JP4252686B2 - Driving wheel torque calculation device for vehicle - Google Patents
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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AL および右ドライブシャフトAR には、それぞれ左前輪WFLおよび右前輪WFR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9L を介して左前輪WFL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9R を介して右前輪WFRに接続される。
【0012】
左出力軸9L 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9L 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9L 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9L 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CL 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CL 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CR 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CR 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CR および左油圧クラッチCL 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WRL,WRR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CL および右油圧クラッチCR 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CL ,CR 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WFL,WFR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WFL,WFR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CL ,CR 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CR および左油圧クラッチCL 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9L 、右ドライブシャフト9R 、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WFL,WFR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CR 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WFLと一体の左出力軸9L と、右前輪WFRと一体の右出力軸9R (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WFLの回転数NL は右前輪WFRの回転数NR に対して次式の関係で増速される。
【0029】
NL /NR =(Z4 /Z3 )×(Z1 /Z2 )
=1.143 …(3)
上述のようにして、左前輪WFLの回転数NL が右前輪WFRの回転数NR 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WFRのトルクの一部を旋回外輪である左前輪WFL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CR により停止させる代わりに、右油圧クラッチCR 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WFLの回転数NL を右前輪WFRの回転数NR に対して増速し、旋回内輪である右前輪WFRから旋回外輪である左前輪WFL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CL 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9L 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WFRの回転数NR は左前輪WFLの回転数NL に対して次式の関係で増速される。
【0032】
NR /NL ={1−(Z5 /Z6 )×(Z2 /Z1 )}
÷{1−(Z5 /Z6 )×(Z4 /Z3 )}
=1.167 …(4)
上述のようにして、右前輪WFRの回転数NR が左前輪WFLの回転数NL 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WFLのトルクの一部を旋回外輪である右前輪WFRに伝達することができる。この場合にも、左油圧クラッチCL 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WFRの回転数NR を左前輪WFLの回転数NL に対して増速し、旋回内輪である左前輪WFLから旋回外輪である右前輪WFR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WFRから左前輪WFLへの増速率(約1.143)と、左前輪WFLから右前輪WFR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
WFL 前輪(駆動輪)
WFR 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
[0012]
The
[0013]
A
[0014]
The number of teeth of the
[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
[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
[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
[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
[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
[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
[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
[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)
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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