JP2016155478A - Hydraulic control device for driving force distributing device - Google Patents

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To obtain appropriate torque transmission performance during both stop and travel.SOLUTION: In a hydraulic control device for a driving force distributing device, a hydraulic clutch for driving force distribution is installed between a driving source and sub driving wheels, and a command torque is determined according to a traveling state so that a command hydraulic pressure according to the command torque is supplied to the hydraulic clutch. When the vehicle speed is a prescribed first threshold value or less, the command hydraulic pressure according to the command torque is calculated based on a first conversion characteristic from the command torque to the command hydraulic pressure corresponding to the vehicle stop state. When the vehicle speed is a prescribed second threshold value that is larger than the first threshold value or more, the command hydraulic pressure according to the command torque is calculated based on a second conversion characteristic from the command torque to the command hydraulic pressure corresponding to the vehicle running state. And when the vehicle speed is larger than the first threshold value and smaller than the second threshold value, the command hydraulic pressure according to the command torque is calculated based on a conversion characteristic blended the first conversion characteristic from the command torque to the command hydraulic pressure with the second conversion characteristic from the command torque to the command hydraulic pressure.SELECTED DRAWING: Figure 3

Description

本発明は、原動機からの駆動力を主駆動輪および副駆動輪に配分する四輪駆動車両の駆動力配分装置において、駆動力配分装置が有する油圧式クラッチの係合圧を発生するための油圧を制御する油圧制御装置に関する。   The present invention relates to a hydraulic force for generating an engagement pressure of a hydraulic clutch included in a driving force distribution device in a driving force distribution device for a four-wheel drive vehicle that distributes a driving force from a prime mover to main driving wheels and auxiliary driving wheels. The present invention relates to a hydraulic control device that controls the motor.

従来、エンジンなどの駆動源で発生した駆動力を主駆動輪と副駆動輪に分配するための駆動力配分装置を備えた四輪駆動車両がある。この種の四輪駆動車両では、例えば、前輪が主駆動輪で後輪が副駆動輪の場合、駆動源で発生した駆動力は、フロントドライブシャフトおよびフロントディファレンシャルを介して前輪に伝達されると共に、プロペラシャフトを介して多板クラッチを有する駆動力配分装置に伝達される。そして、駆動力配分装置に油圧制御装置から所定圧の作動油を供給することで、駆動力配分装置の係合圧を制御する。これにより、駆動源の駆動力が所定の配分比で後輪に伝達されるようになっている。   2. Description of the Related Art Conventionally, there are four-wheel drive vehicles equipped with a driving force distribution device for distributing driving force generated by a driving source such as an engine to main driving wheels and auxiliary driving wheels. In this type of four-wheel drive vehicle, for example, when the front wheels are main drive wheels and the rear wheels are sub drive wheels, the driving force generated by the drive source is transmitted to the front wheels via the front drive shaft and the front differential. And transmitted to a driving force distribution device having a multi-plate clutch through a propeller shaft. Then, the engagement pressure of the driving force distribution device is controlled by supplying a predetermined pressure of hydraulic oil from the hydraulic control device to the driving force distribution device. As a result, the driving force of the driving source is transmitted to the rear wheels at a predetermined distribution ratio.

駆動力配分装置の多板クラッチへの供給油圧を制御するための油圧制御装置として、例えば特許文献１、２に示す油圧制御装置がある。特許文献１、２に示す油圧制御装置は、多板クラッチを押圧するための油圧室に作動油を供給する電動オイルポンプを備え、電動オイルポンプと油圧室との間を油圧供給路で接続し、電動ポンプの吐出値が油圧クラッチの要求作動圧となるように電動ポンプの回転数を制御している。特許文献２に記載の油圧制御装置では、駆動力の配分比に応じた油圧を発生させるように電動ポンプのモータ駆動を制御している。しかし、特許文献１、２の油圧制御装置では、電動ポンプの駆動によって油圧クラッチに必要な油圧を供給する構成であるため、油圧クラッチの係合時には電動オイルポンプを常時運転する必要があった。そのため、電動オイルポンプを駆動するためのモータとしてブラシ付きモータを用いると、モータの耐久性（ブラシ磨耗）の保障が困難であった。   As a hydraulic control device for controlling the hydraulic pressure supplied to the multi-plate clutch of the driving force distribution device, for example, there are hydraulic control devices disclosed in Patent Documents 1 and 2. The hydraulic control devices disclosed in Patent Documents 1 and 2 include an electric oil pump that supplies hydraulic oil to a hydraulic chamber for pressing a multi-plate clutch, and connects the electric oil pump and the hydraulic chamber with a hydraulic supply path. The rotational speed of the electric pump is controlled so that the discharge value of the electric pump becomes the required operating pressure of the hydraulic clutch. In the hydraulic control device described in Patent Document 2, the motor drive of the electric pump is controlled so as to generate a hydraulic pressure corresponding to the distribution ratio of the driving force. However, since the hydraulic control devices of Patent Documents 1 and 2 are configured to supply the hydraulic pressure necessary for the hydraulic clutch by driving the electric pump, it is necessary to always operate the electric oil pump when the hydraulic clutch is engaged. Therefore, when a motor with a brush is used as a motor for driving the electric oil pump, it is difficult to ensure the durability (brush wear) of the motor.

この点に鑑みて、特許文献３においてはモータとソレノイドバルブを用いた油圧封入式の油圧制御装置が提案されている。この油圧封入式の油圧制御装置においては、モータで駆動されるオイルポンプから駆動力配分用のクラッチのピストン室に作動油を供給するための油圧経路において、作動油を封入するための作動油封入弁と、該作動油封入弁とピストン室との間の油路を開閉するためのソレノイドバルブ（開閉弁）とを設け、前記ピストン室を加圧する際には該ソレノイドバルブを閉じて前記モータによりオイルポンプを段階的に駆動することにより該ピストン室が指令油圧となるように制御し、前記ピストン室を減圧する際には該オイルポンプの駆動を禁止すると共に前記ソレノイドバルブを段階的に開閉することにより該ピストン室が指令油圧となるよう制御するようにしている。このように加圧時にのみモータを駆動し、減圧時にはモータを駆動しないことにより、モータの作動頻度を低減させることで耐久性の向上を図るようにしている。   In view of this point, Patent Document 3 proposes a hydraulic pressure-sealing hydraulic control device using a motor and a solenoid valve. In this hydraulic enclosure type hydraulic control device, hydraulic oil is enclosed in a hydraulic path for supplying hydraulic oil from an oil pump driven by a motor to a piston chamber of a clutch for distributing driving force. And a solenoid valve (open / close valve) for opening and closing an oil passage between the hydraulic oil sealing valve and the piston chamber. When pressurizing the piston chamber, the solenoid valve is closed and The piston chamber is controlled to have a command oil pressure by driving the oil pump stepwise, and when the pressure in the piston chamber is reduced, the oil pump is prohibited from driving and the solenoid valve is opened and closed stepwise. Thus, the piston chamber is controlled to become the command hydraulic pressure. In this way, the motor is driven only at the time of pressurization, and the motor is not driven at the time of depressurization, so that the durability of the motor is improved by reducing the frequency of operation of the motor.

特開２００４−１９７６８号公報Japanese Patent Laid-Open No. 2004-19768 特開２００１−２０６０９２号公報JP 2001-206092 A 特許第５６０７２４０号公報Japanese Patent No. 5607240

いずれのタイプの油圧制御装置においても、油圧クラッチを係合するにあたり、走行状態に応じて算出される指令トルクに応じて指令油圧を決定し、油圧クラッチの作動油圧（実油圧）が該指令油圧になるようにフィードバック制御を行っている。この場合、クラッチにおけるトルク伝達特性が停止時と走行時とで異なるため、どちらの特性を使用するかによって利害得失が生じる。例えば、走行時のトルク応答性を重視する場合は、走行状態に対応する指令トルク対指令油圧変換特性が使用される。一方、停止状態に対応する指令トルク対指令油圧変換特性は、発進時において指令トルクに適した指令油圧を設定することができるので、発進性能を良くすることができる。また、指令トルクに対して要求される指令油圧が相対的に低いため、無駄なトルクを発生させることなく、省エネルギーに効率的な油圧制御が期待できる。従って、発進性能と経済性を重視する場合は、停止状態に対応する指令トルク対指令油圧変換特性が使用される。しかし、停止状態に対応する指令トルク対指令油圧変換特性を使用すると、走行時において、指令トルクに対する実トルクの追従遅れが出るようになる、という問題が生じる。従来技術においては、走行状態に対応する指令トルク対指令油圧変換特性か、停止状態に対応する指令トルク対指令油圧変換特性か、そのいずれか一方でしか油圧制御がなされていなかった。そのため、それぞれの利害得失に甘んじるしかなかった。また、従来は、走行状態に対応する指令トルク対指令油圧変換特性を採用する場合は、複数段階のクラッチ入出力軸差回転数に対応して異なる特性を用意しなければならず、複雑な構成となっていた。   In any type of hydraulic control device, when the hydraulic clutch is engaged, the command hydraulic pressure is determined according to the command torque calculated according to the traveling state, and the hydraulic pressure (actual hydraulic pressure) of the hydraulic clutch is determined by the command hydraulic pressure. Feedback control is performed so that In this case, since the torque transmission characteristics of the clutch differ between when the vehicle is stopped and when the vehicle is running, there are advantages and disadvantages depending on which characteristic is used. For example, when emphasizing torque responsiveness during traveling, command torque vs. command hydraulic pressure conversion characteristics corresponding to the traveling state are used. On the other hand, the command torque vs. command oil pressure conversion characteristic corresponding to the stop state can set the command oil pressure suitable for the command torque at the time of start, and thus the start performance can be improved. Further, since the command hydraulic pressure required for the command torque is relatively low, efficient hydraulic control can be expected for energy saving without generating useless torque. Therefore, when emphasizing the start performance and economy, the command torque vs. command hydraulic pressure conversion characteristic corresponding to the stop state is used. However, when the command torque vs. command hydraulic pressure conversion characteristic corresponding to the stop state is used, there arises a problem that a follow-up delay of the actual torque with respect to the command torque occurs during traveling. In the prior art, hydraulic control is performed only in one of the command torque vs. command hydraulic pressure conversion characteristics corresponding to the running state and the command torque vs. command hydraulic pressure conversion characteristics corresponding to the stop state. Therefore, they had to be content with their interests. Also, conventionally, when adopting command torque vs. command hydraulic pressure conversion characteristics corresponding to the running state, different characteristics must be prepared corresponding to the clutch input / output shaft differential rotation speed in multiple stages, and the complicated configuration It was.

本発明は、上述の点に鑑みてなされたもので、停止時及び走行時の双方において適切なトルク伝達性能を得ることができるようにした油圧制御装置を提供することを目的とする。   The present invention has been made in view of the above points, and an object of the present invention is to provide a hydraulic control device capable of obtaining appropriate torque transmission performance both at the time of stopping and at the time of traveling.

本発明は、駆動源からの駆動力を主駆動輪及び副駆動輪に伝達する駆動力伝達経路と、前記駆動力伝達経路において前記駆動源と副駆動輪との間に配置された油圧式クラッチからなる駆動力配分装置と、を備えた車両において、前記駆動力配分装置に対する指令トルクを決定し、該指令トルクに応じた指令油圧を算出し、前記油圧式クラッチの実油圧が前記指令油圧になるように制御する制御手段を備えた駆動力配分装置の油圧制御装置であって、前記制御手段は、車速が所定の第１閾値以下のとき、車両停止状態に対応する第１の指令トルク対指令油圧変換特性に基づいて前記指令トルクに応じた指令油圧を算出し、車速が前記第１閾値より大きい所定の第２閾値以上のとき、車両走行状態に対応する第２の指令トルク対指令油圧変換特性に基づいて前記指令トルクに応じた指令油圧を算出し、車速が前記第１閾値より大きく前記第２閾値より小さい範囲内のとき、前記第１及び第２の指令トルク対指令油圧変換特性をブレンドした変換特性に基づいて前記指令トルクに応じた指令油圧を算出することを特徴とする。   The present invention relates to a driving force transmission path for transmitting a driving force from a driving source to a main driving wheel and a sub driving wheel, and a hydraulic clutch disposed between the driving source and the sub driving wheel in the driving force transmission path. A driving force distribution device comprising: a driving torque distribution device configured to determine a command torque for the driving force distribution device, calculate a command oil pressure corresponding to the command torque, and the actual hydraulic pressure of the hydraulic clutch is changed to the command oil pressure. A hydraulic pressure control apparatus for a driving force distribution device including control means for controlling the control means, wherein the control means is configured to control a first command torque pair corresponding to a vehicle stop state when the vehicle speed is equal to or lower than a predetermined first threshold value. A command hydraulic pressure corresponding to the command torque is calculated based on a command hydraulic pressure conversion characteristic, and when the vehicle speed is equal to or greater than a predetermined second threshold greater than the first threshold, a second command torque versus command hydraulic pressure corresponding to the vehicle running state Conversion characteristics Based on the command hydraulic pressure according to the command torque, when the vehicle speed is in a range larger than the first threshold and smaller than the second threshold, the first and second command torque vs. command hydraulic pressure conversion characteristics are blended. A command hydraulic pressure corresponding to the command torque is calculated based on the conversion characteristics.

本発明によれば、所定の第１閾値以下の車速（低速又は停止）状態においては、停止状態に対応する第１の指令トルク対指令油圧変換特性に従って指令トルクに応じた指令油圧が発生される。これにより、発進性能が良く、また、無駄なトルクを発生させることなく、省エネルギーに効率的な油圧制御を行うことができる。また、所定の第２閾値以上の車速（高速）状態においては、走行状態に対応する第２の指令トルク対指令油圧変換特性に従って指令トルクに応じた指令油圧が発生される。これにより、指令トルクに対する実トルクの追従性がよくなり、走行時において追従精度のよいトルク発生を実現できる。更に、前記第１閾値より大きく前記第２閾値より小さい範囲内の車速（中速）状態においては、前記第１及び第２の指令トルク対指令油圧変換特性をブレンドした変換特性に従って指令トルクに応じた指令油圧が発生される。これにより、経済性と追従性を両立させた適切なトルク発生を実現できる。   According to the present invention, in a vehicle speed (low speed or stopped) state that is equal to or lower than a predetermined first threshold value, a command hydraulic pressure corresponding to the command torque is generated according to the first command torque versus command hydraulic pressure conversion characteristic corresponding to the stopped state. . As a result, the starting performance is good, and the hydraulic control can be performed efficiently and energy-saving without generating unnecessary torque. Further, in a vehicle speed (high speed) state that is equal to or higher than a predetermined second threshold value, a command hydraulic pressure corresponding to the command torque is generated according to the second command torque-command hydraulic pressure conversion characteristic corresponding to the traveling state. Thereby, the followability of the actual torque with respect to the command torque is improved, and it is possible to realize torque generation with good follow-up accuracy during traveling. Further, in a vehicle speed (medium speed) state within a range larger than the first threshold and smaller than the second threshold, the command torque is responded according to a conversion characteristic obtained by blending the first and second command torque versus the command hydraulic pressure conversion characteristic. Command oil pressure is generated. As a result, it is possible to realize appropriate torque generation that achieves both economic efficiency and followability.

本発明の一実施例に係る駆動力配分装置の油圧制御装置を備えた四輪駆動車両の概略構成を示す図。The figure which shows schematic structure of the four-wheel drive vehicle provided with the hydraulic control apparatus of the driving force distribution apparatus which concerns on one Example of this invention. 油圧制御装置として機能する４ＷＤ・ＥＣＵの主要な機能ブロックを示す図。The figure which shows the main functional blocks of 4WD * ECU which functions as a hydraulic control apparatus. 本発明に関連する制御ブロックを抜き出して示す図。The figure which extracts and shows the control block relevant to this invention. 車両停止状態及び車両走行状態に対応する指令トルク対指令油圧変換特性（ヒステリシスカーブ）の一例を示す図。The figure which shows an example of the command torque vs. command oil pressure conversion characteristic (hysteresis curve) corresponding to a vehicle stop state and a vehicle running state. 本発明に従う動作例を示すタイムチャート。The time chart which shows the operation example according to this invention.

図１は、本発明の実施形態に係る駆動力配分装置の油圧制御装置を備えた四輪駆動車両の概略構成を示す図である。同図に示す四輪駆動車両１は、車両の前部に横置きに搭載したエンジン（駆動源）３と、エンジン３と一体に設置された自動変速機４と、エンジン３からの駆動力を前輪Ｗ１，Ｗ２及び後輪Ｗ３，Ｗ４に伝達するための駆動力伝達経路２０とを備えている。   FIG. 1 is a diagram illustrating a schematic configuration of a four-wheel drive vehicle including a hydraulic control device for a driving force distribution device according to an embodiment of the present invention. A four-wheel drive vehicle 1 shown in the figure has an engine (drive source) 3 mounted horizontally in the front portion of the vehicle, an automatic transmission 4 installed integrally with the engine 3, and a driving force from the engine 3. A driving force transmission path 20 for transmitting to the front wheels W1, W2 and the rear wheels W3, W4 is provided.

