JP2004314762A

JP2004314762A - Control device of frictional engagement apparatus for vehicle

Info

Publication number: JP2004314762A
Application number: JP2003110559A
Authority: JP
Inventors: Mitsuru Oba; 充大葉; Toshihiro Suzuki; 利広鈴木
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2003-04-15
Filing date: 2003-04-15
Publication date: 2004-11-11

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a control device of a frictional engagement apparatus for a vehicle preferably preventing generation of heat loss when traveling on a sand ground or the like. <P>SOLUTION: Since engagement force of a coupling 24, i.e., the frictional engagement device is changed in responsive to traveling resistance of the vehicle, at traveling or traction traveling on the sand ground having relatively high traveling resistance, the engagement force of the coupling 24 is increased or made to the maximum value. Thereby, difference in rotation speed of a control clutch 44 and a main clutch 48, i.e., friction elements included in the coupling 24 is reduced as much as possible to suppress heat generation. Namely, the control device of the frictional engagement apparatus for the vehicle preferably preventing generation of the heat loss at traveling and traction traveling on the sand ground can be provided. <P>COPYRIGHT: (C)2005,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、駆動力源により発生させられる駆動力を複数の車輪のうち一部の車輪に配分する車両用摩擦係合装置の制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
四輪駆動状態と二輪駆動状態とを選択したり、或いはその四輪駆動状態において前輪と後輪との間の動力配分率を制御したりするためにプロペラシャフトに直列に配設される電磁式クラッチ装置のように、駆動力源により発生させられる駆動力を複数の車輪のうち一部の車輪に配分するための摩擦係合装置を備えた車両が知られている。斯かる車両が砂地等を走行する場合、上記摩擦係合装置により伝達される伝達トルク及びその摩擦係合装置に含まれる摩擦要素同士の回転速度差が大きく、過度の発熱による熱損が発生する可能性がある。この弊害を解消するため、上記摩擦係合装置の発熱量を算出し、算出されたその発熱量が一定値以上で所定時間継続した場合にその摩擦係合装置の係合力を最大値（リジット）とする技術が提案されている。例えば、特許文献１に記載された摩擦係合装置の制御装置がそれである。
【０００３】
【特許文献１】
特開平１−１９０５３８号公報
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、前記従来の摩擦係合装置の制御装置では、その摩擦係合装置の発熱量の算出において誤差が生じがちであり熱損の発生を十分には抑制できなかった。また、前記摩擦係合装置の発熱量に基づいてその係合力を制御するものであることから、走行中に頻繁に係合力が最大値とされることでドライバビリティが悪化するおそれがあった。更には、砂地等から通常の走行路に戻った後も前記摩擦係合装置の係合力が最大値のまま継続することでタイトコーナーブレーキング現象を発生させる可能性があった。すなわち、砂地等の走行に際して熱損の発生を好適に防止する車両用摩擦係合装置の制御装置は、未だ開発されていないのが現状である。
【０００５】
本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、砂地等の走行に際して熱損の発生を好適に防止する車両用摩擦係合装置の制御装置を提供することにある。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
斯かる目的を達成するために、本発明の要旨とするところは、駆動力源により発生させられる駆動トルクを複数の車輪のうち一部の車輪に配分するための車両用摩擦係合装置の制御装置であって、車両の走行抵抗に応じて前記摩擦係合装置の係合力を制御することを特徴とするものである。
【０００７】
【発明の効果】
このようにすれば、前記車両の走行抵抗に応じて前記摩擦係合装置の係合力を制御することから、走行抵抗が比較的高い砂地等の走行或いは牽引走行等に際しては、前記摩擦係合装置の係合力を増加させ或いは最大値とすることで、その摩擦係合装置に含まれる摩擦要素同士の回転速度差を可及的に減少させて発熱を抑制することができる。すなわち、砂地等の走行に際して熱損の発生を好適に防止する車両用摩擦係合装置の制御装置を提供することができる。
【０００８】
【発明の他の態様】
ここで、好適には、予め定められた関係から前記駆動力源により発生させられる駆動トルクと前記一部の車輪の加速度とに基づいて前記車両の走行抵抗が所定値以上であるか否かを判定する走行抵抗判定手段と、その走行抵抗判定手段により前記車両の走行抵抗が所定値以上であると判定される場合には前記摩擦係合装置の係合力を変更する係合力制御手段とを、含むものである。このようにすれば、前記駆動力源により発生させられる駆動トルク及び前記一部の車輪の加速度から前記車両の走行抵抗が比較的高いと判定される場合には、前記摩擦係合装置の係合力を増加させ或いは最大値とすることで、その摩擦係合装置に含まれる摩擦要素同士の回転速度差を可及的に減少させて発熱を抑制することができるという利点がある。
【０００９】
また、好適には、前記摩擦係合装置の差動回転速度を算出する差動回転速度算出手段と、その差動回転速度算出手段により算出される差動回転速度と前記駆動力源により発生させられる駆動トルクとに基づいて前記摩擦係合装置の仕事率を算出する仕事率算出手段と、予め定められた関係からその仕事率算出手段により算出される仕事率とその仕事率の積分値である仕事量とに基づいてその摩擦係合装置の耐久可否を判定する耐久可否判定手段とを、含み、前記係合力制御手段は、その耐久可否判定手段により前記摩擦係合装置が耐久不可と判定される場合にはその摩擦係合装置の係合力を変更するものである。このようにすれば、前記摩擦係合装置の仕事率及び仕事量から耐久性を確保できないと判定される場合には、その摩擦係合装置の係合力を減少させ或いは零とすることで熱損を更に確実に防止することができるという利点がある。
【００１０】
また、好適には、前記車両用摩擦係合装置は、四輪駆動車両の駆動力源から前輪及び後輪の何れか一方へ至る動力伝達経路に直列に配設された駆動力配分カップリングである。このようにすれば、低燃費でトラクション性能に優れた駆動系を提供できるという利点がある。
【００１１】
【実施例】
以下、本発明の好適な実施例を図面に基づいて詳細に説明する。
【００１２】
図１は、本発明が適用された駆動力伝達装置１０を有する前置エンジン前輪駆動（ＦＦ）を基本とする前後輪駆動車両の構成を説明する骨子図である。図１において、エンジン１２は、ガソリンエンジン或いはディーゼルエンジン等の内燃機関であって、燃料の燃焼により駆動力を発生させる駆動力源である。このエンジン１２により発生させられた駆動力は、変速機１４、前輪用差動歯車装置１６、及び前輪車軸１８を介して主駆動輪である１対の前輪２０へ伝達される一方、駆動力伝達軸であるプロペラシャフト２２、摩擦係合装置である電磁式の駆動力配分カップリング（以下、単にカップリングと称する）２４、後輪用差動歯車装置２６、及び後輪車軸２８を介して副駆動輪である１対の後輪３０へ伝達される。また、上記カップリング２４を制御するための電子制御装置３２が設けられている。すなわち、図１に示す駆動制御装置１０は、駆動力源であるエンジン１２により発生させられたトルクを走行状態に応じて前後輪に配分する電子制御トルクスプリット式四輪駆動車両の駆動系の一例である。
【００１３】
上記変速機１４は、入力された回転を所定の変速比γで減速或いは増速して出力するものであって、例えば手動操作により変速段が切り換えられる同期噛み合い式の手動変速機（マニュアルトランスミッション）である。すなわち、図示しないシフトレバーが操作されることにより、複数の同期噛み合い装置の何れかが選択的に係合或いは解放させられて、前進４段、後退１段、及びニュートラルの何れかが成立させられ、それぞれの変速比γに応じた速度変換が成される。
【００１４】
図２は、前記カップリング２４の構成例を説明する概略断面図である。この図２に示すように、前記カップリング２４は、前記プロペラシャフト２２と同軸に且つ一体的に形成された第１ハウジング３４と、電磁ソレノイド３６を含みその第１ハウジング３４の内周側に固設された第２ハウジング３８と、上記第１ハウジング３４と同軸にその軸心まわりに相対回転可能に配設された出力シャフト４０と、その出力シャフト４０と同軸にその軸心まわりに相対回転可能に配設された制御カム４２と、上記第１ハウジング３４と制御カム４２との相対回転を阻止したりスリップさせたりするための制御クラッチ４４と、上記第２ハウジング３８との間にその制御クラッチ４４を構成するクラッチプレートを挟圧するために上記出力シャフト４０と同軸にその軸心方向に相対移動可能に配設された環状鉄片であるアーマチュア４６と、上記第１ハウジング３４と出力シャフト４０との相対回転を阻止したりスリップさせたりするためのメインクラッチ４８と、上記第１ハウジング３４との間にそのメインクラッチ４８を構成するクラッチプレートを挟圧するために上記出力シャフト４０と同軸にその軸心まわりの相対回転不能且つ軸心方向の相対移動可能に配設されたメインカム５０とを、備えて構成されている。また、上記制御カム４２及びメインカム５０の相対向する側にはそれぞれのカム面に対応する複数の凹部が形成されており、その制御カム４２とメインカム５０の間には各凹部に嵌め入れられるように複数のボール５２が配設されている。
【００１５】
前記カップリング２４において、上記電磁ソレノイド３６が非励磁状態である場合には、上記制御クラッチ４４及びメインクラッチ４８の何れも非係合状態とされるため、前記プロペラシャフト２２の駆動力は上記出力シャフト４０に伝達されない。一方、上記電磁ソレノイド３６が励磁状態である場合には、その電磁ソレノイド３６の周囲に磁束が生じることにより、上記アーマチュア４６が第２ハウジング３８側へ引き付けられて上記制御クラッチ４４が上記電磁ソレノイド３６への制御電流に応じて係合或いはスリップさせられる。その制御クラッチ４４が係合させられた後、上記制御カム４２とメインカム５０との間に回転速度差が生じると、上記ボール５２が制御カム４２における凹部の斜面に押されてメインカム５０側へ押し付けられ、延いてはそのメインカム５０が前記プロペラシャフト２２側へ押し付けられて上記メインクラッチ４８が係合させられ、前記プロペラシャフト２２の駆動力が上記出力シャフト４０に伝達される。
【００１６】
前記カップリング２４の係合力すなわち前記メインクラッチ４８の係合力は、そのカップリング２４により伝達される伝達トルクを一義的に定めるものであり、前記電磁ソレノイド３６に供給される電流により決定される。すなわち、前記電磁ソレノイド３６に供給される電流が比較的小さい場合には、前記アーマチュア４６が第２ハウジング３８側へ引き付けられる力が比較的弱く、前記制御クラッチ４４の係合力が比較的小さいことから、前記制御カム４２とメインカム５０との間の回転速度差が小さくなり、延いては前記メインカム５０がプロペラシャフト２２側へ押し付けられる力が比較的弱くなって前記カップリング２４の係合力は比較的小さくなる。一方、前記電磁ソレノイド３６に供給される電流が比較的大きい場合には、前記アーマチュア４６が第２ハウジング３８側へ引き付けられる力が比較的強く、前記制御クラッチ４４の係合力が比較的大きいことから、前記制御カム４２とメインカム５０との間の回転速度差が大きくなり、延いては前記メインカム５０がプロペラシャフト２２側へ押し付けられる力が比較的強くなって前記カップリング２４の係合力は比較的大きくなり、前記電磁ソレノイド３６に供給される電流が所定値以上になると直結四輪駆動車両に近い状態で前後輪に駆動力が伝達される。以上の構成により、前記変速機１４から出力された全駆動力に対する前記後輪３０に伝達される駆動力の比率が零乃至０．５の範囲内で無段階に制御される。
【００１７】
図１に戻って、前記電子制御装置３２は、ＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ、入出力インターフェイス等から成る所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつＲＯＭに予め記憶されたプログラムに従って信号処理を実行する。例えば、前記電磁ソレノイド３６に供給される電流を制御することにより前記カップリング２４の係合力制御等を実行する。前記動力伝達装置１０には、車速に対応する前記後輪３０の実際の回転速度である車輪速を検出する車輪速センサ５４、前記変速機１４の変速段を検出するシフト段センサ５６、図示しないアクセルペダルの操作量に対応するスロットル開度を検出するスロットルセンサ５８、前記エンジン１２の実際の回転速度を検出するエンジン回転速度センサ６０、及び前後Ｇセンサ６２等が設けられており、それぞれのセンサから車輪速ｖを表す信号、シフト段を表す信号、スロットル開度ｔｈを表す信号、エンジン回転速度ｎｅを表す信号、及び前後加速度ｇを表す信号等が前記電子制御装置３２に供給されるようになっている。
【００１８】
図３は、前記電子制御装置３２による前記カップリング２４の係合力制御機能の要部を示す機能ブロック線図である。この図３における車輪加速度算出手段６４は、前記車輪速センサ５４により検出される前記後輪３０の車輪速ｖの微分値である車輪加速度ｄｖを算出する。前記後輪３０は副駆動輪であり、その車輪速ｖは車速に対応するものであることから、車輪加速度算出手段６４は、換言すれば、副駆動輪加速度算出手段或いは車両加速度算出手段である。
【００１９】
差動回転速度算出手段６６は、前記カップリング２４の入力回転速度と出力回転速度の速度差である差動回転速度ｄｎを算出する。例えば、前記エンジン回転速度センサ６０により検出されるエンジン回転速度ｎｅ及びシフト段センサ５６により検出される前記変速機１４のシフト段に対応する変速比γから入力回転速度である前記プロペラシャフト２２の回転速度を、前記車輪速センサ５４により検出される車輪速ｖから出力回転速度である前記出力シャフト４０の回転速度を算出し、その速度差を算出する。
【００２０】
駆動トルク算出手段６８は、前記エンジン１２により発生させられる駆動トルクｔｉｎを算出する。例えば、予め定められた関係から前記エンジン回転速度センサ６０により検出されるエンジン回転速度ｎｅと、前記スロットルセンサ５８により検出されるスロットル開度ｔｈと、前記シフト段センサ５６により検出される前記変速機１４のシフト段に対応する変速比γとに基づいて前記プロペラシャフト２２により伝達される駆動トルクｔｉｎの理論値を算出する。
【００２１】
伝達トルク指令値算出手段７０は、前記カップリング２４の伝達トルク指令値ｔｏｕｔを算出する。例えば、次の（１）式に示す予め定められた関係からトルク配分比ＫＳＴと、前記差動回転速度算出手段６６により算出される差動回転速度ｄｎと、上記駆動トルク算出手段６８により算出される駆動トルクｔｉｎとに基づいて伝達トルク指令値ｔｏｕｔを算出する。通常の制御において、トルク配分比ＫＳＴは、タイトコーナーブレーキング現象が発生しないように０．２程度とされる。また、（１）式に示すｈ（ｄｎ）は、例えば図４に示すように、差動回転速度ｄｎが所定値未満では零、所定値以上では比例関係を示す関数であり、差動回転速度ｄｎの増加に伴って副駆動輪である前記後輪３０に配分される駆動力を増加させるための適合係数である。
【００２２】
［数式１］
ｔｏｕｔ＝ＫＳＴ×ｔｉｎ＋ｈ（ｄｎ）×ｔｉｎ・・・（１）
【００２３】
カップリング仕事率算出手段７２は、前記差動回転速度算出手段６６により算出される差動回転速度ｄｎと前記駆動トルク算出手段６８により算出される駆動トルクｔｉｎとに基づいて前記カップリング２４の仕事率ｑを算出する。例えば、前記伝達トルク指令値算出手段７０により算出される伝達トルク指令値ｔｏｕｔと前記差動回転速度算出手段６６により算出される前記カップリング２４の差動回転速度ｄｎとの積である前記カップリング２４の仕事率ｑを算出する。
【００２４】
カップリング仕事量算出手段７４は、上記カップリング仕事率算出手段７２により算出される前記カップリング２４の仕事率ｑの積分値である仕事量ｑｉを算出する。この仕事量ｑｉは、前記カップリング２４の制御クラッチ４４やメインクラッチ４８の摩擦によって発生させられる発熱量に対応するものであることから、カップリング仕事量算出手段７４は、換言すれば、前記カップリング２４の発熱量を算出する発熱量算出手段である。
【００２５】
耐久可否判定手段７６は、予め定められた関係から前記カップリング仕事率算出手段７２により算出される仕事率ｑと前記カップリング仕事量算出手段７４により算出される仕事量ｑｉとに基づいてそのカップリング２４の耐久可否を判定する。図５は、前記カップリング２４の仕事量ｑｉ及び仕事率ｑに応じた耐久可否区分の一例を説明する図であり、この図５において斜線で示す領域すなわち前記カップリング２４の仕事率ｑが仕事量ｑｉの関数であるｇ（ｑｉ）以上である領域が耐久不可範囲、それ以外の領域が耐久可能範囲である。
【００２６】
走行抵抗判定手段７８は、予め定められた関係から前記車輪加速度算出手段６４により算出される車輪加速度ｄｖと前記駆動トルク算出手段６８により算出される駆動トルクｔｉｎとに基づいて前記車両の走行抵抗が所定値以上であるか否かを判定する。この走行抵抗とは、走行路の路面状態に応じた車輪の転がり抵抗Ｆｒや、坂路を走行する場合に生じる勾配抵抗Ｆａｃｃ等である。図６は、駆動トルクｔｉｎ及び車輪加速度ｄｖから判定される走行路の路面状態を説明する図であり、この図６において右下がりの斜線で示す領域が平坦路の走行に、右上がりの斜線で示す領域すなわち車輪加速度ｄｖが駆動トルクｔｉｎの関数であるｆ（ｔｉｎ）未満である領域が例えば砂地等の高抵抗路の走行に対応する。このような高抵抗路では、車速が２０乃至３０ｋｍ／ｈといった比較的低速であり且つ前記カップリング２４により伝達される伝達トルクが比較的高い状態が長時間継続することから、そのカップリング２４の発熱による熱損が発生し易いのである。走行抵抗判定手段７８は、例えば、車輪加速度ｄｖが駆動トルクｔｉｎの関数であるｆ（ｔｉｎ）未満であるか否かを判定するものであり、換言すれば、走行路の走行抵抗が所定値以上であるか否かを判定する高抵抗路判定手段である。
【００２７】
カップリング係合力制御手段８０は、前記電磁ソレノイド３６に供給される電流を前記伝達トルク指令値ｔｏｕｔに従って制御することにより前記カップリング２４の係合力を制御する。例えば、前記耐久可否判定手段７６により前記カップリング２４が耐久不可と判定される場合にはそのカップリング２４の係合力を変更する。すなわち、前記カップリング２４の仕事率ｑが仕事量ｑｉの関数であるｇ（ｑｉ）以上であると判定される場合には、そのカップリング２４の係合力を減少させ或いは零とするカップリング保護制御を実行する。
【００２８】
また、カップリング係合力制御手段８０は、前記走行抵抗判定手段７８により前記車両の走行抵抗が所定値以上であると判定される場合には前記カップリング２４の係合力を変更する。すなわち、車輪加速度ｄｖが駆動トルクｔｉｎの関数であるｆ（ｔｉｎ）未満であると判定される場合には、前述した（１）式におけるトルク配分比ＫＳＴを１．０とした伝達トルク指令値ｔｏｕｔに従って前記電磁ソレノイド３６に供給される電流を制御することで、前記カップリング２４の係合力を増加させ或いは最大値（リジット）とする高抵抗路制御を実行する。
【００２９】
図７は、前記電子制御装置３２によるカップリング係合力制御作動の要部を説明するフローチャートであり、数ｍｓｅｃ乃至数十ｍｓｅｃ程度の極めて短いサイクルタイムで繰り返し実行されるものである。
【００３０】
先ず、ステップ（以下、ステップを省略する）Ｓ１において、前記エンジン回転速度センサ６０によりエンジン回転速度ｎｅが検出され、Ｓ２において、前記スロットルセンサ５８によりスロットル開度ｔｈが検出され、Ｓ３において、前記シフト段センサ５６により検出されるシフト段に対応する前記変速機１４の変速比γが算出される。
【００３１】
次に、前記車輪加速度算出手段６４に対応するＳ４において、前記車輪速センサ５４により検出される前記後輪３０の車輪速ｖの微分値である車輪加速度ｄｖが算出される。次に、前記差動回転速度算出手段６６に対応するＳ５において、Ｓ１にて検出されたエンジン回転速度ｎｅ及びＳ３にて検出された変速比γから入力回転速度である前記プロペラシャフト２２の回転速度が、前記車輪速センサ５４により検出される車輪速ｖから出力回転速度である前記出力シャフト４０の回転速度が算出され、その速度差である差動回転速度ｄｎが算出される。次に、前記駆動トルク算出手段６８に対応するＳ６において、予め定められた関係からＳ１にて検出されたエンジン回転速度ｎｅと、Ｓ２にて検出されたスロットル開度ｔｈと、Ｓ３にて算出された変速比γとに基づいて前記プロペラシャフト２２により伝達される駆動トルクｔｉｎの理論値が算出される。
【００３２】
次に、前記伝達トルク指令値算出手段７０に対応するＳ７において、トルク配分比ＫＳＴと、Ｓ５にて算出された差動回転速度ｄｎと、Ｓ６にて算出された駆動トルクｔｉｎとに基づいて前述した（１）式から伝達トルク指令値ｔｏｕｔが算出される。次に、前記カップリング仕事率算出手段７２に対応するＳ８において、Ｓ５にて算出された差動回転速度ｄｎとＳ６にて算出された駆動トルクｔｉｎとに基づいて前記カップリング２４の仕事率ｑが算出される。次に、前記カップリング仕事量算出手段７４に対応するＳ９において、Ｓ８にて算出されたカップリング仕事率ｑの積分値である仕事量ｑｉが算出される。
【００３３】
次に、前記耐久可否判定手段７６に対応するＳ１０において、Ｓ８にて算出された仕事率ｑがＳ９にて算出された仕事量ｑｉの関数であるｇ（ｑｉ）以上であるか否かが判断される。このＳ１０の判断が肯定される場合には、Ｓ１３において、前記カップリング２４の係合力が零とされるカップリング保護制御が実行された後、本ルーチンが終了させられるが、Ｓ１０の判断が否定される場合には、前記走行抵抗判定手段７８に対応するＳ１１において、Ｓ４にて算出された車輪加速度ｄｎがＳ６にて算出された駆動トルクｔｉｎの関数であるｆ（ｔｉｎ）未満であるか否かが判断される。このＳ１１に判断が否定される場合には、Ｓ１４において、通常の係合力制御が実行された後、本ルーチンが終了させられるが、Ｓ１１の判断が肯定される場合には、Ｓ１２において、前記カップリング２４の係合力が最大値とされる高抵抗路制御が実行された後、本ルーチンが終了させられる。以上のＳ１２乃至Ｓ１４が、前記カップリング係合力制御手段８０に対応する。
【００３４】
このように、本実施例によれば、前記車両の走行抵抗に応じて摩擦係合装置である前記カップリング２４の係合力を制御することから、走行抵抗が比較的高い砂地等の走行或いは牽引走行等に際しては、前記カップリング２４の係合力を増加させ或いは最大値とすることで、そのカップリング２４に含まれる摩擦要素である前記制御クラッチ４４やメインクラッチ４８等の回転速度差を可及的に減少させて発熱を抑制することができる。すなわち、砂地等の走行や牽引走行等に際して熱損の発生を好適に防止する車両用摩擦係合装置の制御装置を提供することができる。
【００３５】
また、予め定められた関係から駆動力源である前記エンジン１２により発生させられる駆動トルクｔｉｎと副駆動輪である前記後輪３０の加速度ｄｖとに基づいて前記車両の走行抵抗が所定値以上であるか否かを判定する走行抵抗判定手段７８（Ｓ１１）と、その走行抵抗判定手段７８により前記車両の走行抵抗が所定値以上であると判定される場合には前記カップリング２４の係合力を変更するカップリング係合力制御手段８０（Ｓ１２乃至Ｓ１４）とを含むものであるため、前記エンジン１２により発生させられる駆動トルクｔｉｎ及び車輪加速度ｄｖから前記車両の走行抵抗が比較的高いと判定される場合には、前記カップリング２４の係合力を増加させ或いは最大値とすることで、前記制御クラッチ４４やメインクラッチ４８等の回転速度差を可及的に減少させて発熱を抑制することができるという利点がある。
【００３６】
また、前記カップリング２４の差動回転速度ｄｎを算出する差動回転速度算出手段６６（Ｓ５）と、その差動回転速度算出手段６６により算出される差動回転速度ｄｎと前記エンジンにより発生させられる駆動トルクｔｉｎとに基づいて前記カップリング２４の仕事率ｑを算出するカップリング仕事率算出手段７２（Ｓ８）と、予め定められた関係からそのカップリング仕事率算出手段７２により算出される仕事率ｑとその仕事率ｑの積分値である仕事量ｑｉとに基づいてそのカップリング２４の耐久可否を判定する耐久可否判定手段７６（Ｓ１０）とを含み、前記カップリング係合力制御手段８０は、その耐久可否判定手段７６により前記カップリング２４が耐久不可と判定される場合にはそのカップリング２４の係合力を変更するものであるため、そのカップリング２４の仕事率ｑ及び仕事量ｑｉから耐久性を確保できないと判定される場合には、そのカップリング２４の係合力を減少させ或いは零とすることで熱損を更に確実に防止することができるという利点がある。
【００３７】
また、前記カップリング２４は、前記エンジン１２から前輪２０及び後輪３０の何れか一方へ至る動力伝達経路に直列に配設された駆動力配分カップリングであるため、低燃費でトラクション性能に優れた駆動系を提供できるという利点がある。
【００３８】
以上、本発明の好適な実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく、更に別の態様においても実施される。
【００３９】
例えば、前述の実施例では、摩擦係合装置として電磁式カップリング２４に本発明が適用されていたが、本発明はこれに限定されるものではなく、例えば、油圧式カップリングに本発明が適用されてもよい。この場合、前記カップリング係合力制御手段８０は、例えば、その油圧式カップリングに作動油圧を供給する油圧制御回路に設けられたリニアソレノイド弁に供給される電流を制御することによりその油圧式カップリングの伝達トルクを制御する。また、磁粉式カップリングに本発明が適用されても構わない。
【００４０】
また、前述の実施例では、前記カップリング２４の第１ハウジング３４は、前記プロペラシャフト２２と一体的に形成されており、そのプロペラシャフト２２が前記カップリング２４の入力軸として機能していたが、例えば、前記プロペラシャフト２２とカップリング２４との間にトランスファ装置等が設けられていても構わない。また、前記カップリング２４は、前記後輪用差動歯車装置２６側に設けられていたが、前記前輪用差動歯車装置１６側に設けられていても当然に構わない。
【００４１】
また、前述の実施例では、前記メインクラッチ４８が係合状態とされることにより駆動力を前記後輪３０に配分するカップリング２４について説明したが、前記メインクラッチ４８が解放状態とされることにより駆動力を一部の車輪すなわち副駆動輪に配分する駆動系に本発明が適用されても構わない。
【００４２】
また、前述の実施例では、手動変速機１４を備えた駆動力伝達装置１０について説明したが、自動変速機すなわちオートマチックトランスミッションを備えた駆動力伝達装置に本発明が適用されても構わない。
【００４３】
その他、一々例示はしないが、本発明はその趣旨を逸脱しない範囲内において種々の変更が加えられて実施されるものである。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明が適用された駆動力伝達装置を有する前置エンジン前輪駆動を基本とする前後輪駆動車両の構成を説明する骨子図である。
【図２】図１の駆動力伝達装置に設けられたカップリングの構成例を説明する概略断面図である。
【図３】図１の駆動力伝達装置に設けられた電子制御装置のカップリング係合力制御機能の要部を示す機能ブロック線図である。
【図４】図２のカップリングの差動回転速度の増加に伴って後輪に配分される駆動力を増加させるための適合係数について説明する図である。
【図５】図２のカップリングの仕事量及び仕事率に応じた耐久可否区分の一例を説明する図である。
【図６】図１のエンジンから出力される駆動トルク及び車輪加速度から判定される走行路の路面状態を説明する図である。
【図７】図３の電子制御装置によるカップリング係合力制御作動の要部を説明するフローチャートである。
【符号の説明】
１２：エンジン（駆動力源）
２０：前輪（車輪）
２４：カップリング（摩擦係合装置）
３０：後輪（車輪）
６６：差動回転速度算出手段
７２：カップリング仕事率算出手段
７６：耐久可否判定手段
７８：走行抵抗判定手段
８０：カップリング係合力制御手段[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device for a vehicle friction engagement device that distributes a driving force generated by a driving force source to some of a plurality of wheels.
[0002]
[Prior art]
An electromagnetic type arranged in series with a propeller shaft to select a four-wheel drive state and a two-wheel drive state, or to control a power distribution ratio between a front wheel and a rear wheel in the four-wheel drive state. 2. Description of the Related Art There is known a vehicle including a friction engagement device for distributing a driving force generated by a driving force source to some of a plurality of wheels, such as a clutch device. When such a vehicle travels on sand or the like, the transmission torque transmitted by the friction engagement device and the rotational speed difference between the friction elements included in the friction engagement device are large, and heat loss due to excessive heat generation occurs. there is a possibility. To solve this problem, the calorific value of the friction engagement device is calculated, and when the calculated calorific value is equal to or more than a predetermined value and continues for a predetermined time, the engaging force of the friction engagement device is increased to a maximum value (rigid). Has been proposed. For example, the control device of the friction engagement device described in Patent Literature 1 is that.
[0003]
[Patent Document 1]
JP-A-1-190538
[Problems to be solved by the invention]
However, in the conventional control device of the friction engagement device, an error tends to occur in the calculation of the heat generation amount of the friction engagement device, and the occurrence of heat loss cannot be sufficiently suppressed. Further, since the engagement force is controlled based on the heat generation amount of the friction engagement device, drivability may be deteriorated because the engagement force is frequently set to the maximum value during traveling. Furthermore, there is a possibility that a tight corner braking phenomenon may occur by continuing the engagement force of the friction engagement device at the maximum value even after returning to a normal traveling path from a sandy ground or the like. That is, at present, a control device for a vehicle friction engagement device that suitably prevents generation of heat loss when traveling on sandy ground or the like has not yet been developed.
[0005]
SUMMARY OF THE INVENTION The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object of the present invention is to provide a control device for a vehicle friction engagement device that suitably prevents generation of heat loss when traveling on sandy ground or the like. It is in.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, the gist of the present invention is to control a vehicle friction engagement device for distributing a driving torque generated by a driving force source to some of a plurality of wheels. A device for controlling an engagement force of the friction engagement device according to a running resistance of a vehicle.
[0007]
【The invention's effect】
With this configuration, since the engagement force of the friction engagement device is controlled in accordance with the traveling resistance of the vehicle, the friction engagement device can be used when traveling or towing traveling on sand or the like having relatively high traveling resistance. By increasing the engagement force or increasing the maximum value, the difference in rotational speed between the friction elements included in the friction engagement device can be reduced as much as possible, and heat generation can be suppressed. That is, it is possible to provide a control device for a vehicle friction engagement device that suitably prevents the occurrence of heat loss when traveling on sandy ground or the like.
[0008]
Other aspects of the invention
Here, preferably, it is determined whether or not the running resistance of the vehicle is equal to or more than a predetermined value based on a driving torque generated by the driving force source and an acceleration of the partial wheels from a predetermined relationship. Running resistance determining means for determining, and engaging force control means for changing the engaging force of the frictional engagement device when the running resistance of the vehicle is determined to be equal to or more than a predetermined value by the running resistance determining means, Including. With this configuration, when it is determined from the driving torque generated by the driving force source and the acceleration of the partial wheels that the traveling resistance of the vehicle is relatively high, the engagement force of the friction engagement device is determined. By increasing or increasing the maximum value, there is an advantage that the rotational speed difference between the friction elements included in the friction engagement device can be reduced as much as possible to suppress heat generation.
[0009]
Preferably, a differential rotation speed calculating means for calculating a differential rotation speed of the friction engagement device, and a differential rotation speed calculated by the differential rotation speed calculation device and the differential rotation speed calculated by the driving force source. Power calculating means for calculating the power of the friction engagement device based on the driving torque to be applied, and a power calculated by the power calculating means from a predetermined relationship and an integrated value of the power. Durability determination means for determining whether or not the friction engagement device is durable based on the amount of work, wherein the engagement force control means determines that the friction engagement device is not durable by the durability determination means. In this case, the engagement force of the friction engagement device is changed. In this way, when it is determined that the durability cannot be secured from the power and the work of the friction engagement device, the heat loss is reduced by reducing the engagement force of the friction engagement device to zero. Can be more reliably prevented.
[0010]
Preferably, the vehicle friction engagement device is a driving force distribution coupling arranged in series in a power transmission path from a driving force source of a four-wheel drive vehicle to one of a front wheel and a rear wheel. is there. In this way, there is an advantage that a drive system with low fuel consumption and excellent traction performance can be provided.
[0011]
【Example】
Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
[0012]
FIG. 1 is a skeleton diagram illustrating a configuration of a front-rear-wheel drive vehicle based on a front-engine front-wheel drive (FF) having a driving force transmission device 10 to which the present invention is applied. In FIG. 1, an engine 12 is an internal combustion engine such as a gasoline engine or a diesel engine, and is a driving power source that generates driving power by burning fuel. The driving force generated by the engine 12 is transmitted to a pair of front wheels 20, which are main driving wheels, via a transmission 14, a front wheel differential gear device 16, and a front wheel axle 18, while transmitting driving force. An auxiliary driving force is transmitted via a propeller shaft 22 as a shaft, an electromagnetic driving force distribution coupling (hereinafter simply referred to as a coupling) 24 as a frictional engagement device, a rear wheel differential gear device 26, and a rear wheel axle 28. The power is transmitted to a pair of rear wheels 30 that are drive wheels. Further, an electronic control unit 32 for controlling the coupling 24 is provided. That is, the drive control device 10 shown in FIG. 1 is an example of a drive system of an electronically controlled torque split type four-wheel drive vehicle that distributes torque generated by an engine 12 as a driving force source to front and rear wheels according to a traveling state. It is.
[0013]
The transmission 14 is configured to reduce or increase the speed of input rotation at a predetermined speed ratio γ and output the same. For example, a synchronous mesh type manual transmission (manual transmission) in which a gear position is switched by manual operation. It is. That is, when a shift lever (not shown) is operated, one of the plurality of synchronous meshing devices is selectively engaged or released, and any one of four forward speeds, one reverse speed, and neutral is established. The speed conversion according to each speed ratio γ is performed.
[0014]
FIG. 2 is a schematic cross-sectional view illustrating a configuration example of the coupling 24. As shown in FIG. 2, the coupling 24 includes a first housing 34 formed coaxially and integrally with the propeller shaft 22, and includes an electromagnetic solenoid 36 and is fixed to an inner peripheral side of the first housing 34. A second housing 38, an output shaft 40 disposed coaxially with the first housing 34 so as to be relatively rotatable about its axis, and an output shaft 40 coaxially with the output shaft 40 and relatively rotatable about its axis. , A control clutch 44 for preventing or slipping relative rotation between the first housing 34 and the control cam 42, and a control clutch between the second housing 38. An arm, which is an annular iron piece disposed coaxially with the output shaft 40 so as to be able to relatively move in the axial direction thereof in order to pinch a clutch plate constituting 44. A clutch 46 for preventing the relative rotation between the first housing 34 and the output shaft 40 or slipping, and a clutch plate constituting the main clutch 48 between the first housing 34 And a main cam 50 arranged coaxially with the output shaft 40 so as to be able to relatively rotate around the axis thereof and to be relatively movable in the axial direction. Also, a plurality of recesses corresponding to the respective cam surfaces are formed on opposing sides of the control cam 42 and the main cam 50, and the control cam 42 and the main cam 50 are fitted into the respective recesses. Are provided with a plurality of balls 52.
[0015]
In the coupling 24, when the electromagnetic solenoid 36 is in a non-excited state, both the control clutch 44 and the main clutch 48 are in a non-engaged state, so that the driving force of the propeller shaft 22 It is not transmitted to the shaft 40. On the other hand, when the electromagnetic solenoid 36 is in an excited state, a magnetic flux is generated around the electromagnetic solenoid 36, whereby the armature 46 is attracted to the second housing 38 side, and the control clutch 44 is moved to the electromagnetic solenoid 36. Is engaged or slipped according to the control current to the motor. When a rotational speed difference occurs between the control cam 42 and the main cam 50 after the control clutch 44 is engaged, the ball 52 is pushed by the slope of the concave portion of the control cam 42 and pressed against the main cam 50 side. As a result, the main cam 50 is pressed against the propeller shaft 22 side, the main clutch 48 is engaged, and the driving force of the propeller shaft 22 is transmitted to the output shaft 40.
[0016]
The engaging force of the coupling 24, that is, the engaging force of the main clutch 48 uniquely determines the transmission torque transmitted by the coupling 24, and is determined by the current supplied to the electromagnetic solenoid 36. That is, when the current supplied to the electromagnetic solenoid 36 is relatively small, the force of the armature 46 being attracted toward the second housing 38 is relatively weak, and the engagement force of the control clutch 44 is relatively small. The rotational speed difference between the control cam 42 and the main cam 50 is reduced, and the force for pushing the main cam 50 toward the propeller shaft 22 is relatively weak, so that the engagement force of the coupling 24 is relatively small. Become smaller. On the other hand, when the current supplied to the electromagnetic solenoid 36 is relatively large, the force with which the armature 46 is attracted toward the second housing 38 is relatively strong, and the engagement force of the control clutch 44 is relatively large. The difference in rotational speed between the control cam 42 and the main cam 50 becomes large, and the force for pushing the main cam 50 toward the propeller shaft 22 is relatively strong, so that the engaging force of the coupling 24 is relatively small. When the current increases and the current supplied to the electromagnetic solenoid 36 exceeds a predetermined value, the driving force is transmitted to the front and rear wheels in a state close to a directly connected four-wheel drive vehicle. With the above configuration, the ratio of the driving force transmitted to the rear wheels 30 to the total driving force output from the transmission 14 is continuously controlled within the range of zero to 0.5.
[0017]
Referring back to FIG. 1, the electronic control unit 32 includes a so-called microcomputer including a CPU, a ROM, a RAM, an input / output interface, and the like. The electronic control unit 32 is stored in the ROM in advance while using the temporary storage function of the RAM. Signal processing according to the program. For example, by controlling the current supplied to the electromagnetic solenoid 36, the engagement force of the coupling 24 is controlled. The power transmission device 10 includes a wheel speed sensor 54 that detects a wheel speed that is an actual rotation speed of the rear wheel 30 corresponding to a vehicle speed, a shift speed sensor 56 that detects a speed position of the transmission 14, and not shown. A throttle sensor 58 for detecting a throttle opening corresponding to an operation amount of an accelerator pedal, an engine rotation speed sensor 60 for detecting an actual rotation speed of the engine 12, a front and rear G sensor 62, and the like are provided. From the above, a signal indicating the wheel speed v, a signal indicating the shift stage, a signal indicating the throttle opening th, a signal indicating the engine rotational speed ne, a signal indicating the longitudinal acceleration g, and the like are supplied to the electronic control unit 32. Has become.
[0018]
FIG. 3 is a functional block diagram showing a main part of a function of controlling the engagement force of the coupling 24 by the electronic control device 32. 3 calculates a wheel acceleration dv which is a differential value of the wheel speed v of the rear wheel 30 detected by the wheel speed sensor 54. Since the rear wheel 30 is a sub-drive wheel, and the wheel speed v thereof corresponds to the vehicle speed, the wheel acceleration calculation means 64 is, in other words, a sub-drive wheel acceleration calculation means or a vehicle acceleration calculation means. .
[0019]
The differential rotation speed calculation means 66 calculates a differential rotation speed dn which is a speed difference between the input rotation speed and the output rotation speed of the coupling 24. For example, based on the engine speed ne detected by the engine speed sensor 60 and the speed ratio γ corresponding to the shift speed of the transmission 14 detected by the shift speed sensor 56, the rotation of the propeller shaft 22 is determined as the input speed. The rotation speed of the output shaft 40, which is the output rotation speed, is calculated from the wheel speed v detected by the wheel speed sensor 54, and the speed difference is calculated.
[0020]
The driving torque calculating means 68 calculates a driving torque tin generated by the engine 12. For example, the engine speed ne detected by the engine speed sensor 60 from a predetermined relationship, the throttle opening th detected by the throttle sensor 58, and the transmission detected by the shift speed sensor 56 The theoretical value of the driving torque tin transmitted by the propeller shaft 22 is calculated based on the gear ratio γ corresponding to the 14 shift stages.
[0021]
The transmission torque command value calculation means 70 calculates the transmission torque command value tout of the coupling 24. For example, the torque distribution ratio KST, the differential rotation speed dn calculated by the differential rotation speed calculation means 66, and the torque distribution ratio KST calculated by the drive torque calculation means 68 are determined from a predetermined relationship represented by the following equation (1). The transmission torque command value tout is calculated based on the driving torque tin. In normal control, the torque distribution ratio KST is set to about 0.2 so that the tight corner braking phenomenon does not occur. Further, h (dn) shown in the equation (1) is a function indicating zero when the differential rotation speed dn is less than a predetermined value, and a function indicating a proportional relationship when the differential rotation speed is equal to or more than the predetermined value, as shown in FIG. This is an adaptation coefficient for increasing the driving force distributed to the rear wheel 30 which is the auxiliary driving wheel as dn increases.
[0022]
[Formula 1]
tout = KST × tin + h (dn) × tin (1)
[0023]
The coupling power calculating means 72 calculates the work of the coupling 24 based on the differential rotation speed dn calculated by the differential rotation speed calculating means 66 and the driving torque tin calculated by the driving torque calculating means 68. Calculate the rate q. For example, the coupling is a product of a transmission torque command value tout calculated by the transmission torque command value calculation means 70 and a differential rotation speed dn of the coupling 24 calculated by the differential rotation speed calculation means 66. The power q of 24 is calculated.
[0024]
The coupling work amount calculating means 74 calculates a work amount qi which is an integral value of the power q of the coupling 24 calculated by the coupling power calculating means 72. Since the work qi corresponds to the amount of heat generated by the friction of the control clutch 44 and the main clutch 48 of the coupling 24, the coupling work calculation means 74 in other words This is a calorific value calculating means for calculating the calorific value of the ring 24.
[0025]
The durability determination unit 76 determines the cup based on a power q calculated by the coupling power calculation unit 72 and a work qi calculated by the coupling work calculation unit 74 from a predetermined relationship. The durability of the ring 24 is determined. FIG. 5 is a diagram for explaining an example of the durability class according to the work qi and the power q of the coupling 24. In FIG. A region that is equal to or more than g (qi), which is a function of the quantity qi, is a non-durable range, and the other region is a durable range.
[0026]
The running resistance determining means 78 determines the running resistance of the vehicle based on the wheel acceleration dv calculated by the wheel acceleration calculating means 64 from a predetermined relationship and the driving torque tin calculated by the driving torque calculating means 68. It is determined whether the value is equal to or more than a predetermined value. The running resistance is, for example, a rolling resistance Fr of a wheel according to a road surface condition of a running road, a gradient resistance Facc generated when the vehicle runs on a slope. FIG. 6 is a diagram for explaining the road surface condition of the traveling road determined from the driving torque tin and the wheel acceleration dv. In FIG. The region shown, that is, the region where the wheel acceleration dv is less than f (tin), which is a function of the driving torque tin, corresponds to traveling on a high-resistance road such as a sandy ground. On such a high-resistance road, the vehicle speed is relatively low, such as 20 to 30 km / h, and the state in which the transmission torque transmitted by the coupling 24 is relatively high continues for a long time. Heat loss due to heat generation is likely to occur. The running resistance determining means 78 determines, for example, whether the wheel acceleration dv is less than f (tin) which is a function of the driving torque tin. In other words, the running resistance of the running road is equal to or more than a predetermined value. This is a high-resistance road determination means for determining whether or not the above-mentioned condition is satisfied.
[0027]
The coupling engagement force control means 80 controls the engagement force of the coupling 24 by controlling the current supplied to the electromagnetic solenoid 36 according to the transmission torque command value tout. For example, when the durability determination unit 76 determines that the coupling 24 is not durable, the engagement force of the coupling 24 is changed. That is, when it is determined that the power q of the coupling 24 is equal to or more than g (qi) which is a function of the work qi, the coupling protection of the coupling 24 is reduced or set to zero. Execute control.
[0028]
The coupling engagement force control unit 80 changes the engagement force of the coupling 24 when the traveling resistance determination unit 78 determines that the traveling resistance of the vehicle is equal to or greater than a predetermined value. That is, when it is determined that the wheel acceleration dv is less than f (tin) which is a function of the driving torque tin, the transmission torque command value tout in which the torque distribution ratio KST in the above-described equation (1) is 1.0. By controlling the current supplied to the electromagnetic solenoid 36 in accordance with the equation (1), a high resistance path control for increasing the engagement force of the coupling 24 or for setting the coupling force to a maximum value (rigid) is executed.
[0029]
FIG. 7 is a flowchart for explaining a main part of the coupling engagement force control operation by the electronic control unit 32, which is repeatedly executed with a very short cycle time of about several msec to several tens msec.
[0030]
First, in step (hereinafter, step is omitted) S1, the engine speed ne is detected by the engine speed sensor 60, the throttle opening th is detected by the throttle sensor 58 in S2, and the shift is performed in S3. The speed ratio γ of the transmission 14 corresponding to the shift speed detected by the speed sensor 56 is calculated.
[0031]
Next, in S4 corresponding to the wheel acceleration calculating means 64, a wheel acceleration dv which is a differential value of the wheel speed v of the rear wheel 30 detected by the wheel speed sensor 54 is calculated. Next, in S5 corresponding to the differential rotation speed calculation means 66, the rotation speed of the propeller shaft 22 which is the input rotation speed is obtained from the engine rotation speed ne detected in S1 and the gear ratio γ detected in S3. The rotational speed of the output shaft 40, which is the output rotational speed, is calculated from the wheel speed v detected by the wheel speed sensor 54, and the differential rotational speed dn, which is the speed difference, is calculated. Next, in S6 corresponding to the drive torque calculating means 68, the engine speed ne detected in S1 from the predetermined relationship, the throttle opening th detected in S2, and the throttle opening th calculated in S3. The theoretical value of the driving torque tin transmitted by the propeller shaft 22 is calculated based on the changed gear ratio γ.
[0032]
Next, in S7 corresponding to the transmission torque command value calculating means 70, the aforementioned torque distribution ratio KST, the differential rotation speed dn calculated in S5, and the driving torque tin calculated in S6 are used. The transmission torque command value tout is calculated from the equation (1). Next, in S8 corresponding to the coupling power calculating means 72, the power q of the coupling 24 based on the differential rotation speed dn calculated in S5 and the driving torque tin calculated in S6. Is calculated. Next, in S9 corresponding to the coupling work calculating means 74, a work qi, which is an integral value of the coupling power q calculated in S8, is calculated.
[0033]
Next, in S10 corresponding to the durability availability determination means 76, it is determined whether or not the power q calculated in S8 is equal to or more than g (qi) which is a function of the work qi calculated in S9. Is done. If the determination in S10 is affirmative, the routine is terminated after the coupling protection control in which the engagement force of the coupling 24 is reduced to zero in S13, but the determination in S10 is negative. If so, in S11 corresponding to the running resistance determination means 78, it is determined whether the wheel acceleration dn calculated in S4 is less than f (tin) which is a function of the driving torque tin calculated in S6. Is determined. When a negative determination is made in S11, the routine is terminated after the normal engagement force control is executed in S14. However, when the determination in S11 is affirmative, the routine proceeds to S12, where After the high resistance road control in which the engagement force of the ring 24 is set to the maximum value is executed, the present routine is terminated. Steps S12 to S14 described above correspond to the coupling engagement force control unit 80.
[0034]
As described above, according to the present embodiment, since the engagement force of the coupling 24, which is a friction engagement device, is controlled in accordance with the running resistance of the vehicle, the running or traction of sand or the like having a relatively high running resistance is performed. During traveling or the like, by increasing or maximizing the engagement force of the coupling 24, a difference in rotational speed between the control clutch 44 and the main clutch 48, which are friction elements included in the coupling 24, can be increased. It is possible to reduce heat generation and suppress heat generation. That is, it is possible to provide a control device for a vehicle friction engagement device that suitably prevents the occurrence of heat loss during traveling on a sandy ground or towing travel.
[0035]
Further, based on a predetermined relationship, the running resistance of the vehicle is equal to or greater than a predetermined value based on the driving torque tin generated by the engine 12 as the driving force source and the acceleration dv of the rear wheel 30 as the auxiliary driving wheel. The running resistance determining means 78 (S11) for determining whether or not there is a vehicle, and when the running resistance determining means 78 determines that the running resistance of the vehicle is equal to or greater than a predetermined value, the engaging force of the coupling 24 is reduced. Since it includes the coupling engagement force control means 80 (S12 to S14) to be changed, when the driving resistance of the vehicle is determined to be relatively high from the driving torque tin and the wheel acceleration dv generated by the engine 12, By increasing or maximizing the engagement force of the coupling 24, the rotation of the control clutch 44, the main clutch 48, etc. There is an advantage that it is possible to suppress the heat generation as much as possible to reduce the speed difference.
[0036]
Further, a differential rotational speed calculating means 66 (S5) for calculating a differential rotational speed dn of the coupling 24, a differential rotational speed dn calculated by the differential rotational speed calculating means 66, and a value generated by the engine. Coupling power calculating means 72 (S8) for calculating the power q of the coupling 24 based on the applied driving torque tin, and the work calculated by the coupling power calculating means 72 from a predetermined relationship. A durability determining unit 76 (S10) for determining whether the coupling 24 is durable based on the power q and the work qi which is an integral value of the power q. When the durability determination unit 76 determines that the coupling 24 is not durable, the engagement force of the coupling 24 is changed. Therefore, when it is determined that the durability cannot be secured from the power q and the work qi of the coupling 24, the engagement loss of the coupling 24 is reduced or set to zero to further reduce the heat loss. There is an advantage that it can be prevented.
[0037]
Further, since the coupling 24 is a driving force distribution coupling disposed in series in a power transmission path from the engine 12 to one of the front wheel 20 and the rear wheel 30, the coupling 24 has low fuel consumption and excellent traction performance. There is an advantage that an improved drive system can be provided.
[0038]
As described above, the preferred embodiments of the present invention have been described in detail with reference to the drawings. However, the present invention is not limited to these embodiments, and may be implemented in other embodiments.
[0039]
For example, in the above-described embodiment, the present invention is applied to the electromagnetic coupling 24 as a friction engagement device. However, the present invention is not limited to this. For example, the present invention is applied to a hydraulic coupling. May be applied. In this case, the coupling engagement force control means 80 controls the current supplied to a linear solenoid valve provided in a hydraulic control circuit for supplying operating hydraulic pressure to the hydraulic coupling, thereby controlling the hydraulic coupling. Controls the ring transmission torque. Further, the present invention may be applied to a magnetic powder type coupling.
[0040]
In the above-described embodiment, the first housing 34 of the coupling 24 is formed integrally with the propeller shaft 22, and the propeller shaft 22 functions as an input shaft of the coupling 24. For example, a transfer device or the like may be provided between the propeller shaft 22 and the coupling 24. Further, the coupling 24 is provided on the side of the rear wheel differential gear device 26, but may be provided on the side of the front wheel differential gear device 16 as a matter of course.
[0041]
Further, in the above-described embodiment, the coupling 24 that distributes the driving force to the rear wheel 30 when the main clutch 48 is engaged is described. However, the main clutch 48 is released. The present invention may be applied to a driving system that distributes driving force to some wheels, that is, auxiliary driving wheels.
[0042]
In the above-described embodiment, the driving force transmission device 10 including the manual transmission 14 has been described. However, the present invention may be applied to a driving force transmission device including an automatic transmission, that is, an automatic transmission.
[0043]
Although not specifically exemplified, the present invention can be implemented with various modifications without departing from the spirit of the invention.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic diagram illustrating a configuration of a front-rear-wheel drive vehicle based on front-engine front-wheel drive having a driving force transmission device to which the present invention is applied.
FIG. 2 is a schematic cross-sectional view illustrating a configuration example of a coupling provided in the driving force transmission device of FIG.
FIG. 3 is a functional block diagram illustrating a main part of a coupling engagement force control function of an electronic control device provided in the driving force transmission device of FIG. 1;
FIG. 4 is a diagram illustrating an adaptation coefficient for increasing a driving force distributed to rear wheels with an increase in the differential rotational speed of the coupling of FIG. 2;
5 is a diagram illustrating an example of durability endurance division according to the work amount and the work rate of the coupling of FIG. 2;
FIG. 6 is a diagram illustrating a road surface state of a traveling road determined from a driving torque and a wheel acceleration output from the engine of FIG. 1;
7 is a flowchart illustrating a main part of a coupling engagement force control operation by the electronic control device of FIG. 3;
[Explanation of symbols]
12: Engine (drive power source)
20: Front wheel (wheel)
24: Coupling (friction engagement device)
30: rear wheel (wheel)
66: Differential rotation speed calculation means 72: Coupling power calculation means 76: Endurance determination means 78: Running resistance determination means 80: Coupling engagement force control means

Claims

駆動力源により発生させられる駆動トルクを複数の車輪のうち一部の車輪に配分するための車両用摩擦係合装置の制御装置であって、
車両の走行抵抗に応じて前記摩擦係合装置の係合力を制御することを特徴とする車両用摩擦係合装置の制御装置。A control device for a vehicle friction engagement device for distributing a driving torque generated by a driving force source to some of a plurality of wheels,
A control device for a vehicle friction engagement device, wherein the engagement force of the friction engagement device is controlled in accordance with a running resistance of the vehicle.

予め定められた関係から前記駆動力源により発生させられる駆動トルクと前記一部の車輪の加速度とに基づいて前記車両の走行抵抗が所定値以上であるか否かを判定する走行抵抗判定手段と、
該走行抵抗判定手段により前記車両の走行抵抗が所定値以上であると判定される場合には前記摩擦係合装置の係合力を変更する係合力制御手段と
を、含むものである請求項１の車両用摩擦係合装置の制御装置。Running resistance determining means for determining whether or not the running resistance of the vehicle is equal to or greater than a predetermined value based on the driving torque generated by the driving force source and the acceleration of the partial wheels from a predetermined relationship; ,
2. The vehicle according to claim 1, further comprising an engagement force control unit that changes an engagement force of the friction engagement device when the traveling resistance of the vehicle is determined to be equal to or greater than a predetermined value by the traveling resistance determination unit. Control device for friction engagement device.

前記摩擦係合装置の差動回転速度を算出する差動回転速度算出手段と、
該差動回転速度算出手段により算出される差動回転速度と前記駆動力源により発生させられる駆動トルクとに基づいて前記摩擦係合装置の仕事率を算出する仕事率算出手段と、
予め定められた関係から該仕事率算出手段により算出される仕事率と該仕事率の積分値である仕事量とに基づいて該摩擦係合装置の耐久可否を判定する耐久可否判定手段と
を、含み、
前記係合力制御手段は、該耐久可否判定手段により前記摩擦係合装置が耐久不可と判定される場合には該摩擦係合装置の係合力を変更するものである請求項１又は２の車両用摩擦係合装置の制御装置。Differential rotation speed calculation means for calculating the differential rotation speed of the friction engagement device,
Power calculation means for calculating the power of the friction engagement device based on the differential rotation speed calculated by the differential rotation speed calculation means and the driving torque generated by the driving force source;
Durability determining means for determining the durability of the friction engagement device based on a power calculated by the power calculating means from a predetermined relationship and a work amount which is an integrated value of the power, Including
3. The vehicle according to claim 1, wherein the engagement force control unit changes the engagement force of the friction engagement device when the durability determination unit determines that the friction engagement device is not durable. Control device for friction engagement device.

前記車両用摩擦係合装置は、四輪駆動車両の駆動力源から前輪及び後輪の何れか一方へ至る動力伝達経路に直列に配設された駆動力配分カップリングである請求項１から３の何れかの車両用摩擦係合装置の制御装置。4. The vehicle friction engagement device is a driving force distribution coupling arranged in series in a power transmission path from a driving force source of a four-wheel drive vehicle to one of a front wheel and a rear wheel. 5. The control device for a friction engagement device for a vehicle according to any one of the above.