驱动轴107l一体旋转的第二旋转部件；多片离合器23，配置于离合器毂21与离合器鼓22之间；压板24及推力滚子轴承25，配置于活塞20与多片离合器23之间；及复位弹簧26，配置于离合器毂21与压板24之间。离合器毂21与离合器鼓22共同拥有旋转轴线o，能够在同一旋转轴线上相对旋转。

如图3所示，多片离合器23由作为与离合器毂21一体旋转的多个第一离合器片的内离合器片231和作为与离合器鼓22一体旋转的多个第二离合器片的外离合器片232构成。内离合器片231与外离合器片232的摩擦滑动由省略图示的润滑油润滑。多个内离合器片231及多个外离合器片232沿着轴向交替配置。

多片离合器23利用内离合器片231与外离合器片232的摩擦力而在离合器毂21与离合器鼓22之间传递旋转力，该摩擦力通过经由压板24及推力滚子轴承25接受活塞20的按压力而产生。活塞20通过沿着旋转轴线o的轴向的移动来按压多片离合器23。

离合器毂21一体地具有：圆筒状的圆筒部211，在外周面形成有由沿着轴向延伸的多个花键突起构成的花键卡合部211a；有底圆筒状的连结部212，直径比圆筒部211小，且通过花键嵌合与中间轴108连结；及连接部213，连接圆筒部211与连结部212。支承于第二外壳部件152的密封部件194与连结部212的外周面滑动接触。密封部件194区划出离合器部2的收容空间和后差速器13的收容空间。

压板24形成有供在离合器毂21的圆筒部211的端部形成的突起211b插通的插通孔240，相对于离合器毂21不能相对旋转但能够轴向移动。压板24具有按压部241和内壁部242，按压部241配置于比离合器毂21的圆筒部211靠外周侧处并按压多片离合器23，内壁部242配置于圆筒部211的内侧。插通孔240形成于按压部241与内壁部242之间。在压板24的内壁部242与离合器毂21的连接部213之间以沿轴向被压缩的状态配置有多个复位弹簧26。在图2及图3中，图示出了其中一个复位弹簧26。复位弹簧26由螺旋弹簧构成，对压板24向活塞20侧施力。

如图3所示，离合器鼓22一体地具有：连结部221，与驱动轴107l连结；突出部222，从连结部221的离合器毂21侧的端部沿轴向突出；环状的壁部223，从连结部221向外侧伸出；及圆筒状的圆筒部224，从壁部223的外周端部沿轴向延伸。

多片离合器23配置于离合器毂21的圆筒部211与离合器鼓22的圆筒部224之间。在内离合器片231的内周侧的端部形成有与离合器毂21的圆筒部211的花键卡合部211a卡合的多个突起231a。由此，内离合器片231相对于离合器毂21以能够轴向移动但不能相对旋转的方式连结。另外，在外离合器片232的外周侧的端部形成有与在离合器鼓22的圆筒部224的内周面形成的花键卡合部224a卡合的多个突起232a。由此，外离合器片232相对于离合器鼓22以能够轴向移动但不能相对旋转的方式连结。

离合器毂21由安装于第二外壳部件152的滚珠轴承185支承。离合器鼓22由配置于连结部221与第一外壳部件151之间的滚珠轴承186支承。在离合器鼓22的突出部222的外周面与离合器毂21之间配置有滚珠轴承187。另外，在离合器鼓22的壁部223与第一外壳部件151的内表面之间配置有推力滚子轴承188。

在第二外壳部件152设置有被供给工作油的环状的缸室140及向缸室140供给工作油的工作油供给孔141，该工作油对活塞20赋予液压而使之向多片离合器23侧移动。缸室140是以旋转轴线o为中心形成为同心状的圆环形状。

对于缸室140，经由工作油供给孔141从液压单元3供给工作油。活塞20能够以轴向的一部分配置于缸室140内的状态沿轴向进退移动，利用向缸室140供给的工作油的液压而按压多片离合器23，使内离合器片231与外离合器片232摩擦接触。

