JPS6371428A - Drive system clutch control device for vehicle - Google Patents
Drive system clutch control device for vehicleInfo
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Landscapes
- Arrangement And Mounting Of Devices That Control Transmission Of Motive Force (AREA)
- Arrangement And Driving Of Transmission Devices (AREA)
Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
（産業上の利用分野）
本発明は、四輪駆動車のトランスファ装置や、自動車の
差動装置等に用いられ、前後輪または左右輪への駆動力
配分を変更する駆動系クラッチのクラッチ締結力を制御
する車両用駆動系クラッチ制御装置に関する。[Detailed Description of the Invention] (Industrial Application Field) The present invention is used in transfer devices of four-wheel drive vehicles, differential devices of automobiles, etc., and changes the distribution of driving force between front and rear wheels or left and right wheels. The present invention relates to a vehicle drive system clutch control device that controls the clutch engagement force of a drive system clutch.
（従来の技術）
従来の車両用差動制限クラッチ制御装置としては、例え
ば特開昭６１−６７６２９号公報（特願昭５９−１８７
７８０）や特開昭６１−１０２３２１号公報（特願昭５
９−２２３４８７）に記載されている装置が知られてい
る。(Prior Art) As a conventional differential limiting clutch control device for a vehicle, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 61-67629 (Japanese Patent Application No. 59-187
780) and Japanese Unexamined Patent Publication No. 102321/1983 (Japanese Patent Application No. 5
9-223487) is known.
前者の従来装置は、車速を人力情報とし、車速が高車速
になる程クラッチの締結力を増大させる制御内容の装置
であり、後者の従来装置は、加速状ｙ魚を入力情報とし
、急加速状態になる程クラッチの締結力を増大させる制
御内容の装置であった。The former conventional device uses the vehicle speed as human input information and controls the clutch engagement force to increase as the vehicle speed increases, while the latter conventional device uses the acceleration state as input information and controls sudden acceleration. It was a device whose control content was to increase the clutch engagement force as the condition reached.
（発明が解決しようとする問題点）
しかしながら、このような従来装置にあっては、車速あ
るいは加速状態の入力情報のみでクラッチ締結力を制御
する構成となっていたため、クラッチ締結力が全体的に
強めの高摩擦係数路指令値マツプに基づいて制御される
装置で低摩擦係数路を走行した場合には、差動制限トル
クの急な高まりにより尻振りが発生するし、また、高摩
擦係数路を走行した場合でも、タイトコーナでのターン
イン時には強アンダーステアとなるという問題点があっ
た。一方、クラッチ締結力が全体的に弱めの低摩擦係数
路指令値マツプに基づいて制御される装置で高摩擦係数
路を走行した場合には、差動制限トルクが低いために旋
回内輪のホイールスピンが顕著に出て、旋回加速性が劣
るという問題点があった。(Problem to be solved by the invention) However, in such conventional devices, the clutch engagement force is controlled only by input information of vehicle speed or acceleration state, so the clutch engagement force is If you drive on a low friction coefficient road with a device that is controlled based on a high friction coefficient road command value map, the sudden increase in differential limiting torque will cause tail wobbling. Even when driving, there was a problem with strong understeer when turning in a tight corner. On the other hand, when driving on a high friction coefficient road with a device in which the clutch engagement force is controlled based on a low friction coefficient road command value map where the overall clutch engagement force is weak, the wheels spin on the inner wheel of the turn due to the low differential limiting torque. There was a problem that the turning acceleration performance was poor.
そこで、指令値を路面摩擦係数により補正する事が考え
られるが、路面摩擦係数を直接正確に検出する事は難し
い。Therefore, it is possible to correct the command value using the road surface friction coefficient, but it is difficult to directly and accurately detect the road surface friction coefficient.
（問題点を解決するための手段）
本発明は、上述のような問題点を解決することを目的と
してなされたもので、この目的達成のために本発明では
以下に述べるような解決手段とした。(Means for Solving the Problems) The present invention has been made for the purpose of solving the above-mentioned problems, and in order to achieve this purpose, the present invention has adopted the following solving means. .
本発明の解決手段を、第１図に示すクレーム概念図によ
り説明すると、エンジン駆動力を前後または左右の駆動
輪に分配伝達する動力分割装置ｌと、該動力分割装置ｌ
の駆動入力部と駆動出力部との間に設けられ、制御外力
により伝達トルクを発生させる駆動系クラッチ手段２と
、車両状態を検出する検出手段３と、該検出手段３から
の入力信号に基づきクラッチ締結力を増減させる制御信
号を出力するクラッチ制御手段４と、を備えた車両用駆
動系クラッチ制御装置において、前記検出手段３として
、車速検出手段３０１と加速操作検出手段３０２と求心
加速度検出手段３０３とを含み、クラッチ制御手段４は
、車速が大になる程、または急加速状態になる程前記ク
ラッチ手段２の締結力を大とすべく制御信号を出力する
と共に、求心加速度が大きくなるに従い前記クラッチ手
段２の締結力を増大させる様補正する手段であることを
特徴とする。The solution of the present invention will be explained with reference to the conceptual diagram of the claim shown in FIG.
A drive system clutch means 2 is provided between the drive input part and the drive output part of the drive system and generates a transmission torque by an external control force, and a detection means 3 detects the vehicle state, and a In a vehicle drive system clutch control device comprising a clutch control means 4 that outputs a control signal for increasing or decreasing clutch engagement force, the detection means 3 includes a vehicle speed detection means 301, an acceleration operation detection means 302, and a centripetal acceleration detection means. 303, the clutch control means 4 outputs a control signal to increase the engagement force of the clutch means 2 as the vehicle speed increases or as the state of sudden acceleration increases, and as the centripetal acceleration increases. It is characterized in that it is a means for correcting so as to increase the engagement force of the clutch means 2.
