JP4252686B2 - Driving wheel torque calculation device for vehicle - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、エンジンからトルクコンバータを介して駆動輪に伝達される駆動輪トルクを演算する車両の駆動輪トルク演算装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
図７は車両の駆動輪トルクを演算する従来の手法を示すものである。エンジン回転数Ｎｅおよび吸気負圧Ｐｂをエンジントルクテーブルに適用してエンジントルクＴｅを検索し、またトルクコンバータの速度比ｅ（トランスミッション入力回転数／エンジン回転数）をトルク比テーブルに適用してトルクコンバータのトルク比τを検索する。更にギヤポジションＰに基づいて動力伝達系の減速比Ｉｔを検索するとともに、駆動輪速度Ｖｄの平均値から動力伝達系の慣性トルクＴａを算出する。そして前記エンジントルクＴｅ、トルクコンバータのトルク比τ、減速比Ｉｔおよび慣性トルクＴａに基づいて、駆動輪トルクＴｄを、
Ｔｄ＝Ｔｅ＊τ＊Ｉｔ−Ｔａ
により算出する。
【０００３】
かかる駆動輪トルクの演算手法は、例えば特開平１０−１８１５６４号公報により公知である。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところで上記従来の手法はトルクコンバータの速度比ｅからトルク比τを検索するトルク比テーブルを必要とし、しかも前記トルク比テーブルはかなりの誤差を含むことが避けられないため、最終的な駆動輪トルクＴｄの算出精度を高めることが困難であった。またオートマチックトランスミッションを備えた車両では、シフトチェンジの際にエンジンおよび駆動輪間の動力伝達が一時的に遮断されるため、以下のような問題が発生する。例えば、１速変速段から２速変速段にシフトアップするとき、１速クラッチの係合解除から２速クラッチの係合までにタイムラグが存在するため、その間の動力伝達が遮断されることになる。従って、エンジントルクＴｅに基づいて駆動輪トルクＴｄを算出する上記従来の手法は、シフトチェンジ中の駆動輪トルクＴｄを正確に算出することができないという問題がある。
【０００５】
本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、車両の駆動輪トルクを正確に算出することを目的とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、請求項１に記載された発明によれば、エンジンからトルクコンバータを介して駆動輪に伝達される駆動輪トルクを演算する車両の駆動輪トルク演算装置において、車体速度を検出する車体速度検出手段と、車体速度を時間微分して車体加速度を算出する車体加速度算出手段と、車体加速度から駆動輪トルクベース値を算出する駆動輪トルクベース値算出手段と、トルクコンバータの速度比を算出する速度比算出手段と、トルクコンバータの速度比を時間微分して速度比の微分値を算出する速度比微分手段と、駆動輪トルクベース値算出手段で算出した駆動輪トルクベース値の、実際の駆動輪トルクに対する位相遅れを補償するように、速度比微分手段で算出したトルクコンバータの速度比の微分値で該駆動輪トルクベース値を補正して、駆動輪トルクを算出する補正手段と、を備えたことを特徴とする車両の駆動輪トルク演算装置が提案される。
【０００７】
上記構成によれば、車体速度を時間微分して得られた車体加速度に基づいて算出した駆動輪トルクベース値は実際の駆動トルクに対して位相遅れが存在するが、トルクコンバータの速度比を時間微分して得られた速度比の微分値で前記駆動輪トルクベース値を、該トルクベース値の位相遅れを補償するように補正して駆動輪トルクを算出することにより、位相遅れのない正確な駆動輪トルクを得ることができる。しかも前記駆動輪トルクの算出過程でトルクコンバータのトルク比を用いていないので、検出誤差の大きいトルク比の影響による駆動輪トルクの算出精度低下を回避できる。またエンジントルクに基づいて駆動輪トルクを算出すると、オートマチックトランスミッションの変速クラッチが係合／係合解除する間にエンジントルクの駆動輪への伝達が一時的に遮断されて発生する駆動輪トルクの変動が排除されてしまうが、車体加速度に基づいて駆動輪トルクを算出することにより、オートマチックトランスミッションの変速クラッチの係合／係合解除に伴う駆動輪トルクの変動を正確に把握することが可能になる。
【０００８】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を、添付図面に示した本発明の実施例に基づいて説明する。
【０００９】
図１〜図６は本発明の一実施例を示すもので、図１は駆動力配分装置を備えた車両の全体構成を示す図、図２は駆動力配分装置の構造を示す図、図３は電子制御ユニットの回路構成を示すブロック図、図４は右旋回時における駆動力配分装置の作用を示す図、図５は左旋回時における駆動力配分装置の作用を示す図、図６は駆動輪トルクの実測値および演算値を示すグラフである。
【００１０】
図１および図２に示すように、フロントエンジン・フロントドライブの車両の車体前部に横置きに搭載したエンジンＥの右端にトルクコンバータＴＣを介してオートマチックトランスミッションＭが接続されており、これらエンジンＥの後部に駆動力配分装置Ｔが配置される。駆動力配分装置Ｔの左端および右端から左右に延びる左ドライブシャフトＡ_L および右ドライブシャフトＡ_R には、それぞれ左前輪Ｗ_FLおよび右前輪Ｗ_FRが接続される。
【００１１】
駆動力配分装置Ｔは、オートマチックトランスミッションＭから延びる入力軸１に設けた入力ギヤ２に噛み合う外歯ギヤ３から駆動力が伝達される差動装置Ｄを備える。差動装置Ｄはダブルピニオン式の遊星歯車機構よりなり、前記外歯ギヤ３と一体に形成されたリングギヤ４と、このリングギヤ４の内部に同軸に配設されたサンギヤ５と、前記リングギヤ４に噛み合うアウタプラネタリギヤ６および前記サンギヤ５に噛み合うインナプラネタリギヤ７を、それらが相互に噛み合う状態で支持するプラネタリキャリヤ８とから構成される。差動装置Ｄは、そのリングギヤ４が入力要素として機能するとともに、一方の出力要素として機能するサンギヤ５が左出力軸９_L を介して左前輪Ｗ_FLに接続され、また他方の出力要素として機能するプラネタリキャリヤ８が右出力軸９_R を介して右前輪Ｗ_FRに接続される。
【００１２】
左出力軸９_L の外周に回転自在に支持されたキャリヤ部材１１は、円周方向に９０°間隔で配置された４本のピニオン軸１２を備えており、第１ピニオン１３、第２ピニオン１４および第３ピニオン１５を一体に形成した３連ピニオン部材１６が、各ピニオン軸１２にそれぞれ回転自在に支持される。
【００１３】
左出力軸９_L の外周に回転自在に支持されて前記第１ピニオン１３に噛み合う第１サンギヤ１７は、差動装置Ｄのプラネタリキャリヤ８に連結される。また左出力軸９_L の外周に固定された第２サンギヤ１８は前記第２ピニオン１４に噛み合う。更に、左出力軸９_L の外周に回転自在に支持された第３サンギヤ１９は前記第３ピニオン１５に噛み合う。
【００１４】
実施例における第１ピニオン１３、第２ピニオン１４、第３ピニオン１５、第１サンギヤ１７、第２サンギヤ１８および第３サンギヤ１９の歯数は以下のとおりである。
【００１５】
第１ピニオン１３の歯数 Ｚ₂ ＝１７
第２ピニオン１４の歯数 Ｚ₄ ＝１７
第３ピニオン１５の歯数 Ｚ₆ ＝３４
第１サンギヤ１７の歯数 Ｚ₁ ＝３２
第２サンギヤ１８の歯数 Ｚ₃ ＝２８
第３サンギヤ１９の歯数 Ｚ₅ ＝３２
第３サンギヤ１９は左油圧クラッチＣ_L を介してケーシング２０に結合可能であり、左油圧クラッチＣ_L の係合によってキャリヤ部材１１の回転数が増速される。またキャリヤ部材１１は右油圧クラッチＣ_R を介してケーシング２０に結合可能であり、右油圧クラッチＣ_R の係合によってキャリヤ部材１１の回転数が減速される。そして前記右油圧クラッチＣ_R および左油圧クラッチＣ_L は、マイクロコンピュータを含む電子制御ユニットＵにより制御される。
【００１６】
図１および図３に示すように、電子制御ユニットＵには、エンジン回転数Ｎｅを検出するエンジン回転数検出手段Ｓ₁ と、オートマチックトランスミッションＭのメインシャフトの回転数Ｎｍを検出するメインシャフト回転数検出手段Ｓ₂ と、従動輪である後輪Ｗ_RL，Ｗ_RRの回転数に基づいて車体速度Ｖを検出する車体速度検出手段Ｓ₃ と、車両の横加速度Ｙｇを検出する横加速度検出手段Ｓ₄ とからの信号が入力される。電子制御ユニットＵは前記各検出手段Ｓ₁ 〜Ｓ₄ からの信号を所定のプログラムに基づいて演算処理し、前記左油圧クラッチＣ_L および右油圧クラッチＣ_R を制御する。
【００１７】
電子制御ユニットＵには、左右の油圧クラッチＣ_L ，Ｃ_R の駆動量Ａｒを算出すべく、車体加速度算出手段Ｍ１、駆動輪トルクベース値算出手段Ｍ２、速度比算出手段Ｍ３、速度比微分手段Ｍ４、位相進み要素算出手段Ｍ５、リミット処理手段Ｍ６、加算手段Ｍ７、前後加速度算出手段Ｍ８、左右配分トルクテーブルＴ１および油圧クラッチ駆動量テーブルＴ２が設けられる。
【００１８】
次に、前述の構成を備えた本発明の実施例の作用について説明する。
【００１９】
図３において、車体加速度算出手段Ｍ１は、車体速度検出手段Ｓ₃ で検出した車体速度Ｖの平均値を時間微分して車体加速度αを算出する。駆動輪トルクベース値算出手段Ｍ２は、車体質量ｍに前記車体加速度αを乗算して車両の駆動力Ｆ（＝ｍ＊α）を算出し、この駆動力Ｆに駆動輪である前輪Ｗ_FL，Ｗ_FRの有効径ｒを乗算して駆動輪トルクベース値Ｔｄ₀ を算出する。
【００２０】
Ｔｄ₀ ＝Ｆ＊ｒ＝ｍ＊α＊ｒ
一方、エンジン回転数検出手段Ｓ₁ で検出したエンジン回転数Ｎｅと、メインシャフト回転数検出手段Ｓ₂ で検出したオートマチックトランスミッションＭのメインシャフトの回転数Ｎｍとが入力された速度比算出手段Ｍ３は、Ｎｍ／ＮｅによってトルクコンバータＴＣの速度比ｅを算出する。速度比微分手段Ｍ４は、前記トルクコンバータＴＣの速度比ｅを時間微分して微分値ｄｅ／ｄｔを算出する。続いて位相進み要素算出手段Ｍ５は、速度比ｅの微分値ｄｅ／ｄｔに−Ｋを乗算して位相進み要素ΔＴｄ（＝−Ｋ＊ｄｅ／ｄｔ）を算出する。そしてリミット処理手段Ｍ６で位相進み要素ΔＴｄをリミット処理してノイズ成分を除去したものを、本発明の補正手段を構成する加算手段Ｍ７で前記駆動輪トルクベース値算出手段Ｍ２で算出した駆動輪トルクベース値Ｔｄ₀ に加算することにより、駆動輪トルクＴｄ（＝Ｔｄ₀ ＋ΔＴｄ）を算出する。続いて前後加速度算出手段Ｍ８において、駆動輪トルクＴｄを車体質量ｍおよび前輪Ｗ_FL，Ｗ_FRの有効径ｒで除算して車両の前後加速度Ｘｇを算出する。
【００２１】
次に、前記車両の前後加速度Ｘｇと、横加速度検出手段Ｓ₄ で検出した車両の横加速度Ｙｇとを左右配分トルクテーブルＴ１に適用し、駆動力配分装置Ｔにより旋回内輪から旋回外輪に配分する駆動トルク配分量Ｔｒを検索する。左右配分トルクテーブルＴ１から明らかなように、駆動トルク配分量Ｔｒは車両の前後加速度Ｘｇが増加するほど増加し、車両の横加速度Ｙｇが増加するほど増加するように設定される。そして前記駆動トルク配分量Ｔｒを油圧クラッチ駆動量テーブルＴ２に適用して、左右の油圧クラッチＣ_L ，Ｃ_R の駆動量Ａｒを検索する。
【００２２】
図６（Ａ）は駆動輪トルクＴｄの実測値（実線）および演算値（破線）を示すもので、この演算値は速度比ｅの微分値ｄｅ／ｄｔによる補正を施していないもの、つまり加算手段Ｍ７で前記駆動輪トルクベース値Ｔｄ₀ に加算する位相進み要素ΔＴｄが０の場合に相当する。同図から明らかなように、速度比ｅの微分値ｄｅ／ｄｔによる補正を施さない駆動輪トルクＴｄの演算値は、実測値に対して位相遅れが発生していることが分かる。これは、車体速度Ｖが駆動輪トルクＴｄの結果として発生するものであるため、時間遅れが生じるためと考えられる。
【００２３】
一方、図６（Ｂ）には、駆動輪トルクＴｄの実測値（実線）と、前記駆動輪トルクベース値Ｔｄ₀ をトルクコンバータＴＣの速度比ｅの微分値ｄｅ／ｄｔで補正した駆動輪トルクＴｄの演算値（破線）とが示される。同図から明らかなように、速度比ｅの微分値ｄｅ／ｄｔによる補正を施した駆動輪トルクＴｄの演算値は、前記位相遅れが補償されて実測値に良く一致している。これは、速度比ｅが駆動輪トルクＴｄの時間微分に対応するので、速度比ｅの微分値ｄｅ／ｄｔは駆動輪トルクＴｄに対して位相ずれがあるためと考えられる。尚、駆動輪トルクＴｄの演算値には負の領域が存在するが、負の駆動輪トルクＴｄは実際の制御に使用されないないため特に支障はない。
【００２４】
速度比ｅの微分値ｄｅ／ｄｔに基づいて駆動輪トルクベース値Ｔｄ₀ の位相を進め、前記位相遅れを補償できる理由は以下のとおりである。アクセル開度の急増によりエンジントルクＴｅが急激に立ち上がると、トルクコンバータＴＣがスリップして速度比ｅが急激に低下する。従って、速度比ｅの微分値ｄｅ／ｄｔは負になり、この負の微分値ｄｅ／ｄｔを加算手段Ｍ７でそのまま駆動輪トルクベース値Ｔｄ₀ に加算すると、駆動輪トルクＴｄの位相が更に遅れてしまう。そこで位相進み要素算出手段Ｍ５で速度比ｅの微分値ｄｅ／ｄｔに−Ｋを乗算して符号を反転した位相進み要素ΔＴｄを算出し、この位相進み要素ΔＴｄを加算手段Ｍ７で駆動輪トルクベース値Ｔｄ₀ に加算することにより、駆動輪トルクベース値Ｔｄ₀ の位相遅れを補償して正確な駆動輪トルクＴｄを算出することができる。尚、位相進み要素算出手段Ｍ５で乗算されるＫは、速度比ｅの微分値ｄｅ／ｄｔが駆動輪トルクＴｄの位相に与える影響の大きさを調整するための正の定数である。
【００２５】
而して、位相遅れのある駆動輪トルクベース値Ｔｄ₀ をトルクコンバータＴＣの速度比ｅを時間微分して得た微分値ｄｅ／ｄｔに基づいて補正するので、位相遅れのない正確な駆動輪トルクＴｄを算出することができる。また駆動輪トルクＴｄを算出する際にトルクコンバータＴＣのトルク比τを用いると、誤差の大きいトルク比τの影響によって算出精度が低下してしまうが、本実施例では駆動輪トルクＴｄの算出にトルクコンバータＴＣのトルク比τを用いていないので正確な算出が可能になる。また駆動輪トルクＴｄをエンジントルクＴｅに基づいて算出すると、オートマチックトランスミッションＭの変速クラッチが係合／係合解除する間にエンジントルクＴｅの駆動輪への伝達が一時的に遮断されるため、その間の駆動輪トルクＴｄの変動を正確に算出できなくなる問題がある。しかしながら、本実施例ではエンジントルクＴｅを用いずに車体加速度αに基づいて駆動輪トルクベース値Ｔｄ₀ を算出しているので、オートマチックトランスミッションＭの変速クラッチに起因する駆動輪トルクＴｄの変動を正確に把握することができる。
【００２６】
次に、駆動力配分装置Ｔの作用を説明する。
【００２７】
電子制御ユニットＵからの指令により、車両の直進走行時には右油圧クラッチＣ_R および左油圧クラッチＣ_L が共に非係合状態とされる。これにより、キャリヤ部材１１および第３サンギヤ１９の拘束が解除され、左ドライブシャフト９_L 、右ドライブシャフト９_R 、差動装置Ｄのプラネタリキャリヤ８およびキャリヤ部材１１は全て一体となって回転する。このとき、図１に斜線を施した矢印で示したように、エンジンＥのトルクは差動装置Ｄから左右の前輪Ｗ_FL，Ｗ_FRに均等に伝達される。
【００２８】
さて、車両が加速しながら右旋回するときには、図３に示すように電子制御ユニットＵからの指令により右油圧クラッチＣ_R が係合し、キャリヤ部材１１をケーシング２０に結合して停止させる。このとき、左前輪Ｗ_FLと一体の左出力軸９_L と、右前輪Ｗ_FRと一体の右出力軸９_R （即ち、差動装置Ｄのプラネタリキャリヤ８）とは、第２サンギヤ１８、第２ピニオン１４、第１ピニオン１３および第１サンギヤ１７を介して連結されているため、左前輪Ｗ_FLの回転数Ｎ_L は右前輪Ｗ_FRの回転数Ｎ_R に対して次式の関係で増速される。
【００２９】
Ｎ_L ／Ｎ_R ＝（Ｚ₄ ／Ｚ₃ ）×（Ｚ₁ ／Ｚ₂ ）
＝１．１４３ …（３）
上述のようにして、左前輪Ｗ_FLの回転数Ｎ_L が右前輪Ｗ_FRの回転数Ｎ_R に対して増速されると、図４に斜線を施した矢印で示したように、旋回内輪である右前輪Ｗ_FRのトルクの一部を旋回外輪である左前輪Ｗ_FLに伝達することができる。
【００３０】