另外，当缸室140的工作油的压力降低时，活塞20通过经由压板24接受的复位弹簧26的作用力而向缸室140的里侧移动，从多片离合器23分开。在活塞20的内周面及外周面分别形成有周向槽，在这些周向槽中保持有o型圈201、202。利用该o型圈201、202来将用于使活塞20移动的工作油与用于润滑多片离合器23的润滑油分离成不会混合。活塞20的轴向位置是从缸室140的工作油接受的压力与复位弹簧26的作用力及从多片离合器23接受的反力平衡的位置。

在活塞20设置有在缸室140的外部向径向外侧突出的卡定突起200。在缸室140的压力较低的情况下，通过复位弹簧26的作用力，活塞20移动至卡定突起200与缸室140的开口周边的第二外壳部件152的卡定面152a抵接的位置。以下，将卡定突起200与第二外壳部件152的端面152a抵接时的活塞20的位置称为初始位置。在图2及图3中，在比旋转轴线o靠下侧处展示出活塞20位于初始位置的状态。

图4a～图4c是放大表示多片离合器23的一部分及其周边部的放大图。图4a表示活塞20位于初始位置的状态，图4b表示多片离合器23的内离合器片231与外离合器片232被缩小了间隙的状态。图4c表示活塞20从图4b所示的状态起进一步移动而使得内离合器片231及外离合器片232相互抵靠的状态。

内离合器片231在由金属构成的圆环板状的基材230的两个侧面粘贴有摩擦件233。摩擦件233例如由纸摩擦件或无纺布构成，粘着在与外离合器片232对向的部分。基材230例如由铁系金属构成，在比摩擦件233靠内侧处形成有供润滑油流通的流通孔231b(参照图3)。外离合器片232与基材230同样地是例如由铁系的金属构成的圆环板状，在其表面形成有省略图示的油槽。

如图4a所示，在活塞20位于初始位置的初始状态下，在内离合器片231与外离合器片232之间，更具体而言，在内离合器片231的摩擦件233与外离合器片232之间，形成有间隙。向该间隙导入润滑剂，离合器毂21与离合器鼓22能够自由地相对旋转。

如图4b所示，当活塞20从初始位置移动而多个内离合器片231与多个外离合器片232全部被缩小了间隙时，大部分的润滑油从内离合器片231与外离合器片232之间排出。在该状态下，内离合器片231(摩擦件233)与外离合器片232接触，由润滑油的粘性引起的拖拽转矩能够在离合器毂21与离合器鼓22之间传递，但不会进行由内离合器片231与外离合器片232的摩擦接触引起的旋转力的传递。

在多片离合器23这样被缩小了间隙之后，当活塞20进一步移动时，如图4c所示，内离合器片231的摩擦件233被压缩，在离合器毂21与离合器鼓22之间进行由内离合器片231与外离合器片232的摩擦接触引起的旋转力的传递。由此，四轮驱动车100变为四轮驱动状态。

图5是表示活塞20从初始位置起的移动量(活塞行程)与在离合器毂21与离合器鼓22之间经由多片离合器23传递的旋转力(离合器转矩)的关系的一例的坐标图。该活塞行程与离合器转矩的关系预先通过实验求出并被存储于控制部4的存储装置41(后述)。

在该坐标图中，表示活塞行程的横轴的p0表示活塞20的初始位置，p1表示如图4b所示那样多片离合器23被缩小间隙的位置。离合器转矩在活塞行程为p1以下时缓慢变化，当活塞行程超过p1后急剧增大。

图6是示意性表示驱动力传递控制装置1的离合器部2、液压单元3及控制部4的结构图。液压单元3具有：电动机31，产生与被供给的电流对应的转矩；液压泵32，由电动机31驱动；及固定节流阀34，使从液压泵32喷出的工作油的一部分回流到储液器33。电动机31与液压泵32通过连结轴311连结。电动机31例如是三相无刷dc电动机，但也可以使用有刷的dc电动机作为电动机31。

控制部4通过向电动机31供给电动机电流而控制电动机31。驱动力传递控制装置1能够通过电动机31产生的转矩的增减而调节经由多片离合器23在离合器毂21与离合器鼓22之间传递的旋转力(驱动力)。