（作 用）
本発明の車両用駆動系゛クラッチ制御装置では、上述の
手段により車速及び加速状態に応じたクラッチ締結力が
自動的に得られると共に、このクラッチ締結力は求心加
速度が大きくなるに従って増大方向に補正されることに
なる。(Function) In the vehicle drive system/clutch control device of the present invention, a clutch engagement force corresponding to the vehicle speed and acceleration state is automatically obtained by the above-mentioned means, and this clutch engagement force increases as the centripetal acceleration increases. It will be corrected in the increasing direction.
従って、同じ車速で同じ旋回半径であっても、高摩擦係
数路では求心加速度が大きく、低摩擦係数路では求心加
速度が小さいというように、求心加速度が路面摩擦係数
の間接的な入力情報となり、例えば、低摩擦係数路での
クラッチ締結力制御をベースにすることで、旋回加速走
行や旋回初期走行や高速直進走行や低摩擦係数路走行等
の様々な走行パターンに対・応する最適なりラッチ締結
力制御を行なうことができる。Therefore, even if the vehicle speed is the same and the turning radius is the same, the centripetal acceleration is large on a high friction coefficient road and small on a low friction coefficient road, so the centripetal acceleration becomes indirect input information for the road surface friction coefficient. For example, by using clutch engagement force control on low-friction coefficient roads as a base, the optimal latch can be applied to various driving patterns such as corner acceleration driving, initial corner driving, high-speed straight driving, and low-friction coefficient road driving. Fastening force control can be performed.
（実施例） 以下、本発明の実施例を図面により詳述する。(Example) Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
尚、この実施例を述べるにあたって、外部油圧により作
動する多板摩擦クラッチ手段を備えた自動車用差動制限
制御装置を例にとる。In describing this embodiment, an example will be taken of a differential limiting control device for an automobile equipped with a multi-disc friction clutch means operated by external hydraulic pressure.
まず、実施例の構成を説明する。First, the configuration of the embodiment will be explained.
実施例装置は、第２図〜第４図に示すように、差動装置
（動力分割装置）１０、多板摩擦クラッチ手段（駆動系
クラッチ手段）１１、油圧発生装置１２、コントロール
ユニット（クラッチ制御手段）１３、入力センサ１４を
備えているもので、以下各構成について述べる。As shown in FIGS. 2 to 4, the embodiment device includes a differential device (power split device) 10, a multi-disc friction clutch means (drive system clutch means) 11, a hydraulic pressure generator 12, a control unit (clutch control means) 13 and an input sensor 14, and each configuration will be described below.
差動装置ｌＯは、左右輪に回転速度差が生じるような走
行状態において、この回転速度差に応じて左右輪に速度
差をもたせるという差動機能と、エンジン駆動力を左右
の駆動輪に等配分に分配伝達する駆動力配分機能をもつ
装置である。The differential device IO has a differential function that creates a speed difference between the left and right wheels in accordance with the difference in rotational speed in driving conditions where a difference in rotational speed occurs between the left and right wheels, and a differential function that equalizes the engine driving force to the left and right driving wheels. This is a device that has a driving force distribution function that distributes and transmits the driving force.
この差動装置１０は、スター、ドポルト１５により車体
に取り付けられるハウジング１６内に納められているも
ので、リングギヤ１７、ディファレンシャルケース１８
、ピニオンメートシャフト１９、デフピニオン２０、サ
イドギヤ２１，２１’を備えている。This differential device 10 is housed in a housing 16 that is attached to the vehicle body by a star and doport 15, and includes a ring gear 17, a differential case 18, and a ring gear 17.
, a pinion mate shaft 19, a differential pinion 20, and side gears 21, 21'.
前記ディファレンシャルケース１８は、ハウジング１６
に対しテーパーローラベアリング２２゜２２′により回
転自在に支持されている。The differential case 18 includes a housing 16
It is rotatably supported by tapered roller bearings 22°22'.
前記リングギヤ１７は、ディファレンシャルケース１８
に固定されていて、プロペラシャフト２３に設けられた
ドライブピニオン２４と噛み合い、このドライブピニオ
ン２４から回転駆動力が人力される。The ring gear 17 is connected to a differential case 18.
It is fixed to the propeller shaft 23 and meshes with a drive pinion 24 provided on the propeller shaft 23, from which rotational driving force is manually applied.
前記サイドギヤ２１，２１’には、駆動出力軸である左
輪側ドライブシャフト２５と右輪側ドライブシャフト２
６がそれぞれに設けられている。The side gears 21, 21' include a left wheel drive shaft 25 and a right wheel drive shaft 2, which are drive output shafts.
6 are provided for each.
多板摩擦クラッチ手段１１は、前記差動装置１０の駆動
入力部と駆動出力部との間に設けられ、外部油圧による
クラッチ締結力が付与され、差動制限トルクを発生する
手段である。The multi-disc friction clutch means 11 is provided between the drive input section and the drive output section of the differential gear 10, and is a means to which clutch engagement force is applied by external hydraulic pressure and generates a differential limiting torque.
この多板摩擦クラッチ手段１１は、ハウジング１６及び
ディファレンシャルケース１８内に納められているもの
で、多板摩擦クラッチ２７，２７′、プレッシャリング
２８．２８’、 リアクションプレート２９．２９’
、スラス）・軸受３０．３０’、スペーサ３１．３１’
、ブツシュロッド３２、油圧ピストン３３、油室３４、
油圧ボート３５を備えている。This multi-disc friction clutch means 11 is housed within a housing 16 and a differential case 18, and includes multi-disc friction clutches 27, 27', pressure rings 28, 28', and reaction plates 29, 29'.
, Slus)・Bearing 30.30', Spacer 31.31'
, bushing rod 32, hydraulic piston 33, oil chamber 34,
A hydraulic boat 35 is provided.
前記多板摩擦クラッチ２７．２７’は、ディファレンシ
ャルケース（駆動入力部）１８に回転方向固定されたフ
リクションプレー）２７ａ、２７’ ａと、サイドギ
ヤ（駆動出力部）２１゜２１′に回転方向固定されたフ
リクションディスク２７ｂ、２７’ｂとによって構成さ
れ、軸方向の両端面にはプレッシャリング２８．２８’
と！Ｊアクションプレート２９．２９’ とが配置さ
れている。The multi-disc friction clutch 27, 27' includes friction plates (27a, 27'a) fixed in the rotational direction to the differential case (drive input part) 18, and fixed in the rotational direction to the side gear (drive output part) 21°21'. pressure rings 28 and 28' on both axial end faces.
and! J action plates 29 and 29' are arranged.