尚、キャリヤ部材１１を右油圧クラッチＣ_R により停止させる代わりに、右油圧クラッチＣ_R の係合力を適宜調整してキャリヤ部材１１の回転数を減速すれば、その減速に応じて左前輪Ｗ_FLの回転数Ｎ_L を右前輪Ｗ_FRの回転数Ｎ_R に対して増速し、旋回内輪である右前輪Ｗ_FRから旋回外輪である左前輪Ｗ_FLに任意のトルクを伝達することができる。
【００３１】
一方、車両が加速しながら左旋回するときには、図５に示すように電子制御ユニットＵからの指令により左油圧クラッチＣ_L が係合し、第３ピニオン１５が第３サンギヤ１９を介してケーシング２０に結合される。その結果、左出力軸９_L の回転数に対してキャリヤ部材１１の回転数が増速され、右前輪Ｗ_FRの回転数Ｎ_R は左前輪Ｗ_FLの回転数Ｎ_L に対して次式の関係で増速される。
【００３２】
Ｎ_R ／Ｎ_L ＝｛１−（Ｚ₅ ／Ｚ₆ ）×（Ｚ₂ ／Ｚ₁ ）｝
÷｛１−（Ｚ₅ ／Ｚ₆ ）×（Ｚ₄ ／Ｚ₃ ）｝
＝１．１６７ …（４）
上述のようにして、右前輪Ｗ_FRの回転数Ｎ_R が左前輪Ｗ_FLの回転数Ｎ_L に対して増速されると、図５に斜線を施した矢印で示したように、旋回内輪である左前輪Ｗ_FLのトルクの一部を旋回外輪である右前輪Ｗ_FRに伝達することができる。この場合にも、左油圧クラッチＣ_L の係合力を適宜調整してキャリヤ部材１１の回転数を増速すれば、その増速に応じて右前輪Ｗ_FRの回転数Ｎ_R を左前輪Ｗ_FLの回転数Ｎ_L に対して増速し、旋回内輪である左前輪Ｗ_FLから旋回外輪である右前輪Ｗ_FRに任意のトルクを伝達することができる。
【００３３】
而して、車両の旋回加速時には旋回外輪に旋回内輪よりも大きなトルクを伝達して旋回性能を向上させることが可能である。尚、高速走行時には中低速走行時に比べて旋回外輪に伝達されるトルクを少なめにしたり、逆に旋回外輪から旋回内輪にトルクを伝達して走行安定性能を向上させることが可能である。
【００３４】
（３）式および（４）式を比較すると明らかなように、第１ピニオン１３、第２ピニオン１４、第３ピニオン１５、第１サンギヤ１７、第２サンギヤ１８および第３サンギヤ１９の歯数を前述の如く設定したことにより、右前輪Ｗ_FRから左前輪Ｗ_FLへの増速率（約１．１４３）と、左前輪Ｗ_FLから右前輪Ｗ_FRへの増速率（約１．１６７）とを略等しくすることができる。
【００３５】
以上、本発明の実施例を詳述したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。
【００３６】
例えば、実施例では速度比算出手段Ｍ３がトルクコンバータＴＣの速度比ｅをＮｍ／Ｎｅによって算出しているが、速度比算出手段Ｍ３で速度比ｅの逆数１／ｅをＮｅ／Ｎｍによって算出し、速度比微分手段Ｍ４で前記逆数１／ｅの微分値を算出すれば、位相進み要素算出手段Ｍ５で前記逆数１／ｅの微分値の符号を反転させる必要はない。また位相進み要素算出手段Ｍ５で前記速度比ｅの微分値ｄｅ／ｄｔの符号を反転させる代わりに、加算手段Ｍ７を減算手段に置き換えて駆動輪トルクベース値Ｔｄ₀ から位相進み要素ΔＴｄを減算しても良い。
【００３７】
【発明の効果】
以上のように請求項１に記載された発明によれば、車体速度を時間微分して得られた車体加速度に基づいて算出した駆動輪トルクベース値は実際の駆動トルクに対して位相遅れが存在するが、トルクコンバータの速度比を時間微分して得られた速度比の微分値で前記駆動輪トルクベース値を、該トルクベース値の位相遅れを補償するように補正して駆動輪トルクを算出することにより、位相遅れのない正確な駆動輪トルクを得ることができる。しかも前記駆動輪トルクの算出過程でトルクコンバータのトルク比を用いていないので、検出誤差の大きいトルク比の影響による駆動輪トルクの算出精度低下を回避できる。またエンジントルクに基づいて駆動輪トルクを算出すると、オートマチックトランスミッションの変速クラッチが係合／係合解除する間にエンジントルクの駆動輪への伝達が一時的に遮断されて発生する駆動輪トルクの変動が排除されてしまうが、車体加速度に基づいて駆動輪トルクを算出することにより、オートマチックトランスミッションの変速クラッチの係合／係合解除に伴う駆動輪トルクの変動を正確に把握することが可能になる。
【図面の簡単な説明】
【図１】 駆動力配分装置を備えた車両の全体構成を示す図
【図２】 駆動力配分装置の構造を示す図
【図３】 電子制御ユニットの回路構成を示すブロック図
【図４】 右旋回時における駆動力配分装置の作用を示す図
【図５】 左旋回時における駆動力配分装置の作用を示す図
【図６】 駆動輪トルクの実測値および演算値を示すグラフ
【図７】 従来の駆動輪トルクの演算手法の説明図
【符号の説明】
Ｅ エンジン
ｄｅ／ｄｔ 速度比の微分値
ｅ トルクコンバータの速度比
Ｍ１ 車体加速度算出手段
Ｍ２ 駆動輪トルクベース値算出手段
Ｍ３ 速度比算出手段
Ｍ４ 速度比微分手段
Ｍ７ 加算手段（補正手段）
Ｓ₃ 車体速度検出手段
ＴＣ トルクコンバータ
Ｔｄ₀ 駆動輪トルクベース値
Ｔｄ 駆動輪トルク
Ｖ 車体速度
Ｗ_FL 前輪（駆動輪）
Ｗ_FR 前輪（駆動輪）
α 車体加速度[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a driving wheel torque calculation device for a vehicle that calculates driving wheel torque transmitted from an engine to driving wheels via a torque converter.
[0002]
[Prior art]
FIG. 7 shows a conventional method for calculating driving wheel torque of a vehicle. Engine torque Te is searched by applying engine speed Ne and intake negative pressure Pb to the engine torque table, and the torque ratio speed ratio e (transmission input speed / engine speed) is applied to the torque ratio table. The torque ratio τ of the converter is searched. Further, the reduction ratio It of the power transmission system is searched based on the gear position P, and the inertia torque Ta of the power transmission system is calculated from the average value of the drive wheel speed Vd. Based on the engine torque Te, torque converter torque ratio τ, reduction ratio It and inertia torque Ta, the drive wheel torque Td is
Td = Te * τ * It−Ta
Calculated by
[0003]
Such a driving wheel torque calculation method is known, for example, from Japanese Patent Laid-Open No. 10-181564.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, the above conventional method requires a torque ratio table for retrieving the torque ratio τ from the speed ratio e of the torque converter, and the torque ratio table inevitably contains a considerable error. It has been difficult to increase the calculation accuracy of Td. Further, in a vehicle equipped with an automatic transmission, power transmission between the engine and the drive wheels is temporarily interrupted during a shift change, which causes the following problems. For example, when shifting up from the first gear to the second gear, there is a time lag from the disengagement of the first gear clutch to the engagement of the second gear clutch, and therefore power transmission between them is cut off. . Therefore, the conventional method for calculating the driving wheel torque Td based on the engine torque Te has a problem that the driving wheel torque Td during the shift change cannot be accurately calculated.
[0005]
The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object thereof is to accurately calculate the driving wheel torque of a vehicle.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, according to the first aspect of the present invention, there is provided a vehicle driving wheel torque calculation device for calculating driving wheel torque transmitted from an engine to a driving wheel via a torque converter. Vehicle body speed detecting means for detecting vehicle body speed, vehicle body acceleration calculating means for calculating vehicle acceleration by time differentiation of vehicle body speed, driving wheel torque base value calculating means for calculating drive wheel torque base value from vehicle body acceleration, and torque converter Speed ratio calculating means for calculating the speed ratio, speed ratio differentiating means for calculating the differential value of the speed ratio by time differentiation of the speed ratio of the torque converter, and driving wheel torque base value calculated by the driving wheel torque base value calculating means of, to compensate for the phase delay for the actual driven wheel torque, drive wheel torque in the differential value of the speed ratio of the torque converter calculated by the speed ratio differentiating means By correcting the base value, and correcting means for calculating a driven wheel torque, the drive wheel torque calculating device for a vehicle characterized by comprising a are proposed.
[0007]
According to the above configuration, the driving wheel torque base value calculated based on the vehicle body acceleration obtained by differentiating the vehicle body speed with respect to time has a phase lag with respect to the actual driving torque. By calculating the driving wheel torque by correcting the driving wheel torque base value with the differential value of the speed ratio obtained by differentiation so as to compensate for the phase lag of the torque base value, it is possible to accurately detect the phase lag. Drive wheel torque can be obtained. In addition, since the torque ratio of the torque converter is not used in the process of calculating the drive wheel torque, it is possible to avoid a decrease in the calculation accuracy of the drive wheel torque due to the influence of the torque ratio having a large detection error. Also, if the driving wheel torque is calculated based on the engine torque, the fluctuation of the driving wheel torque that occurs when the transmission of the engine torque to the driving wheel is temporarily interrupted while the transmission clutch of the automatic transmission is engaged / disengaged. However, by calculating the driving wheel torque based on the vehicle body acceleration, it becomes possible to accurately grasp the fluctuation of the driving wheel torque accompanying the engagement / disengagement of the transmission clutch of the automatic transmission. .
[0008]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below based on the embodiments of the present invention shown in the accompanying drawings.
[0009]
1 to 6 show an embodiment of the present invention, FIG. 1 is a diagram showing the overall configuration of a vehicle equipped with a driving force distribution device, FIG. 2 is a diagram showing the structure of the driving force distribution device, and FIG. Is a block diagram showing the circuit configuration of the electronic control unit, FIG. 4 is a diagram showing the operation of the driving force distribution device when turning right, FIG. 5 is a diagram showing the operation of the driving force distribution device when turning left, and FIG. It is a graph which shows the measured value and calculated value of a driving wheel torque.
[0010]
As shown in FIGS. 1 and 2, an automatic transmission M is connected to the right end of an engine E mounted horizontally on the front body of a front engine / front drive vehicle via a torque converter TC. A driving force distribution device T is disposed at the rear. A left front wheel _WFL and a right front wheel _WFR are connected to the left drive shaft A _L and the right drive shaft A _R extending left and right from the left end and the right end of the driving force distribution device T, respectively.
[0011]
The driving force distribution device T includes a differential device D that transmits driving force from an external gear 3 that meshes with an input gear 2 provided on an input shaft 1 that extends from an automatic transmission M. The differential device D is composed of a double pinion planetary gear mechanism, a ring gear 4 formed integrally with the external gear 3, a sun gear 5 disposed coaxially within the ring gear 4, and the ring gear 4. The outer planetary gear 6 that meshes with the planetary carrier 8 that supports the inner planetary gear 7 that meshes with the sun gear 5 in a state where they mesh with each other. Differential device D, together with the ring gear 4 functions as an input element, a sun gear 5 which functions as one output element is connected to the left front wheel W _FL via the left output shaft 9 _L, also serves as the other output element planetary carrier 8 which is connected to the right front wheel W _FR via the right output shaft 9 _R.
[0012]
The carrier member 11 rotatably supported on the outer periphery of the left output shaft 9 _L includes four pinion shafts 12 arranged at intervals of 90 ° in the circumferential direction, and includes a first pinion 13 and a second pinion 14. And the triple pinion member 16 which integrally formed the 3rd pinion 15 is rotatably supported by each pinion shaft 12, respectively.
[0013]
A first sun gear 17 that is rotatably supported on the outer periphery of the left output shaft 9 _L and meshes with the first pinion 13 is connected to the planetary carrier 8 of the differential device D. The second sun gear 18 fixed to the outer periphery of the left output shaft 9 _L meshes with the second pinion 14. Further, the third sun gear 19 rotatably supported on the outer periphery of the left output shaft 9 _L meshes with the third pinion 15.
[0014]
The number of teeth of the first pinion 13, the second pinion 14, the third pinion 15, the first sun gear 17, the second sun gear 18, and the third sun gear 19 in the embodiment is as follows.
[0015]
Number of teeth of the first pinion 13 Z ₂ = 17
Number of teeth of the second pinion 14 Z ₄ = 17
Number of teeth of the third pinion 15 Z ₆ = 34
Number of teeth of the first sun gear 17 Z ₁ = 32
Number of teeth of the second sun gear 18 Z ₃ = 28
Number of teeth of third sun gear 19 Z ₅ = 32
The third sun gear 19 can be connected to the casing 20 via a left hydraulic clutch C _L, and the rotational speed of the carrier member 11 is increased by the engagement of the left hydraulic clutch C _L. The carrier member 11 can be coupled to the casing 20 via a right hydraulic clutch C _R, the rotational speed of the carrier member 11 is reduced by engagement of the right hydraulic clutch C _R. The right hydraulic clutch _CR and the left hydraulic clutch _CL are controlled by an electronic control unit U including a microcomputer.
[0016]
As shown in FIGS. 1 and 3, the electronic control unit U includes an engine speed detecting means S ₁ for detecting the engine speed Ne and a main shaft speed for detecting the speed Nm of the main shaft of the automatic transmission M. Detection means S ₂ , vehicle body speed detection means S ₃ for detecting vehicle body speed V based on the number of rotations of rear wheels W _RL and W _RR as driven wheels, and lateral acceleration detection means S for detecting vehicle lateral acceleration Yg. The signal from ₄ is input. The electronic control unit U calculates based processing signal to a predetermined program from the respective detecting means S ₁ to S _4, and controls the left hydraulic clutch C _L and the right hydraulic clutch C _R.
[0017]
The electronic control unit U, the left and right hydraulic clutch C _L, C so as to calculate a driving amount Ar of _R, vehicle body acceleration calculating means M1, the drive wheel torque base value calculation means M2, the speed ratio calculation means M3, the speed ratio differentiating means M4, phase advance element calculating means M5, limit processing means M6, adding means M7, longitudinal acceleration calculating means M8, left / right distribution torque table T1, and hydraulic clutch drive amount table T2 are provided.
[0018]
Next, the operation of the embodiment of the present invention having the above-described configuration will be described.
[0019]
3, the vehicle body acceleration calculating means M1 calculates the vehicle acceleration α the mean value of the vehicle speed V detected by the vehicle speed detecting means S ₃ time differentiation on. The driving wheel torque base value calculating means M2 calculates the driving force F (= m * α) of the vehicle by multiplying the vehicle body mass m by the vehicle body acceleration α, and this driving force F is calculated as the front wheels W _FL , The drive wheel torque base value Td ₀ is calculated by multiplying the effective diameter r of W _FR .
[0020]
Td ₀ = F * r = m * α * r
On the other hand, the engine speed Ne detected by the engine speed detecting means S _1, the main shaft rotational speed detecting means S ₂ automatic transmission M of the main shaft rotational speed Nm and is input speed ratio calculating means M3 detected in the , Nm / Ne to calculate the speed ratio e of the torque converter TC. The speed ratio differentiating means M4 calculates a differential value de / dt by time differentiation of the speed ratio e of the torque converter TC. Subsequently, the phase advance element calculating means M5 calculates the phase advance element ΔTd (= −K * de / dt) by multiplying the differential value de / dt of the speed ratio e by −K. Then, the drive wheel torque calculated by the drive wheel torque base value calculation means M2 by the addition means M7 constituting the correction means of the present invention is obtained by limiting the phase advance element ΔTd by the limit processing means M6 and removing the noise component. By adding to the base value Td ₀ , the driving wheel torque Td (= Td ₀ + ΔTd) is calculated. Subsequently, the longitudinal acceleration calculating means M8 calculates the longitudinal acceleration Xg of the vehicle by dividing the driving wheel torque Td by the vehicle body mass m and the effective diameter r of the front wheels W _FL and W _FR .
[0021]
Next, a longitudinal acceleration Xg of the vehicle, applying a lateral acceleration Yg of the vehicle detected by the lateral acceleration detecting means S ₄ in the lateral distribution torque table T1, to distribute the turning inner to the outer turning wheel by the driving force distribution device T The drive torque distribution amount Tr is searched. As is apparent from the left / right distribution torque table T1, the drive torque distribution amount Tr is set to increase as the longitudinal acceleration Xg of the vehicle increases and to increase as the lateral acceleration Yg of the vehicle increases. And by applying the driving torque distribution amount Tr hydraulic clutch drive amount table T2, the left and right hydraulic clutch C _L, searches the driving amount of Ar C _R.
[0022]
FIG. 6A shows the measured value (solid line) and the calculated value (broken line) of the drive wheel torque Td. The calculated value is not corrected by the differential value de / dt of the speed ratio e, that is, added. This corresponds to the case where the phase advance element ΔTd added to the drive wheel torque base value Td ₀ by the means M7 is zero. As can be seen from the figure, the calculated value of the drive wheel torque Td that is not corrected by the differential value de / dt of the speed ratio e has a phase lag with respect to the actually measured value. This is presumably because a time delay occurs because the vehicle body speed V is generated as a result of the drive wheel torque Td.
[0023]
On the other hand, FIG. 6B shows an actual value (solid line) of the driving wheel torque Td and driving wheel torque obtained by correcting the driving wheel torque base value Td ₀ with a differential value de / dt of the speed ratio e of the torque converter TC. The calculated value of Td (broken line) is shown. As can be seen from the figure, the calculated value of the drive wheel torque Td corrected by the differential value de / dt of the speed ratio e is in good agreement with the measured value with the phase lag compensated. This is thought to be because the differential value de / dt of the speed ratio e has a phase shift with respect to the drive wheel torque Td because the speed ratio e corresponds to the time derivative of the drive wheel torque Td. Although there is a negative region in the calculated value of the drive wheel torque Td, there is no particular problem because the negative drive wheel torque Td is not used for actual control.
[0024]
The reason why the phase of the drive wheel torque base value Td ₀ can be advanced based on the differential value de / dt of the speed ratio e to compensate for the phase delay is as follows. When the engine torque Te suddenly rises due to a rapid increase in the accelerator opening, the torque converter TC slips and the speed ratio e rapidly decreases. Accordingly, the differential value de / dt of the speed ratio e becomes negative, and when this negative differential value de / dt is added as it is to the drive wheel torque base value Td ₀ by the adding means M7, the phase of the drive wheel torque Td is further delayed. End up. Accordingly, the phase advance element calculating means M5 calculates the phase advance element ΔTd obtained by multiplying the differential value de / dt of the speed ratio e by −K and inverting the sign, and the phase advance element ΔTd is added to the drive wheel torque base by the addition means M7. By adding to the value Td ₀ , it is possible to compensate for the phase lag of the drive wheel torque base value Td ₀ and to calculate the correct drive wheel torque Td. Note that K multiplied by the phase advance element calculating means M5 is a positive constant for adjusting the magnitude of the influence of the differential value de / dt of the speed ratio e on the phase of the drive wheel torque Td.
[0025]
Thus, the driving wheel torque base value Td ₀ with phase lag is corrected based on the differential value de / dt obtained by time differentiation of the speed ratio e of the torque converter TC. Torque Td can be calculated. If the torque ratio τ of the torque converter TC is used when calculating the drive wheel torque Td, the calculation accuracy decreases due to the influence of the torque ratio τ with a large error. However, in this embodiment, the calculation of the drive wheel torque Td is performed. Since the torque ratio τ of the torque converter TC is not used, accurate calculation is possible. If the drive wheel torque Td is calculated based on the engine torque Te, the transmission of the engine torque Te to the drive wheels is temporarily interrupted while the transmission clutch of the automatic transmission M is engaged / disengaged. There is a problem that the fluctuation of the driving wheel torque Td cannot be accurately calculated. However, in this embodiment, since the driving wheel torque base value Td ₀ is calculated based on the vehicle body acceleration α without using the engine torque Te, the fluctuation of the driving wheel torque Td caused by the transmission clutch of the automatic transmission M is accurately determined. Can grasp.
[0026]
Next, the operation of the driving force distribution device T will be described.
[0027]
In response to a command from the electronic control unit U, both the right hydraulic clutch _CR and the left hydraulic clutch _CL are disengaged when the vehicle travels straight. Thereby, the restraint of the carrier member 11 and the third sun gear 19 is released, and the left drive shaft 9 _L , the right drive shaft 9 _R , the planetary carrier 8 of the differential device D and the carrier member 11 all rotate together. At this time, as indicated by the hatched arrows in FIG. 1, the torque of the engine E is evenly transmitted from the differential device D to the left and right front wheels W _FL and W _FR .
[0028]
Now, when the vehicle is turning right while accelerating the right hydraulic clutch C _R is engaged by a command from the electronic control unit U as shown in FIG. 3, combined with stopping the carrier member 11 to the casing 20. At this time, the left output shaft 9 _L integral with the left front wheel W _FL and the right output shaft 9 _R integral with the right front wheel W _FR (that is, the planetary carrier 8 of the differential device D) are the second sun gear 18, Since the two-pinion 14, the first pinion 13 and the first sun gear 17 are connected, the rotation speed N _L of the left front wheel W _FL increases with respect to the rotation speed N _R of the right front wheel W _{FR according} to the following equation. Speeded.
[0029]
N _L / N _R = (Z ₄ / Z ₃ ) × (Z ₁ / Z ₂ )
= 1.143 (3)
As described above, when the rotation speed N _L of the left front wheel W _FL is increased with respect to the rotation speed N _R of the right front wheel W _FR , as shown by the hatched arrows in FIG. it can be transmitted to the left front wheel W _FL as a turning-outer part of the torque of the right front wheel W _FR is.
[0030]
Instead of stopping the carrier member 11 by the right hydraulic clutch C _R, when decelerating the rotational speed of the carrier member 11 by appropriately adjusting the engagement force of the right hydraulic clutch C _R, the left front wheel W _FL in accordance with the deceleration it can be of increasing the rotational speed N _L relative to the rotational speed N _R of the right front wheel W _FR Hayashi, to transmit any torque from the right front wheel W _FR as a turning-inner to the left front wheel W _FL is the outer turning wheel.
[0031]
On the other hand, when the vehicle turns left while accelerating, the left hydraulic clutch _CL is engaged by a command from the electronic control unit U as shown in FIG. 5, and the third pinion 15 is connected to the casing 20 via the third sun gear 19. Combined with As a result, the rotation speed of the carrier member 11 is increased with respect to the rotation speed of the left output shaft 9 _{L, and} the rotation speed N _R of the right front wheel W _FR is expressed by the following equation with respect to the rotation speed N _L of the left front wheel W _FL . Increased in relation.
[0032]
N _R / N _L = {1− (Z ₅ / Z ₆ ) × (Z ₂ / Z ₁ )}
÷ {1- (Z ₅ / Z ₆ ) × (Z ₄ / Z ₃ )}
= 1.167 (4)
As described above, when the rotational speed N _R of the right front wheel W _FR is increased with respect to the rotational speed N _L of the left front wheel W _FL , as shown by the hatched arrows in FIG. can be transmitted to a part of the torque of the left front wheel W _FL to a turning outer front right wheel W _FR is. In this case, when accelerating the rotation speed of the carrier member 11 by appropriately adjusting the engagement force of the left hydraulic clutch C _L, left front wheel W _FL rotation speed N _R of the right front wheel W _FR in accordance with the speed increasing can Hayashi increased relative to the rotational speed N _L, to transmit any torque from the left front wheel W _FL as a turning-inner front right wheel W _FR is the outer turning wheel.
[0033]
Thus, during turning acceleration of the vehicle, it is possible to improve the turning performance by transmitting a larger torque to the turning outer wheel than the turning inner wheel. Incidentally, it is possible to reduce the torque transmitted to the turning outer wheel during high-speed running compared to during low-speed running, or conversely to transmit torque from the turning outer wheel to the turning inner wheel to improve the running stability performance.
[0034]
As is clear from the comparison of the equations (3) and (4), the number of teeth of the first pinion 13, the second pinion 14, the third pinion 15, the first sun gear 17, the second sun gear 18, and the third sun gear 19 is determined. By setting as described above, the speed increase rate from the right front wheel W _FR to the left front wheel W _FL (about 1.143) and the speed increase rate from the left front wheel W _FL to the right front wheel W _FR (about 1.167) Can be approximately equal.
[0035]
As mentioned above, although the Example of this invention was explained in full detail, this invention can perform a various design change in the range which does not deviate from the summary.
[0036]
For example, in the embodiment, the speed ratio calculation means M3 calculates the speed ratio e of the torque converter TC by Nm / Ne, but the speed ratio calculation means M3 calculates the reciprocal 1 / e of the speed ratio e by Ne / Nm. If the differential value of the reciprocal 1 / e is calculated by the speed ratio differentiating unit M4, it is not necessary to invert the sign of the differential value of the reciprocal 1 / e by the phase advance element calculating unit M5. Also, instead of inverting the sign of the differential value de / dt of the speed ratio e in phase advance element calculation means M5, subtracts the phase lead element ΔTd from the drive wheel torque base value Td ₀ replaces the adding means M7 to the subtracting means May be.
[0037]
【The invention's effect】
As described above, according to the first aspect of the present invention, the driving wheel torque base value calculated based on the vehicle body acceleration obtained by time differentiation of the vehicle body speed has a phase lag with respect to the actual driving torque. However, the driving wheel torque is calculated by correcting the driving wheel torque base value with the differential value of the speed ratio obtained by differentiating the speed ratio of the torque converter to compensate for the phase lag of the torque base value. By doing so, an accurate driving wheel torque without phase delay can be obtained. In addition, since the torque ratio of the torque converter is not used in the process of calculating the drive wheel torque, it is possible to avoid a decrease in the calculation accuracy of the drive wheel torque due to the influence of the torque ratio having a large detection error. Also, if the driving wheel torque is calculated based on the engine torque, the fluctuation of the driving wheel torque that occurs when the transmission of the engine torque to the driving wheel is temporarily interrupted while the transmission clutch of the automatic transmission is engaged / disengaged. However, by calculating the driving wheel torque based on the vehicle body acceleration, it becomes possible to accurately grasp the fluctuation of the driving wheel torque accompanying the engagement / disengagement of the transmission clutch of the automatic transmission. .
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram showing an overall configuration of a vehicle equipped with a driving force distribution device. FIG. 2 is a diagram showing a structure of the driving force distribution device. FIG. 3 is a block diagram showing a circuit configuration of an electronic control unit. The figure which shows the effect | action of the driving force distribution apparatus at the time of turning [FIG. 5] The figure which shows the effect | action of the driving force distribution apparatus at the time of left turn [FIG. Illustration of conventional driving wheel torque calculation method [Explanation of symbols]
E Engine de / dt Speed ratio differential value e Torque converter speed ratio M1 Car body acceleration calculation means M2 Drive wheel torque base value calculation means M3 Speed ratio calculation means M4 Speed ratio differentiation means M7 Addition means (correction means)
S ₃ Body speed detection means TC Torque converter Td ₀ Drive wheel torque base value Td Drive wheel torque V Vehicle speed W _FL Front wheel (drive wheel)
W _FR front wheel (drive wheel)
α Body acceleration

Claims (1)

エンジン（Ｅ）からトルクコンバータ（ＴＣ）を介して駆動輪（Ｗ_FL，Ｗ_FR）に伝達される駆動輪トルク（Ｔｄ）を演算する車両の駆動輪トルク演算装置において、
車体速度（Ｖ）を検出する車体速度検出手段（Ｓ₃ ）と、
車体速度（Ｖ）を時間微分して車体加速度（α）を算出する車体加速度算出手段（Ｍ１）と、
車体加速度（α）から駆動輪トルクベース値（Ｔｄ₀ ）を算出する駆動輪トルクベース値算出手段（Ｍ２）と、
トルクコンバータ（ＴＣ）の速度比（ｅ）を算出する速度比算出手段（Ｍ３）と、
トルクコンバータ（ＴＣ）の速度比（ｅ）を時間微分して速度比の微分値（ｄｅ／ｄｔ）を算出する速度比微分手段（Ｍ４）と、
駆動輪トルクベース値算出手段（Ｍ２）で算出した駆動輪トルクベース値（Ｔｄ₀ ）の、実際の駆動輪トルクに対する位相遅れを補償するように、速度比微分手段（Ｍ４）で算出したトルクコンバータ（ＴＣ）の速度比の微分値（ｄｅ／ｄｔ）で該駆動輪トルクベース値（Ｔｄ ₀ ）を補正して、駆動輪トルク（Ｔｄ）を算出する補正手段（Ｍ７）と、
を備えたことを特徴とする、車両の駆動輪トルク演算装置。In a vehicle drive wheel torque calculation device for calculating drive wheel torque (Td) transmitted from an engine (E) to drive wheels (W _FL , W _FR ) via a torque converter (TC),
Vehicle body speed detecting means (S ₃ ) for detecting the vehicle body speed (V);
Vehicle body acceleration calculating means (M1) for calculating vehicle acceleration (α) by differentiating vehicle body speed (V) with respect to time;
Driving wheel torque base value calculating means (M2) for calculating a driving wheel torque base value (Td ₀ ) from the vehicle body acceleration (α);
Speed ratio calculating means (M3) for calculating a speed ratio (e) of the torque converter (TC);
A speed ratio differentiating means (M4) for differentiating the speed ratio (e) of the torque converter (TC) with respect to time and calculating a differential value (de / dt) of the speed ratio;
Torque converter calculated by the speed ratio differentiating means (M4) so as to compensate the phase delay of the driving wheel torque base value (Td ₀ ) calculated by the driving wheel torque base value calculating means (M2) with respect to the actual driving wheel torque. Correction means (M7) for correcting the drive wheel torque base value (Td ₀ ) with the differential value (de / dt) of the speed ratio of (TC) to calculate the drive wheel torque (Td);
A drive wheel torque calculation device for a vehicle, comprising:

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