液压泵32自身是周知的装置，从储液器33汲取并喷出与电动机31的旋转量对应的量的工作油。固定节流阀34使与液压泵32的喷出压对应的量的工作油回流到储液器33。作为液压泵32，例如可以使用外接齿轮泵、内接齿轮泵或叶片泵。在本实施方式中，液压泵32及固定节流阀34相当于根据电动机31的旋转量使活塞20沿轴向移动的本发明的移动机构部30。移动机构部30利用接受从液压泵32喷出的工作油的供给的缸室140的压力来使活塞20向多片离合器23侧移动。

在电动机31设置有能够检测连结轴311的旋转量的旋转量传感器312。旋转量传感器312将与连结轴311的转速对应的脉冲宽度的脉冲信号向控制部4输出。控制部4通过对从旋转量传感器312输出的脉冲信号进行累积计数而能够识别从活塞20处于初始位置的初始状态起的连结轴311的旋转量即液压泵32的旋转量。活塞20从初始位置起的移动量与从初始状态起的电动机31的旋转量、换言之液压泵32的旋转量成比例。

控制部4具有：存储装置41，由半导体存储元件构成；cpu等运算处理装置42，执行存储于存储装置41的程序411；电动机电流输出部43，具有功率晶体管等开关元件；及电流传感器44，检测从电动机电流输出部43向电动机31供给的电动机电流。电动机电流输出部43根据运算处理装置42输出的pulsewidthmodulation(pwm，脉冲宽度调制)信号而切换开关元件的接通/断开状态。运算处理装置42根据应该向电动机31供给的电动机电流来使pwm信号的占空比变化。

运算处理装置42通过执行程序411而作为目标旋转力运算单元421、指令电流运算单元422及反馈控制单元423发挥功能，目标旋转力运算单元421基于四轮驱动车100的行驶状态来运算应该在离合器毂21与离合器鼓22之间传递的目标旋转力，指令电流运算单元422运算应该向电动机31供给的电流的指令值即指令电流值，反馈控制单元423以使指令电流值的电流向电动机31供给的方式运算占空比并将pwm信号向电动机电流输出部43输出。

例如，驾驶员对加速器踏板的踩踏操作量越大，前轮104l、104r的平均转速与后轮105l、105r的平均转速之差即差动转速越高，则目标旋转力运算单元421将目标旋转力设定得越高。反馈控制单元423在由电流传感器44检测出的实际电流值低于指令电流值的情况下提高占空比，在实际电流值高于指令电流值的情况下降低占空比。

指令电流运算单元422在四轮驱动车100成为四轮驱动状态之后使指令电流值成为与由目标旋转力运算单元421运算出的目标旋转力对应的值，但在从两轮驱动状态向四轮驱动状态转变时，使指令电流值成为比与目标旋转力对应的值大的值。即，控制部4在使向电动机31供给的电流增大而提高在离合器毂21与离合器鼓22之间传递的旋转力时，暂时向电动机31供给比与目标旋转力对应的电流大的电流而使活塞20沿轴向移动。

更具体而言，控制部4运算累积旋转量，并且在使向电动机31供给的电流增大而提高在离合器毂21与离合器鼓22之间传递的旋转力时，到该累积旋转量成为比与目标旋转力对应的旋转量少的特定值为止，向电动机31供给比与目标旋转力对应的电流大的电流，累积旋转量是对从活塞20处于初始位置的状态起的电动机31的旋转量进行累积而得的量。另外，控制部4在累积旋转量成为了该特定值之后，向电动机31供给与目标旋转力对应的电流。以下，将与目标旋转力对应的电动机31从初始状态起的累积旋转量称为目标旋转力对应累积旋转量。

在存储装置41中存储有表示图5所示的活塞行程与离合器转矩的关系的信息作为离合器转矩关系信息412。离合器转矩关系信息412预先通过实验等求出，例如以映射的形式存储于非易失性存储器。指令电流运算单元422参照该离合器转矩关系信息412来运算指令电流值。