前記プレッシャリング２８．２８’は、クラッチ締結力
を受ける部材として前記ピニオンメートシャツ）１９に
嵌合状態で設けられたもので、その嵌合部は、第３図に
示すように、断面方形のシャフト端部１９ａに対し角溝
２８ａ、２８’ ａによって嵌合させ、トルク比例式
差動制限手段のように、左右輪回転差によるスラスト力
が発生しない構造としている。The pressure ring 28, 28' is provided in a fitted state to the pinion mate shirt 19 as a member receiving the clutch fastening force, and the fitting part has a rectangular cross section as shown in FIG. It is fitted into the shaft end 19a by square grooves 28a, 28'a, and has a structure in which no thrust force is generated due to the difference in rotation between the left and right wheels, unlike the torque proportional differential limiting means.
前記油圧ビス］・ン３３は、油圧ボート３５への油圧供
給により軸方向（図面右方向）へ移動し、両多板摩擦ク
ラッチ２７．２７’を油圧レベルに応じて締結させるも
ので、一方の多板摩擦クラッチ２７は、締結力がブツシ
ュロッド３２→スペーサ３１→スラスＩ・軸受３０→リ
アクシヨンプレート２９へと伝達され、プレッシャリン
グ２８を反力受けとして締結され、他方の多板摩擦クラ
ッチ２７′は、ハウジング１６からの締結反力が締結力
となって締結される。The hydraulic screw 33 moves in the axial direction (rightward in the drawing) by supplying hydraulic pressure to the hydraulic boat 35, and engages both multi-disc friction clutches 27 and 27' according to the oil pressure level. In the multi-disc friction clutch 27, the engagement force is transmitted from the bushing rod 32 to the spacer 31 to the thrust I/bearing 30 to the reaction plate 29, and the multi-disc friction clutch 27 is engaged using the pressure ring 28 as a reaction force receiver. are fastened using the fastening reaction force from the housing 16 as a fastening force.
油圧発生装置１２は、第４図に示すように、クラッチ締
結力となる油圧を発生する外部装置で、油圧ポンプ４０
、ポンプモータ４１、ポンプ圧油路４２、ドレーン油路
４３、制御圧油路４４と、バルブアクチュエータとして
バルブソレノイド４５を有する電磁比例減圧バルブ４６
を備えている。As shown in FIG. 4, the hydraulic pressure generating device 12 is an external device that generates hydraulic pressure for clutch engagement force, and is a hydraulic pump 40.
, a pump motor 41, a pump pressure oil passage 42, a drain oil passage 43, a control pressure oil passage 44, and an electromagnetic proportional pressure reducing valve 46 having a valve solenoid 45 as a valve actuator.
It is equipped with
前記電磁比例減圧バルブ４６は、油圧ポンプ４０からポ
ンプ圧油路４２を介して供給されるポンプ圧の作動油を
、コントロールユニット１３からの制御電流信号（ｉ）
により、指令電流値１本の大きさに比例した制御油圧Ｐ
に圧力制御をし、制御圧油路４４から油圧ボート３５及
び油室３４へ制御油圧Ｐを送油するバルブアクチュエー
タで、制御電流信号（ｉ）は電磁比例減圧バルブ４６の
バルブソレノイド４５に対して出力される。The electromagnetic proportional pressure reducing valve 46 converts hydraulic oil at pump pressure supplied from the hydraulic pump 40 via the pump pressure oil line 42 into a control current signal (i) from the control unit 13.
As a result, the control oil pressure P is proportional to the magnitude of one command current value.
is a valve actuator that controls pressure and sends control hydraulic pressure P from a control pressure oil path 44 to a hydraulic boat 35 and an oil chamber 34, and a control current signal (i) is sent to a valve solenoid 45 of an electromagnetic proportional pressure reducing valve 46. Output.
尚、制御油圧Ｐと差動制限トルクＴとは、ＴｃｘＰ−ｇ
−ｎ−ｒ−Ａ
ｎ；クラッチ枚数
ｒ；クラッチ平均半径
Ａ；受圧面積
の関係にあり、差動制限トルクＴは制御油圧Ｐに比例す
る。In addition, the control oil pressure P and the differential limiting torque T are TcxP-g
-nr-A n; number of clutches r; clutch average radius A; pressure-receiving area; differential limiting torque T is proportional to control oil pressure P.
コントロールユニット１３は、車載のマイクロコンピュ
ータを中心とする制御回路で、人力インタフェース回路
１３１、メモリ１３２、ＣＰＵ（セントラル、プロセシ
ング、ユニット）１３３、出力インタフェース回路１３
４を備えている。The control unit 13 is a control circuit centered on an on-vehicle microcomputer, and includes a human interface circuit 131, a memory 132, a CPU (central processing unit) 133, and an output interface circuit 13.
It is equipped with 4.
尚、前記コントロールユニット１３への入カセンサ１４
としては、左前輪速センサ１４１、右前輪速センサ１４
２、アクセル開度センサ１４３が設けられている。Note that the input sensor 14 to the control unit 13
The left front wheel speed sensor 141, the right front wheel speed sensor 14
2. An accelerator opening sensor 143 is provided.
前記左右の前輪速センサ１４１．１４２は、左右の前輪
回転速度ＷＬ、ＷＲに応じた左前輪回転速度信号（ｗｔ
、）及び右前輪回転速度信号（ＷＲ）を出力するセンサ
である。The left and right front wheel speed sensors 141 and 142 generate left front wheel rotational speed signals (wt
, ) and a right front wheel rotational speed signal (WR).
尚、この左右前輪速センサ１４１．１４２とコントロー
ルユニッ）１３の車速演算回路により車速検出手段が構
成され、また、左右前輪速センサ１４１．１４２とコン
トロールユニット１３の求心加速度演算回路により求心
加速度検出手段が構成される。The left and right front wheel speed sensors 141 and 142 and the vehicle speed calculation circuit of the control unit 13 constitute a vehicle speed detection means, and the left and right front wheel speed sensors 141 and 142 and the centripetal acceleration calculation circuit of the control unit 13 constitute a centripetal acceleration detection means. is configured.
前記アクセル開度センサ１４３は、アクセルペダルへの
踏み込み度合を検出し、アクセル開度Ａ（スロットル開
度ともいう）に応じたアクセル開度信号（ａ）を出力す
るセンサである。The accelerator opening sensor 143 is a sensor that detects the degree of depression of the accelerator pedal and outputs an accelerator opening signal (a) corresponding to the accelerator opening A (also referred to as throttle opening).
尚、このアクセル開度センサ１４３とコントロールユニ
ッ）１３のアクセル開度時間変化率演算回路により加速
操作検出手段が構成される。The accelerator opening sensor 143 and the accelerator opening temporal change rate calculation circuit of the control unit 13 constitute acceleration operation detection means.
次に、実施例の作用を説明する。Next, the operation of the embodiment will be explained.
まず、コントロールユニッ）１３で所定の制御周期によ
り行なわれる差動制限制御作動の流れを、第７図に示す
フローチャート図により説明する。First, the flow of the differential limiting control operation performed by the control unit 13 at a predetermined control period will be explained with reference to the flowchart shown in FIG.
ステップ１００は、左右の前輪速センサ１４１．１４２
とアクセル開度センサ１４３から、左前輪速度Ｗｔ、と
右前輪速度ＷＲとアクセル開度Ａとを読み込む読み込み
ステップである。Step 100 includes left and right front wheel speed sensors 141 and 142.
This is a reading step in which the left front wheel speed Wt, the right front wheel speed WR, and the accelerator opening A are read from the accelerator opening sensor 143.
ステップｉｏｔは、左前輪速度Ｗｔ、と右前輪速度ＷＲ
から車速■を演算する演算ステップである。Step iot is the left front wheel speed Wt, and the right front wheel speed WR.
This is a calculation step for calculating the vehicle speed ■ from .
尚、車速Ｖの演算は次式により行なわれる。Note that the vehicle speed V is calculated using the following equation.
但し、γはタイヤ半径
ステップ１０２は、左前輪速度Ｗｔ、と右前輪速度ＷＲ
と車速■とから求心加速度ＹＧを演算する演算ステップ
である。However, γ is the tire radius step 102, the left front wheel speed Wt, and the right front wheel speed WR.
This is a calculation step in which the centripetal acceleration YG is calculated from the vehicle speed and the vehicle speed.
尚、求心加速度Ｙｃの演算は、以下に述べる理論に従う
演算式に基づいて行なわれる。Note that the calculation of the centripetal acceleration Yc is performed based on an arithmetic expression according to the theory described below.
一般に求心加速度Ｙｃは、
Ｙｃ＝Ｒｇ・ω２ ・・・■
Ｒｇ；旋回半径 ω；旋回角速度
また、車速Ｖと旋回角速度ωとの関係は、Ｖ＝Ｒｇ・ω
・・・■
■、■式より
一方、従動輪の左右回転速度差ΔＷ（＝ｌＷｔ、−ＷＲ
，ｌ）は、車速Ｖに比例し、旋回半径Ｒｇに反比例する
ことから、
Ｋ２ ：比例定数
であられされる。In general, the centripetal acceleration Yc is as follows: Yc=Rg・ω2...■ Rg; Turning radius ω; Turning angular velocity Also, the relationship between vehicle speed V and turning angular speed ω is V=Rg・ω
...■ From formulas ■ and ■, on the other hand, the left and right rotational speed difference ΔW (=lWt, -WR
, l) are proportional to the vehicle speed V and inversely proportional to the turning radius Rg. Therefore, K2 is a proportionality constant.
さらに、■式を変形すると、 となる。Furthermore, if we transform the formula, becomes.
従って、０７式を■式に代入すると、
以上の解析により得られる求心加速度ＹＧをグラフにあ
られすと、第６図に示すようになり、このＹｃ＝Ｋ・■
・ΔＷの関係を利用してコントロールユニット１３では
演算により求心加速度ＹＧが求められる。Therefore, by substituting equation 07 into equation (■), the centripetal acceleration YG obtained from the above analysis is plotted as shown in Figure 6, where Yc=K・■
- Using the relationship of ΔW, the control unit 13 calculates the centripetal acceleration YG.
ステップ１０３は、今回のアクセル開度Ａと１周期前に
読み込まれたアクセル開度ＡＯと制御周期ΔＴとによっ
てアクセル開度時間変化十人を演算する演算ステップで
ある。Step 103 is a calculation step for calculating the accelerator opening time change 10 people based on the current accelerator opening A, the accelerator opening AO read one cycle before, and the control period ΔT.
尚、アクセル開度時間変化率への演算は次式により行な
われる。Note that the calculation for the rate of change over time of the accelerator opening is performed using the following equation.
Ａ＝ （Ａ−ＡＤ ）／ΔＴ
ステップ１０４は、前述のステップ１００ 、１０ｆ
、１０３で得られたアクセル開度Ａと車速Ｖとアクセル
開度時間変化十人により、第５図（ａ）（ｂ）（ｃ）（
ｄ）に示す制御特性マツプから仮指令電流値ｉ＊本が検
索により求められる。A=(A-AD)/ΔT Step 104 is similar to steps 100 and 10f described above.
, 5 (a), (b), (c) (
From the control characteristic map shown in d), provisional command current values i* are obtained by searching.
尚、制御特性マツプは低摩擦係数路を基準に指令電流値
が設定されたマツプであり、また、制御特性マツプに表
示されているアクセル開度時間変化十人の値は、アクセ
ル開度ゼロから全開までに要する時間を示しており、大
きい値程加速操作が緩やかで、小さい値程加速操作が急
であることを示す。The control characteristic map is a map in which the command current value is set based on a low friction coefficient road, and the value of the accelerator opening time change displayed on the control characteristic map is based on the accelerator opening from zero to zero. It shows the time required to fully open the throttle, and the larger the value, the slower the acceleration operation, and the smaller the value, the faster the acceleration operation.