エンジン３の出力軸（図示せず）は、自動変速機４、フロントディファレンシャル（以下「フロントデフ」という）５、左右のフロントドライブシャフト６，６を介して、主駆動輪である左右の前輪Ｗ１，Ｗ２に連結されている。さらに、エンジン３の出力軸は、自動変速機４、フロントデフ５、プロペラシャフト７、リアデファレンシャルユニット（以下「リアデフユニット」という）８、左右のリアドライブシャフト９，９を介して副駆動輪である左右の後輪Ｗ３，Ｗ４に連結されている。   The output shaft (not shown) of the engine 3 includes an automatic transmission 4, a front differential (hereinafter referred to as "front differential") 5, left and right front drive shafts 6 and 6, and left and right front wheels W1 as main drive wheels. , W2. Further, the output shaft of the engine 3 is an auxiliary drive wheel via an automatic transmission 4, a front differential 5, a propeller shaft 7, a rear differential unit (hereinafter referred to as “rear differential unit”) 8, and left and right rear drive shafts 9, 9. It is connected to certain left and right rear wheels W3, W4.

リアデフユニット８には、左右のリアドライブシャフト９，９に駆動力を配分するためのリアデファレンシャル（以下、「リアデフ」という。）１９と、プロペラシャフト７からリアデフ１９への駆動力伝達経路を接続・切断するための前後トルク配分用クラッチ１０とが設けられている。前後トルク配分用クラッチ１０は、油圧式のクラッチであり、駆動力伝達経路２０において後輪Ｗ３，Ｗ４に配分する駆動力を制御するための駆動力配分装置である。また、前後トルク配分用クラッチ１０に作動油を供給するための油圧回路３０と、油圧回路３０による供給油圧を制御するための制御手段である４ＷＤ・ＥＣＵ（以下、単に「ＥＣＵ」と記す。）５０を備えている。ＥＣＵ５０は、マイクロコンピュータなどで構成されている。   The rear differential unit 8 is connected to a rear differential (hereinafter referred to as “rear differential”) 19 for distributing driving force to the left and right rear drive shafts 9 and 9 and a driving force transmission path from the propeller shaft 7 to the rear differential 19. A front-rear torque distribution clutch 10 for cutting is provided. The front-rear torque distributing clutch 10 is a hydraulic clutch and is a driving force distribution device for controlling the driving force distributed to the rear wheels W3, W4 in the driving force transmission path 20. Also, a hydraulic circuit 30 for supplying hydraulic oil to the front-rear torque distribution clutch 10 and a 4WD • ECU (hereinafter simply referred to as “ECU”) as control means for controlling the hydraulic pressure supplied by the hydraulic circuit 30. 50. The ECU 50 is configured by a microcomputer or the like.

ＥＣＵ５０は、油圧回路３０による供給油圧を制御することで、前後トルク配分用クラッチ（以下、単に「クラッチ」という。）１０で後輪Ｗ３，Ｗ４に配分する駆動力を制御する。これにより、前輪Ｗ１，Ｗ２を主駆動輪とし、後輪Ｗ３，Ｗ４を副駆動輪とする駆動制御を行うようになっている。   The ECU 50 controls the driving force distributed to the rear wheels W3 and W4 by the front and rear torque distribution clutch (hereinafter simply referred to as “clutch”) 10 by controlling the hydraulic pressure supplied by the hydraulic circuit 30. Thus, drive control is performed with the front wheels W1 and W2 as main drive wheels and the rear wheels W3 and W4 as auxiliary drive wheels.

すなわち、クラッチ１０が解除（切断）されているときには、プロペラシャフト７の回転がリアデフ１９側に伝達されず、エンジン３のトルクがすべて前輪Ｗ１，Ｗ２に伝達されることで、前輪駆動（２ＷＤ）状態となる。一方、クラッチ１０が接続されているときには、プロペラシャフト７の回転がリアデフ１９側に伝達されることで、エンジン３のトルクが前輪Ｗ１，Ｗ２と後輪Ｗ３，Ｗ４の両方に配分されて四輪駆動（４ＷＤ）状態となる。ＥＣＵ５０は、車両の走行状態を検出するための各種検出手段（図示せず）の検出に基づいて、後輪Ｗ３，Ｗ４に配分する駆動力およびこれに対応するクラッチ１０への油圧供給量を演算すると共に、当該演算結果に基づく駆動信号をクラッチ１０に出力する。これにより、クラッチ１０の締結力を制御し、後輪Ｗ３，Ｗ４に配分する駆動力を制御するようになっている。   That is, when the clutch 10 is released (disconnected), the rotation of the propeller shaft 7 is not transmitted to the rear differential 19 side, and all the torque of the engine 3 is transmitted to the front wheels W1 and W2, thereby driving the front wheels (2WD). It becomes a state. On the other hand, when the clutch 10 is connected, the rotation of the propeller shaft 7 is transmitted to the rear differential 19 so that the torque of the engine 3 is distributed to both the front wheels W1 and W2 and the rear wheels W3 and W4. It becomes a drive (4WD) state. The ECU 50 calculates the driving force distributed to the rear wheels W3 and W4 and the corresponding hydraulic pressure supply amount to the clutch 10 based on detection by various detection means (not shown) for detecting the running state of the vehicle. In addition, a drive signal based on the calculation result is output to the clutch 10. Thereby, the fastening force of the clutch 10 is controlled, and the driving force distributed to the rear wheels W3, W4 is controlled.

図２は、４ＷＤ・ＥＣＵ（制御手段）５０における主要な機能ブロックを示す。駆動トルク算出ブロック５１では、車両１の走行条件（エンジン３のトルク、選択ギヤ段、シフト位置等）に応じて車両１に要求される駆動トルク（推定駆動力）を算出する。制御トルク算出ブロック５２では、基本配分制御（前後輪Ｗ１〜Ｗ４への駆動力の基本配分制御）ブロック５２１等を含み、種々の制御ファクターに応じて前記駆動トルクの前後輪への配分を決定し、前後トルク配分用クラッチ（駆動力配分装置）１０の指令トルクを算出する。指令油圧算出ブロック５３では、前記指令トルクに従ってクラッチ１０に対する指令油圧を算出する。油圧フィードバック制御ブロック５４では、目標油圧算出ブロック５４１により、前記指令油圧算出ブロック５３から与えられる前記指令油圧と実油圧（油圧センサ３２からのフィードバック信号）との偏差に従ってクラッチ１０の目標油圧（つまり油圧偏差）を算出し、モータＰＷＭ制御ブロック５４２により、該算出された目標油圧（つまり油圧偏差）に従ってモータ３１を制御する。モータ３１は、クラッチ１０に対して作動油圧を供給するための油圧ポンプ（図示せず）を駆動するための電気モータである。油圧センサ３２は、クラッチ１０に供給される油圧を測定する。モータＰＷＭ制御ブロック５４２では、目標油圧（つまり油圧偏差）に応じてモータ３１に対するＰＷＭ駆動指令信号を生成する。こうして、実油圧が指令油圧に追従するように油圧フィードバック制御が行われる。なお、前記特許文献３（特許第５６０７２４０号公報）に示されるように、クラッチ１０に油圧を供給するための油圧回路にソレノイド弁（開閉弁）を設け、必要に応じて該ソレノイド弁（開閉弁）を開放又は閉鎖することにより油圧封入制御（ソレノイド弁閉鎖状態でモータ３１を間欠的に駆動して加圧し、モータ３１オフ状態でソレノイド弁を間欠的に開放して減圧する制御）を行い、モータ３１の使用頻度を低減することができるように構成してもよい。   FIG. 2 shows main functional blocks in the 4WD • ECU (control means) 50. In the drive torque calculation block 51, the drive torque (estimated drive force) required for the vehicle 1 is calculated according to the travel conditions of the vehicle 1 (torque of the engine 3, selected gear stage, shift position, etc.). The control torque calculation block 52 includes a basic distribution control (basic distribution control of driving force to the front and rear wheels W1 to W4) block 521 and the like, and determines the distribution of the driving torque to the front and rear wheels according to various control factors. The command torque of the front / rear torque distribution clutch (driving force distribution device) 10 is calculated. In a command oil pressure calculation block 53, a command oil pressure for the clutch 10 is calculated according to the command torque. In the hydraulic pressure feedback control block 54, the target hydraulic pressure of the clutch 10 (that is, the hydraulic pressure) is determined by the target hydraulic pressure calculation block 541 according to the deviation between the command hydraulic pressure given from the command hydraulic pressure calculation block 53 and the actual hydraulic pressure (feedback signal from the hydraulic sensor 32). Deviation) is calculated, and the motor PWM control block 542 controls the motor 31 according to the calculated target oil pressure (that is, oil pressure deviation). The motor 31 is an electric motor for driving a hydraulic pump (not shown) for supplying operating hydraulic pressure to the clutch 10. The oil pressure sensor 32 measures the oil pressure supplied to the clutch 10. The motor PWM control block 542 generates a PWM drive command signal for the motor 31 in accordance with the target hydraulic pressure (that is, hydraulic pressure deviation). Thus, hydraulic feedback control is performed so that the actual hydraulic pressure follows the command hydraulic pressure. As disclosed in Patent Document 3 (Japanese Patent No. 5607240), a solenoid valve (open / close valve) is provided in a hydraulic circuit for supplying hydraulic pressure to the clutch 10, and the solenoid valve (open / close valve) is provided as necessary. ) Is opened or closed to perform hydraulic pressure control (control to intermittently drive and pressurize the motor 31 when the solenoid valve is closed, and intermittently open and depressurize the solenoid valve when the motor 31 is off), You may comprise so that the usage frequency of the motor 31 can be reduced.

図３は、図２に示された指令油圧算出ブロック５３に含まれる本発明に関連する制御要素を抜き出して示す図である。第１変換特性生成ブロック５３１は、車両停止状態に対応する指令トルク対指令油圧変換特性（第１の指令トルク対指令油圧変換特性）に従い、指令トルクに応じて指令油圧（第１指令油圧Ｐ１）を指示する情報を生成する。該第１の指令トルク対指令油圧変換特性の一例を示すと図４の実線４１で示すようなヒステリシスカーブからなる。該ヒステリシスカーブにおいては、同じ指令トルク値に対してトルク上昇時の指令油圧の方がトルク下降時の指令油圧よりも大きな値を示す。すなわち、油圧系においては、トルク下降時は指令油圧を減らしてもトルクが抜けにくいというヒステリシス特性があることが知られている。   FIG. 3 is a diagram showing extracted control elements related to the present invention included in the command hydraulic pressure calculation block 53 shown in FIG. The first conversion characteristic generation block 531 follows the command hydraulic pressure (first command hydraulic pressure P1) according to the command torque according to the command torque versus command hydraulic pressure conversion characteristic (first command torque versus command hydraulic pressure conversion characteristic) corresponding to the vehicle stop state. Generate information that indicates An example of the first command torque vs. command hydraulic pressure conversion characteristic is a hysteresis curve as shown by a solid line 41 in FIG. In the hysteresis curve, for the same command torque value, the command hydraulic pressure when the torque is increased shows a larger value than the command hydraulic pressure when the torque is decreased. In other words, it is known that the hydraulic system has a hysteresis characteristic that when the torque is lowered, the torque is not easily lost even if the command hydraulic pressure is reduced.

第２変換特性生成ブロック５３２は、車両走行状態に対応する指令トルク対指令油圧変換特性（第２の指令トルク対指令油圧変換特性）に従い、指令トルクに応じて指令油圧（第２指令油圧Ｐ２）を指示する情報を生成する。該第２の指令トルク対指令油圧変換特性の一例を示すと図４の破線４２等で示すようなヒステリシスカーブからなる。同じ指令トルク値に関して、走行状態に対応する指令トルク対指令油圧変換特性（第２の指令トルク対指令油圧変換特性）は、前記停止状態に対応する指令トルク対指令油圧変換特性（第１の指令トルク対指令油圧変換特性）よりも高い指令油圧を生成する。   The second conversion characteristic generation block 532 follows the command hydraulic pressure (second command hydraulic pressure P2) according to the command torque according to the command torque versus command hydraulic pressure conversion characteristic (second command torque versus command hydraulic pressure conversion characteristic) corresponding to the vehicle running state. Generate information that indicates An example of the second command torque vs. command hydraulic pressure conversion characteristic includes a hysteresis curve as indicated by a broken line 42 in FIG. With respect to the same command torque value, the command torque vs. command hydraulic pressure conversion characteristic (second command torque vs. command hydraulic pressure conversion characteristic) corresponding to the running state is the command torque vs. command hydraulic pressure conversion characteristic (first command torque characteristic corresponding to the stop state). A command oil pressure higher than the torque-command oil pressure conversion characteristic) is generated.

差回転算出部３３は、クラッチ１０の入出力軸の差回転数を算出する（若しくは前輪Ｗ１，Ｗ２と後輪Ｗ３，Ｗ４の差回転数を算出する構成であってもよい）。車体速度検出部３４は、車両１の車体速度を検出する。遷移判定及びブレンド比決定ブロック５３３は、該検出された車体速度に基づき、現在の車速が、所定の第１閾値（例えば５ｋｐｈ）以下の領域（第１領域）であるか、又は、該第１閾値より大きい所定の第２閾値（例えば６０ｋｐｈ）以上の領域（第２領域）であるか、若しくは、前記第１閾値より大きく前記第２閾値より小さい範囲（例えば５ｋｐｈ〜６０ｋｐｈ）内の領域（第３領域）であるかを判定し、判定した車速領域と前記算出された差回転数に基づき、次に述べるように、ブレンド比ｂを指示する情報を出力する。   The differential rotation calculation unit 33 calculates the differential rotation speed of the input / output shaft of the clutch 10 (or may be configured to calculate the differential rotation speed of the front wheels W1, W2 and the rear wheels W3, W4). The vehicle body speed detection unit 34 detects the vehicle body speed of the vehicle 1. Based on the detected vehicle body speed, the transition determination and blend ratio determination block 533 determines whether the current vehicle speed is an area (first area) that is equal to or less than a predetermined first threshold (for example, 5 kph), or the first A region (second region) that is equal to or larger than a predetermined second threshold value (for example, 60 kph) that is larger than the threshold value, or a region (second region) within a range that is larger than the first threshold value and smaller than the second threshold value (for example, 5 kph to 60 kph) 3 region), and based on the determined vehicle speed region and the calculated differential rotational speed, information indicating the blend ratio b is output as described below.

遷移判定及びブレンド比決定ブロック５３３は、現在の車速が所定の第１閾値（例えば５ｋｐｈ）以下の領域（第１領域）と判定したとき、ブレンド比ｂとして「１」を出力する。選択及びブレンドブロック５３４は、ブレンド比ｂが「１」のとき、前記第１変換特性生成ブロック５３１で生成された前記停止状態に対応する指令トルク対指令油圧変換特性に従う第１指令油圧Ｐ１を選択して、前記油圧フィードバック制御ブロック５４に与える指令油圧として出力する。これにより、車速が所定の第１閾値（例えば５ｋｐｈ）以下のとき、停止状態に対応する第１の指令トルク対指令油圧変換特性（図４のヒステリシスカーブ４１）に基づいて前記指令トルクに応じた指令油圧が算出される。   The transition determination and blend ratio determination block 533 outputs “1” as the blend ratio b when it is determined that the current vehicle speed is an area (first area) that is equal to or lower than a predetermined first threshold (for example, 5 kph). The selection and blending block 534 selects the first command hydraulic pressure P1 according to the command torque versus command hydraulic pressure conversion characteristic corresponding to the stop state generated by the first conversion characteristic generation block 531 when the blend ratio b is “1”. Then, it is output as a command oil pressure to be given to the oil pressure feedback control block 54. Thereby, when the vehicle speed is equal to or lower than a predetermined first threshold value (for example, 5 kph), the command torque is responded to based on the first command torque vs. command hydraulic pressure conversion characteristic (hysteresis curve 41 in FIG. 4) corresponding to the stop state. The command oil pressure is calculated.

遷移判定及びブレンド比決定ブロック５３３は、現在の車速が所定の第２閾値（例えば６０ｋｐｈ）以上の領域（第２領域）であると判定したとき、ブレンド比ｂとして「０」を出力する。選択及びブレンドブロック５３４は、ブレンド比ｂが「０」のとき、前記第２変換特性生成ブロック５３２で生成された前記走行状態に対応する指令トルク対指令油圧変換特性に従う第２指令油圧Ｐ２を選択して、前記油圧フィードバック制御ブロック５４に与える指令油圧として出力する。これにより、車速が所定の第２閾値（例えば６０ｋｐｈ）以上のとき、走行状態に対応する第２の指令トルク対指令油圧変換特性（図４のヒステリシスカーブ４２）に基づいて前記指令トルクに応じた指令油圧が算出される。   The transition determination and blend ratio determination block 533 outputs “0” as the blend ratio b when it is determined that the current vehicle speed is an area (second area) equal to or higher than a predetermined second threshold (for example, 60 kph). The selection and blending block 534 selects the second command hydraulic pressure P2 according to the command torque versus command hydraulic pressure conversion characteristic corresponding to the running state generated by the second conversion characteristic generation block 532 when the blend ratio b is “0”. Then, it is output as a command oil pressure to be given to the oil pressure feedback control block 54. Thereby, when the vehicle speed is equal to or higher than a predetermined second threshold (for example, 60 kph), the command torque is determined based on the second command torque-command hydraulic pressure conversion characteristic (hysteresis curve 42 in FIG. 4) corresponding to the traveling state. The command oil pressure is calculated.

遷移判定及びブレンド比決定ブロック５３３は、現在の車速が前記第１閾値より大きく前記第２閾値より小さい範囲（例えば５ｋｐｈ〜６０ｋｐｈ）内の領域（第３領域）であると判定したとき、前記算出された差回転数に応じて、０より大きく１より小さい小数値をブレンド比ｂとして出力する。一例として、０ｒｐｍから５ｒｐｍ未満までの差回転数範囲、５ｒｐｍから３０ｒｐｍ未満までの差回転数範囲、３０ｒｐｍ以上の差回転数範囲、の３段階に対応して、３段階のブレンド比ｂを発生する。この場合、ブレンド比ｂは、差回転数が大きいほど、大きな小数値に設定される。選択及びブレンドブロック５３４は、「０」及び「１」以外のブレンド比ｂに応じて、前記第１指令油圧Ｐ１と第２指令油圧Ｐ２を補間合成することにより、ブレンドした指令油圧を算出し、前記油圧フィードバック制御ブロック５４に与える指令油圧として出力する。この補間合成式（ブレンド式）は、例えば、
ｂ・Ｐ１＋（ｂ−１）・Ｐ２＝ブレンドした指令油圧
である。こうして、車速が前記第１閾値より大きく前記第２閾値より小さい範囲（例えば５ｋｐｈ〜６０ｋｐｈ）内のとき、前記第１及び第２の指令トルク対指令油圧変換特性（カーブ４１及び４２）をブレンド（補間合成）した変換特性に基づいて前記指令トルクに応じた指令油圧が算出されることになる。また、該ブレンド（補間合成）した変換特性はクラッチ差回転数に応じたブレンド比に従って決定される。これにより、クラッチ差回転数に依存して指令トルク対指令油圧特性が異なるものとなり、精度のよいトルク制御を行うことができる。 When the transition determination and blend ratio determination block 533 determines that the current vehicle speed is an area (third area) within a range (for example, 5 kph to 60 kph) that is greater than the first threshold and less than the second threshold, the calculation is performed. A decimal value larger than 0 and smaller than 1 is output as the blend ratio b in accordance with the difference rotational speed. As an example, a three-stage blend ratio b is generated corresponding to three stages of a differential rotational speed range from 0 rpm to less than 5 rpm, a differential rotational speed range from 5 rpm to less than 30 rpm, and a differential rotational speed range of 30 rpm or more. . In this case, the blend ratio b is set to a larger decimal value as the differential rotation speed is larger. The selection and blending block 534 calculates a blended command oil pressure by interpolating the first command oil pressure P1 and the second command oil pressure P2 according to a blend ratio b other than “0” and “1”. The command oil pressure is output to the oil pressure feedback control block 54 as a command oil pressure. This interpolation composition formula (blend formula) is, for example,
b.P1 + (b-1) .P2 = Blend command oil pressure. Thus, when the vehicle speed is in a range larger than the first threshold and smaller than the second threshold (for example, 5 kph to 60 kph), the first and second command torque versus command hydraulic pressure conversion characteristics (curves 41 and 42) are blended ( The command hydraulic pressure corresponding to the command torque is calculated based on the conversion characteristics obtained by interpolation and synthesis. The blended (interpolated and synthesized) conversion characteristics are determined according to a blend ratio corresponding to the clutch differential rotation speed. As a result, the command torque vs. command hydraulic pressure characteristic varies depending on the clutch differential rotation speed, and accurate torque control can be performed.

図５は、本発明に従う走行時の動作例を示すタイムチャートであり、上段部において指令トルク（実線５５）の時間的変化の一例を示し、下段部において該指令トルクに対応して算出される指令油圧（ブレンドした指令油圧）（実線５６）の時間的変化の一例を示す。一点鎖線５７は、本発明に従って、ブレンドした指令油圧（実線５６）に従ってクラッチ１０に発生するトルクの一例を示す。破線５８は、本発明に従わずに、停止状態の変換特性に従って発生した場合の指令油圧の一例を示し、破線５９は、該破線５８に示す指令油圧に従ってクラッチ１０に発生するトルクの一例を示す。図から明らかなように、本発明に従えば、走行状態において指令油圧が増加され、発生トルク５７の指令トルク５５に対する追従精度が改善される。その一方で、停止時は、停止状態に対応する変換特性が使用されるため、発進性能がよく、また、省エネルギーであり、経済性に富む。   FIG. 5 is a time chart showing an operation example during traveling according to the present invention, showing an example of a temporal change in the command torque (solid line 55) in the upper stage, and being calculated corresponding to the command torque in the lower stage. An example of a temporal change in the command oil pressure (blended command oil pressure) (solid line 56) is shown. An alternate long and short dash line 57 shows an example of torque generated in the clutch 10 in accordance with the blended command hydraulic pressure (solid line 56) according to the present invention. A broken line 58 shows an example of the command hydraulic pressure generated according to the conversion characteristic of the stop state without following the present invention, and a broken line 59 shows an example of the torque generated in the clutch 10 according to the command hydraulic pressure shown by the broken line 58. . As is apparent from the figure, according to the present invention, the command hydraulic pressure is increased in the traveling state, and the follow-up accuracy of the generated torque 57 with respect to the command torque 55 is improved. On the other hand, when the vehicle is stopped, since the conversion characteristics corresponding to the stopped state are used, the start performance is good, the energy is saved, and the economy is high.

なお、上記実施例では、クラッチ差回転数に応じて複数段階のブレンド比ｂを用意しているが、これに限らず、クラッチ差回転数を考慮することなく、１つのブレンド比ｂのみを使用してもよい。また、別の例として、ブレンドを行う車速領域（第３領域）において、複数段階の車速に対応して異なるブレンド比ｂを使用するようにしてもよい。   In the above-described embodiment, a plurality of blend ratios b are prepared according to the clutch differential rotation speed. However, the present invention is not limited to this, and only one blend ratio b is used without considering the clutch differential rotation speed. May be. As another example, in a vehicle speed region (third region) where blending is performed, different blend ratios b may be used corresponding to a plurality of vehicle speeds.

１ 四輪駆動車両
３ エンジン（駆動源）
４ 自動変速機
５ フロントデフ
６ フロントドライブシャフト
７ プロペラシャフト
８ リアデフユニット
９ リアドライブシャフト
１０ 前後トルク配分用クラッチ（クラッチ）
１９ リアデフ
２０ 駆動力伝達経路
３０ 油圧回路
３１ モータ
３２ 油圧センサ
３３ 差回転算出部
３４ 車体速度検出部
５０ ４ＷＤ・ＥＣＵ（制御手段）
５１ 駆動トルク算出ブロック
５２ 制御トルク算出ブロック
５３ 指令油圧算出ブロック
５４ 油圧フィードバック制御ブロック
５２１ 基本配分制御ブロック
５３１ 第１変換特性生成ブロック
５３２ 第２変換特性生成ブロック
５３３ 遷移判定及びブレンド比決定ブロック
５３４ 選択及びブレンドブロック
６０ 油圧制御装置
Ｗ１，Ｗ２ 前輪（主駆動輪）
Ｗ３，Ｗ４ 後輪（副駆動輪） 1 Four-wheel drive vehicle 3 Engine (drive source)
4 Automatic transmission 5 Front differential 6 Front drive shaft 7 Propeller shaft 8 Rear differential unit 9 Rear drive shaft 10 Front / rear torque distribution clutch (clutch)
19 Rear differential 20 Driving force transmission path 30 Hydraulic circuit 31 Motor 32 Hydraulic sensor 33 Differential rotation calculation unit 34 Vehicle body speed detection unit 50 4WD • ECU (control means)
51 driving torque calculation block 52 control torque calculation block 53 command hydraulic pressure calculation block 54 hydraulic pressure feedback control block 521 basic distribution control block 531 first conversion characteristic generation block 532 second conversion characteristic generation block 533 transition determination and blend ratio determination block 534 selection and Blend block 60 Hydraulic control devices W1, W2 Front wheels (main drive wheels)
W3, W4 Rear wheel (sub drive wheel)

Claims (2)

駆動源からの駆動力を主駆動輪及び副駆動輪に伝達する駆動力伝達経路と、
前記駆動力伝達経路において前記駆動源と副駆動輪との間に配置された油圧式クラッチからなる駆動力配分装置と、
を備えた車両において、
前記駆動力配分装置に対する指令トルクを決定し、該指令トルクに応じた指令油圧を算出し、前記油圧式クラッチの実油圧が前記指令油圧になるように制御する制御手段を備えた駆動力配分装置の油圧制御装置であって、
前記制御手段は、
車速が所定の第１閾値以下のとき、車両停止状態に対応する第１の指令トルク対指令油圧変換特性に基づいて前記指令トルクに応じた指令油圧を算出し、
車速が前記第１閾値より大きい所定の第２閾値以上のとき、車両走行状態に対応する第２の指令トルク対指令油圧変換特性に基づいて前記指令トルクに応じた指令油圧を算出し、
車速が前記第１閾値より大きく前記第２閾値より小さい範囲内のとき、前記第１及び第２の指令トルク対指令油圧変換特性をブレンドした変換特性に基づいて前記指令トルクに応じた指令油圧を算出する、
ことを特徴とする駆動力配分装置の油圧制御装置。 A driving force transmission path for transmitting the driving force from the driving source to the main driving wheel and the sub driving wheel;
A driving force distribution device including a hydraulic clutch disposed between the driving source and the auxiliary driving wheel in the driving force transmission path;
In vehicles equipped with
A driving force distribution device comprising control means for determining a command torque for the driving force distribution device, calculating a command oil pressure corresponding to the command torque, and controlling the actual oil pressure of the hydraulic clutch to be the command oil pressure Hydraulic control device of
The control means includes
When the vehicle speed is equal to or lower than a predetermined first threshold value, a command hydraulic pressure corresponding to the command torque is calculated based on a first command torque-command hydraulic pressure conversion characteristic corresponding to the vehicle stop state,
When the vehicle speed is equal to or greater than a predetermined second threshold value that is greater than the first threshold value, a command hydraulic pressure corresponding to the command torque is calculated based on a second command torque-command hydraulic pressure conversion characteristic corresponding to the vehicle running state;
When the vehicle speed is greater than the first threshold and less than the second threshold, a command hydraulic pressure corresponding to the command torque is obtained based on a conversion characteristic obtained by blending the first and second command torque versus command hydraulic pressure conversion characteristics. calculate,
A hydraulic control device for a driving force distribution device. 前記制御手段は、前記クラッチの入出力軸の差回転数に応じて決定したブレンド比率に従い前記第１及び第２の指令トルク対指令油圧変換特性をブレンドした変換特性を決定することを特徴とする請求項１の駆動力配分装置の油圧制御装置。   The control means determines a conversion characteristic obtained by blending the first and second command torque / command hydraulic pressure conversion characteristics according to a blend ratio determined according to a differential rotation speed of the input / output shaft of the clutch. The hydraulic control apparatus of the driving force distribution apparatus according to claim 1.

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