接着，参照图7对驱动力传递控制装置1的控制方法的具体例进行说明。图7是表示运算处理装置42所执行的处理步骤的具体例的流程图。该流程图所示的处理是在四轮驱动车100的驱动状态从两轮驱动状态向四轮驱动状态转变时执行的处理，运算处理装置42在每个规定的控制周期执行该处理。

在该一系列处理中，运算处理装置42首先作为目标旋转力运算单元421而基于车辆信息运算目标旋转力(步骤s1)。该车辆信息例如包含表示加速器踏板的踩踏操作量、前后轮的差动转速等行驶状态的信息。另外，也可以使车速、转向角或者由驾驶员进行的开关操作的操作状态包含于车辆信息。

接着，运算处理装置42根据在步骤s1运算出的目标旋转力而运算指令电流值(步骤s2)。该指令电流值是在将该电流持续向电动机31供给的情况下在离合器毂21与离合器鼓22之间传递的旋转力会成为目标旋转力的电流。

接着，运算处理装置42根据在步骤s1运算出的目标旋转力而运算累积旋转判定阈值(步骤s3)。该累积旋转判定阈值相当于上述的特定值，是小于目标旋转力对应累积旋转量的值。目标旋转力对应累积旋转量参照离合器转矩关系信息412而求出。例如，在目标旋转力为图5的纵轴所示的离合器转矩t1的情况下，目标旋转力对应累积旋转量成为与活塞行程p2对应的值。另外，累积旋转判定阈值比目标旋转力对应累积旋转量小出相当于图5所示的行程幅度a的规定量，是与活塞行程p3对应的值。

在本实施方式中，目标旋转力越大则运算处理装置42将累积旋转判定阈值设定得越大。更具体而言，将累积旋转判定阈值设为例如将目标旋转力对应累积旋转量乘以比1小的规定的系数(例如0.8)而得到的值。在该情况下，p3成为p2的80％的值。但是，不限于此，也可以使累积旋转判定阈值与多片离合器23被缩小间隙的位置p1对应。另外，也可以将累积旋转判定阈值设为从目标旋转力对应累积旋转量减去规定的值(例如0.5圈)而得到的值。

接着，运算处理装置42运算累积旋转量，该累积旋转量是对从活塞20处于初始位置的状态起的电动机31的旋转量进行累积而得到的量(步骤s4)。该处理能够通过对从旋转量传感器312输出的脉冲信号进行累积计数而进行。

接着，运算处理装置42判定在步骤s4中求出的累积旋转量是否为在步骤s3中运算出的累积旋转判定阈值以下(步骤s5)。在该判定的结果是累积旋转量为累积旋转判定阈值以下的情况下(s5：是)，运算处理装置42以增大指令电流值的方式进行修正，将比在步骤s2运算出的指令电流值大的电流值作为新的指令电流值(步骤s6)。该处理例如也可以将在步骤s2中运算出的指令电流值乘以比1大的规定的系数而得到的积作为新的指令电流值，还可以将在步骤s2中运算出的指令电流值加上规定的固定值而得到的值作为新的指令电流值。另一方面，在累积旋转量小于累积旋转判定阈值的情况下(s5：否)，运算处理装置42不进行使在步骤s2中运算出的指令电流值增大的处理。步骤s2～s6的处理是运算处理装置42作为指令电流运算单元422而执行的处理。

接着，运算处理装置42作为反馈控制单元423而以使在步骤s2～s6中运算出的指令电流值的电流向电动机31供给的方式进行反馈控制，运算占空比并向电动机电流输出部43输出pwm信号(步骤s7)。

图8a～图8d是表示如本实施方式的驱动力传递控制装置1那样在提高在离合器毂21与离合器鼓22之间传递的旋转力时执行暂时将比与目标旋转力对应的电流大的电流向电动机31供给而使活塞20沿轴向高速移动的处理时的执行状况的坐标图，各个坐标图的横轴是时间轴。图8a的坐标图的纵轴表示通过步骤s2～s6的处理而运算的指令电流值，图8b的坐标图的纵轴表示实际向电动机31供给的电流(实际电动机电流)的值。图8c的坐标图的纵轴表示在步骤s4中运算的累积旋转量。图8d的坐标图的纵轴表示在离合器毂21与离合器鼓22之间传递的实际的旋转力即实际离合器转矩。

另外，作为比较例展示的图9a～图9d是表示不进行图7所示的流程图的步骤s3～s6的处理时的各值的变化的坐标图，各坐标图的纵轴及横轴所表示的物理量与图8a～图8d相同。

根据图8与图9的比较可知，通过利用图7所示的流程图的步骤s5、s6的处理对指令电流值进行增大修正，累积旋转量快速地增大，实际离合器转矩快速地上升。

根据以上说明的本发明的第一实施方式，在使向电动机31供给的电流增大而提高在离合器毂21与离合器鼓22之间传递的旋转力时，由于暂时将比与目标旋转力对应的电流大的电流向电动机31供给而使活塞20沿轴向移动，因此能够提高驱动力传递控制装置1工作时的响应性。由此，能够一边加宽活塞20处于初始位置时的内离合器片231与外离合器片232的间隙而抑制多片离合器23的拖拽转矩，一边快速地进行四轮驱动车100从两轮驱动状态向四轮驱动状态的切换。

另外，由于控制部4在活塞20到达图5的坐标图所示的p2跟前的p3的位置之后将与目标旋转力对应的电流向电动机31供给，因此能够抑制例如由于电动机31或液压泵32的旋转惯性而导致活塞20超过p2的位置，能够抑制在离合器毂21与离合器鼓22之间经由多片离合器23传递的旋转力过冲。

另外，由于目标旋转力越大则控制部4将累积旋转判定阈值设定得越大，因此能够将目标旋转力对应累积旋转量与累积旋转判定阈值之差设为与目标旋转力对应的合适的值，能够更可靠地抑制旋转力的过冲并提高驱动力传递控制装置1的响应性。

图10是示意性表示第一实施方式的变形例的驱动力传递控制装置1a的结构的结构图。该驱动力传递控制装置1a具有与第一实施方式中说明的离合器部2及控制部4相同的离合器部2及控制部4，但液压单元3a的结构与第一实施方式不同。具体而言，液压单元3a除了电动机31、液压泵32及固定节流阀34之外，还具有根据从控制部4供给的电流而阀开度变化的控制阀35。液压泵32、固定节流阀34及控制阀35构成移动机构部30a。

控制阀35配置于液压泵32与缸室140之间，调节从液压泵32向缸室140供给的工作油的压力。通过控制阀35，能够以更高的精度控制在四轮驱动车100以四轮驱动状态行驶时向后轮105l、105r传递的驱动力。另外，当从两轮驱动状态向四轮驱动状态转变时，为了不妨碍通过将较大的电流向电动机31供给而实现的活塞20的高速移动，控制部4在将比与目标旋转力对应的电流大的电流向电动机31供给的期间使控制阀35的阀开度比与目标旋转力对应的阀开度大。

通过该变形例，也能够得到与第一实施方式的作用及效果相同的作用及效果。

接着，参照图11乃至图15对本发明的第二实施方式进行说明。在本实施方式中，四轮驱动车100的驱动力传递系统101的结构及作为离合器装置的驱动力传递控制装置1b的结构与第一实施方式不同。

图11是表示本发明的第二实施方式的四轮驱动车100的概略结构的结构图。在图11中，对于与在第一实施方式中说明的部件共通的部件等，标注与图1中标注的标号相同的标号并省略重复的说明。

在第一实施方式中，对在后差速器13的一对半轴齿轮131中的左侧的半轴齿轮131与驱动轴107l之间配置有离合器部2的情况进行了说明，但在本实施方式中，在右侧的半轴齿轮131与驱动轴107r之间配置有驱动力传递装置10。驱动力传递装置10及控制驱动力传递装置10的控制部4b构成驱动力传递控制装置1b。

图12是表示驱动力传递装置10的结构的剖视图。在图12中，旋转轴线o的上侧表示驱动力传递装置10的非工作状态，下侧表示工作状态。

驱动力传递装置10具备：多片离合器5，通过将作为第一及第二离合器片的多个外离合器片51及内离合器片52沿轴向配置而成；离合器鼓53及离合器毂54，作为能够在同一旋转轴线上相对旋转的第一及第二旋转部件；按压部件55，按压多片离合器5；电动机60，产生与从控制部4b供给的电流对应的转矩；移动机构部6，根据电动机60的旋转量使按压部件55沿轴向移动；壳体7，将电动机60及移动机构部6与多片离合器5一起收容；密封部件78、79，用于将省略图示的润滑油封入壳体7内；及轴承80～89，使各部分的旋转顺滑。

移动机构部6具备：驱动轴61，与电动机60的转子601以不能相对旋转的方式连结；减速机构62，对驱动轴61的旋转进行减速；副轴齿轮63，传递减速机构62的输出；及凸轮机构64，经由减速机构62及副轴齿轮63接受电动机60的旋转力，产生按压多片离合器5的按压力。

壳体7由第一至第三壳体部件71～73构成。第一壳体部件71收容电动机60，第二及第三壳体部件72、73收容多片离合器5及移动机构部6。副轴齿轮63经由轴承80支承于支承轴74，支承轴74支承于第二壳体部件72与第三壳体部件73之间。在壳体7内封入有省略图示的润滑油。

在本实施方式中，减速机构62由渐开线减速机构构成，具有：偏心部件622，以相对于驱动轴61的轴线o1按照规定的偏心量偏心的轴线o2为中心轴线；输入部件623，由具有收容偏心部件622的中心孔的外齿轮构成；自转力赋予部件624，由以轴线o1为中心轴的内齿轮构成；多个轴状部件625，经由轴承收容于形成在自转力赋予部件624的收容孔624a；及输出部件626，从多个轴状部件625接受由自转力赋予部件624对输入部件623赋予的自转力而旋转。输出部件626由轴承81、82支承为能够旋转，具有与副轴齿轮63啮合的齿轮部626a。

离合器鼓53一体地具有轴状的轴部531和有底圆筒状的圆筒部532。离合器鼓53的轴部531与后差速器13的右侧的半轴齿轮131花键以不能相对旋转的方式嵌合。在离合器鼓53与第一壳体部件71之间配置有轴承83、84及密封部件78。

离合器毂54一体地具有以旋转轴线o为轴线的轴状的突出部541和有底圆筒状的圆筒部542。离合器毂54的突出部541经由轴承85收容于在离合器鼓53的轴部531形成的凹部531a，圆筒部542的突出部541侧的一部分收容于离合器鼓53的圆筒部532。在圆筒部542的突出部541侧的轴向端面与离合器鼓53之间配置有轴承86。在圆筒部542的与突出部541侧相反一侧的端部与第三壳体部件73之间配置有轴承87及密封部件79。

多片离合器5配置于离合器鼓53的圆筒部532与离合器毂54的圆筒部542之间。在离合器鼓53的圆筒部532的内周面形成有供外离合器片51的多个突起51a卡合的直线花键嵌合部532a。另外，在离合器毂54的圆筒部542的外周面形成有供内离合器片52的多个突起52a卡合的直线花键嵌合部542a。外离合器片51相对于离合器鼓53能够轴向移动但不能相对旋转。内离合器片52相对于离合器毂54能够轴向移动但不能相对旋转。

多片离合器5由环状的按压部件55沿轴向按压，多个外离合器片51与多个内离合器片52摩擦接触。内离合器片52与第一实施方式的内离合器片231同样地在由金属构成的圆环板状的基材的两个侧面粘贴有摩擦件。外离合器片51与第一实施方式的外离合器片232同样地是由金属构成的圆环板状。形成于按压部件55的外周面的多个花键突起551与离合器鼓53的直线花键嵌合部532a卡合，按压部件55相对于离合器鼓53能够轴向移动但不能相对旋转。

在离合器鼓53的外周侧的第二壳体部件72与第三壳体部件73之间，与旋转轴线o平行地配置有用于凸轮机构64的动作的多个(三个)的引导部件75。在图12中，图示出其中一个引导部件75。引导部件75为圆柱状，轴向的一端部嵌合固定于在第二壳体部件72形成的保持孔72a，另一端部嵌合固定于在第三壳体部件73形成的保持孔73a。另外，在引导部件75外嵌有复位弹簧76，该复位弹簧76作为沿轴向对接下来描述的凸轮机构64的第二凸轮部件67施力的施力部件。复位弹簧76由螺旋弹簧构成，以沿轴向被压缩的状态配置于第二壳体部件72与第二凸轮部件67之间，利用其复原力将第二凸轮部件67向第三壳体部件73侧弹性地压靠。

图13是表示凸轮机构64的结构例的立体图。凸轮机构64具有：第一凸轮部件65，形成有相对于旋转轴线o倾斜的凸轮面651a；多个(三个)滚动部件66，在凸轮面651a上滚动；环状的第二凸轮部件67，将因滚动部件66的滚动而产生的推力向多片离合器5侧输出；及支承销68，将滚动部件66支承为能够滚动。第二凸轮部件67配置于比第一凸轮部件65靠多片离合器5侧处。滚动部件66配置于第二凸轮部件67的内侧。

第一凸轮部件65为供离合器毂54插通的环状，一体地具有：环板状的基部650，在旋转轴线o方向上具有规定的厚度；多个(三个)圆弧状的凸部651，从基部650的侧面向多片离合器5侧突出而形成；及扇状的齿轮部652，从基部650的外周面的一部分向外侧突出而形成。在基部650与第三壳体部件73之间配置有轴承88(参照图12)。另外，在基部650与离合器毂54之间配置有轴承89。

第一凸轮部件65的凸部651的多片离合器5侧的轴向端面为凸轮面651a。滚动部件66通过在凸轮面651a上滚动而与第二凸轮部件67一起沿着旋转轴线o移动。在齿轮部652的外周面形成有与副轴齿轮63啮合的齿轮齿。但是，在图13中，省略了该齿轮齿的图示。

第二凸轮部件67一体地具有：环板状的保持基部670，在旋转轴线o方向上具有规定的厚度；圆筒状的筒部671，从保持基部670的多片离合器5侧的端面突出而形成；及多个(三个)凸片672，从保持基部670的外周面的一部分向外侧突出而形成。

在保持基部670呈放射状地形成有供支承销68插通的多个(三个)销插通孔。支承销68通过将螺母69螺合于在支承销68的从保持基部670突出到外周侧的部分形成的外螺纹部而固定于第二凸轮部件67。滚动部件66经由滚针轴承661(在图12中展示)支承于支承销68的端部。

在第二凸轮部件67的各个凸片672形成有供引导部件75插通的引导插通孔672a。通过使引导部件75插通于引导插通孔672a，第二凸轮部件67相对于壳体7的相对旋转受到限制，但能够轴向移动。另外，凸片672的引导插通孔672a的开口端面作为承受来自复位弹簧76的压靠力的承受面发挥功能。

在第二凸轮部件67的筒部671的外周侧配置有按压部件55及滚针轴承56(参照图12)。滚针轴承56配置于按压部件55与保持基部670的轴向端面670a之间。凸轮机构64的第一凸轮部件65与第二凸轮部件67通过电动机60的旋转而相对旋转，通过第一凸轮部件65与第二凸轮部件67的相对旋转而产生轴向的凸轮推力。

更详细而言，当从控制部4b向电动机60供给电动机电流而电动机60旋转时，其旋转由减速机构62减速，经由副轴齿轮63向凸轮机构64的第一凸轮部件65传递。并且，当第一凸轮部件65旋转时，滚动部件66在形成于凸部651的凸轮面651a上滚动，第二凸轮部件67由引导部件75引导而沿着旋转轴线o在轴向上移动。按压部件55利用凸轮机构64的凸轮推力来按压多片离合器5。

图14是将沿着第一凸轮部件65的周向观察三个凸部651中的一个凸部651及其周边部时的状态与滚动部件66一起示意性示出的说明图。凸部651的凸轮面651a由陡峭坡度的第一凸轮面651b和平缓坡度的第二凸轮面651c构成，第一凸轮面651b与第二凸轮面651c在交界点651d处平滑地连续形成。图14的左右方向相当于第一凸轮部件65的周向。

在驱动力传递装置10的非工作状态下，滚动部件66抵接于第一凸轮部件65的基部650的轴向端面650a。在滚动部件66抵接于基部650的轴向端面650a的状态下，按压部件55位于最靠第三壳体部件73侧(与多片离合器5相反一侧)处。将该位置作为按压部件55的初始位置。当按压部件55位于最初始位置时，在多个外离合器片51与多个内离合器片52之间形成间隙，离合器鼓53与离合器毂54能够自由地相对旋转。

当电动机60从该初始状态起旋转时，第一凸轮部件65相对于第二凸轮部件67相对旋转，滚动部件66在第一凸轮面651b上滚动。由此，按压部件55向多片离合器5侧移动而外离合器片51与内离合器片52的间隙变窄，在滚动部件66到达交界点651d时，外离合器片51与内离合器片52的间隙缩小结束。

当电动机60从该状态起进一步旋转时，滚动部件66在第二凸轮面651c上滚动，外离合器片51与内离合器片52由按压部件55按压。并且，通过在外离合器片51与内离合器片52之间产生的摩擦力而在离合器鼓53与离合器毂54之间传递旋转力。在图14中，分别用假想线(双点划线)表示在第一凸轮面651b及第二凸轮面651c上滚动的滚动部件66。

滚动部件66从初始位置起的位移量越大，则在离合器鼓53与离合器毂54之间传递的旋转力越大。控制部4b通过控制电动机60，能够调节经由多片离合器5在离合器鼓53与离合器毂54之间传递的旋转力。

控制部4b与参照图6说明的第一实施方式的控制部4同样地构成。即，控制部4b具有存储装置41、运算处理装置42、电动机电流输出部43及电流传感器44，在存储装置41中存储有程序411及离合器转矩关系信息412。运算处理装置42通过执行程序411而作为目标旋转力运算单元421、指令电流运算单元422及反馈控制单元423发挥功能。

在离合器转矩关系信息412中存储有按压部件55从初始位置起的移动量与在离合器鼓53与离合器毂54之间经由多片离合器5传递的旋转力的关系。目标旋转力运算单元421、指令电流运算单元422及反馈控制单元423所执行的控制处理与第一实施方式相同。

图15是表示按压部件55从初始位置起的移动量(行程)与在离合器鼓53与离合器毂54之间经由多片离合器5传递的旋转力(离合器转矩)的关系的一例的坐标图。该行程与离合器转矩的关系预先通过实验求出，并存储于存储装置41。

在该坐标图中，表示行程的横轴的p0表示按压部件55的初始位置，p1表示滚动部件66的外周面与交界点651d接触的位置。离合器转矩在活塞行程为p1以下时缓慢地变化，当活塞行程超过p1后急剧增大。例如，在目标旋转力为图15的纵轴所示的离合器转矩t1的情况下，目标旋转力对应累积旋转量成为与行程p2对应的值，累积旋转判定阈值成为比目标旋转力对应累积旋转量小的与行程p3对应的值。

通过该第二实施方式，也能够得到与第一实施方式的作用及效果相同的作用及效果。另外，由于第一凸轮部件65的凸轮面651a由陡峭坡度的第一凸轮面651b和平缓坡度的第二凸轮面651c构成，因此当滚动部件66在第一凸轮面651b上滚动时，按压部件55以更高的速度向多片离合器5侧移动，多片离合器5的间隙缩小快速地进行，能够进一步提高驱动力传递控制装置1b的响应性。

另外，本发明能够在不脱离其主旨的范围内适当变形而实施。例如，在上述的实施方式中，对使用作为内燃机的发动机作为驱动源的情况进行了说明，但也可以利用电动机来构成驱动源，还可以利用发动机与电动机的组合来构成驱动源。另外，在上述的实施方式中，对将本发明的离合器装置应用于四轮驱动车的驱动力传递系统的情况进行了说明，但离合器装置的用途不限于此，例如也能够在机床等各种设备中使用本发明的离合器装置。