ステップ１０５は、前記ステップ１０４で得られた仮指
令電流値ｉ＊木を前記ステップ１０２で求められた求心
加速度ＹＧにより補正し、指令電流値ｉ＊を求める補正
演算ステップである。Step 105 is a correction calculation step in which the tentative command current value i* tree obtained in step 104 is corrected by the centripetal acceleration YG determined in step 102 to obtain command current value i*.
尚、指令電流値ｉ＊の演算式としては次式が用いられる
。Note that the following equation is used as the calculation equation for the command current value i*.
ｉ ＊ ＝ ｉ ＊ 寧 ＋ ｆ ３ （Ｙａ）具
体的には、
Ｙｃ≧Ｙ２ ；ｉ＊＝ｉＸ米＋１
ＹＧ＜Ｙ２ ； ｉ＊＝ ｉ本末
但し、Ｙ２は設定求心加速度
あるいは、
ｉ本＝ｆＸ＊＋ＫｇＸＹａ
としてもよい。i * = i * ning + f 3 (Ya) Specifically, Yc≧Y2; i*=iX+1 YG<Y2; i*= i End of book However, Y2 is the set centripetal acceleration or +KgXYa may also be used.
すなわち、求心加速度Ｙｃが大きい場合には、指全電流
値ｉ＊を増加させ、クラッチ締結力を強める。That is, when the centripetal acceleration Yc is large, the total finger current value i* is increased to strengthen the clutch engagement force.
ステップ１０６は、前記ステップ１０５で補正により最
終的に求められた指令電流値ｉ＊を電磁比例減圧バルブ
４６に出力する出力ステップである。Step 106 is an output step in which the command current value i* finally determined by the correction in step 105 is outputted to the electromagnetic proportional pressure reducing valve 46 .
次に、実施例装置を用いた車両の各走行パターンでの作
用を第８図により説明する。Next, the operation of the vehicle in each driving pattern using the embodiment device will be explained with reference to FIG. 8.
一般に差動制限制御装置に望まれることは加速性等の動
力性能を向上させる事である。具体的には第８図の■旋
回加速走行と■高速直進走行の性能を向上させることで
あり、従来の差動制限制御装置で■と■を達成すべくク
ラッチ締結力を強めに設定すると、■旋回初期走行と■
低摩擦係数路走行の性能が悪くなってしまう。Generally, what is desired for a limited differential control device is to improve power performance such as acceleration. Specifically, the purpose is to improve the performance of ■ Turning acceleration driving and ■ High speed straight driving in Figure 8, and if the clutch engagement force is set strong to achieve ■ and ■ with the conventional differential limiting control device, ■Initial turning and driving■
Performance when driving on roads with a low friction coefficient deteriorates.
すなわち、高摩擦係数路であることにより発生し得る高
求心加速度旋回時には大きな差動制限トルクを必要とし
、高摩擦係数路であっても旋回初期走行時の様に低求心
加速度時あるいは第８図に示す各状態量が低摩擦係数路
走行時と判断される場合には差動制限トルクが小さいこ
とが望ましい。In other words, a large differential limiting torque is required when turning with high centripetal acceleration, which can occur due to a high friction coefficient road, and even on a high friction coefficient road, when the centripetal acceleration is low, such as at the initial stage of a turn, or as shown in Fig. 8. It is desirable that the differential limiting torque be small when each state quantity shown in is determined to be when the vehicle is traveling on a road with a low friction coefficient.
よって、通常は低摩擦係数路を基準として設定した制御
特性マツプにより小さな差動制限トルクを付与するよう
にすることで、低摩擦係数路走行での早期の尻振りを防
ぐと共に、旋回初期のアンダーステアも抑制される。Therefore, by applying a small differential limiting torque using a control characteristic map that is set based on a low-friction coefficient road, it is possible to prevent early wobbling when driving on a low-friction coefficient road and also to prevent understeer at the beginning of a turn. is also suppressed.
また、特別大きな差動制限トルクを必要としない高速直
進走行時には、低摩擦係数路用に設定したマツプを車速
■に応じて差動制限トルクを多少増加させることで十分
に高速直進安定性が確保される。In addition, when driving in a high-speed straight line that does not require a particularly large differential limiting torque, sufficient high-speed straight-line stability is ensured by slightly increasing the differential limiting torque according to the vehicle speed using the map set for low friction coefficient roads. be done.
一方、高摩擦係数路での旋回時には求心加速度Ｙｃも大
きな値となり補正により指令電流値ｉ＊も高い値となる
ため大きな差動制限トルクが得られることになる。On the other hand, when turning on a road with a high friction coefficient, the centripetal acceleration Yc also becomes a large value, and the command current value i* also becomes a high value due to correction, so that a large differential limiting torque is obtained.
従って、高摩擦係数路での旋回時には、大きな差動制限
トルクにより、内輪スピンが抑えられ、外輪に多くのト
ルクが伝達され、加速性を向上させることができると共
に、適度な口頭性をもつことになる。Therefore, when turning on a road with a high friction coefficient, the inner wheel spin is suppressed by the large differential limiting torque, and a large amount of torque is transmitted to the outer wheel, which improves acceleration and provides appropriate controllability. become.
尚、これは、高摩擦係数路であるがゆえに、タイヤのキ
ャパシティ（摩擦力）が大きいため実現できる。This can be achieved because the tire capacity (frictional force) is large because the road has a high coefficient of friction.
ちなみに、低摩擦係数路ではタイヤのキャパシティが小
さいため、差動制限して外輪に多くのトルクを与えると
、内外輪共にタイヤがスピンしてしまい、横力が減少し
て車両全体がスピンしてしまう。By the way, on roads with a low coefficient of friction, the tire capacity is small, so if you limit the differential and give more torque to the outer wheels, both the inner and outer tires will spin, reducing the lateral force and causing the entire vehicle to spin. It ends up.
以上、本発明の実施例を図面により詳述してきたが、具
体的な構成はこの実施例に限られるものではなく、本発
明の要旨を逸脱しない範囲における設計変更等があって
も本発明に含まれる。Although the embodiments of the present invention have been described above in detail with reference to the drawings, the specific configuration is not limited to these embodiments, and the present invention may be modified without departing from the gist of the present invention. included.
例えば、実施例では、加速度ＹＧが設定求心加速度Ｙ２
以−にの場合はクラッチ締結力を増加すべく補正するも
のであったが、前記設定求心加速度の値を補正開始時と
補正解除時とで差を持たせる事によりヒステリシス特性
を設定する車もｒｉ）能である。For example, in the embodiment, the acceleration YG is the set centripetal acceleration Y2
In the above cases, the correction was made to increase the clutch engagement force, but there are also cars in which hysteresis characteristics are set by making a difference in the set centripetal acceleration value between the start of correction and the time when correction is cancelled. ri) Noh.
第９図に基づき上記制御例を説明する。図中、縦軸は求
心加速度及び締結力補正信号、横軸は時間を示す。図よ
り明らかな様にクラッチの締結力補正を開始する時の基
準値である作動側求心加速度設定値Ｙ２は、前記締結力
補正を解除する時の基準値である解除側求心加速度設定
値Ｙ’ ２よりも大きな値として設定している。この様
に再設定（ｉＹ２ 、Ｙ’２に差を持たせてヒステリシ
ス特性を設定した事により、旋回時のハンドル修正や車
速の変化に起因して求心加速度が短時間に前記作動側求
心加速度設定値Ｙ２を上下する様変化してもクラッチ締
結力は０Ｎ−ＯＦＦ的に変化する事が防止され、良好な
運転フィーリングが確保できると共にクラッチ作動状態
の変化に伴なうクラッチフェーシングの耐久性の低下も
防止できる。The above control example will be explained based on FIG. 9. In the figure, the vertical axis shows the centripetal acceleration and the fastening force correction signal, and the horizontal axis shows time. As is clear from the figure, the operating-side centripetal acceleration setting value Y2, which is the reference value when starting the clutch engagement force correction, is the release-side centripetal acceleration setting value Y', which is the reference value when canceling the engagement force correction. It is set as a value larger than 2. By setting the hysteresis characteristic with a difference between iY2 and Y'2 in this way, the centripetal acceleration can be set to the operating side centripetal acceleration in a short time due to steering wheel correction during turning or changes in vehicle speed. Even if the value Y2 changes up or down, the clutch engagement force is prevented from changing from 0N to OFF, ensuring a good driving feeling and improving the durability of the clutch facing due to changes in the clutch operating state. It is also possible to prevent the decrease.
また、求心加速度の算出値が減少して設定求心加速度Ｙ
２より小さくなっても一定時間は該補正の解除な行なわ
ない様にする事により、一時的に求心加速度の検出値が
減少した場合であっても安定したクラッチ締結力を付与
し続ける事を可能とすることもできる。In addition, the calculated value of centripetal acceleration decreases and the set centripetal acceleration Y
By not canceling the correction for a certain period of time even if it becomes smaller than 2, it is possible to continue applying a stable clutch engagement force even if the detected value of centripetal acceleration temporarily decreases. It is also possible to do this.
本制御例を第１Ｏ図に基づき説明する。図中、縦軸は求
心加速度、補正信号の出力状態、補正解除禁止信号の出
力状態、クラッチ締結力を、横軸は時間を示す。先ず車
両が右旋回中にカウンタステア操作（車体の旋回方向と
は逆向きに前輪を操舵すること）を行なった場合を例に
説明する。車両が通常の操舵により右に旋回している状
態では、求心加速度は前述した様に前輪の回転速度検出
値より求めた車速と回転速度差とから算出される。その
時数求心加速度の算出値が設定求心加速度７２以上であ
る場合には前述した実施例と同様クラッチ締結力を増加
させる為に、クラッチ締結力の補正信号をｒｌＪとして
出力する。次に車両がスピンする事を防止する為に、ド
ライバーがカウンタステア操作を行なうと、車体が右旋
回しているにもかかわらず前輪は右転舵状態から中立点
を経て左に転舵される。すると前輪の回転速度は当初、
旋回外輪である左側車輪速が旋回内輪の右側車輪速より
も速かったにもかかわらず、カウンタステア操作される
事によりその関係は逆となる。従って、前輪の回転速度
差と車速より算出した求心加速度は、カウンタステア操
作により前輪が右から左に急転舵される過程でＴ１時間
の間設定求心加速度Ｙ２よりも小さな値として計算され
る。しかしながら本制御では求心加速度の算出値が減少
して設定求心加速度Ｙ２よりも小さくなってもクラッチ
の締結力補正解除を一定時間（ＴＯ）禁止する為の補正
解除禁止信号をｒｌＪとして出力する様構成した為、一
時的に求心加速度の算出値が減少し補正信号が「０」と
なってもクラッチ締結力の補正制御は継続され図示する
様に一定のクラッチ締結力を保持する。This control example will be explained based on FIG. 1O. In the figure, the vertical axis shows the centripetal acceleration, the output state of the correction signal, the output state of the correction cancellation prohibition signal, and the clutch engagement force, and the horizontal axis shows time. First, a case where a countersteering operation (steering the front wheels in the opposite direction to the turning direction of the vehicle body) is performed while the vehicle is turning to the right will be explained as an example. When the vehicle is turning to the right through normal steering, the centripetal acceleration is calculated from the vehicle speed determined from the rotational speed detection value of the front wheels and the rotational speed difference, as described above. When the calculated value of the hourly centripetal acceleration is equal to or greater than the set centripetal acceleration 72, a correction signal for the clutch engagement force is outputted as rlJ in order to increase the clutch engagement force as in the above-described embodiment. Next, in order to prevent the vehicle from spinning, when the driver performs a countersteering operation, the front wheels are steered from the right steering state to the neutral point and then to the left even though the vehicle body is turning to the right. . Then, the rotational speed of the front wheels is initially
Even though the speed of the left wheel, which is the outer wheel of the turning, was faster than the speed of the right wheel, which is the inner wheel of the turning, the relationship becomes reversed due to the countersteer operation. Therefore, the centripetal acceleration calculated from the rotational speed difference of the front wheels and the vehicle speed is calculated as a value smaller than the set centripetal acceleration Y2 during the time T1 in the process of rapidly steering the front wheels from right to left by the countersteering operation. However, in this control, even if the calculated value of the centripetal acceleration decreases and becomes smaller than the set centripetal acceleration Y2, a correction cancellation prohibition signal is output as rlJ to prohibit the clutch engagement force correction cancellation for a certain period of time (TO). Therefore, even if the calculated value of the centripetal acceleration temporarily decreases and the correction signal becomes "0", the clutch engagement force correction control is continued and a constant clutch engagement force is maintained as shown in the figure.
この様に、求心加速度の算出値が減少して設定求心加速
度のＹ２よりも小さくなった場合でも一定時間クラッチ
の締結力補正制御を保持するように補正解除禁止信号を
出力する様構成した為、カウンタステア操作を要する様
なスキッドを伴なう不安定な走行中に、差動制限量が変
化し操安性が低下する事を防止できる。In this way, even if the calculated value of the centripetal acceleration decreases and becomes smaller than the set centripetal acceleration Y2, the correction cancellation prohibition signal is output to maintain the clutch engagement force correction control for a certain period of time. During unstable driving with skids that require countersteering, it is possible to prevent the differential limit amount from changing and the steering stability from decreasing.
次に８字のコーナを普通に操舵した場合に付説明する。Next, we will explain what happens when you normally steer around a figure 8 corner.
右旋回から左旋回に移行する８字のコーすを走行する場
合車両は途中で直進行状態となる。従って直進行状態近
辺の１２時間の間は求心加速度は設定求心加速度Ｙ２よ
りも小さな値となり、クラッチ締結力を増加させる補正
信号は「０」となる。この場合も同様に初期の１０時間
は補正解除が禁止されるがその後補正は解除されクラッ
チ締結力は減少するので旋回特性が強オーバステアにな
ることはない。When traveling on a figure-eight course that transitions from a right-hand turn to a left-hand turn, the vehicle enters a straight-ahead state midway through the course. Therefore, for 12 hours in the vicinity of the straight traveling state, the centripetal acceleration has a value smaller than the set centripetal acceleration Y2, and the correction signal for increasing the clutch engagement force becomes "0". In this case as well, cancellation of the correction is prohibited for the initial 10 hours, but thereafter the correction is canceled and the clutch engagement force is reduced, so that the turning characteristics do not become strongly oversteered.
また、実施例では、左右駆動輪の差動を制限する差動制
限クラッチの制御例を示したが、例えば特願昭５９−２
７６０４８号に図示される様な四輪駆動車の前後輪に駆
動力を配分するトランスファクラッチのクラッチ締結力
制御装置に適用することができ、この場合にも旋回加速
走行時にはクラッチ締結力を高めて４輪駆動側にするこ
とで車両挙動の安定性を確保できる。Further, in the embodiment, an example of control of a differential limiting clutch that limits the differential between the left and right drive wheels is shown, but for example, Japanese Patent Application No. 59-2
It can be applied to a clutch engagement force control device for a transfer clutch that distributes driving force between the front and rear wheels of a four-wheel drive vehicle as illustrated in No. 76048, and in this case as well, the clutch engagement force is increased during turning acceleration. By switching to the four-wheel drive side, stability of vehicle behavior can be ensured.
また、実施例では、アクチュエータとして、電磁比例減
圧バルブを示したが、開閉の電磁バルブ等を用い、制御
信号をデユーティ信号にして油圧制御を行なうような例
であっても、また、電磁りラッチ等の他の差動制限手段
により可変の差動制限トルクを得るようにした例であっ
てもよい。In addition, in the embodiment, an electromagnetic proportional pressure reducing valve is shown as an actuator, but an electromagnetic latch may also be used even if an electromagnetic valve that opens and closes is used to perform hydraulic control using a control signal as a duty signal. An example in which a variable differential limiting torque is obtained by other differential limiting means such as the above may also be used.
（発明の効果）
以上説明してきたように、本発明の車両用駆動系クラッ
チ制御装置にあっては、クラッチ制御手段は、車速が大
になる程、または急加速状態になる程クラッチ手段の締
結力を大とすべく制御信号を出力すると共に、求心加速
度が大きくなるに従いクラッチ手段の締結力を増大させ
る様補正する手段であるため、路面摩擦係数を直接検出
することなく、路面摩擦係数及び各種の走行パターンに
応じた最適なりラッチ制御を簡単な制御装置で達成でき
るという効果が得られる。(Effects of the Invention) As explained above, in the vehicle drive system clutch control device of the present invention, the clutch control means tightens the clutch means as the vehicle speed increases or as the vehicle accelerates. Since this means outputs a control signal to increase the force and also makes corrections to increase the engagement force of the clutch means as the centripetal acceleration increases, the road surface friction coefficient and various The effect is that the optimum latch control according to the running pattern of the vehicle can be achieved with a simple control device.
第１図は本発明の車両用駆動系クラッチ制御装置を示す
クレーム概念図、第２図は本発明実施例装置の差動制限
手段を内蔵した差動装置を示す断面図、第３図は第２図
Ｚ方向矢視図、第４図は実施例装置の油圧発生装置及び
制御装置を示す図１第５図（ａ）（ｂ）（ｃ）（ｄ）は
実施例のコントロールユニットに設定されている制御特
性マツプ図、第６図は回転速度差及び車速に対する求心
加速度の関係特性図、第７図は実施例装置の差動制限制
御作動の流れを示すフローチャー］・図、第８図は各走
行パターンでの状ｙ魚量をあられした表を示す図、第９
図及び第１０図は他の制御例での制御タイムチャート図
である。
■・・・動力分割装置
２・・・駆動系クラッチ手段
３・・・検出手段
３０１・・・車速検出手段
３０２・・・加速操作検出手段
３０３・・・求心加速度検出手段
４・・・クラッチ制御手段
特 許 出 願 人
日産自動車株式会社FIG. 1 is a conceptual diagram of a claim showing a vehicle drive system clutch control device of the present invention, FIG. 2 is a cross-sectional view showing a differential device incorporating differential limiting means of an embodiment of the device of the present invention, and FIG. Figure 2 is a Z direction arrow view, Figure 4 shows the hydraulic pressure generating device and control device of the example device. Fig. 6 is a characteristic diagram of the relationship between rotational speed difference and centripetal acceleration with respect to vehicle speed, Fig. 7 is a flowchart showing the flow of the differential limiting control operation of the embodiment device], Fig. 8 Figure 9 shows a table showing the amount of fish in each running pattern.
1 and 10 are control time charts in other control examples. ■...Power split device 2...Drive system clutch means 3...Detection means 301...Vehicle speed detection means 302...Acceleration operation detection means 303...Centripetal acceleration detection means 4...Clutch control Means Patent Application Nissan Motor Co., Ltd.
Claims (1)
達する動力分割装置と、該動力分割装置の駆動入力部と
駆動出力部との間に設けられ、制御外力により伝達トル
クを発生させる駆動系クラッチ手段と、車両状態を検出
する検出手段と、該検出手段からの入力信号に基づきク
ラッチ締結力を増減させる制御信号を出力するクラッチ
制御手段と、を備えた車両用駆動系クラッチ制御装置に
おいて、 前記検出手段として、車速検出手段と加速操作検出手段
と求心加速度検出手段とを含み、クラッチ制御手段は、
車速が大になる程、または急加速状態になる程前記クラ
ッチ手段の締結力を大とすべく制御信号を出力すると共
に、求心加速度が大きくなるに従い前記クラッチ手段の
締結力を増大させる様補正する手段であることを特徴と
する車両用駆動系クラッチ制御装置。[Claims] 1) A power splitting device that distributes and transmits engine driving force to front and rear or left and right drive wheels, and a power splitting device that is provided between a drive input section and a drive output section of the power splitting device, and that transmits the power by a controlled external force. A vehicle drive comprising a drive system clutch means for generating torque, a detection means for detecting a vehicle state, and a clutch control means for outputting a control signal for increasing or decreasing clutch engagement force based on an input signal from the detection means. In the system clutch control device, the detection means includes a vehicle speed detection means, an acceleration operation detection means, and a centripetal acceleration detection means, and the clutch control means includes:
A control signal is outputted to increase the engagement force of the clutch means as the vehicle speed increases or the state of sudden acceleration increases, and a correction is made to increase the engagement force of the clutch means as the centripetal acceleration increases. 1. A vehicle drive system clutch control device, characterized in that:
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP21765486A JPH0635259B2 (en) | 1986-09-16 | 1986-09-16 | Vehicle drive system clutch control device |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP21765486A JPH0635259B2 (en) | 1986-09-16 | 1986-09-16 | Vehicle drive system clutch control device |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS6371428A true JPS6371428A (en) | 1988-03-31 |
| JPH0635259B2 JPH0635259B2 (en) | 1994-05-11 |
Family
ID=16707637
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP21765486A Expired - Fee Related JPH0635259B2 (en) | 1986-09-16 | 1986-09-16 | Vehicle drive system clutch control device |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH0635259B2 (en) |
Cited By (6)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH02100924U (en) * | 1989-01-31 | 1990-08-10 | ||
| JPH02227337A (en) * | 1989-02-28 | 1990-09-10 | Mitsubishi Motors Corp | Power transmission for automobile |
| US4973294A (en) * | 1987-10-20 | 1990-11-27 | Nissan Motor Co., Ltd. | Limited-slip differential control system |
| DE4112904A1 (en) * | 1990-04-20 | 1991-10-24 | Nissan Motor | DRIVE TORQUE DISTRIBUTION CONTROL DEVICE FOR VEHICLES |
| DE4112912A1 (en) * | 1990-04-20 | 1991-10-24 | Nissan Motor | SYSTEM FOR CONTROLLING A DRIVE TOW DISTRIBUTOR CLUTCH OF A VEHICLE |
| US8919122B2 (en) | 2011-08-10 | 2014-12-30 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | Compressor housing and exhaust gas turbine supercharger |
-
1986
- 1986-09-16 JP JP21765486A patent/JPH0635259B2/en not_active Expired - Fee Related
Cited By (9)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US4973294A (en) * | 1987-10-20 | 1990-11-27 | Nissan Motor Co., Ltd. | Limited-slip differential control system |
| JPH02100924U (en) * | 1989-01-31 | 1990-08-10 | ||
| JPH02227337A (en) * | 1989-02-28 | 1990-09-10 | Mitsubishi Motors Corp | Power transmission for automobile |
| DE4112904A1 (en) * | 1990-04-20 | 1991-10-24 | Nissan Motor | DRIVE TORQUE DISTRIBUTION CONTROL DEVICE FOR VEHICLES |
| DE4112912A1 (en) * | 1990-04-20 | 1991-10-24 | Nissan Motor | SYSTEM FOR CONTROLLING A DRIVE TOW DISTRIBUTOR CLUTCH OF A VEHICLE |
| JPH045131A (en) * | 1990-04-20 | 1992-01-09 | Nissan Motor Co Ltd | Vehicular driving system clutch control device |
| US5152362A (en) * | 1990-04-20 | 1992-10-06 | Nissan Motor Co., Ltd. | Driving torque distribution control system for vehicle |
| DE4112904C2 (en) * | 1990-04-20 | 2000-01-13 | Nissan Motor | Arrangement for controlling the distribution of the drive torque in a motor vehicle |
| US8919122B2 (en) | 2011-08-10 | 2014-12-30 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | Compressor housing and exhaust gas turbine supercharger |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH0635259B2 (en) | 1994-05-11 |
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Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |