JP2531514B2 - ４輪駆動車の制御装置 - Google Patents
４輪駆動車の制御装置Info
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- 230000005540 biological transmission Effects 0.000 claims description 12
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- B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
- B60—VEHICLES IN GENERAL
- B60K—ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PROPULSION UNITS OR OF TRANSMISSIONS IN VEHICLES; ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PLURAL DIVERSE PRIME-MOVERS IN VEHICLES; AUXILIARY DRIVES FOR VEHICLES; INSTRUMENTATION OR DASHBOARDS FOR VEHICLES; ARRANGEMENTS IN CONNECTION WITH COOLING, AIR INTAKE, GAS EXHAUST OR FUEL SUPPLY OF PROPULSION UNITS IN VEHICLES
- B60K23/00—Arrangement or mounting of control devices for vehicle transmissions, or parts thereof, not otherwise provided for
- B60K23/08—Arrangement or mounting of control devices for vehicle transmissions, or parts thereof, not otherwise provided for for changing number of driven wheels, for switching from driving one axle to driving two or more axles
- B60K23/0808—Arrangement or mounting of control devices for vehicle transmissions, or parts thereof, not otherwise provided for for changing number of driven wheels, for switching from driving one axle to driving two or more axles for varying torque distribution between driven axles, e.g. by transfer clutch
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- B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
- B60—VEHICLES IN GENERAL
- B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
- B60W2540/00—Input parameters relating to occupants
- B60W2540/18—Steering angle
Description
本発明は、４輪駆動車の制御装置に関し、詳しくは、
４輪駆動用トランスファ装置に湿式多板の油圧クラッチ
を用いる場合において、その油圧クラッチの走行中のト
ルク制御に関する。
４輪駆動用トランスファ装置に湿式多板の油圧クラッチ
を用いる場合において、その油圧クラッチの走行中のト
ルク制御に関する。
４輪駆動車における伝動系の４輪駆動装置は、例えば
フロントエンジン・フロントドライブ（FF）またはリア
エンジン・リアドライブ（RR）をベースとし、４輪駆動
時にトランスファ装置により更に前後輪の他方へも動力
伝達する構造になっており、上記トランスファ装置のト
ランスファクラッチに油圧クラッチを用いたものがあ
る。 ところで、センターデフを持たずトランスファクラッ
チの係合で４輪駆動する直結方式の４輪駆動車において
は、舗装路のようなタイヤグリップ力の大きい路面を前
後輪が略直結して４輪駆動走行する場合に、旋回の際に
前後輪に大きい回転差を生じると、駆動系に過大な捩り
トルクを生じる。これにより、ブレーキング現象を生じ
てエンストしたり、操舵力が重くなる等の不具合を招く
ことが知られている。 そこで従来、上記油圧式トランスファ装置を備えた４
輪駆動車において、ブレーキング現象の回避等を目的と
して油圧制御するものに関しては、例えば特開昭58-610
25号公報および特開昭59-206228号公報の先行技術があ
る。 これらの先行技術は、いずれも転舵する場合の転舵角
に着目し、主としてこの転舵角が大きい場合には２輪駆
動に切換えるようになっている。
フロントエンジン・フロントドライブ（FF）またはリア
エンジン・リアドライブ（RR）をベースとし、４輪駆動
時にトランスファ装置により更に前後輪の他方へも動力
伝達する構造になっており、上記トランスファ装置のト
ランスファクラッチに油圧クラッチを用いたものがあ
る。 ところで、センターデフを持たずトランスファクラッ
チの係合で４輪駆動する直結方式の４輪駆動車において
は、舗装路のようなタイヤグリップ力の大きい路面を前
後輪が略直結して４輪駆動走行する場合に、旋回の際に
前後輪に大きい回転差を生じると、駆動系に過大な捩り
トルクを生じる。これにより、ブレーキング現象を生じ
てエンストしたり、操舵力が重くなる等の不具合を招く
ことが知られている。 そこで従来、上記油圧式トランスファ装置を備えた４
輪駆動車において、ブレーキング現象の回避等を目的と
して油圧制御するものに関しては、例えば特開昭58-610
25号公報および特開昭59-206228号公報の先行技術があ
る。 これらの先行技術は、いずれも転舵する場合の転舵角
に着目し、主としてこの転舵角が大きい場合には２輪駆
動に切換えるようになっている。
ところで、上記先行技術のものにあっては、旋回時に
いずれも２輪駆動に切換えることで、タイトコーナブレ
ーキング現象は回避し得るが、この場合に４輪駆動とし
ての性能を全く消失することになる。従って、特にスリ
ップを生じ易い路面，登坂等の走行状態で４輪駆動車と
しての特有の性能を充分発揮し得なくなるという問題が
ある。 また、転舵角の検出では、雪道等での前後輪のスリッ
プ状態を判断できない。そのため、４輪駆動車の効果の
１つである前後輪のスリップ回避を適確に制御し得な
い。更に、舵角センサを特別に設ける必要がある。 そこで、旋回時に４輪駆動状態を保ちつつブレーキ現
象を回避し、かつ前後輪のスリップ状態を判断して４輪
駆動の性能を適確に発揮することが望まれる。 ここで転舵の場合は、旋回半径の差に応じて前後輪に
回転速度比を生じている。そしてフル転舵で生じる回転
速度比を基準とし、それより大きい回転速度比の場合は
スリップが生じたものと判断できる。従って、前後輪の
回転速度比からステップモード，転舵モード，直進モー
ドを明確に判別することができ、これに対応してトラン
スファ装置の油圧クラッチのトルク制御を行えば良いこ
とになる。 本発明は、このような点に鑑みてなされけたもので、
油圧クラッチによる直結型の４輪駆動において、転舵の
場合のブレーキング現象を適確に回避し、前後輪のスリ
ップ時に４輪駆動の性能を有効に発揮するようにした４
輪駆動車の制御装置を提供することを目的としている。
いずれも２輪駆動に切換えることで、タイトコーナブレ
ーキング現象は回避し得るが、この場合に４輪駆動とし
ての性能を全く消失することになる。従って、特にスリ
ップを生じ易い路面，登坂等の走行状態で４輪駆動車と
しての特有の性能を充分発揮し得なくなるという問題が
ある。 また、転舵角の検出では、雪道等での前後輪のスリッ
プ状態を判断できない。そのため、４輪駆動車の効果の
１つである前後輪のスリップ回避を適確に制御し得な
い。更に、舵角センサを特別に設ける必要がある。 そこで、旋回時に４輪駆動状態を保ちつつブレーキ現
象を回避し、かつ前後輪のスリップ状態を判断して４輪
駆動の性能を適確に発揮することが望まれる。 ここで転舵の場合は、旋回半径の差に応じて前後輪に
回転速度比を生じている。そしてフル転舵で生じる回転
速度比を基準とし、それより大きい回転速度比の場合は
スリップが生じたものと判断できる。従って、前後輪の
回転速度比からステップモード，転舵モード，直進モー
ドを明確に判別することができ、これに対応してトラン
スファ装置の油圧クラッチのトルク制御を行えば良いこ
とになる。 本発明は、このような点に鑑みてなされけたもので、
油圧クラッチによる直結型の４輪駆動において、転舵の
場合のブレーキング現象を適確に回避し、前後輪のスリ
ップ時に４輪駆動の性能を有効に発揮するようにした４
輪駆動車の制御装置を提供することを目的としている。
上記目的を達成するために、本発明は、前後輪の一方
へは直接伝動構成し、その他方へは制御装置によって制
御される油圧クラッチを有するトランスファ装置を介在
して伝動構成した４輪駆動車の制御装置において、エン
ジン負荷信号と車速信号とから車両の走行状態に応じた
油圧クラッチのクラッチトルクを設定する手段と、前後
輪の回転数信号から回転速度比を算出する回転速度比算
出手段と、上記回転速度比算出手段によって算出された
回転速度比によって、スリップモード、転舵モードおよ
び直進モードを判別する手段と、上記各モード毎に上記
クラッチトルクを補正する補正手段とを備え、上記補正
手段は、スリップモード及び直進モードでは走行状態に
応じた高いクラッチトルクとし、転舵モードでは転舵が
大きいほどクラッチトルクを低下するように補正するこ
とを特徴とする。
へは直接伝動構成し、その他方へは制御装置によって制
御される油圧クラッチを有するトランスファ装置を介在
して伝動構成した４輪駆動車の制御装置において、エン
ジン負荷信号と車速信号とから車両の走行状態に応じた
油圧クラッチのクラッチトルクを設定する手段と、前後
輪の回転数信号から回転速度比を算出する回転速度比算
出手段と、上記回転速度比算出手段によって算出された
回転速度比によって、スリップモード、転舵モードおよ
び直進モードを判別する手段と、上記各モード毎に上記
クラッチトルクを補正する補正手段とを備え、上記補正
手段は、スリップモード及び直進モードでは走行状態に
応じた高いクラッチトルクとし、転舵モードでは転舵が
大きいほどクラッチトルクを低下するように補正するこ
とを特徴とする。
上記構成に基づき、本発明は、登坂のような高負荷の
走行状態では、油圧クラッチのクラッチトルクが大きく
設定され、降坂のような軽負荷の走行状態では、逆にク
ラッチトルクが小さく設定されて４輪駆動の性能を必要
に応じて発揮する。そして前後輪の回転速度比で判別さ
れたスリップモード，転舵モード等において、クラッチ
トルクを補正することで、タイトコーナブレーキング現
象，スリップを適確に回避するようになる。 こうして本発明では、４輪駆動走行時にその性能を走
行状態、路面状態等に応じて充分発揮し、かつタイトコ
ーナブレーキング現象を確実に防止することが可能とな
る。
走行状態では、油圧クラッチのクラッチトルクが大きく
設定され、降坂のような軽負荷の走行状態では、逆にク
ラッチトルクが小さく設定されて４輪駆動の性能を必要
に応じて発揮する。そして前後輪の回転速度比で判別さ
れたスリップモード，転舵モード等において、クラッチ
トルクを補正することで、タイトコーナブレーキング現
象，スリップを適確に回避するようになる。 こうして本発明では、４輪駆動走行時にその性能を走
行状態、路面状態等に応じて充分発揮し、かつタイトコ
ーナブレーキング現象を確実に防止することが可能とな
る。
以下、図面を参照して本発明の一実施例を具体的に説
明する。 まず第１図において本発明が適用される４輪駆動車と
して自動変速機付の伝動系について説明すると、符号１
はエンジンＥからのクランク軸であり、このクランク軸
１がトルクコンバータ２を介してタービン軸３に連結さ
れ、タービン軸３により自動変速機４に伝動構成され
る。自動変速機４は、プラネタリギヤ5,タービン軸３の
動力をプラネタリギヤ５の入力要素に選択的に入力する
クラッチ6,7およびプラネタリギヤ５の各要素を選択的
にロックするワンウエクラッチ8,ブレーキ９およびブレ
ーキバンド10を備えており、この自動変速機４からの変
速された動力が、出力軸11により前方に取出され、リダ
クションドライブギヤ12,リダクションドリブンギヤ13
により軸16に伝えられる。 また、トルクコンバータ２と自動変速機４との間の下
部には前輪終減速装置14が配置され、この前輪終減速装
置14のクラウンギヤ15に上記リダクションドリブンギヤ
13と一体の軸16の一端に形成されたドライブピニオン17
が噛合うことにより、前輪に直接動力が伝達するように
なっている。 軸16の他端はトランスファドライブ軸18により後方へ
延設され、自動変速機４の後部に装着されるトランスフ
ァ装置19のトランスファドライブギヤ20,トランスファ
ドリブンギヤ21に連結する。そしてこのトランスファド
リブンギヤ21は、油圧クラッチ22を介してリヤドライブ
軸23に連結され、リヤドライブ軸23から更にプロペラ軸
24を介して後輪終減速装置25に伝動構成される。こうし
て、油圧クラッチ22のクラッチトルクに応じ後輪にも動
力伝達して、４輪駆動走行する構成になっている。 次いで、油圧制御系について説明すると、自動変速機
４の直後に装着されてエンジンにより常に駆動されるオ
イルポンプ26を有し、このオイルポンプ26からの油路27
が変速制御回路28に連通する。そして各走行条件によ
り、変速制御回路28でクラッチ６および7,ブレーキ9,ブ
レーキバンド10に給排油して自動的に変速する。 また油路27は、油圧クラッチ制御回路30にも連通して
おり、この油圧クラッチ制御回路30について以下に説明
する。先ず、この油路27が常に一定のレデューシング圧
に調圧する調圧弁40に連通し、油路27から分岐する油路
31がトランスファ制御弁50に連通する。また調圧弁40か
らのレデューシング圧油路32は、制御弁50の制御側を経
てデューティソレノイド弁33に連通し、制御弁50からの
クラッチ圧油路34が、油圧クラッチ22のピストン室に連
通している。 調圧弁40は、弁本体41,スプール42,スプール42の一方
のレデューシング圧油路32と連通する油圧室43,油路32
に減圧された油圧を導く油路44,スプール42の他方に付
勢されるスプリング45から成る。そしてスプール42の一
方の油圧室43における力と、スプリング45の力の平衡関
係によりスプール42を移動して、ポート41aから油路27
のライン圧を導入し、またはドレンポート41bからドレ
ンして圧力調整し、その油圧を油路44によりレデューシ
ング圧油路32と油圧室43に導くのであり、こうしてレデ
ューシング圧油路32には、常に一定圧力のレデューシン
グ圧を発生する。即ち油圧室43におけるランド受圧面積
をS,レデューシング圧をＰR，スプリング力をＦとする
と、 ＰR・Ｓ＝Ｆ となり、 ＰR＝F/S による一定圧力のレデューシング圧を常時発生する。 ソレノイド弁33は、制御ユニット60からのデューティ
信号に基づき、ドレンポート33aを開くことで、ライン
圧調圧弁40によるレデューシング圧ＰRを排圧制御して
制御圧Pcを生じ、これをトランスファ制御弁50に作用す
る。 トランスファ制御弁40は、弁本体51,ランド受圧面積
の異なるスプール52,スプール52の一方の制御圧Pcが導
入される油圧室53,その他方に付勢されるスプリング54
から成り、ポート51aから導入される油路31のライン圧
を制御してクラッチ圧ＰTを発生し、このクラッチ圧ＰT
を、ポート51bから油路34に取出す。即ちスプール52の
ランド受圧面積差によるクラッチ圧ＰTによる力と、油
圧室53の制御圧Pcによる力とが下方に作用し、スプリン
グ54の力がそれに対向して上方に作用する。そして制御
圧Pcが高くなると、スプール52を下方移動してポート51
aを閉じ、かつドレンポート51cを開いてクラッチ圧ＰT
を低下し、制御圧Pcが低くなると、逆にスプール52の上
方移動によりポート51aの開度を増して、クラッチ圧ＰT
を上昇するように動作する。 これにより、制御圧Pc,クラッチ圧ＰT，スプリング力
F,スプール大径面積Ｓ1，小径面積Ｓ2の間には次式が成
立する。 Pc・Ｓ2＋ＰT（Ｓ1−Ｓ2）＝Ｆ ＰT＝（Ｆ−Pc・Ｓ2）／（Ｓ1−Ｓ2） ここでＳ1,S2,Fは一定であるから、クラッチ圧ＰTはデ
ューティ制御される制御圧Pcに対し、反比例の関係で制
御されることになる。 これを第２図により説明すると、ソレノイド弁33のデ
ューティ比が０％では全く排圧されないで、制御圧Pcは
調圧弁40のレデューシング圧ＰRと等しい最も高い値に
なり、この状態からデューティ比ガ順次大きくなって排
圧されるのに伴い制御圧Pcは低下して、破線のような特
性となる。一方、上記制御圧Pcとの関係においてクラッ
チ圧ＰTは、或るデューティ比Ｄ1より小さい領域では零
であり、そのデューティ比Ｄ1以降は比例的に大きくな
り、実線のような特性となる。 第３図において、制御ユニット60を含む電気制御系に
ついて説明する。 先ず、前後輪の回転速度を検出する回転速度センサ6
1,62およびアクセル踏込み状態を検出するスロットル開
度センサ63を有する。ここで、実施例の伝動系ではFFベ
ースになっており、前輪スリップを考慮すると後輪の方
が車両の速度を正確に検出する。そこで、後輪回転速度
センサ62の出力ＶRを車速信号とし、スロットル開度セ
ンサ63の出力であるスロットル開度θをエンジン負荷信
号として、この車速信号及びエンジン負荷信号を制御ユ
ニット60のクラッチトルク算出部64に入力し、ＶR−θ
のマップにより走行状態に応じたクラッチトルクTcを検
索する。即ち、発進，登坂のような高負荷の走行状態で
はクラッチトルクTcを大きくし、逆に軽負荷の走行状態
ではクラッチトルクTcを小さく設定する。クラッチトル
クTcの信号は、デューティ比設定部65に入力してクラッ
チトルクTcに応じたデューティ比Ｄを定めるが、第２図
の特性によりデューティ比Ｄは、クラッチトルクTcに対
し増加関数になっている。そしてこのデューティ比Ｄの
信号が、ソレノイド弁33に出力する。 一方、クラッチトルク補正系としては、両回転速度セ
ンサ61,62の回転速度ＶF,VRは回転速度比算出部66に入
力し、後輪の前輪に対する回転速度比Ｒを、Ｒ＝ＶR/VF
により算出する。ここで、フル転舵の場合の後輪の前輪
に対する回転速度比ＲMは、車両の特性から予め決まっ
ていて、例えば0.8である。また、後輪の前輪に対する
回転速度比Ｒ＝１の場合は、直進走行である。このこと
から、後輪の前輪に対する回転速度比Ｒの２つの設定値
0.8,1.0との比較により、Ｒ＝１の場合の直進モード部6
7,1.0＞Ｒ≧0.8の場合の転舵モード部68,R＜0.8の場合
のスリップモード部69を有する。各モード部67ないし69
の出力は、補正率設定部70に入力し、第４図に示す特性
から補正率ｋを定める。即ち、モータ部67および69の場
合はｋ＝1,モード部68の場合はｋ＝ｆ（Ｒ）に定める。
そしてこの補正率ｋは、デューティ比設定部65の出力側
に付加される補正部71に入力し、Ｄ・ｋの乗算で補正す
るようになっている。 次いで、このように構成された制御装置の作用につい
て説明する。 先ず、エンジン動力は、トルクコンバータ2,タービン
軸3,前進の場合にクラッチ６を介して自動変速機４のプ
ラネタリギヤ５に入力し、ここで変速した動力は、出力
軸11から前輪終減速装置14を介して直接前輪に伝達す
る。また変速動力は、トランスファドライブ軸18以降に
も伝達し、油圧クラッチ22のクラッチトルクに応じた分
がプロペラ軸24,後輪終減速装置25を介して後輪にも伝
達し、フルタイムの４輪駆動走行となる。 一方、かかる走行時に車速ＶRとスロットル開度θに
より、制御ユニット60のクラッチトルク算出部64で走行
状態に応じたクラッチトルクTcを検索し、これに応じた
デューティ信号をソレノイド弁33に入力する。そこで、
油圧クラッチ制御回路30では、調圧弁40による一定のレ
デューシング圧がソレノイド弁33によりドレンして制御
圧を生じ、この制御圧でトランスファ制御弁50を動作し
て油圧クラッチ22に給油し、上記クラッチトルク算出部
64のクラッチトルクTcと等しいトルクを生じる。このた
め、負荷が大きいほどクラッチトルクTcも大きくなり、
後輪への伝達トルクが増して４輪駆動としての性能をア
ップする。 また、上述のように油圧クラッチ22が走行状態により
トルク制御されている場合において、更に前後輪のスリ
ップ状態で補正されるのであり、この作用を第５図のフ
ローチャートを参照して説明する。 先ず、走行中の前後輪回転速度ＶF,VRにより後輪の前
輪に対する回転速度比Ｒが、回転速度比算出部66で算出
される。そしてＲ＝１の場合は、直進モード部67の出力
で補正率設定部70においてｋ＝１に設定され、このため
クラッチトルクTcに応じたデューティ比Ｄで上述のよう
にトルク制御される。次いで、転舵の際に前後輪にスリ
ップを生じ１＞Ｒ≧0.8の場合は、転舵モード部68が選
択される。そこで、ｋ＝ｆ（Ｒ）に設定されてデューテ
ィ比Ｄを補正部71で減少補正することで、実際の油圧ク
ラッチ22のトルクはｋ1・ｆ（Ｒ）に応じて低下する。
このため、転舵角が大きく、ｆ（Ｒ）値が小さいほどク
ラッチトルクは小さくなって油圧クラッチ22のスリップ
量が増すのであり、これにより駆動系の捩りトルクが吸
収されてブレーキング現象を回避する。 更に、フル転舵の場合以上にスリップしたＲ＜0.8の
場合は、スリップモード部69が選択されてｋ＝１に設定
される。そこでこの場合も、直進モードと同様に走行状
態に応じた高いクラッチトルクになり、４輪駆動の性能
アップでスリップを生じなくなる。 以上、本発明の一実施例について述べたが、RR,FFベ
ースの場合にも適用できる。またスリップモードのクラ
ッチトルクは、直進モードのものに比べて大きくしても
良い。
明する。 まず第１図において本発明が適用される４輪駆動車と
して自動変速機付の伝動系について説明すると、符号１
はエンジンＥからのクランク軸であり、このクランク軸
１がトルクコンバータ２を介してタービン軸３に連結さ
れ、タービン軸３により自動変速機４に伝動構成され
る。自動変速機４は、プラネタリギヤ5,タービン軸３の
動力をプラネタリギヤ５の入力要素に選択的に入力する
クラッチ6,7およびプラネタリギヤ５の各要素を選択的
にロックするワンウエクラッチ8,ブレーキ９およびブレ
ーキバンド10を備えており、この自動変速機４からの変
速された動力が、出力軸11により前方に取出され、リダ
クションドライブギヤ12,リダクションドリブンギヤ13
により軸16に伝えられる。 また、トルクコンバータ２と自動変速機４との間の下
部には前輪終減速装置14が配置され、この前輪終減速装
置14のクラウンギヤ15に上記リダクションドリブンギヤ
13と一体の軸16の一端に形成されたドライブピニオン17
が噛合うことにより、前輪に直接動力が伝達するように
なっている。 軸16の他端はトランスファドライブ軸18により後方へ
延設され、自動変速機４の後部に装着されるトランスフ
ァ装置19のトランスファドライブギヤ20,トランスファ
ドリブンギヤ21に連結する。そしてこのトランスファド
リブンギヤ21は、油圧クラッチ22を介してリヤドライブ
軸23に連結され、リヤドライブ軸23から更にプロペラ軸
24を介して後輪終減速装置25に伝動構成される。こうし
て、油圧クラッチ22のクラッチトルクに応じ後輪にも動
力伝達して、４輪駆動走行する構成になっている。 次いで、油圧制御系について説明すると、自動変速機
４の直後に装着されてエンジンにより常に駆動されるオ
イルポンプ26を有し、このオイルポンプ26からの油路27
が変速制御回路28に連通する。そして各走行条件によ
り、変速制御回路28でクラッチ６および7,ブレーキ9,ブ
レーキバンド10に給排油して自動的に変速する。 また油路27は、油圧クラッチ制御回路30にも連通して
おり、この油圧クラッチ制御回路30について以下に説明
する。先ず、この油路27が常に一定のレデューシング圧
に調圧する調圧弁40に連通し、油路27から分岐する油路
31がトランスファ制御弁50に連通する。また調圧弁40か
らのレデューシング圧油路32は、制御弁50の制御側を経
てデューティソレノイド弁33に連通し、制御弁50からの
クラッチ圧油路34が、油圧クラッチ22のピストン室に連
通している。 調圧弁40は、弁本体41,スプール42,スプール42の一方
のレデューシング圧油路32と連通する油圧室43,油路32
に減圧された油圧を導く油路44,スプール42の他方に付
勢されるスプリング45から成る。そしてスプール42の一
方の油圧室43における力と、スプリング45の力の平衡関
係によりスプール42を移動して、ポート41aから油路27
のライン圧を導入し、またはドレンポート41bからドレ
ンして圧力調整し、その油圧を油路44によりレデューシ
ング圧油路32と油圧室43に導くのであり、こうしてレデ
ューシング圧油路32には、常に一定圧力のレデューシン
グ圧を発生する。即ち油圧室43におけるランド受圧面積
をS,レデューシング圧をＰR，スプリング力をＦとする
と、 ＰR・Ｓ＝Ｆ となり、 ＰR＝F/S による一定圧力のレデューシング圧を常時発生する。 ソレノイド弁33は、制御ユニット60からのデューティ
信号に基づき、ドレンポート33aを開くことで、ライン
圧調圧弁40によるレデューシング圧ＰRを排圧制御して
制御圧Pcを生じ、これをトランスファ制御弁50に作用す
る。 トランスファ制御弁40は、弁本体51,ランド受圧面積
の異なるスプール52,スプール52の一方の制御圧Pcが導
入される油圧室53,その他方に付勢されるスプリング54
から成り、ポート51aから導入される油路31のライン圧
を制御してクラッチ圧ＰTを発生し、このクラッチ圧ＰT
を、ポート51bから油路34に取出す。即ちスプール52の
ランド受圧面積差によるクラッチ圧ＰTによる力と、油
圧室53の制御圧Pcによる力とが下方に作用し、スプリン
グ54の力がそれに対向して上方に作用する。そして制御
圧Pcが高くなると、スプール52を下方移動してポート51
aを閉じ、かつドレンポート51cを開いてクラッチ圧ＰT
を低下し、制御圧Pcが低くなると、逆にスプール52の上
方移動によりポート51aの開度を増して、クラッチ圧ＰT
を上昇するように動作する。 これにより、制御圧Pc,クラッチ圧ＰT，スプリング力
F,スプール大径面積Ｓ1，小径面積Ｓ2の間には次式が成
立する。 Pc・Ｓ2＋ＰT（Ｓ1−Ｓ2）＝Ｆ ＰT＝（Ｆ−Pc・Ｓ2）／（Ｓ1−Ｓ2） ここでＳ1,S2,Fは一定であるから、クラッチ圧ＰTはデ
ューティ制御される制御圧Pcに対し、反比例の関係で制
御されることになる。 これを第２図により説明すると、ソレノイド弁33のデ
ューティ比が０％では全く排圧されないで、制御圧Pcは
調圧弁40のレデューシング圧ＰRと等しい最も高い値に
なり、この状態からデューティ比ガ順次大きくなって排
圧されるのに伴い制御圧Pcは低下して、破線のような特
性となる。一方、上記制御圧Pcとの関係においてクラッ
チ圧ＰTは、或るデューティ比Ｄ1より小さい領域では零
であり、そのデューティ比Ｄ1以降は比例的に大きくな
り、実線のような特性となる。 第３図において、制御ユニット60を含む電気制御系に
ついて説明する。 先ず、前後輪の回転速度を検出する回転速度センサ6
1,62およびアクセル踏込み状態を検出するスロットル開
度センサ63を有する。ここで、実施例の伝動系ではFFベ
ースになっており、前輪スリップを考慮すると後輪の方
が車両の速度を正確に検出する。そこで、後輪回転速度
センサ62の出力ＶRを車速信号とし、スロットル開度セ
ンサ63の出力であるスロットル開度θをエンジン負荷信
号として、この車速信号及びエンジン負荷信号を制御ユ
ニット60のクラッチトルク算出部64に入力し、ＶR−θ
のマップにより走行状態に応じたクラッチトルクTcを検
索する。即ち、発進，登坂のような高負荷の走行状態で
はクラッチトルクTcを大きくし、逆に軽負荷の走行状態
ではクラッチトルクTcを小さく設定する。クラッチトル
クTcの信号は、デューティ比設定部65に入力してクラッ
チトルクTcに応じたデューティ比Ｄを定めるが、第２図
の特性によりデューティ比Ｄは、クラッチトルクTcに対
し増加関数になっている。そしてこのデューティ比Ｄの
信号が、ソレノイド弁33に出力する。 一方、クラッチトルク補正系としては、両回転速度セ
ンサ61,62の回転速度ＶF,VRは回転速度比算出部66に入
力し、後輪の前輪に対する回転速度比Ｒを、Ｒ＝ＶR/VF
により算出する。ここで、フル転舵の場合の後輪の前輪
に対する回転速度比ＲMは、車両の特性から予め決まっ
ていて、例えば0.8である。また、後輪の前輪に対する
回転速度比Ｒ＝１の場合は、直進走行である。このこと
から、後輪の前輪に対する回転速度比Ｒの２つの設定値
0.8,1.0との比較により、Ｒ＝１の場合の直進モード部6
7,1.0＞Ｒ≧0.8の場合の転舵モード部68,R＜0.8の場合
のスリップモード部69を有する。各モード部67ないし69
の出力は、補正率設定部70に入力し、第４図に示す特性
から補正率ｋを定める。即ち、モータ部67および69の場
合はｋ＝1,モード部68の場合はｋ＝ｆ（Ｒ）に定める。
そしてこの補正率ｋは、デューティ比設定部65の出力側
に付加される補正部71に入力し、Ｄ・ｋの乗算で補正す
るようになっている。 次いで、このように構成された制御装置の作用につい
て説明する。 先ず、エンジン動力は、トルクコンバータ2,タービン
軸3,前進の場合にクラッチ６を介して自動変速機４のプ
ラネタリギヤ５に入力し、ここで変速した動力は、出力
軸11から前輪終減速装置14を介して直接前輪に伝達す
る。また変速動力は、トランスファドライブ軸18以降に
も伝達し、油圧クラッチ22のクラッチトルクに応じた分
がプロペラ軸24,後輪終減速装置25を介して後輪にも伝
達し、フルタイムの４輪駆動走行となる。 一方、かかる走行時に車速ＶRとスロットル開度θに
より、制御ユニット60のクラッチトルク算出部64で走行
状態に応じたクラッチトルクTcを検索し、これに応じた
デューティ信号をソレノイド弁33に入力する。そこで、
油圧クラッチ制御回路30では、調圧弁40による一定のレ
デューシング圧がソレノイド弁33によりドレンして制御
圧を生じ、この制御圧でトランスファ制御弁50を動作し
て油圧クラッチ22に給油し、上記クラッチトルク算出部
64のクラッチトルクTcと等しいトルクを生じる。このた
め、負荷が大きいほどクラッチトルクTcも大きくなり、
後輪への伝達トルクが増して４輪駆動としての性能をア
ップする。 また、上述のように油圧クラッチ22が走行状態により
トルク制御されている場合において、更に前後輪のスリ
ップ状態で補正されるのであり、この作用を第５図のフ
ローチャートを参照して説明する。 先ず、走行中の前後輪回転速度ＶF,VRにより後輪の前
輪に対する回転速度比Ｒが、回転速度比算出部66で算出
される。そしてＲ＝１の場合は、直進モード部67の出力
で補正率設定部70においてｋ＝１に設定され、このため
クラッチトルクTcに応じたデューティ比Ｄで上述のよう
にトルク制御される。次いで、転舵の際に前後輪にスリ
ップを生じ１＞Ｒ≧0.8の場合は、転舵モード部68が選
択される。そこで、ｋ＝ｆ（Ｒ）に設定されてデューテ
ィ比Ｄを補正部71で減少補正することで、実際の油圧ク
ラッチ22のトルクはｋ1・ｆ（Ｒ）に応じて低下する。
このため、転舵角が大きく、ｆ（Ｒ）値が小さいほどク
ラッチトルクは小さくなって油圧クラッチ22のスリップ
量が増すのであり、これにより駆動系の捩りトルクが吸
収されてブレーキング現象を回避する。 更に、フル転舵の場合以上にスリップしたＲ＜0.8の
場合は、スリップモード部69が選択されてｋ＝１に設定
される。そこでこの場合も、直進モードと同様に走行状
態に応じた高いクラッチトルクになり、４輪駆動の性能
アップでスリップを生じなくなる。 以上、本発明の一実施例について述べたが、RR,FFベ
ースの場合にも適用できる。またスリップモードのクラ
ッチトルクは、直進モードのものに比べて大きくしても
良い。
以上述べてきたように、本発明によれば、 油圧クラッチを用いた４輪駆動車において、前後輪の
回転速度比で油圧クラッチのクラッチトルクを補正する
方式であるから、転舵の場合とフル転舵以上のスリップ
モードを判別できる。 転舵モードでは、回転速度比に応じたクラッチトルク
の減少補正により、タイトコーナブレーキング現象を適
確に回避できる。 ステップモードでは、各別にクラッチトルクを補正す
るので、４輪駆動の性能がアップしてスリップを回避す
ることができる。 デューティ比による制御で操作量のデューティ比Ｄを
補正するので、制御が容易である。
回転速度比で油圧クラッチのクラッチトルクを補正する
方式であるから、転舵の場合とフル転舵以上のスリップ
モードを判別できる。 転舵モードでは、回転速度比に応じたクラッチトルク
の減少補正により、タイトコーナブレーキング現象を適
確に回避できる。 ステップモードでは、各別にクラッチトルクを補正す
るので、４輪駆動の性能がアップしてスリップを回避す
ることができる。 デューティ比による制御で操作量のデューティ比Ｄを
補正するので、制御が容易である。
第１図は本発明の制御装置の一実施例を示す全体の構成
図、第２図はデューティ制御の特性図、第３図は制御ユ
ニットのブロック図、第４図は回転比と補正率の関係を
示す図、第５図は作用を説明するフローチャート図であ
る。 15……前輪終減速装置、25……後輪終減速装置、19……
トランスファ装置、22……油圧クラッチ、30……油圧ク
ラッチ制御回路、60……制御ユニット、61……前輪回転
速度センサ、62……後輪回転速度センサ、63……スロッ
トル開度センサ、64……クラッチトルク演算部、66……
回転速度比算出部、67……直進モード部、68……転舵モ
ード部、69……スリップモード部、70……補正率設定
部、71……補正部。
図、第２図はデューティ制御の特性図、第３図は制御ユ
ニットのブロック図、第４図は回転比と補正率の関係を
示す図、第５図は作用を説明するフローチャート図であ
る。 15……前輪終減速装置、25……後輪終減速装置、19……
トランスファ装置、22……油圧クラッチ、30……油圧ク
ラッチ制御回路、60……制御ユニット、61……前輪回転
速度センサ、62……後輪回転速度センサ、63……スロッ
トル開度センサ、64……クラッチトルク演算部、66……
回転速度比算出部、67……直進モード部、68……転舵モ
ード部、69……スリップモード部、70……補正率設定
部、71……補正部。
Claims (2)
- 【請求項１】前後輪の一方へは直接伝動構成し、その他
方へは制御装置によって制御される油圧クラッチを有す
るトランスファ装置を介在して伝動構成した４輪駆動車
の制御装置において、 エンジン負荷信号と車速信号とから車両の走行状態に応
じた油圧クラッチのクラッチトルクを設定する手段と、 前後輪の回転数信号から回転速度比を算出する回転速度
比算出手段と、 上記回転速度比算出手段によって算出された回転速度比
によって、スリップモード、転舵モードおよび直進モー
ドを判別する手段と、 上記各モード毎に上記クラッチトルクを補正する補正手
段とを備え、 上記補正手段は、スリップモード及び直進モードでは走
行状態に応じた高いクラッチトルクとし、転舵モードで
は転舵が大きいほどクラッチトルクを低下するように補
正することを特徴とする４輪駆動車の制御装置。 - 【請求項２】FFベースで、フル転舵の場合の後輪の前輪
に対する回転速度比ＲMを基準にし、後輪の前輪に対す
る回転速度比Ｒ（＝ＶR/VF）が、Ｒ＜ＲMの場合にスリ
ップモードとし、１＞Ｒ≧ＲMの場合に転舵モードと判
別することを特徴とする特許請求の範囲第１項記載の４
輪駆動車の制御装置。
Priority Applications (6)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP61233485A JP2531514B2 (ja) | 1986-09-30 | 1986-09-30 | ４輪駆動車の制御装置 |
| US07/101,057 US4804059A (en) | 1986-09-30 | 1987-09-25 | System for controlling a transfer clutch of a four-wheel drive vehicle |
| AU79025/87A AU575753B2 (en) | 1986-09-30 | 1987-09-28 | System for controlling a transfer clutch of a four-wheel drive vehicle |
| CA000548052A CA1309154C (en) | 1986-09-30 | 1987-09-28 | System for controlling a transfer clutch of a four-wheel drive vehicle |
| DE8787308583T DE3776852D1 (de) | 1986-09-30 | 1987-09-29 | Uebertragungskupplungssteuersystem fuer ein vierradangetriebenes fahrzeug. |
| EP87308583A EP0262908B1 (en) | 1986-09-30 | 1987-09-29 | System for controlling a transfer clutch of a fourwheel drive vehicle |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP61233485A JP2531514B2 (ja) | 1986-09-30 | 1986-09-30 | ４輪駆動車の制御装置 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS6387318A JPS6387318A (ja) | 1988-04-18 |
| JP2531514B2 true JP2531514B2 (ja) | 1996-09-04 |
Family
ID=16955746
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP61233485A Expired - Fee Related JP2531514B2 (ja) | 1986-09-30 | 1986-09-30 | ４輪駆動車の制御装置 |
Country Status (6)
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| JP (1) | JP2531514B2 (ja) |
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| DE10061502A1 (de) * | 1999-12-08 | 2001-06-13 | Bosch Gmbh Robert | Verfahren und Vorrichtung zum Ermitteln einer Geschwindigkeitsgröße mindestens eines angetriebenen Rades eines Kraftfahrzeugs |
| JP2001334835A (ja) * | 2000-05-25 | 2001-12-04 | Isuzu Motors Ltd | 四輪駆動車における前後輪変速装置 |
| US6810318B2 (en) * | 2002-09-13 | 2004-10-26 | General Motors Corporation | Drive torque transfer scheme |
| DE102017209648A1 (de) * | 2017-06-08 | 2018-12-13 | Zf Friedrichshafen Ag | Getriebeanordnung mit integrierter Allradkupplung und Verfahren zur bedarfsgerechten Ölversorgung der integrierten Allradkupplung |
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| JPS588434A (ja) * | 1981-07-07 | 1983-01-18 | Fuji Heavy Ind Ltd | ４輪駆動車の切換制御装置 |
| JPS5856921A (ja) * | 1981-09-29 | 1983-04-04 | Fuji Heavy Ind Ltd | ４輪駆動車 |
| JPS58133922A (ja) * | 1982-01-29 | 1983-08-09 | Fuji Heavy Ind Ltd | ４輪駆動車の切換制御装置 |
| JPS58177722A (ja) * | 1982-04-09 | 1983-10-18 | Fuji Heavy Ind Ltd | ４輪駆動車の切換制御装置 |
| JPS59109431A (ja) * | 1982-12-16 | 1984-06-25 | Fuji Heavy Ind Ltd | ４輪駆動車の切換制御装置 |
| JPS59216731A (ja) * | 1983-05-23 | 1984-12-06 | Nissan Motor Co Ltd | ４輪駆動車 |
| DE3427725A1 (de) * | 1984-02-14 | 1985-08-22 | Volkswagenwerk Ag, 3180 Wolfsburg | Anordnung zum regeln der kraftuebertragung eines vierradgetriebenen kraftfahrzeuges mit verteilergetriebe |
| DE3437435C2 (de) * | 1984-10-12 | 1986-08-21 | Dr.Ing.H.C. F. Porsche Ag, 7000 Stuttgart | Anordnung zur Steuerung der Kraftübertragung eines vierradangetriebenen Fahrzeuges |
| JPS61191431A (ja) * | 1985-02-20 | 1986-08-26 | Nissan Motor Co Ltd | ４輪駆動車の駆動力配分制御装置 |
| US4711318A (en) * | 1985-04-30 | 1987-12-08 | Fuji Jukogyo Kabushiki Kaisha | System for controlling a transfer clutch of a four-wheel drive vehicle |
| JPS61249833A (ja) * | 1985-04-30 | 1986-11-07 | Fuji Heavy Ind Ltd | ４輪駆動装置の油圧制御装置 |
| EP0217124B1 (en) * | 1985-08-26 | 1990-04-04 | Mazda Motor Corporation | Torque control arrangements for four- wheel-drive vehicles |
| JPS62120276A (ja) * | 1985-11-20 | 1987-06-01 | Nissan Motor Co Ltd | ４輪駆動・４輪操舵車両 |
-
1986
- 1986-09-30 JP JP61233485A patent/JP2531514B2/ja not_active Expired - Fee Related
-
1987
- 1987-09-25 US US07/101,057 patent/US4804059A/en not_active Expired - Lifetime
- 1987-09-28 AU AU79025/87A patent/AU575753B2/en not_active Ceased
- 1987-09-28 CA CA000548052A patent/CA1309154C/en not_active Expired - Lifetime
- 1987-09-29 DE DE8787308583T patent/DE3776852D1/de not_active Expired - Fee Related
- 1987-09-29 EP EP87308583A patent/EP0262908B1/en not_active Expired
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| AU575753B2 (en) | 1988-08-04 |
| AU7902587A (en) | 1988-04-21 |
| CA1309154C (en) | 1992-10-20 |
| EP0262908A2 (en) | 1988-04-06 |
| DE3776852D1 (de) | 1992-04-02 |
| JPS6387318A (ja) | 1988-04-18 |
| EP0262908B1 (en) | 1992-02-26 |
| US4804059A (en) | 1989-02-14 |
| EP0262908A3 (en) | 1989-11-02 |
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Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |