JP2524994B2 - Drive force distribution controller for four-wheel drive vehicle - Google Patents
Drive force distribution controller for four-wheel drive vehicleInfo
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Description
【発明の詳細な説明】 （産業上の利用分野） 本発明は、前後輪への駆動力配分を制御する四輪駆動
車の駆動力配分制御装置に関する。Description: TECHNICAL FIELD The present invention relates to a driving force distribution control device for a four-wheel drive vehicle that controls driving force distribution to front and rear wheels.
（従来の技術） 従来の四輪駆動車の駆動力配分制御装置としては、例
えば特開昭58−8434号公報に記載されているような装置
が知られている。(Prior Art) As a conventional drive force distribution control device for a four-wheel drive vehicle, there is known a device described in, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 588434.
この従来装置は、２→4,4→２へと駆動状態を切換え
る場合の判定基準となる駆動力に起因したスリップ率Ｓ
を、前後輪回転速度による実際のスリップ率ηから転舵
角による理論スリップ率η´を減じた値で求めるように
したものであった。This conventional device has a slip ratio S caused by the driving force which is a criterion for switching the driving state to 2 → 4, 4 → 2.
Was obtained by subtracting the theoretical slip ratio η'according to the turning angle from the actual slip ratio η due to the front and rear wheel rotation speeds.
（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、従来
公報の第２図及び明細書記載内容から明らかなように、
理論スリップ率η´は転舵角のみで求めている、即ち、
旋回走行により発生する理論スリップ率η´を求めるに
あたって、後輪は横すべりを発生させないという前提の
元に旋回中心の位置を車体に対して固定したままで、転
舵角のみにより幾何学的に演算される値として求める構
成となっていた為、駆動切換えの判断基準となるスリッ
プ率Ｓが正確な値とはならないという問題点があった。(Problems to be Solved by the Invention) However, in such a conventional device, as is clear from FIG.
The theoretical slip ratio η'is obtained only by the turning angle, that is,
When calculating the theoretical slip ratio η'generated by turning, the position of the turning center is fixed relative to the vehicle body on the assumption that the rear wheels do not cause side slip, and geometrically calculated only by the turning angle. However, since the slip ratio S, which is the criterion for determining the drive switching, is not an accurate value, there is a problem.
尚、Ｓ＝η−η´ … η＝１−（Nf/Nr） … η´＝１−（ωf/ωｒ） … 但し、Nf;前輪回転速度 Nr;後輪回転速度 ωf;前輪回転角速度 ωr;後輪回転角速度 実際、旋回時に車速が変化した場合には、タイヤの横す
べりにより旋回中心が変化し、旋回軌跡による前後回転
速度差が、低速時（ωｆ＞ωｒ）→高速時（ωｆ＜ω
ｒ）と変化し、前記式のη´は車速の増加と共に、負
→正と変化する為、この変化に合わせた補正をしないと
駆動力に起因したスリップＳの値は誤差が大きくなるも
のであった。Note that S = η−η ′ ... η = 1− (Nf / Nr) ... η ′ = 1− (ωf / ωr), where Nf; front wheel rotation speed Nr; rear wheel rotation speed ωf; front wheel rotation angular speed ωr; Rear Wheel Rotational Angular Speed Actually, when the vehicle speed changes during turning, the turning center changes due to the sideslip of the tires, and the front-rear rotational speed difference due to the turning trajectory changes from low speed (ωf> ωr) to high speed (ωf <ω
r), and η'in the above equation changes from negative to positive as the vehicle speed increases, so the error in the value of the slip S due to the driving force will increase unless correction is made in accordance with this change. there were.
（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 problems, and in order to achieve the object, the present invention has the following solution means. did.
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輪に分配伝達する
エンジン駆動系の途中に設けられ、外部からのクラッチ
締結力により伝達トルクの変更ができる駆動系クラッチ
手段１と、所定の検出手段２からの検出信号に基づいて
クラッチ締結力を増減制御する制御信号を出力するクラ
ッチ制御手段３と、を備えた四輪駆動車の駆動力配分制
御装置において、 前記検出手段２として、前後輪回転速度差検出手段20
1と操舵角検出手段202と車速検出手段203を含み、 前記クラッチ制御手段３には、前記操舵角検出手段20
2及び車速検出手段203からの信号に基づき車両の横すべ
り角を考慮した旋回半径を検出する旋回半径検出手段30
1と、旋回中心の移動により低速旋回時と高速旋回時と
では前輪回転速度と後輪回転速度との大小関係が逆転す
るという関係に基づいて、旋回半径検出値と車速値によ
り旋回走行に起因した前後輪回転速度差（Nref）を推定
演算する推定前後輪回転速度差検出手段302と、前記前
後輪回転速度差検出手段201より求めた実測前後輪回転
速度差（Nreal）を推定前後輪回転速度差により補正す
ることで駆動輪スリップの発生量に対応した駆動スリッ
プ前後輪回転速度差を求める駆動スリップ前後輪回転速
度差検出手段303とが設けられ、 クラッチ制御手段３は、前記駆動スリップ前後輪回転
速度差の発生に応じてクラッチ締結力を４輪駆動方向に
増大させる手段である事を特徴とする。The solution means of the present invention will be explained with reference to the conceptual diagram of the claims shown in FIG. 1. The solution torque is provided in the middle of an engine drive system for distributing and transmitting the engine drive force to the front and rear wheels, and the transmission torque can be changed by an external clutch engagement force. A drive force distribution control device for a four-wheel drive vehicle including drive system clutch means 1 and clutch control means 3 for outputting a control signal for increasing / decreasing the clutch engagement force based on a detection signal from a predetermined detection means 2. In the above, as the detection means 2, the front and rear wheel rotation speed difference detection means 20
1, the steering angle detecting means 202, and the vehicle speed detecting means 203. The clutch control means 3 includes the steering angle detecting means 20.
2 and a turning radius detecting means 30 for detecting a turning radius in consideration of the sideslip angle of the vehicle based on signals from the vehicle speed detecting means 203
1 and the fact that the magnitude relationship between the front wheel rotation speed and the rear wheel rotation speed reverses during low-speed turning and high-speed turning due to the movement of the turning center The estimated front / rear wheel rotation speed difference (Nref) is estimated and calculated, and the measured front / rear wheel rotation speed difference (Nreal) obtained from the front / rear wheel rotation speed difference detection means 201 is estimated. A drive slip front / rear wheel rotation speed difference detecting means 303 for obtaining a drive slip front / rear wheel rotation speed difference corresponding to the amount of drive wheel slip generated by correcting the speed difference is provided. It is characterized in that it is a means for increasing the clutch engagement force in the four-wheel drive direction in accordance with the occurrence of the wheel rotational speed difference.
（作 用） 走行時、クラッチ制御手段３の旋回半径検出手段301
において、操舵角検出手段202及び車速検出手段203から
の信号に基づき車両の横すべり角を考慮した旋回半径が
検出され、推定前後輪回転速度差検出手段302におい
て、旋回中心の移動により低速旋回時と高速旋回時とで
は前輪回転速度と後輪回転速度との大小関係が逆転する
という関係に基づいて、旋回半径検出値と車速値により
旋回走行に起因した前後輪回転速度差が推定演算され、
駆動スリップ前後輪回転速度差検出手段303において、
前後輪回転速度差検出手段201より求めた実測前後輪回
転速度差を推定前後輪回転速度差により補正することで
駆動輪スリップの発生量に対応した駆動スリップ前後輪
回転速度差が求められる。(Operation) During traveling, the turning radius detection means 301 of the clutch control means 3
In, the turning radius in consideration of the sideslip angle of the vehicle is detected based on the signals from the steering angle detecting means 202 and the vehicle speed detecting means 203, and the estimated front-rear wheel rotation speed difference detecting means 302 detects that the vehicle is turning at low speed due to the movement of the turning center. Based on the relationship that the magnitude relationship between the front wheel rotation speed and the rear wheel rotation speed reverses during high-speed turning, the front-rear wheel rotation speed difference caused by turning travel is estimated and calculated based on the turning radius detection value and the vehicle speed value.
In the drive slip front and rear wheel rotation speed difference detection means 303,
By correcting the measured front-rear wheel rotation speed difference obtained by the front-rear wheel rotation speed difference detection means 201 by the estimated front-rear wheel rotation speed difference, the drive slip front-rear wheel rotation speed difference corresponding to the drive wheel slip generation amount can be obtained.
そして、クラッチ制御手段３からの指令により、駆動
スリップ前後輪回転速度差が大きいほど駆動系クラッチ
手段１のクラッチ締結力を高くし、前後輪の駆動力配分
を４輪駆動方向とする駆動力配分制御が行なわれる。Then, according to a command from the clutch control means 3, the clutch engagement force of the drive system clutch means 1 is increased as the drive slip front-rear wheel rotational speed difference is larger, and the drive force distribution of the front-rear wheels is in the four-wheel drive direction. Control is performed.
したがって、前後輪駆動力配分制御に用いる前後輪回
転速度差情報を得るにあたって、車両の横すべり角の考
慮、すなわち、旋回中心の移動を考慮した旋回軌跡分の
推定前後輪回転速度差により、例えば、後輪駆動ベース
の四輪駆動車においては、低速旋回時には実測前後輪回
転速度差を増す方向に、高速旋回時には実測前後輪回転
速度差を減じる方向に、実測前後輪回転速度差が補正さ
れる。Therefore, in obtaining the front and rear wheel rotational speed difference information used for the front and rear wheel driving force distribution control, consideration is given to the sideslip angle of the vehicle, that is, by the estimated front and rear wheel rotational speed difference for the turning locus considering the movement of the turning center, for example, In a rear-wheel-drive four-wheel drive vehicle, the measured front-rear wheel rotation speed difference is corrected in a direction in which the measured front-rear wheel rotation speed difference is increased during low-speed turning and in the direction in which the measured front-rear wheel rotation speed difference is reduced during high-speed turning. .
この結果、駆動スリップ分のみによる正確な駆動スリ
ップ前後輪回転速度差が入力情報として得られることに
なり、駆動輪スリップの発生に基づく最適な駆動力配分
制御を行なうことが出来る。As a result, an accurate difference in the rotational speeds of the front and rear wheels of the drive slip based on only the drive slip is obtained as input information, and optimal drive force distribution control based on the occurrence of the drive wheel slip 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。尚、こ
の実施例を述べるにあたって、後輪駆動をベースにした
四輪駆動車の駆動力配分制御装置を例にとる。(Examples) Hereinafter, examples of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. In describing this embodiment, a driving force distribution control device for a four-wheel drive vehicle based on rear wheel drive will be described as an example.
まず、構成を説明する。 First, the configuration will be described.
第１実施例の駆動力配分制御装置Ｄが適用される四輪
駆動車は、第２図に示すように、トランスファ装置10,
エンジン11,トランスミッション12,トランスファ入力軸
13,後輪側駆動軸14,多板摩擦クラッチ（駆動系クラッチ
手段）15,リヤディファレンシャル16,後輪17,フロント
ディファレンシャル18,前輪19,ギヤトレーン20,前輪側
駆動軸21を備えている。The four-wheel drive vehicle to which the driving force distribution control device D of the first embodiment is applied is, as shown in FIG.
Engine 11, transmission 12, transfer input shaft
13, a rear wheel side drive shaft 14, a multi-disc friction clutch (drive system clutch means) 15, a rear differential 16, a rear wheel 17, a front differential 18, a front wheel 19, a gear train 20, and a front wheel side drive shaft 21.
上記トランスミッション12は、前記エンジン11からの
回転駆動力をシフト操作により選択した変速段位置に応
じて変速させるもので、実施例では平行な二本のシャフ
トに異なるギヤ比の歯車組を設けたタイプのものを用い
ている。The transmission 12 shifts the rotational driving force from the engine 11 according to the gear position selected by the shift operation, and in the embodiment, a type in which two parallel shafts are provided with a gear set having different gear ratios. I use the one.
上記トランスファ入力軸13は、トランスファ装置10内
の多板摩擦クラッチ15へ前記トランスミッション12から
の回転駆動力を入力させる軸である。The transfer input shaft 13 is a shaft that inputs the rotational driving force from the transmission 12 to the multi-plate friction clutch 15 in the transfer device 10.
上記後輪側駆動軸14は、前記トランスファ入力軸13と
同芯上に直結させたもので、トランスファ入力軸13から
の回転駆動力がそのまま伝達される。The rear wheel side drive shaft 14 is directly connected concentrically with the transfer input shaft 13, and the rotational driving force from the transfer input shaft 13 is transmitted as it is.
上記多板摩擦クラッチ15は、クラッチ油圧により前輪
側への伝達トルクの変更が可能なクラッチで、前記トラ
ンスファ入力軸13及び後輪側駆動軸14に固定させたクラ
ッチドラム15aと、該クラッチドラム15aに回転方向係合
させたフルクションプレート15bと、前記入力軸13の外
周部に回転可能に指示させたクラッチハブ15cと、該ク
ラッチハブ15cに回転方向係合させたフリクションディ
スク15dと、交互に配置されるフリクションプレート15b
とフリクションディスク15dとの一端側に設けられるク
ラッチピストン15eと、該クラッチピストン15eと前記ク
ラッチドラム15aとの間に形成されるシリンダ室15fと、
を備えている。The multi-plate friction clutch 15 is a clutch whose transmission torque can be changed to the front wheel side by the clutch hydraulic pressure, and includes a clutch drum 15a fixed to the transfer input shaft 13 and the rear wheel side drive shaft 14, and the clutch drum 15a. The friction plate 15b rotationally engaged with the clutch hub 15c rotatably instructing the outer peripheral portion of the input shaft 13, and the friction disc 15d rotationally engaged with the clutch hub 15c alternately. Placed friction plate 15b
A clutch piston 15e provided at one end of the friction disk 15d, and a cylinder chamber 15f formed between the clutch piston 15e and the clutch drum 15a.
It has.
上記リヤディファレンシャル16及びフロントディファ
レンシャル18は、左右の後輪17,17及び左右の前輪19,19
に差動を許しながら駆動力を分配伝達する差動装置であ
る。The rear differential 16 and the front differential 18 include left and right rear wheels 17, 17 and left and right front wheels 19, 19
This is a differential device that distributes and transmits the driving force while allowing the differential to occur.
上記ギヤトレーン20は、前記クラッチハブ15cに設け
られた第１ギヤ20aと、中間シャフト20bに設けられた第
２ギヤ20cと、前輪側駆動軸21に設けられた第３ギヤ20d
と、によって構成され、多板摩擦クラッチ15の締結によ
る前輪側への駆動力を伝達させる手段である。The gear train 20 includes a first gear 20a provided on the clutch hub 15c, a second gear 20c provided on the intermediate shaft 20b, and a third gear 20d provided on the front wheel drive shaft 21.
And means for transmitting the driving force to the front wheels by the engagement of the multi-plate friction clutch 15.
上記前輪側駆動軸21は、車両の前輪19,19に回転駆動
力を伝達させる軸である。The front wheel-side drive shaft 21 is a shaft that transmits rotational driving force to the front wheels 19 of the vehicle.
尚、第４図はトランスファ装置10の具体例を示したも
ので、トランスファケース22の中に前記多板摩擦クラッ
チ15やギヤ類やシャフト類が納められている。FIG. 4 shows a specific example of the transfer device 10, in which the multi-plate friction clutch 15, gears and shafts are housed in a transfer case 22.
第４図中15gはディシュプレート、15hはリターンスプリ
ング,24はクラッチ圧油入力ポート,25はクラッチ圧油
路,26は後輪側出力軸,27は潤滑用油路,28はスピードメ
ータ用ピニオン,29はオイルシール,30はベアリング,31
はニードルベアリング,32はスラストベアリング,33は継
手フランジである。In FIG. 4, 15g is a dish plate, 15h is a return spring, 24 is a clutch pressure oil input port, 25 is a clutch pressure oil passage, 26 is a rear wheel output shaft, 27 is a lubrication oil passage, and 28 is a pinion for a speedometer. , 29 is an oil seal, 30 is a bearing, 31
Is a needle bearing, 32 is a thrust bearing, and 33 is a joint flange.
次に、第１実施例の駆動力配分クラッチ制御装置Ｄ
は、第３図に示すように、前記多板摩擦クラッチ15を締
結させるための油圧力を発生させる外部装置としての油
圧発生装置50と、この油圧発生装置50からの油圧を所定
のクラッチ圧Ｐに制御する油圧制御装置40とを備えてい
る。Next, the driving force distribution clutch control device D of the first embodiment.
As shown in FIG. 3, a hydraulic pressure generating device 50 as an external device for generating hydraulic pressure for engaging the multi-plate friction clutch 15 and a hydraulic pressure from the hydraulic pressure generating device 50 are set to a predetermined clutch pressure P. And a hydraulic control device 40 for controlling
上記油圧発生装置50は、オイルポンプ51、ポンプ圧油
路52、クラッチ圧油路53、分岐ドレーン油路54、リザー
ブタンク55、吸込油路56を備えている。The hydraulic pressure generating device 50 includes an oil pump 51, a pump pressure oil passage 52, a clutch pressure oil passage 53, a branch drain oil passage 54, a reserve tank 55, and a suction oil passage 56.
上記油圧制御装置40は、検知手段として、前輪回転速
度センサ41,後輪回転速度センサ42,車速センサ43,操舵
角センサ47を備え、制御回路として、コントロールユニ
ット45を備えて、制御アクチュエータとして、バルブソ
レノイド46a及びチェック油路46bを有する前記電磁比例
リリーフバルブ46（分岐ドレーン油路54に設けられてい
る）を備えている。The hydraulic control device 40 is provided with a front wheel rotation speed sensor 41, a rear wheel rotation speed sensor 42, a vehicle speed sensor 43, a steering angle sensor 47 as a detection means, a control unit 45 as a control circuit, and a control actuator. The electromagnetic proportional relief valve 46 (provided in the branch drain oil passage 54) having the valve solenoid 46a and the check oil passage 46b is provided.
前輪回転速度センサ41及び後輪回転速度センサ42は、
それぞれ前輪側駆動軸21及び後輪側駆動軸14の途中や左
右の前輪19,19位置等に設けられたもので、軸に固定さ
れたセンサロータと、センサロータに近接配置され、磁
力変化を検知するピックアップセンサと、による回転速
度センサ等が用いられ、前輪回転速度Nfと後輪回転速度
Nrとを検出する。そして、この両回転速度センサ41,42
からは軸回転に応じた正弦波信号等による回転信号（n
f），（nr）が出力される。The front wheel rotation speed sensor 41 and the rear wheel rotation speed sensor 42 are
They are provided in the middle of the front wheel side drive shaft 21 and the rear wheel side drive shaft 14 and at the positions of the left and right front wheels 19 and 19, etc., and are arranged in proximity to the sensor rotor fixed to the shaft and the sensor rotor to change the magnetic force. Rotation speed sensor, etc. are used to detect the front wheel rotation speed Nf and rear wheel rotation speed.
Detect Nr and. Then, both rotation speed sensors 41, 42
From the rotation signal (n
f) and (nr) are output.
前記車速センサ43は、車速Ｖを検出し、車速Ｖに応じ
た車速信号（ｖ）を出力する。The vehicle speed sensor 43 detects the vehicle speed V and outputs a vehicle speed signal (v) corresponding to the vehicle speed V.
前記操舵角センサ47は、ハンドル操作による操舵角θ
を検出し、操舵角θに応じた操舵角信号（θ）を出力す
る。The steering angle sensor 47 has a steering angle .theta.
Is detected and a steering angle signal (θ) corresponding to the steering angle θ is output.
前記コントロールユニット45は、車載のマイクロコン
ピュータを中心とする制御回路が用いられ、前記各セン
サ41,42,43,47からの信号（nf），（nr），（θ），
（ｖ）を入力し、駆動輪スリップ前後輪回転速度差△Ｎ
（＝Nreal−Nref）を演算し、駆動輪スリップ前後輪回
転速度差△Ｎが大きくなるに従ってクラッチ締結力Ｔ
（前輪側への伝達トルク）を高めて駆動力配分を４輪駆
動状態に近づける指令電流信号（ｉ）を前記電磁比例リ
リーフバルブ46に出力するもので、第５図に示すよう
に、内部回路として、入力インターフェース451、RAM45
2、ROM453、CPU454、出力インターフェース455を備えて
いる。尚、前記ROM454（リード．オンリー．メモリ）は
読出し専用のメモリで、このROM454には、第８図に示す
ように、駆動スリップ前後輪回転速度差△Ｎとクラッチ
締結力Ｔとの制御特性との関係がＴ＝ｆ（△Ｎ）として
予め演算式の形で記憶されている。As the control unit 45, a control circuit centering on a vehicle-mounted microcomputer is used, and signals (nf), (nr), (θ) from the respective sensors 41, 42, 43, 47,
Input (v) and slip the difference between the front and rear wheels of the drive wheel slip ΔN
(= Nreal−Nref) is calculated, and the clutch engagement force T increases as the difference ΔN between the front and rear wheel slip speeds increases.
A command current signal (i) for increasing the (transmission torque to the front wheel side) to bring the driving force distribution closer to the four-wheel drive state is output to the electromagnetic proportional relief valve 46. As shown in FIG. As input interface 451, RAM45
2, ROM453, CPU454, output interface 455. The ROM 454 (read-only memory) is a read-only memory. As shown in FIG. 8, the ROM 454 has a control characteristic of the driving slip front-rear wheel rotational speed difference ΔN and the clutch engaging force T. Is previously stored in the form of an arithmetic expression as T = f (ΔN).
上記電磁比例リリーフバルブ46は、指令電流信号
（ｉ）の出力が指令電流値Ｉ＊＝０の場合はクラッチ圧
Ｐ＝０となるが、指令電流信号（ｉ）の出力が指令電流
値Ｉ＊＞０の場合はバルブが閉じ方向に移動し、オイル
ポンプ51からのポンプ圧をドレーン油量制御により指令
電流値Ｉ＊の大きさに応じたクラッチ圧Ｐとなす（第６
図）。尚、クラッチ圧Ｐとクラッチ締結力Ｔとの関係は
次式であらわされる（第７図）。When the output of the command current signal (i) is the command current value I * = 0, the clutch proportional pressure P = 0. However, the output of the command current signal (i) is the command current value I *. If> 0, the valve moves in the closing direction, and the pump pressure from the oil pump 51 is set to the clutch pressure P according to the magnitude of the command current value I * by drain oil amount control (the sixth pressure).
Figure). The relationship between the clutch pressure P and the clutch engagement force T is expressed by the following equation (Fig. 7).
Ｐ＝T/（μ・Ｓ・2n・Rm） 但し μ；クラッチ板の摩擦係数 S;ピストルへの圧力
作用面積 n;フリクションディスク枚数 Rm;フリクシ
ョンディスクのトルク伝達有効半径 従って、クラッチ圧Ｐを増大させると、クラッチ締結力
Ｔも比例して増大する。P = T / (μ ・ S ・ 2n ・ Rm) where μ: Friction coefficient of clutch plate S; Area of pressure acting on pistol n; Number of friction discs Rm; Effective radius of torque transmission of friction discs Therefore, increase clutch pressure P Then, the clutch engaging force T also increases in proportion.
次に、作用を説明する。 Next, the operation will be described.
まず、第１実施例での駆動力配分制御作動の流れを、
第９図に示すフローチャート図により説明する。First, the flow of driving force distribution control operation in the first embodiment will be described.
This will be described with reference to the flowchart shown in FIG.
ステップａでは、各センサ41,42,43,47から前輪回転
速度Nf,後輪回転速度Nr,車速V,操舵角θが読み込まれ
る。At step a, the front wheel rotation speed Nf, the rear wheel rotation speed Nr, the vehicle speed V, and the steering angle θ are read from the respective sensors 41, 42, 43, 47.
ステップｂでは、前記ステップａで読み込まれた前輪
回転速度Nfと後輪回転速度Nrから実測前後輪回転速度差
Nreal（＝Nr−Nf）が演算により求められる。In step b, the measured front and rear wheel rotation speed difference is calculated from the front wheel rotation speed Nf and the rear wheel rotation speed Nr read in step a.
Nreal (= Nr−Nf) is calculated.
ステップｃでは、前記ステップａで読み込まれた操舵
角θと車速Ｖとに基づいて旋回半径Ｒが演算により求め
られ、さらに、この旋回半径Ｒと車速Ｖとに基づいて旋
回軌跡差による推定前後輪回転速度差Nrefが演算により
求められる。In step c, the turning radius R is calculated based on the steering angle θ and the vehicle speed V read in the step a. Further, based on the turning radius R and the vehicle speed V, the estimated front and rear wheels based on the turning trajectory difference are calculated. The rotational speed difference Nref is calculated.
以下、第10図及び第11図により推定前後輪回転速度差Nr
efの演算式を示す。The estimated front and rear wheel rotation speed difference Nr is shown in FIGS. 10 and 11 below.
The calculation formula of ef is shown.
ヨーレイトは、 スタビリファクタKsは、 Cpr,Cpf;コーナリングパワー m;車両質量 l;ホイールベース a,b;車両重心点Ｇから前後輪接地点までの距離 旋回半径Ｒは、 横すべり角βは、 前後輪旋回半径差△Ｒは、 前後輪回転速度差△ωは、 但し、上式において、ωｆ、ωｒは駆動スリップを伴な
わない場合の前後輪の理論回転速度、又、Vf、Vrは前後
輪位置での車速である。Yaw rate is Stabilization factor Ks is Cpr, Cpf; Cornering power m; Vehicle mass l; Wheel base a, b; Distance from the vehicle center of gravity G to the front and rear wheel contact points The turning radius R is The sideslip angle β is The front and rear wheel turning radius difference ΔR is Front and rear wheel rotation speed difference Δω is However, in the above equation, ωf and ωr are theoretical rotation speeds of the front and rear wheels when no drive slip is involved, and Vf and Vr are vehicle speeds at the front and rear wheel positions.
タイヤ径rf＝rr＝ｒとすると、 従って、Nref（＝ωｒ−ωｆ）は、 但し、A1,A2,K1,K2は定数である。If the tire diameter rf = rr = r, Therefore, Nref (= ωr−ωf) is However, A1, A2, K1, and K2 are constants.
尚、Nref＝０となるのは、Ｖ＝０及び である。Note that Nref = 0 means that V = 0 and Is.
ステップｄでは、前記ステップb,cによる演算結果に
基づいて駆動スリップ前後輪回転速度差△Ｎ（＝Nreal
−Nref）が演算により求められる。In step d, the driving slip front-rear wheel rotational speed difference ΔN (= Nreal) is calculated based on the calculation results in steps b and c.
−Nref) is calculated.
ステップｅでは、△Ｎが正かどうかが判断され、正で
ある場合には、演算による△Ｎがそのまま用いられ、負
の場合にはステップｆに進んで△Ｎ＝０とセットされ
る。In step e, it is judged whether or not ΔN is positive. If it is positive, the calculated ΔN is used as it is, and if it is negative, the process proceeds to step f and ΔN = 0 is set.
ステップｇでは、目標とするクラッチ締結力Ｔが、前
記△Ｎにより演算で求められる。In step g, the target clutch engagement force T is calculated by ΔN.
尚、演算式は、以下の通りである。The calculation formula is as follows.
△Ｎ＜０の場合;T＝０ △Ｎ≧０の場合;T＝ｆ（△Ｎ）＝Ｋ・△Nn（Ｋは定数） ステップｈでは、前記ステップｇで求められたクラッ
チ締結力Ｔに対応したクラッチ圧Ｐが得られる指令電流
値Ｉ＊による指令電流信号（ｉ）が出力される。In case of ΔN <0; T = 0 In case of ΔN ≧ 0; T = f (ΔN) = K · ΔN n (K is a constant) In step h, the clutch engaging force T obtained in step g is calculated. The command current signal (i) is output according to the command current value I * at which the clutch pressure P corresponding to is obtained.
従って、操舵角θ及び車速Ｖに基づき車両の横すべり
角βを考慮した旋回半径Ｒを検出し、この旋回半径Ｒの
検出値と車速Ｖの値により旋回走行に起因した旋回軌跡
差による前後輪回転速度差Nrefを推定演算し、実測前後
輪回転速度差Nrealを推定前後輪回転速度差Nrefにより
補正することで、駆動スリップのみによる前後輪回転速
度差△Ｎが検出される。Therefore, the turning radius R considering the side slip angle β of the vehicle is detected based on the steering angle θ and the vehicle speed V, and the front and rear wheel rotation due to the turning locus difference caused by the turning travel is detected by the detected value of the turning radius R and the vehicle speed V. By estimating the speed difference Nref and correcting the measured front-rear wheel rotation speed difference Nreal by the estimated front-rear wheel rotation speed difference Nref, the front-rear wheel rotation speed difference ΔN due to only the drive slip is detected.
以上説明してきたように、第１実施例の駆動力配分ク
ラッチ制御装置Ｄにあっては以下に述べるような効果が
得られる。As described above, in the driving force distribution clutch control device D of the first embodiment, the following effects can be obtained.
車両の横すべり角βの考慮、即ち、旋回中心の移動を
考慮した旋回軌跡分の推定前後輪回転速度差Nrefにより
実測前後輪回転速度差Nrealを補正する為、駆動スリッ
プ分のみによる正確な駆動スリップ前後輪回転速度差△
Ｎが駆動力配分制御の入力情報として得られることにな
り、駆動輪スリップの発生に基づく最適の駆動力配分制
御を行なうことが出来る。Accurate drive slip based on only drive slip in order to correct measured front-rear wheel rotation speed difference Nreal by estimating front-rear wheel rotation speed difference Nref that takes into consideration the vehicle's sideslip angle β Front and rear wheel rotation speed difference △
Since N is obtained as the input information of the driving force distribution control, it is possible to perform the optimal driving force distribution control based on the occurrence of the drive wheel slip.
具体的には、第11図に示すように、A2以上の高車速時に
は、旋回軌跡による前後輪回転速度差Nrefが正の値とし
て出て、判断基準となる前後輪回転速度差△Ｎが実測前
後輪回転速度Nrealよりも減少側に補正される。この
為、前輪側へのトルクはNrealのみで得られるよりも減
少し、よりFR的（後輪駆動側）に駆動力配分が制御さ
れ、乾燥路での回頭性が向上し、コーナ進入時のアンダ
ーステア傾向が防止されることになる。Specifically, as shown in FIG. 11, when the vehicle speed is higher than A2, the front / rear wheel rotation speed difference Nref due to the turning trajectory appears as a positive value, and the front / rear wheel rotation speed difference ΔN as the determination reference is actually measured. It is corrected to the reduction side of the front and rear wheel rotation speed Nreal. Therefore, the torque to the front wheel side is reduced compared to that obtained with Nreal alone, the driving force distribution is controlled more FR-like (rear wheel drive side), the turning performance on the dry road is improved, and when the vehicle enters a corner. Understeer tendency will be prevented.
また、A2未満の低車速時には、実際の駆動輪スリップの
発生に対し旋回軌跡による前後輪回転速度差Nrefが負の
値として出て、判断基準となる前後輪回転速度差△Ｎが
実測前後輪回転速度差Nrealよりも増大側に補正され
る。この為、前輪側へのトルクはNrealのみで得られる
よりも増大し、より4WD的（前後輪駆動側）に駆動力配
分が制御され、氷雪路等の低摩擦係数路での走行安定性
が向上する。Also, at low vehicle speeds less than A2, the front-rear wheel rotation speed difference Nref due to the turning trajectory becomes a negative value in response to the actual occurrence of the drive wheel slip, and the front-rear wheel rotation speed difference ΔN, which is the criterion, is measured. The rotation speed difference is corrected to be larger than Nreal. For this reason, the torque to the front wheels is larger than that obtained with Nreal alone, the driving force distribution is controlled more like 4WD (front and rear wheel driving side), and running stability on low friction coefficient roads such as ice and snow roads is improved. improves.
次に、第12図〜第15図に示す第２実施例装置について
説明する。Next, the second embodiment apparatus shown in FIGS. 12 to 15 will be described.
この第２実施例装置の構成については、第12図に示す
ように、検知手段として、イグニッションスイッチ60,
ブレーキ作動時にON信号を非作動時にOFF信号を出力す
るハンドブレーキスイッチ61,雰囲気温度Ｔ℃を検出し
温度信号（ｔ）を出力する温度センサ62が付加されてい
る点で第１実施例と異なる。As for the structure of the second embodiment device, as shown in FIG. 12, an ignition switch 60,
It differs from the first embodiment in that a hand brake switch 61 that outputs an ON signal when the brake is activated and an OFF signal when it is not activated and a temperature sensor 62 that detects the ambient temperature T ° C. and outputs a temperature signal (t) are added. .
また、制御内容的には、低温地での発進時に駆動力配分
制御作動を確保する初期設定処理が行なわれる点と、タ
イトコーナブレーキングを防止する処理が行なわれる点
と、ハンチングを防止する処理が行なわれる点とで異な
る。In terms of control content, initial setting processing is performed to ensure driving force distribution control operation when starting in a low temperature area, processing to prevent tight corner braking is performed, and processing to prevent hunting is performed. It is different from the point that is performed.
この、第２実施例での駆動力配分制御作動の流れを、
第13図に示すフローチャート図により説明する。尚、第
１実施例でのフローと同じ処理を行なうステップａ〜ｈ
は同一符号を用いる。This flow of the driving force distribution control operation in the second embodiment is
This will be described with reference to the flowchart shown in FIG. Incidentally, steps a to h for performing the same processing as the flow in the first embodiment.
Use the same symbols.
ステップｉ〜ステップｍはイグニッションをONにして
から所定の間だけ行なわれるイニシャライズステップで
ある。Steps i to m are initialization steps that are performed only for a predetermined period after the ignition is turned on.
ステップｊでは、ステップｉでイグニッションオンに
なると、温度センサ62からの信号により温度Ｔが設定温
度T0以下であるかどうかが判断される。In step j, when the ignition is turned on in step i, it is determined from the signal from the temperature sensor 62 whether the temperature T is equal to or lower than the set temperature T 0 .
尚、設定温度T0を越えている場合には、ステップａへ進
み、駆動力配分制御が開始される。If the set temperature T 0 is exceeded, the process proceeds to step a and the driving force distribution control is started.
ステップｋでは、電磁比例リリーフバルブ46の開閉が
開始される。At step k, opening / closing of the electromagnetic proportional relief valve 46 is started.
ステップｌでは、ハンドブレーキスイッチ61からの信
号によりハンドブレーキオフかどうかが判断され、ハン
ドブレーキがオンである限りはステップｋによりバルブ
開閉が繰り返えされる。In step l, it is judged from the signal from the handbrake switch 61 whether or not the handbrake is off. As long as the handbrake is on, the valve opening / closing is repeated in step k.
また、ハンドブレーキオフになった場合には、ステッブ
ｍへ進み、バルブ開閉が終了する。If the handbrake is turned off, the process proceeds to step m to end the valve opening / closing.
尚、ステップｌでの終了時条件は、タイマ管理により１
〜２秒によるＴ秒経過を終了条件としてもよい。In addition, the end condition in step 1 is 1 by the timer management.
The termination condition may be the elapse of T seconds in 2 seconds.
ステップａ〜ｈとステップｎ〜ｑで駆動力配分制御が
行なわれるが、ここでは、第１実施例と異なるステップ
ｎ〜ｑを主に説明する。Although the driving force distribution control is performed in steps a to h and steps n to q, here, steps n to q different from the first embodiment will be mainly described.
ステップｎでは、実測前後輪回転速度差Nrealが正か
どうかが判断され、正である場合はそのままステップｃ
へ進むが、負である場合には、ステップｆへ進み、駆動
スリップ前後輪回転速度差△Ｎがゼロに設定され、クラ
ッチ締結力はゼロとする。In step n, it is judged whether or not the measured front-rear wheel rotation speed difference Nreal is positive.
If it is negative, the process proceeds to step f, the driving slip front-rear wheel rotational speed difference ΔN is set to zero, and the clutch engagement force is set to zero.
即ち、ステップｃでNrealが負であることは、前輪の
回転が後輪の回転より早い状態であり、ここでクラッチ
を締結すると前輪が制動され、タイトコーナブレーキを
発生させることになるからである。That is, Nreal is negative in step c because the rotation of the front wheels is faster than the rotation of the rear wheels, and when the clutch is engaged here, the front wheels are braked and a tight corner brake is generated. .
ステップｏでは、車速Ｖが設定車速A2を越えているか
どうかが判断され（第11図参照）、ステップｐでは、実
測前後輪回転速度差Nrealが推定前後輪回転速度差の絶
対値|Nref|を越えているかどうかが判断され、Ｖ＞A2ま
たは,V≦A2且つNreal＞|Nref|の条件を満足する時にだ
けステップｄへ進み、駆動スリップ前後輪回転速度差△
Ｎが演算により求められ、Ｖ≦A2かつNreal≦|Nref|の
時にはステップｑへ進み、駆動スリップ前後輪回転速度
差△Ｎが２＊Nrealの演算式により設定される。In step o, it is determined whether the vehicle speed V exceeds the set vehicle speed A2 (see FIG. 11), and in step p, the measured front-rear wheel rotation speed difference Nreal is the absolute value | Nref | of the estimated front-rear wheel rotation speed difference. It is judged whether or not it exceeds, and only when the conditions of V> A2 or V ≦ A2 and Nreal> | Nref | are satisfied, the process proceeds to step d, and the drive slip front-rear wheel rotational speed difference Δ
N is obtained by calculation, and when V ≦ A2 and Nreal ≦ | Nref |, the process proceeds to step q, and the driving slip front-rear wheel rotational speed difference ΔN is set by a calculation formula of 2 * Nreal.
この△Ｎが２＊Nrealにする理由は、クラッチ締結圧を
零から急増させる事に伴なってハンチングが発生する事
を防止する為である。つまり、ステップｎにて前回Nrea
lが負と判断されていたのが、今回Nrealが正と判断され
た場合を考えると、前回はステップf,g,hでクラッチ締
結圧が零であったのが、今回は△Ｎ＝Nreal−Nref相当
の油圧をクラッチに発生させる事になるわけで、油圧は
零から急増しハンチングを招く。そこで、ステップｎで
負から正に転じた瞬間はNrealがまだ小さく、正の値で
あると考えられるから、Nrealが小さな正の値の時には
ステップｑで△Ｎ＝２＊Nrealとし、この値に応じた比
較的低い油圧をクラッチに付加して制御系のハンチング
を防止している。つまり、Nrealが正の小さな値である
という事を判断する手段として、例えばステップｐでは
|Nref|を基準値としてNrealの大きさを判定しているわ
けで、従って、ステップｐでの基準値は固定値Noでも良
い。The reason why ΔN is set to 2 * Nreal is to prevent hunting from occurring when the clutch engagement pressure is rapidly increased from zero. That is, in step n, the previous Nrea
Considering the case where l was judged to be negative, but Nreal was judged to be positive this time, the clutch engagement pressure was zero at steps f, g, and h last time, but this time ΔN = Nreal -The hydraulic pressure equivalent to Nref will be generated in the clutch, and the hydraulic pressure will rapidly increase from zero, causing hunting. Therefore, it is considered that Nreal is still small and has a positive value at the moment when it turns from negative to positive in step n, so when Nreal is a small positive value, ΔN = 2 * Nreal is set in step q, and this value is A correspondingly low hydraulic pressure is applied to the clutch to prevent hunting of the control system. In other words, as a means to determine that Nreal is a small positive value, for example, in step p
Since the magnitude of Nreal is determined using | Nref | as a reference value, the fixed value No may be used as the reference value in step p.
従って、この第２実施例では、第１実施例の効果に加
えて、以下に述べる効果が得られる。Therefore, in the second embodiment, the following effects can be obtained in addition to the effects of the first embodiment.
車両が動き出すまでの短時間の間、油圧制御バルブで
ある電磁比例リリーフバルブ46の開閉作動が行なわれる
為、寒冷積雪地等での発進時にバルブ可動部に潤滑油が
回り、高いバルブ作動応答性を確保することが出来る。The electromagnetic proportional relief valve 46, which is a hydraulic control valve, opens and closes for a short time before the vehicle starts moving, so that lubricating oil flows to the moving parts of the valve when starting in cold snowy areas, and high valve operation response. Can be secured.
即ち、第14図の点線特性に示すように、従来、低温放置
後１回目は破線で示す様に油圧立ち上り応答が遅れてい
たのに対し、実線特性に示すように、低温放置後１回目
でも常温時の特性（１点鎖線特性）に近い応答性が得ら
れる。That is, as shown by the dotted line characteristic in FIG. 14, conventionally, the hydraulic pressure rise response was delayed as shown by the broken line at the first time after leaving at low temperature, but as shown by the solid line characteristic, even at the first time after leaving at low temperature. Responsiveness close to the characteristics at room temperature (one-dot chain line characteristics) is obtained.
ステップｎで実測前後輪回転速度差Nrealが正かどう
かが判断され、負である場合には、ステップｆへ進み、
駆動スリップ前後輪回転速度差△Ｎをゼロに設定させる
ようにした為、クラッチを締結に伴なう前輪制動でのタ
イトコーナブレーキの発生が防止される。In step n, it is determined whether the measured front-rear wheel rotation speed difference Nreal is positive, and if negative, the process proceeds to step f,
Since the driving slip front-rear wheel rotational speed difference ΔN is set to zero, the occurrence of tight corner braking during front wheel braking accompanying clutch engagement is prevented.
Ｖ≦A2かつNreal≦|Nref|の時にはステップｑへ進
み、駆動スリップ前後輪回転速度差△Ｎを２＊Nrealの
演算式により設定するようにした為、油圧は零から急増
することによるハンチング発生が防止される。When V ≦ A2 and Nreal ≦ | Nref |, the process proceeds to step q, and the driving slip front-rear wheel rotational speed difference ΔN is set by an arithmetic expression of 2 * Nreal, so that hunting occurs due to a sudden increase in hydraulic pressure from zero. Is prevented.
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。The embodiment of the present invention has been described in detail above with reference to the drawings.
The specific configuration is not limited to this embodiment, and even if there are design changes and the like within the scope of the present invention, they are included in the present invention.
例えば、実施例では、操舵角検出手段として、操舵角
を直接検出する操舵角センサを用いた例を示したが、左
右前輪の回転速度センサを用い、左右前輪の回転速度差
に基づいて操舵角を演算により求めるような手段であっ
てもよい。For example, in the embodiment, an example in which the steering angle sensor that directly detects the steering angle is used as the steering angle detecting means is shown. It may be a means for obtaining by calculation.
また、実施例では、油圧制御アクチュエータとして電
磁比例式リリーフバルブを用いた例を示したが、他の手
段、例えばデューティ制御信号を用いる場合にはソレノ
イド開閉弁構造のもの等としてもよい。Further, in the embodiment, an example in which an electromagnetic proportional relief valve is used as the hydraulic control actuator has been described. However, other means such as a solenoid open / close valve structure when a duty control signal is used may be used.
また、実施例では、クラッチ手段として油圧締結によ
る多板摩擦クラッチを示したが、電磁クラッチや粘性ク
ラッチ等他のクラッチを用いてもよい。Further, in the embodiment, the multi-plate friction clutch by hydraulic engagement is shown as the clutch means, but another clutch such as an electromagnetic clutch or a viscous clutch may be used.
（発明の効果） 以上説明してきたように、本発明の四輪駆動車の駆動
力配分制御装置にあっては、クラッチ制御手段には、操
舵角検出手段及び車速検出手段からの信号に基づき車両
の横すべり角を考慮した旋回半径を検出する旋回半径検
出手段と、旋回中心の移動により低速旋回時と高速旋回
時とでは前輪回転速度と後輪回転速度との大小関係が逆
転するという関係に基づいて、旋回半径検出値と車速値
により旋回走行に起因した前後輪回転速度差を推定演算
する推定前後輪回転速度差検出手段と、前後輪回転速度
差検出手段より求めた実測前後輪回転速度差を推定前後
輪回転速度差により補正することで駆動輪スリップの発
生量に対応した駆動スリップ前後輪回転速度差を求める
駆動スリップ前後輪回転速度差検出手段とが設けられ、
クラッチ制御手段は、駆動スリップ前後輪回転速度差の
発生に応じてクラッチ締結力を４輪駆動方向に増大させ
る手段としたため、旋回中心の移動を考慮した旋回軌跡
分の推定前後輪回転速度差により実測前後輪回転速度差
が補正され、駆動スリップ分のみによる正確な前後輪回
転速度差が得られることになり、駆動輪スリップの発生
に基づく最適の駆動力配分制御を行なうことが出来ると
いう効果が得られる。(Effects of the Invention) As described above, in the drive force distribution control device for a four-wheel drive vehicle according to the present invention, the clutch control means controls the vehicle based on the signals from the steering angle detection means and the vehicle speed detection means. Based on the relationship between the turning radius detection means that detects the turning radius considering the side slip angle of the vehicle, and the relationship between the front wheel rotation speed and the rear wheel rotation speed that reverses during low-speed turning and high-speed turning due to the movement of the turning center. The estimated front / rear wheel rotation speed difference detecting means for estimating and calculating the front / rear wheel rotation speed difference caused by the turning traveling based on the detected turning radius value and the vehicle speed value, and the measured front / rear wheel rotation speed difference obtained by the front / rear wheel rotation speed difference detection means. A drive slip front / rear wheel rotation speed difference detecting means for determining a drive slip front / rear wheel rotation speed difference corresponding to the amount of drive wheel slip generated by correcting the estimated front / rear wheel rotation speed difference is provided.
Since the clutch control means is means for increasing the clutch engagement force in the four-wheel drive direction in response to the occurrence of the driving slip front-rear wheel rotational speed difference, the estimated front-rear wheel rotational speed difference corresponding to the turning locus considering the movement of the turning center. The measured front-rear wheel rotational speed difference is corrected, and an accurate front-rear wheel rotational speed difference based on only the drive slip is obtained, and the effect that optimum drive force distribution control based on the occurrence of drive wheel slip can be performed. can get.
第１図は本発明の四輪駆動車の駆動力配分制御装置を示
すクレーム概念図、第２図は実施例の駆動系クラッチ制
御装置が適用される四輪駆動車を示す図、第３図は実施
例の四輪駆動車の駆動力配分制御装置を示す全体図、第
４図は実施例装置のトランスファ装置を示す断面図、第
５図は第１実施例装置のコントロールユニットを示すブ
ロック線図、第６図はクラッチ油圧とクラッチ締結力の
関係特性図、第７図は指令電流値とクラッチ圧の関係特
性図、第８図は実施例装置のコントロールユニットに予
め設定されている前後輪回転速度差に対するクラッチ締
結力の制御特性線図、第９図は第１実施例装置のコント
ロールユニットにおける駆動系クラッチ制御作動の流れ
を示すフローチャート図、第10図は旋回時における各パ
ラメータを示す模式図、第11図は車速に対する推定前後
輪回転速度差の関係特性図、第12図は第２実施例装置の
コントロールユニットを示すブロック線図、第13図は第
２実施例装置のコントロールユニットにおける駆動系ク
ラッチ制御作動の流れを示すフローチャート図、第14図
は油圧制御弁の油圧立ち上り特性図である。 １……駆動系クラッチ手段 ２……検出手段 201……前後輪回転速度差検出手段 202……操舵角検出手段 203……車速検出手段 ３……クラッチ制御手段 301……旋回半径検出手段 302……推定前後輪回転速度差検出手段 303……駆動スリップ前後輪回転速度差検出手段FIG. 1 is a conceptual view of claims showing a drive force distribution control device for a four-wheel drive vehicle according to the present invention, and FIG. 2 is a view showing a four-wheel drive vehicle to which a drive system clutch control device according to an embodiment is applied. FIG. 4 is an overall view showing a drive force distribution control device for a four-wheel drive vehicle of an embodiment, FIG. 4 is a sectional view showing a transfer device of the embodiment device, and FIG. 5 is a block line showing a control unit of the first embodiment device. 6 and 6 are characteristic diagrams of the relationship between the clutch hydraulic pressure and the clutch engagement force, FIG. 7 is a characteristic diagram of the relationship between the command current value and the clutch pressure, and FIG. 8 is the front and rear wheels preset in the control unit of the embodiment apparatus. Control characteristic diagram of clutch engaging force with respect to rotational speed difference, FIG. 9 is a flowchart showing the flow of drive system clutch control operation in the control unit of the first embodiment device, and FIG. 10 is a model showing each parameter during turning. FIG. 11 is a characteristic diagram showing the relationship between the estimated front and rear wheel rotation speed difference with respect to the vehicle speed, FIG. 12 is a block diagram showing the control unit of the second embodiment device, and FIG. 13 is the control unit of the second embodiment device. FIG. 14 is a flowchart showing the flow of the drive system clutch control operation, and FIG. 14 is a hydraulic pressure rising characteristic diagram of the hydraulic control valve. 1 ... Drive system clutch means 2 ... Detection means 201 ... Front / rear wheel rotational speed difference detection means 202 ... Steering angle detection means 203 ... Vehicle speed detection means 3 ... Clutch control means 301 ... Turning radius detection means 302 ... … Estimated front-rear wheel rotation speed difference detection means 303 …… Driving slip Front-rear wheel rotation speed difference detection means
Claims (1)
ンジン駆動系の途中に設けられ、外部からのクラッチ縮
結力により伝達トルクの変更ができる駆動系クラッチ手
段と、所定の検出手段からの検出信号に基づいてクラッ
チ締結力を増減制御する制御信号を出力するクラッチ制
御手段と、を備えた四輪駆動車の駆動力配分制御装置に
おいて、 前記検出手段として、前後輪回転速度差検出手段と操舵
角検出手段と車速検出手段を含み、 前記クラッチ制御手段には、前記操舵角検出手段及び車
速検出手段からの信号に基づき車両の横すべり角を考慮
した旋回半径を検出する旋回半径検出手段と、旋回中心
の移動により低速旋回時と高速旋回時とでは前輪回転速
度と後輪回転速度との大小関係が逆転するという関係に
基づいて、旋回半径検出値と車速値により旋回走行に起
因した前後輪回転速度差を推定演算する推定前後輪回転
速度差検出手段と、前記前後輪回転速度差検出手段より
求めた実測前後輪回転速度差を推定前後輪回転速度差に
より補正することで駆動輪スリップの発生量に対応した
駆動スリップ前後輪回転速度差を求める駆動スリップ前
後輪回転速度差検出手段とが設けられ、 クラッチ制御手段は、前記駆動スリップ前後輪回転速度
差の発生に応じてクラッチ締結力を４輪駆動方向に増大
させる手段である事を特徴とする四輪駆動車の駆動力配
分制御装置。1. A drive system clutch means, which is provided in the middle of an engine drive system for distributing and transmitting the engine drive force to the front and rear wheels, and is capable of changing a transmission torque by a clutch contracting force from the outside, and a predetermined detecting means. In a driving force distribution control device for a four-wheel drive vehicle, which comprises a clutch control means for outputting a control signal for increasing / decreasing the clutch engagement force based on the detection signal, a front / rear wheel rotational speed difference detection means is provided as the detection means. Including a steering angle detection means and a vehicle speed detection means, the clutch control means, a turning radius detection means for detecting a turning radius in consideration of the sideslip angle of the vehicle based on a signal from the steering angle detection means and the vehicle speed detection means, The turning radius detection value is based on the relationship that the magnitude relationship between the front wheel rotation speed and the rear wheel rotation speed reverses between low speed turning and high speed turning due to the movement of the turning center. Estimated front and rear wheel rotational speed difference detecting means for estimating and calculating the front and rear wheel rotational speed difference caused by turning based on the vehicle speed value, and estimated front and rear wheel rotational speed difference obtained by the front and rear wheel rotational speed difference detection means A drive slip front / rear wheel rotation speed difference detecting means for obtaining a drive slip front / rear wheel rotation speed difference corresponding to the amount of drive wheel slip generated by correcting the difference is provided. A drive force distribution control device for a four-wheel drive vehicle, which is means for increasing the clutch engagement force in the four-wheel drive direction according to the occurrence of a difference.
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1987
- 1987-03-03 JP JP62047918A patent/JP2524994B2/en not_active Expired - Fee Related
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US11873623B2 (en) | 2018-04-26 | 2024-01-16 | Komatsu Ltd. | Work machine and method of controlling the same |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS63215430A (en) | 1988-09-07 |
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