JPH01111531A - Torque split controller for four-wheel-drive car - Google Patents

Abstract

PURPOSE:To prevent a vehicle from spin in a torque split device provided to bypass a center differential gear by limiting the torque distribution to the early half of turning when the torque distribution close to the rear end is subjected to the torque split control in the turning. CONSTITUTION:A torque split device 25 having a variable clutch torque split clutch 27 is disposed to bypass center differential gear 20 connected to the output shaft 4 of an automatic transmission 3. The clutch torque and the torque distribution to front and rear wheels are controlled by a control unit 50 receiving the output signals of sensors 40-46 for detecting various information. Then, the respective travelling requirements for normal running, acceleration and turning are judged from elements of steering angle, vehicle speed are car body acceleration so that the clutch torque is determined according to torque shift amount due to a desired torque distribution ratio determined by said requirements. Also, when the turning having torque distribution close to the rear wheel is detected, the desired torque distribution ratio is controllsbly corrected to be close to the front wheel after the passage of a predetermined time.

Description

【発明の詳細な説明】[Detailed description of the invention] 【産業上の利用分野】[Industrial application field]

本発明は、センターデフ装置付のフルタイム式４輪駆動
車において、走行条件により前後輪のトルク配分を積極
的に制御するトルクスプリット制御装置に関し、詳しく
は、旋回時のトルクスプリット制御の解除に関する。The present invention relates to a torque split control device that actively controls torque distribution between front and rear wheels depending on driving conditions in a full-time four-wheel drive vehicle equipped with a center differential device, and specifically relates to canceling torque split control when turning. .

【従来の技術】[Conventional technology]

４輪駆動車としてセンターデフ付のものは、旋回時の前
後輪の回転差を吸収できる利点を有し、４輪駆動での円
滑な旋回性能が確保される。そこで、かかる性能を備え
、更に前後輪のトルク配分を走１行条件により可変する
トルクスプリット制御が考えられる。 即ち、直進走行や加、′＄４速走行においては、前後輪
にかかる車両の重量配分に応じてトルクスプリット制御
すれば、前後輪での駆動力配分が車両の重量配分に適応
して最適に発揮されることになり、トラクション制御の
効果を得ることができる。 旋回時においては、その状態によりトルクスプリット制
御すれば、フロントエンジン・フロントドライブ（ＦＦ
）車の有するアンダステア傾向、フロントエンジン・リ
ヤドライブ（ＦＲ）車の有するオーバステア傾向を抑え
ながら、安定性と回頭性を考慮した最適な旋回性能を得
ることができる。 更に、路面摩擦係数μやホイールスピン等を加味してト
ルクスプリット制御すれば、走行安全性が向上し、セン
ターデフのデフロック機能と同等以上の機能を備えるこ
とになり走行性を常に確保することが可能になる。 以上−例について述べたように、４輪駆動車のトルクス
プリット制御により、その性能を最大限発揮して多大な
効果を得ることが期待されるのである。 そこで、かかるトルクスプリットをアクティブに可変制
御することが可能な４輪駆動車の駆動系が、本件出願人
により既に提案されているが、これ以外の方式について
も開発の余地がある。また、トルクスプリットを実現す
るための最適な電子制御系についても開発されつつある
。 従来、センターデフ付４輪駆動車に関しては、例えば特
開昭５５−８３６１７号公報の先行技術があり、変速機
出力側をセンターデフ装置に入力し、このセンターデフ
装置からの２つの出力側を前後輪に伝動構成する。また
、センターデフ装置にはクラッチ、ブレーキ、選択クラ
ッチ装置を付加して制御することが示されている。A four-wheel drive vehicle with a center differential has the advantage of being able to absorb the difference in rotation between the front and rear wheels when turning, ensuring smooth turning performance in four-wheel drive. Therefore, a torque split control that provides such performance and further varies the torque distribution between the front and rear wheels depending on the running conditions is considered. In other words, when driving straight, accelerating, or driving in 4th gear, if torque split control is performed according to the vehicle's weight distribution between the front and rear wheels, the driving force distribution between the front and rear wheels will be optimized according to the vehicle's weight distribution. Therefore, the effect of traction control can be obtained. When turning, if you perform torque split control depending on the situation, the front engine/front drive (FF
) It is possible to obtain optimal turning performance in consideration of stability and turning performance while suppressing the understeer tendency of cars and the oversteer tendency of front engine rear drive (FR) cars. Furthermore, by controlling the torque split by taking into account factors such as the coefficient of road friction μ and wheel spin, driving safety can be improved, and the system has a function that is equal to or better than the differential lock function of the center differential, making it possible to always ensure driving performance. It becomes possible. As described above in the examples above, it is expected that the torque split control of a four-wheel drive vehicle will maximize its performance and produce great effects. Therefore, although the applicant has already proposed a drive system for a four-wheel drive vehicle that can actively and variably control such a torque split, there is still room for the development of other systems. Additionally, an optimal electronic control system for achieving torque splitting is being developed. Conventionally, regarding four-wheel drive vehicles with a center differential, there is a prior art, for example, in Japanese Patent Application Laid-Open No. 55-83617, in which the output side of a transmission is input to a center differential device, and the two output sides from this center differential device are Transmission is configured to the front and rear wheels. Further, it is shown that a clutch, a brake, and a selective clutch device are added to the center differential device for control.

【発明が解決しようとする問題点】[Problems to be solved by the invention]

ところで、上記従来の先行技術のものにあっては、セン
ターデフ装置のみであるから、それにより１つのトルク
配分比に定められるにすぎない。 また、制御系は２．４輪駆動、デフロックの切換制御で
あり、トルクスプリット制御を行うものではない。 本発明は、このような点に鑑み、センターデフ付でトル
クスプリットの可変制御が可能な４輪駆動系において、
トルクスプリット制御を最適に電子制御し、更にトルク
スプリットを最も効果的に行うようにした４輪駆動車の
トルクスプリット制御装置４を提供することを目的とす
る。By the way, in the conventional prior art described above, since there is only a center differential device, only one torque distribution ratio is determined by it. Further, the control system is a 2.4-wheel drive and differential lock switching control, and does not perform torque split control. In view of these points, the present invention provides a four-wheel drive system with a center differential and capable of variable control of torque split.
It is an object of the present invention to provide a torque split control device 4 for a four-wheel drive vehicle that performs optimal electronic control of torque split control and also performs torque split most effectively.

【問題点を解決するための手段】[Means to solve the problem]

上記目的を達成するため、本発明は、駆動系の途中に所
定のトルク配分で動力を前後輪に振り分けるセンターデ
フ装置を備え、上記センターデフ装置にクラッチトルク
可変のスプリットクラッチを有するトルクスプリット装
置をバイパスして連設する４輪駆動車において、種々の
情報を検出するセンサ、上記センサの信号を入力して処
理する制御ユニットを有し、上記制御ユニットのクラッ
チ制御信号で上記スプリットクラッチのトルクと共に前
後輪へのトルク配分を制御するように回路構成し、上記
制御ユニットは、舵角、車速および車体加速度の要素で
定常、加速、旋回の各走行条件を判断して目標トルク配
分比を定めるトルク配分比決定部、トルク配分比による
トルク移動量に応じてクラッチトルクを定めるクラッチ
トルク算出部、クラッチトルクに応じてクラッチ制御信
号を出力する操作量設定部、後輪寄りトルク配分の旋回
を検出する解除条件検出部、後輪寄りトルク配分の旋回
開始後少なくとも所定時間経過後に目標トルク配分比を
前輪寄りに補正する補正部を有し、旋回時の後輪寄りト
ルク配分を途中で解除するようにトルクスプリットを制
御するように構成されている。In order to achieve the above object, the present invention includes a center differential device distributing power to the front and rear wheels in a predetermined torque distribution in the middle of the drive system, and a torque split device having a split clutch with variable clutch torque in the center differential device. A four-wheel drive vehicle that is connected in a bypass manner has a sensor that detects various information, a control unit that inputs and processes the signal of the sensor, and uses the clutch control signal of the control unit to control the torque of the split clutch as well as the sensor that detects various information. The circuit is configured to control torque distribution to the front and rear wheels, and the control unit determines the target torque distribution ratio by determining the steady, acceleration, and turning driving conditions based on the factors of steering angle, vehicle speed, and vehicle acceleration. Distribution ratio determination unit, clutch torque calculation unit that determines clutch torque according to the amount of torque movement by the torque distribution ratio, operation amount setting unit that outputs a clutch control signal according to the clutch torque, detects turning of rear wheel torque distribution. A release condition detection unit includes a correction unit that corrects the target torque distribution ratio toward the front wheels at least after a predetermined time has elapsed after the start of a turn in which the torque distribution toward the rear wheels is started, and the torque distribution toward the rear wheels during a turn is canceled midway through the turn. The torque split is configured to control the torque split.

【作　　用】[For production]

上記構成に基づき、センターデフ装置とトルクスプリッ
ト装置を備えた４輪駆動車は、制御ユニットからのクラ
ッチ制御信号でトルクスプリット装置のスプリットクラ
ッチトルクを生じることで前後輪のトルクの一部が一方
から他方に移動してトルクスプリットがアクティブに可
変制御される。 そして、旋回時に後輪寄りトルク配分にトルクスプリッ
ト制御される場合に、そのトルク配分が回照性の必要な
旋回前半に限定されることで、かかるトルク配分の不具
合を未然に防ぐようになる。 こうして本発明では、旋回時のアクティブトルクスプリ
ット制御で旋回性を向上し、トルクスプリット過多によ
る車両スピンやクラッチ発熱等の不具合を防ぐことが可
能になる。Based on the above configuration, a four-wheel drive vehicle equipped with a center differential device and a torque split device uses a clutch control signal from the control unit to generate a split clutch torque of the torque split device, so that part of the torque of the front and rear wheels is transferred from one side to the other. The torque split is actively and variably controlled by moving to the other side. When torque split control is performed to distribute torque closer to the rear wheels during a turn, the torque distribution is limited to the first half of the turn where reflective performance is required, thereby preventing such problems in torque distribution. Thus, in the present invention, it is possible to improve turning performance through active torque split control during turning, and to prevent problems such as vehicle spin and clutch heat generation due to excessive torque splitting.

【実　施　例】【Example】

以下、本発明の実施例を図面に基づいて説明する。 第１図において、本発明のトルクスプリット制御装置の
概略について述べる。先ず、センターデフ付のトルクス
プリット制御可能な４輪駆動車の駆動系として、フロン
トエンジンで縦置きであり、トルクコンバータ付自動変
速機を備えたものについて述べると、エンジン１．トル
クコンバータ２゜および自動変速機３が車両前後方向に
配置され、動力伝達可能に連結している。自動変速機３
の出力軸４はセンターデフ装？１ｆ２０に入力し、セン
ターデフ装置２０にはトルクスプリット装置２５がバイ
パスして設けである。 センターデフ装置２０は、プラネタリギヤ式であり、サ
ンギヤ２１．リングギヤ２２．サンギヤ２１とリングギ
ヤ２２に噛合うビニオン２３．およびキャリア２４から
成り、キャリア２４に変速機出力軸４が同軸状に連結す
る。また、センターデフ装置２０からの２つの出力側の
サンギヤ２１．リングギヤ２２において、大径のリング
ギヤ２２から変速機出力軸に回動自在に設けられなりダ
クションギャ５，６を介して出力軸４と平行なフロント
ドライブ軸７に連結し、このフロントドライブ軸７がフ
ロントデフ装置８．車軸９を介して左右の前輪１０Ｌ、
　１０Ｒに伝動構成される。一方、小径のサンギヤ２１
がらリヤドライブ軸１１に連結し、このリヤドライブ軸
１１がリヤデフ装置１２．車軸１３等を介して左右の後
輪１４Ｌ。 １４Ｒに伝動構成される。 こうしてセンターデフ装置２０は、変速機出力を前後輪
に所定のトルク配分で伝達し、かつ前後輪の回転差を吸
収する。ここで、上記駆動系により車体前方の方が後方
より静的荷重が大きいのに対応し、リングギヤ２２から
前輪へ伝達されるトルクの方がサンギヤ２１から後輪へ
伝達されるトルクより大きくなっている。 トルクスプリット装置２５は、フロントドライブ軸７と
同軸のバイパス軸２６．トルク可変制御可能なりラッチ
として例えば油圧クラッチ２７を有し、バイパス軸２６
が油圧クラッチ２７のハブ２７ａに、そのドラム２７ｂ
が一対のギヤ２８．２９を介してリヤドライブ軸１１に
伝動構成される。ここで、上記リダクションギヤ５，６
もこの場合の構成要素であり、そのギヤ比を例えば“１
”にし、ギヤ２８．２９のギヤ比がそれより若干小さく
設定される。また油圧クラッチ２７は、油圧ユニット３
０からの作動油の供給によりクラッチトルクを生じ得る
ようになっている。 こうして油圧クラ・ｙチ２７では、ハブ２７ａに対しド
ラム２７ｂの方が若干低速の回転差を生じ、このため油
圧クラッチ２７にクラッチ圧を与えてクラッチトルクを
発生させるとハブ２７ａの前輪側からドラム２７１）の
後輪側にクラッチトルクに応じたトルク移動を行って、
前輪側と後輪側のトルク配分を可変する。即ち、センタ
ーデフ装置２０の入力トルクをＴｉ、センターデフ装置
２０によるフロント側配分比をγとすると、フロントド
ライブ軸７の伝達トルクはγ・Ｔｉに、リヤドライブ軸
１１のトルクは（１−γ）・Ｔｉに配分される。そこで
、クラッチトルクをＴＣ、ギヤ２８．２９のギヤ比をＫ
とすると、トルク移動によりフロントドライブ軸７゜リ
ヤドライブ軸１１のトルクＴＦ　、ＴＲは、ＴＦ＝γ・
Ｔｉ　−Ｔｃ ＴＲ＝（１−γ）・Ｔ１七ＫＴｃ になる。こうして、クラッチトルクＴｃの変化によりフ
ロント側トルクＴＦの配分比はセンターデフ装置２０に
おける配分比以下で連続的に変化し、リヤ側トルクＴＲ
の配分比はセンターデフ装置２０における配分比以上で
連続的に変化してトルクスプリット作用する。 次いで、トルクスプリットの電子制御系について述べる
と、左右前輪と後輪の回転数センサ４０［。 ４０Ｒ，４１１，４１Ｒ、舵角センサ４２．エンジン回
転数センサ４３．スロットル開度センサ４４．車体加速
度セフサ４５．自動変速機側の変速段センサ４６を有し
、これらのセンサ信号が制御ユニット５０に入力する。 制御ユニット５０は、走行条件１前後輪のスリップ状態
により前後輪のトルク配分比を決定し、このトルク配分
比に応じたクラッチ圧を定めるものであり、このクラッ
チ圧制御信号を油圧ユニット３０に出力する。 第２図（ａ）において、油圧ユニット３０について述べ
る。符号３１は例えば自動変速機制御用のライン圧が供
給される油路であり、このライン圧が調圧弁３２に導か
れる。調圧弁３２はライン圧を供給する油路３１と油路
３３の連通を断続しながら油路３３に常に一定のパイロ
ット圧を生じるものであり、この油路３３がデユーティ
ソレノイド弁３４に連通ずる。 デユーティソレノイド弁３４は制御ユニット５０からデ
ユーティ信号に応じ排圧制御することで、油路３５にデ
ユーティ圧を生じる。クラッチ制御弁３６にはデユーテ
ィ圧が作用すると共に、ライン圧油路３１、油圧クラッ
チ２７の油路３７が連通しており、デユーティ圧により
油圧クラッチ２７に給排油してクラッチ圧を生じ、これ
に応じたクラッチトルクを生じる。ここで、例えばデユ
ーティ信号のデユーティ比に対し、クラッチ圧は第２図
（ｂ）のような特性となっており、デユーティ比が略零
でクラッチ圧が零になり、この状態からデユーティ比の
増大に応じてクラッチ圧も上昇する。なお、第２図の破
線はデユーティ圧の特性である。 第３図において、制御ユニット５０について述べる。先
ず、回転数センサ４０Ｌ、　４０Ｒの左右前輪回転数Ｎ
ＦＬ、　ＮＦＲが入力する前輪速算出部５１と、回転数
センサ４１Ｌ、４１Ｒの左右後輪回転数ＮＲＬ、　ＮＲ
Ｒが入力する後輪速算出部５２を有し、前輪速算出部５
１゜後輪速算出部５２で前後輪速ＮＦ　、ＮＲを、ＮＦ
　＝　（ＮＦＬ＋ＮＦＲ）　／２ ＮＲ＝　（ＮＲＬ＋ＮＲＲ）　／２ により算出する。前輪速算出部５１．後輪速算出部５２
の前後輪速ＮＦ　、ＮＲは車輪速算出部５３に入力し、
４輪平均の車輪速Ｎを、 Ｎ＝　（ＮＦ　＋ＮＲ）　／２ により算出する。この車輪速Ｎは車速算出部５４に入力
し、タイヤ径を加味して車速Ｖを算出する。 舵角センサ４２の舵角λと車速算出部５４の車速■は目
標トルク配分決定部５５に入力し、舵角λ、車速■のパ
ラメータで後輪のトルク配分比を定める。 ここで、例えば後輪トルク配分比ＳＲが第４図（ａ）の
ように設定されている。即ち、中速の舵角が比較的大き
い領域では、車両の口頭性重視のために後輪トルク配分
比ＳＲが大きく設定されており、高速小舵角の領域は車
両の安定性重視のため後輪トルク配分比ＳＲが小さく設
定されており、これ以外の領域では、後輪トルク配分比
ＳＲが中間で回頭性重視と共に安定性を図ったものにな
っている。この目標トルク配分比決定部５５の後輪トル
ク配分比ＳＲと加速度センサ４５の加速度Ｇは加速補正
部５６に入力し、加速度Ｇが略零の場合は、定常走行と
みなして後輪トルク配分比ＳＲの補正を行なわない。ま
た加速度Ｇを生じる加速時では、車両重量配分の変化に
対応するように後輪トルク配分比ＳＲを補正する。 エンジン回転数センサ４３のエンジン回転数Ｎ１３とス
ロットル開度センサ４４のスロットル開度θはエンジン
トルク算出部５７に入力し、第４図（ｂ）のトルク特性
に基づいてエンジントルクＴｅを定める。車輪速算出部
５３の車輪速Ｎ、エンジン回転数Ｎｅ、および変速段セ
ンサ４６の変速段Ｇ「はトルクコンバータ回転比算出部
５８に入力し、車輪速Ｎや変速段Ｇ「により逆算してト
ルクコンバータ２の出力側であるタービン回転数Ｎｔを
求め、トルクコンバータ２の入力側としてのエンジン回
転数Ｎｅとの回転比Ｒｖを、 Ｒｗ＝Ｎｔ／Ｎ。 により算出する、この回転比１１はトルクコンバータト
ルク比算出部５９に入力し、第４図（Ｃ）の特性により
トルク比Ｒｔを求める。そしてエンジントルクＴｅ、ト
ルクコンバータのトルク比Ｒｔ。 変速段Ｇ「はセンターデフ人力トルク算出部６０に入力
し、センターデフ入力トルクＴｉを以下のように算出す
る。 Ｔｉ　＝Ｔｅ　−Ｒｔ　−Ｇｒ 上記後輪トルク配分比ＳＲとセンターデフ入力トルクＴ
ｉはクラッチ圧算出部６１に入力して、クラッチトルク
ＴＣと共にクラッチ圧Ｐｃを求める。 ここで既に述べたようにフロント側トルクをＴＦ。 リヤ側トルクをＴＲとすると、後輪トルク配分比ＳＲは
、 ＳＲ＝ＴＲ／（ＴＦ　十ＴＲ） で示される。従って、上述のフロント側配分比γ。 入力トルクＴＩ、クラッチトルクＴｃ　、ギヤ比にの式
を上式に代入すると、 ＴＣ＝ｆ（ＳＲ，Ｔｉ） になり、後輪トルク配分比ＳＲ，入力トルクＴｉの増大
に応じてクラッチトルクＴｃの値が大きくなる。また、
クラッチトルクＴＣとクラッチ圧ＰＣの関係は油圧クラ
ッチ２７を構成するクラッチ板の枚数、摩擦係数等のパ
ラメータにより固有の特性を持ち、第４図（ｄ）に示す
ように Ｐｃ　＝ｇ（Ｔｃ） で表わされる。そして、このクラッチ圧Ｐｃは操作量設
定部６２に入力し、第２図（ｂ）の特性を用いて、クラ
ッチ圧ｐｃに応じたデユーティ比の信号に変換して出力
するようになっている。 更に、トルクスプリット制御の解除に関して、解除条件
検出部６３を有する。ここで、旋回時に後輪寄りトルク
配分にすることは望ましいが、それは特に旋回の前半で
あり、それ以降このトルク配分を継続すると車両スピン
を生じる可能性があり、旋回後の操舵性を損う等の恐れ
があるので、途中で解除する必要がある。そこで解除条
件検出部６３には加速補正部５６の出力と舵角λが入力
し、後輪寄りトルク配分による旋回開始後の時間τ、加
速補正部５６からの後輪トルク配分比ＳＲを検出し、所
定の時間Ｔと後輪トルク配分比Ｓに対してτ〉Ｔ、ＳＲ
＞Ｓの条件成立の場合は、解除信号を出力する。また、
加速補正部５６の出力側にはトルク配分比の補正部６４
が付加され、解除信号の入力によりセンターデフ装置２
０によるイニシャルのトルク配分に戻すように補正する
。 次いで、このように構成されたトルクスプリット制御装
置の作用について述べる。 先ず、車両走行時に自動変速ｌ１３がドライブ（Ｄ）等
の走行レンジにシフトされると、エンジン１の動力がト
ルクコンバータ２を介し自動変速機３へ入力して変速動
力が出力し、この動力がセンターデフ装置１１７２０の
キャリア２４に伝達する。そしてリングギヤ２２とサン
ギヤ２１により車両の車輪に対する静的荷重配分に対応
して、前後輪側に例えば６０：４０のトルク配分比で振
り分けられる。リングギヤ２２からの動力はりダクショ
ンギャ５，６゜フロントドライブ軸７．フロントデフ装
置８等を介して前輪１０Ｌ、　１０Ｒに、サンギヤ２１
からの動力はリヤドライブ軸１１．リヤデフ装置１２等
を介して後輪１４Ｌ、１４Ｒにそれぞれ伝達するのであ
り、こうしてセンターデフ付のフルタイム４輪駆動走行
になる。 このときトルクスプリット装置２５の油圧クラ・ｙチ２
７は、リダクションギヤ５，６とギヤ２８．２９とのギ
ヤ比により回転差を生じて回転し、後輪へのトルク移動
可能になっている。 一方、電子制御系の各センサで種々の情報が検出され、
これが制御ユニット５０に入力する。そして目標トルク
配分比決定部５５と加速補正部５６で舵角λ、車速Ｖ、
および車体加速度Ｇにより走行条件が判断され、更に路
面μを検出することにより路面状態が判断され、これに
基づいて後輪トルク配分比ＳＲが決定される。またセン
ターデフ入力トルク算出部６０では、エンジントルクＴ
ｅ　、変速段Ｏｒ、更にエンジン回転数Ｎｅ、車輪速Ｎ
、および変速段Ｏｒによるトルクコンバータ２の回転比
ＩＩおよびトルク比ＲEmbodiments of the present invention will be described below based on the drawings. Referring to FIG. 1, an outline of the torque split control device of the present invention will be described. First, let's talk about the drive system of a four-wheel drive vehicle with a center differential and torque split control, which has a front engine, is vertically mounted, and is equipped with an automatic transmission with a torque converter. Engine 1. A torque converter 2° and an automatic transmission 3 are arranged in the longitudinal direction of the vehicle and are coupled to enable power transmission. automatic transmission 3
Is the output shaft 4 equipped with a center differential? 1f20, and a torque split device 25 is provided to bypass the center differential device 20. The center differential device 20 is of a planetary gear type, and includes a sun gear 21. Ring gear 22. Binion 23 meshing with sun gear 21 and ring gear 22. and a carrier 24, to which the transmission output shaft 4 is coaxially connected. Furthermore, two sun gears 21 on the output side from the center differential device 20. The ring gear 22 is rotatably provided from the large-diameter ring gear 22 to the transmission output shaft, and is connected to the front drive shaft 7 parallel to the output shaft 4 via the induction gears 5 and 6. Front differential device8. Left and right front wheels 10L via the axle 9,
10R transmission configuration. On the other hand, the small diameter sun gear 21
is connected to a rear drive shaft 11, and this rear drive shaft 11 is connected to a rear differential device 12. Left and right rear wheels 14L via the axle 13 and the like. 14R transmission configuration. In this way, the center differential device 20 transmits the transmission output to the front and rear wheels with a predetermined torque distribution, and absorbs the rotation difference between the front and rear wheels. Here, since the static load is larger at the front of the vehicle body than at the rear due to the drive system, the torque transmitted from the ring gear 22 to the front wheels is larger than the torque transmitted from the sun gear 21 to the rear wheels. There is. The torque split device 25 includes a bypass shaft 26. which is coaxial with the front drive shaft 7. For example, a hydraulic clutch 27 is provided as a latch that allows for variable torque control, and the bypass shaft 26
is attached to the hub 27a of the hydraulic clutch 27, and its drum 27b
is configured to be transmitted to the rear drive shaft 11 via a pair of gears 28 and 29. Here, the reduction gears 5, 6
is also a component in this case, and its gear ratio is set to, for example, “1”.
", and the gear ratio of gears 28 and 29 is set slightly smaller than that. Furthermore, the hydraulic clutch 27 is connected to the hydraulic unit 3.
Clutch torque can be generated by supplying hydraulic oil from zero. In this way, in the hydraulic clutch 27, the drum 27b has a slightly lower rotational speed difference than the hub 27a. Therefore, when clutch pressure is applied to the hydraulic clutch 27 to generate clutch torque, the drum 27b is rotated from the front wheel side of the hub 27a to the drum 27a. 271) Transfer torque to the rear wheel according to the clutch torque,
Variable torque distribution between front and rear wheels. That is, if the input torque of the center differential device 20 is Ti and the front side distribution ratio by the center differential device 20 is γ, then the transmitted torque of the front drive shaft 7 is γ·Ti, and the torque of the rear drive shaft 11 is (1−γ )・Allocated to Ti. Therefore, the clutch torque is TC, and the gear ratio of gear 28.29 is K.
Then, due to the torque movement, the torques TF and TR of the front drive shaft 7 and the rear drive shaft 11 become TF=γ・
Ti-Tc TR=(1-γ)・T17KTc. In this way, as the clutch torque Tc changes, the distribution ratio of the front torque TF changes continuously below the distribution ratio in the center differential device 20, and the rear torque TR
The distribution ratio changes continuously to be higher than the distribution ratio in the center differential device 20, and a torque split effect is exerted. Next, the electronic control system of the torque split will be described. 40R, 411, 41R, steering angle sensor 42. Engine speed sensor 43. Throttle opening sensor 44. Vehicle acceleration Cefsa 45. It has a gear position sensor 46 on the automatic transmission side, and these sensor signals are input to a control unit 50. The control unit 50 determines the torque distribution ratio between the front and rear wheels based on the slip state of the front and rear wheels in driving condition 1, determines the clutch pressure according to this torque distribution ratio, and outputs this clutch pressure control signal to the hydraulic unit 30. do. In FIG. 2(a), the hydraulic unit 30 will be described. Reference numeral 31 is an oil passage to which line pressure for controlling an automatic transmission is supplied, for example, and this line pressure is guided to a pressure regulating valve 32. The pressure regulating valve 32 always generates a constant pilot pressure in the oil passage 33 while disconnecting communication between the oil passage 31 and the oil passage 33 that supply line pressure, and this oil passage 33 communicates with the duty solenoid valve 34. . The duty solenoid valve 34 generates duty pressure in the oil passage 35 by performing exhaust pressure control in response to a duty signal from the control unit 50. Duty pressure acts on the clutch control valve 36, and the line pressure oil passage 31 and the oil passage 37 of the hydraulic clutch 27 are in communication with each other, and the duty pressure supplies and drains oil to the hydraulic clutch 27 to generate clutch pressure. Generates clutch torque according to the Here, for example, the clutch pressure has a characteristic as shown in Fig. 2 (b) with respect to the duty ratio of the duty signal, and when the duty ratio is approximately zero, the clutch pressure becomes zero, and from this state, the duty ratio increases. Clutch pressure also increases accordingly. Note that the broken line in FIG. 2 is the characteristic of duty pressure. In FIG. 3, the control unit 50 will be described. First, the left and right front wheel rotation speed N of rotation speed sensors 40L and 40R.
The front wheel speed calculation unit 51 inputs FL and NFR, and the left and right rear wheel rotation speeds NRL and NR of the rotation speed sensors 41L and 41R.
It has a rear wheel speed calculation section 52 into which R inputs, and a front wheel speed calculation section 5
1° The rear wheel speed calculation unit 52 calculates the front and rear wheel speeds NF and NR.
Calculated by = (NFL+NFR) /2 NR= (NRL+NRR) /2. Front wheel speed calculation unit 51. Rear wheel speed calculation unit 52
The front and rear wheel speeds NF and NR of are input to the wheel speed calculation unit 53,
The average wheel speed N of the four wheels is calculated by N=(NF +NR)/2. This wheel speed N is input to the vehicle speed calculating section 54, and the vehicle speed V is calculated by taking into account the tire diameter. The steering angle λ of the steering angle sensor 42 and the vehicle speed ■ of the vehicle speed calculation unit 54 are input to a target torque distribution determining unit 55, and the torque distribution ratio of the rear wheels is determined using the parameters of the steering angle λ and the vehicle speed ■. Here, for example, the rear wheel torque distribution ratio SR is set as shown in FIG. 4(a). In other words, in the region where the steering angle is relatively large at medium speeds, the rear wheel torque distribution ratio SR is set to be large in order to emphasize the stability of the vehicle, and in the region where the steering angle is relatively large at high speeds, the rear wheel torque distribution ratio SR is set to a large value in order to emphasize the stability of the vehicle. The wheel torque distribution ratio SR is set to be small, and in other areas, the rear wheel torque distribution ratio SR is intermediate, with an emphasis on turning performance and stability. The rear wheel torque distribution ratio SR of the target torque distribution ratio determining section 55 and the acceleration G of the acceleration sensor 45 are input to the acceleration correction section 56, and if the acceleration G is approximately zero, it is assumed that the vehicle is running in a steady state and the rear wheel torque distribution ratio is changed. SR correction is not performed. Furthermore, during acceleration that generates acceleration G, the rear wheel torque distribution ratio SR is corrected to correspond to changes in vehicle weight distribution. The engine speed N13 of the engine speed sensor 43 and the throttle opening θ of the throttle opening sensor 44 are input to the engine torque calculating section 57, and the engine torque Te is determined based on the torque characteristics shown in FIG. 4(b). The wheel speed N of the wheel speed calculation unit 53, the engine rotation speed Ne, and the gear position G of the gear position sensor 46 are input to the torque converter rotation ratio calculation unit 58, and the torque is calculated by backward calculation using the wheel speed N and the gear position G. Determine the turbine rotation speed Nt, which is the output side of the converter 2, and calculate the rotation ratio Rv with the engine rotation speed Ne, which is the input side of the torque converter 2, by Rw=Nt/N. This rotation ratio 11 is the torque converter. The torque ratio Rt is inputted to the torque ratio calculation unit 59, and the torque ratio Rt is determined based on the characteristics shown in FIG. Then, the center differential input torque Ti is calculated as follows: Ti = Te −Rt −Gr The above rear wheel torque distribution ratio SR and the center differential input torque T
i is input to the clutch pressure calculating section 61 to calculate the clutch pressure Pc together with the clutch torque TC. As already mentioned here, set the front torque to TF. When the rear torque is TR, the rear wheel torque distribution ratio SR is expressed as follows: SR=TR/(TF + TR). Therefore, the above-mentioned front side distribution ratio γ. Substituting the equations for input torque TI, clutch torque Tc, and gear ratio into the above equation gives TC=f(SR,Ti), and clutch torque Tc changes according to increases in rear wheel torque distribution ratio SR and input torque Ti. The value increases. Also,
The relationship between clutch torque TC and clutch pressure PC has specific characteristics depending on parameters such as the number of clutch plates constituting the hydraulic clutch 27 and the coefficient of friction, and as shown in FIG. 4(d), Pc = g(Tc). expressed. This clutch pressure Pc is input to the operation amount setting section 62, and using the characteristics shown in FIG. 2(b), it is converted into a signal of a duty ratio corresponding to the clutch pressure pc and output. Furthermore, regarding cancellation of torque split control, a cancellation condition detection section 63 is provided. Here, it is desirable to distribute torque closer to the rear wheels when turning, but this is especially true in the first half of the turn, and if this torque distribution continues after that, it may cause the vehicle to spin, impairing steering performance after the turn. etc., so it is necessary to cancel it midway through. Therefore, the release condition detection section 63 inputs the output of the acceleration correction section 56 and the steering angle λ, and detects the time τ after the start of turning due to the rear wheel bias torque distribution and the rear wheel torque distribution ratio SR from the acceleration correction section 56. , τ〉T, SR for a predetermined time T and rear wheel torque distribution ratio S
>S, a release signal is output. Also,
A torque distribution ratio correction unit 64 is provided on the output side of the acceleration correction unit 56.
is added, and the center differential device 2 is activated by inputting the release signal.
Correct to return to the initial torque distribution based on 0. Next, the operation of the torque split control device configured as described above will be described. First, when the automatic transmission l13 is shifted to a driving range such as drive (D) while the vehicle is running, the power of the engine 1 is input to the automatic transmission 3 via the torque converter 2, and the transmission power is output. It is transmitted to the carrier 24 of the center differential device 11720. The ring gear 22 and the sun gear 21 distribute the torque to the front and rear wheels at a ratio of 60:40, for example, in accordance with the static load distribution to the wheels of the vehicle. Power beam from the ring gear 22. Duction gear 5, 6°. Front drive shaft 7. The sun gear 21 is connected to the front wheels 10L and 10R via the front differential device 8, etc.
The power from the rear drive shaft 11. The power is transmitted to the rear wheels 14L and 14R via the rear differential device 12 and the like, resulting in full-time four-wheel drive with a center differential. At this time, the hydraulic clutch 2 of the torque split device 25
7 rotates with a difference in rotation due to the gear ratio between the reduction gears 5, 6 and the gears 28 and 29, allowing torque to be transferred to the rear wheels. On the other hand, various information is detected by each sensor of the electronic control system,
This is input to control unit 50. Then, the target torque distribution ratio determination unit 55 and the acceleration correction unit 56 determine the steering angle λ, the vehicle speed V,
The driving conditions are determined based on the vehicle body acceleration G, and the road surface condition is determined by detecting the road surface μ. Based on this, the rear wheel torque distribution ratio SR is determined. Furthermore, in the center differential input torque calculation section 60, the engine torque T
e, gear stage Or, further engine rotation speed Ne, wheel speed N
, and the rotation ratio II and torque ratio R of the torque converter 2 according to the gear stage Or.

【を用いて入力トルクＴｉが算出
される。 そこで、通常の走行時には、目標トルク配分比決定部５
５において後輪トルク配分比ＳＲが、第４図（ａ）のパ
ターンに基づいて舵角λと車速■から種々決定される。 即ち、センターデフ入力トルクが十分大きく例えば中速
の舵角が比較的大きい条件では、後輪トルク配分比ＳＲ
が大きく設定され、これに対応したデユーティ信号が出
力されることにより油圧ユニット３０のデユーティ圧が
上昇され、さらに油圧クラッチ２７の油圧が上昇され、
これに伴ない前輪側から後輪側への移動トルクが大きく
なり、多量のトルクが後輪側に移動して後輪トルク配分
の非常に大きい状態になる。これに対し、車速Ｖや舵角
λが小さくなると、それに応じて後輪トルク配分も少な
くなるのであり、こうして旋回状態に応じて後輪トルク
配分を可変にトルクスプリット制御される。このため、
４輪駆動での旋回時に前輪と後輪のタイヤのスリップが
、常に路面との摩擦係数を大きい状態に保ち、目標とす
る旋回半径に沿った確実な旋回を促す、また、第４図（
ａ）のパターンにおいて、より後輪へのトルク配分比を
大きく設定することにより積極的に車両の回頭性を向上
させることも可能であり、よりスポーティな走行が可能
となる。 また、特に直進時で車体加速度Ｇが略零の定常走行では
、目標後輪トルク配分比ＳＲをセンターデフ装置１ｆ２
０によるトルク配分比の４（）％にホールドする。この
ためクラッチ圧算出部６１では後輪移動トルク量が零で
あることから、クラッチ圧ｐｃ＝０となる。従って、操
作量設定部６２がらデユーティ比０％の信号が油圧ユニ
ット３０のソレノイド弁３４に入力し、デユーティ圧を
最大にしてクラッチ制御弁３６により油圧クラッチ２７
をドレンすることになり、これにより油圧クラッチ２７
の油圧とトルクは零になる。こうしてかかる走行条件で
は、油圧クラッチ２７が不作動で、センターデフ装置２
０によるトルク配分のみで、車体荷重配分に対応したイ
ニシャルのトルクスプリット制御になる。 一方、加速度Ｇが出力する加速走行において、直進また
は旋回の場合にその加速度Ｇ、即ち車体荷重の後方移動
に応じて、加速補正部５６で後輪トルク配分比ＳＲを増
大するように補正する。このなめ、クラッチ圧Ｐｃは加
速度Ｇが零の通常走行時より大きい値になり、これに応
じたデユーティ信号がソレノイド弁３４に入力し、クラ
ッチ制御弁３６により油圧クラッチ２７に給油してクラ
ッチ圧を生じる。そこで、フロントドライブ軸７へのト
ルクの一部が油圧クラッチ２７によりリヤドライブ軸１
１に移動して加算され、後輪側トルクを増すようになる
。こうしてこの走行条件では、車体荷重の後方移動に応
じて後輪トルク配分をより多くするようにトルクスプリ
ット制御されトラクションの向上を促す。また、センタ
ーデフ入力トルクＴｉが略零の時は、後輪トルク配分比
ＳＲがいかなる状態でもクラッチ圧が零となることは言
うまでもなく、これによりタイトコーナブレーキング現
象は回避される。 以上述べたトルクスプリット制御のパターンをまとめる
と、以下の表のようになる。 表 更に、上記旋回時に油圧クラッチ２７により後輪にトル
ク移動して後輪寄りのトルク配分にトルクスプリット制
御されると、これが解除検出部６３で検出されてタイマ
セットする。そして旋回開始後、後輪トルク配分比ＳＲ
が設定値Ｓ以上であり、かつ旋回開始からの時間τが設
定時間Ｔを経過すると解除信号が補正部６４に入力する
。このため、補正部６４は後輪トルク配分比ＳＲをセン
ターデフ装置２０により決まるイニシャルの値とするよ
うに作用し、クラッチ圧Ｐｃが零になってトルクスプリ
ット制御は解除され、イニシャルのトルク配分状態に戻
るのである。 以上本発明の一実施例について述べたが、トルク配分比
の補正部は他の目的にも使用できる。 【発明の効果】 以上述べてきたように、本発明によれば、センターデフ
付４輪駆動車において、定常、加速、旋回の走行条件で
アクティブトルクスプリット制御するので、４輪駆動の
性能を最大に発揮した最適な動力性能が得られる。 旋回時に旋回状態に応じた後輪寄りトルク配分のトルク
スプリット制御で、口頭性が向上する。 また、４輪駆動で目標とする旋回範囲に沿い正確に旋回
することが可能になり、旋回性が大幅に向上し、安全性
も確保される。 上記旋回時の後輪寄りトルク配分はそれが必要な前半の
みで後半は解除されるので、トルクスプリット過多によ
る車両スピンが防止され、操舵性も良くなる。また、ス
プリットクラッチの使用時間が短縮して熱による損失が
少なくなる。The input torque Ti is calculated using [. Therefore, during normal driving, the target torque distribution ratio determination unit 5
In step 5, the rear wheel torque distribution ratio SR is variously determined from the steering angle λ and the vehicle speed ■ based on the pattern shown in FIG. 4(a). That is, under conditions where the center differential input torque is sufficiently large, for example, the steering angle at medium speed is relatively large, the rear wheel torque distribution ratio SR
is set to a large value, and a duty signal corresponding to this is output, thereby increasing the duty pressure of the hydraulic unit 30, and further increasing the oil pressure of the hydraulic clutch 27,
Along with this, the torque transferred from the front wheel side to the rear wheel side increases, and a large amount of torque moves to the rear wheel side, resulting in a state where the rear wheel torque distribution is extremely large. On the other hand, as the vehicle speed V and the steering angle λ decrease, the rear wheel torque distribution also decreases accordingly, and thus the rear wheel torque distribution is variably torque split controlled according to the turning state. For this reason,
When turning with four-wheel drive, the slip of the front and rear tires always maintains a high coefficient of friction with the road surface, promoting reliable turning along the target turning radius.
In pattern a), by setting a larger torque distribution ratio to the rear wheels, it is also possible to actively improve the turning performance of the vehicle, and sportier driving becomes possible. In addition, especially in steady driving when the vehicle body acceleration G is approximately zero when driving straight, the target rear wheel torque distribution ratio SR is set to the center differential device 1f2.
The torque distribution ratio is held at 4()% of 0. Therefore, since the rear wheel moving torque amount is zero in the clutch pressure calculation unit 61, the clutch pressure pc=0. Therefore, a signal indicating a duty ratio of 0% is input from the operation amount setting section 62 to the solenoid valve 34 of the hydraulic unit 30, and the duty pressure is maximized and the clutch control valve 36 controls the hydraulic clutch 27.
This causes the hydraulic clutch 27 to drain.
The oil pressure and torque of become zero. Under such driving conditions, the hydraulic clutch 27 is inoperative and the center differential device 2
Only torque distribution based on 0 results in initial torque split control that corresponds to the vehicle body load distribution. On the other hand, when the vehicle is running at an accelerated speed outputted by the acceleration G, the rear wheel torque distribution ratio SR is corrected to be increased by the acceleration correction unit 56 in accordance with the acceleration G, that is, the backward movement of the vehicle body load when the vehicle is going straight or turning. Due to this, the clutch pressure Pc becomes a value larger than that during normal driving when the acceleration G is zero, and a corresponding duty signal is input to the solenoid valve 34, and the clutch control valve 36 supplies oil to the hydraulic clutch 27 to increase the clutch pressure. arise. Therefore, part of the torque to the front drive shaft 7 is transferred to the rear drive shaft 1 by the hydraulic clutch 27.
1 and is added to increase the torque on the rear wheel side. In this manner, under these driving conditions, torque split control is performed to increase rear wheel torque distribution in accordance with the rearward movement of the vehicle body load, thereby promoting improved traction. Furthermore, when the center differential input torque Ti is approximately zero, it goes without saying that the clutch pressure is zero no matter what the rear wheel torque distribution ratio SR is, and thereby the tight corner braking phenomenon is avoided. The torque split control patterns described above are summarized in the table below. Furthermore, when the hydraulic clutch 27 transfers torque to the rear wheels during the above-mentioned turning and torque split control is performed to distribute torque closer to the rear wheels, this is detected by the release detection section 63 and a timer is set. After starting the turn, the rear wheel torque distribution ratio SR
is greater than or equal to the set value S, and when the time τ from the start of the turn has exceeded the set time T, a release signal is input to the correction unit 64. Therefore, the correction unit 64 acts to set the rear wheel torque distribution ratio SR to the initial value determined by the center differential device 20, and the clutch pressure Pc becomes zero, the torque split control is canceled, and the initial torque distribution state is reached. It returns to . Although one embodiment of the present invention has been described above, the torque distribution ratio correction section can also be used for other purposes. Effects of the Invention As described above, according to the present invention, in a four-wheel drive vehicle with a center differential, active torque split control is performed under steady, acceleration, and cornering driving conditions, thereby maximizing the performance of the four-wheel drive. Optimal power performance can be obtained. When cornering, torque split control distributes torque toward the rear wheels according to the turning condition, improving maneuverability. In addition, four-wheel drive makes it possible to turn accurately along the target turning range, greatly improving turning performance and ensuring safety. The above-mentioned torque distribution toward the rear wheels during turning is performed only in the first half where it is necessary and is canceled in the second half, so that vehicle spin due to excessive torque splitting is prevented and steering performance is improved. Furthermore, the usage time of the split clutch is shortened, and loss due to heat is reduced.

【図面の簡単な説明】[Brief explanation of the drawing]

第１図は本発明のトルクスプリット制御装置の実施例の
概略を示す構成図、 第２図（ａ）は油圧ユニットの回路図、（ｂ）は同油圧
特性図、 第３図は制御ユニットのブロック図、 第４図は各種の特性図である。 ２０・・・センターデフ装置、２５・・・トルクスプリ
ット装置、２７・・・油圧クラッチ、３０・・・油圧ユ
ニット、５０・・・制御ユニット、５５・・・目標トル
ク配分比決定部、５６・・・加速補正部、６１・・・ク
ラッチ圧算出部、６２・・・操作量設定部、６３・・・
解除条件検出部、６４・・・トルク配分比補正部 特許出願人　　　　富士重工業株式会社代理人　弁理士
　　小　橋　信　浮 量　　弁理士　　村　井　　　進 （ｂ） ニジ巳°ニ凹暫ｉ又Ｎｅ 第４図 （Ｃ） （ｄ） ＡＱ−Fig. 1 is a block diagram schematically showing an embodiment of the torque split control device of the present invention, Fig. 2 (a) is a circuit diagram of the hydraulic unit, (b) is a hydraulic characteristic diagram of the same, and Fig. 3 is a diagram of the control unit. The block diagram and Figure 4 are various characteristic diagrams. 20... Center differential device, 25... Torque split device, 27... Hydraulic clutch, 30... Hydraulic unit, 50... Control unit, 55... Target torque distribution ratio determination unit, 56... ...Acceleration correction section, 61...Clutch pressure calculation section, 62...Operation amount setting section, 63...
Release condition detection section, 64...Torque distribution ratio correction section Patent applicant: Fuji Heavy Industries Co., Ltd. Agent, Patent attorney: Makoto Kobashi, Ukiyo, Patent attorney: Susumu Murai (b) Nijimi° Nidentabashira iMataNe Figure 4 (C) (d) AQ-

