JP2016155478A - Hydraulic control device for driving force distributing device - Google Patents
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Abstract
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.
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.
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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 (
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
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
19 Rear differential 20 Driving
51 driving
W3, W4 Rear wheel (sub drive wheel)
Claims (2)
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.
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