Claims (1)

【特許請求の範囲】 駆動系の途中に所定のトルク配分で動力を前後輪に振り
分けるセンターデフ装置を備え、上記センターデフ装置
にクラッチトルク可変のスプリットクラッチを有するト
ルクスプリット装置をバイパスして連設する４輪駆動車
において、 種々の情報を検出するセンサ，上記センサの信号を入力
して処理する制御ユニットを有し、上記制御ユニットの
クラッチ制御信号で上記スプリットクラッチのトルクと
共に前後輪へのトルク配分を制御するように回路構成し
、 上記制御ユニットは、舵角，車速および車体加速度の要
素で定常，加速，旋回の各走行条件を判断して目標トル
ク配分比を定めるトルク配分比決定部，トルク配分比に
よるトルク移動量に応じてクラッチトルクを定めるクラ
ッチトルク算出部，クラッチトルクに応じてクラッチ制
御信号を出力する操作量設定部，後輪寄りトルク配分の
旋回を検出する解除条件検出部，後輪寄りトルク配分の
旋回開始後少なくとも所定時間経過後に目標トルク配分
比を前輪寄りに補正する補正部を有し、旋回時の後輪寄
りトルク配分を途中で解除するようにトルクスプリット
を制御することを特徴とする４輪駆動車のトルクスプリ
ット制御装置。[Scope of Claims] A center differential device is provided in the middle of the drive system to distribute power to the front and rear wheels with a predetermined torque distribution, and a torque split device having a split clutch with variable clutch torque is connected to the center differential device by bypassing the center differential device. A four-wheel drive vehicle has a sensor that detects various information, a control unit that inputs and processes the signals of the sensor, and uses a clutch control signal from the control unit to control the torque of the split clutch as well as the torque to the front and rear wheels. The control unit has a circuit configuration to control the distribution, and the control unit includes a torque distribution ratio determination unit that determines a target torque distribution ratio by determining each running condition of steady state, acceleration, and turning based on elements of steering angle, vehicle speed, and vehicle body acceleration; A clutch torque calculation unit that determines clutch torque according to the amount of torque movement based on the torque distribution ratio, an operation amount setting unit that outputs a clutch control signal according to the clutch torque, a release condition detection unit that detects turning of rear wheel torque distribution, The present invention includes a correction unit that corrects the target torque distribution ratio toward the front wheels at least after a predetermined period of time has elapsed after the start of a turn in which the torque distribution is distributed toward the rear wheels, and controls the torque split so that the torque distribution toward the rear wheels is canceled midway through the turn. A torque split control device for a four-wheel drive vehicle, which is characterized by: