JP3588424B2

JP3588424B2 - Automotive driving force control device

Info

Publication number: JP3588424B2
Application number: JP12888299A
Authority: JP
Inventors: 正彦射場本; 一彦佐藤
Original assignee: Hitachi Ltd; Hitachi Car Engineering Co Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd; Hitachi Automotive Systems Engineering Co Ltd
Priority date: 1999-05-10
Filing date: 1999-05-10
Publication date: 2004-11-10
Anticipated expiration: 2019-05-10
Also published as: JP2000320363A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、自動車の駆動力制御装置に係り、特に、自動変速機を備える自動車に用いるに好適な自動車の駆動力制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来の自動変速機を用いる自動車は、一般的に、車速とスロットル開度であらかじめ決められた変速比マップに従って変速制御が行われている。しかし、このようなプログラム制御方式では、あらゆる運転状態を想定して、予め制御定数を決めておく必要があり、いわゆるチューニングとかマッチングと呼ばれる作業に多大の手間と時間を要している。そこで、例えば、特開平７−１７４２１９号公報や、特開平１０−１５９９５７号公報等に記載されているように、走行中に最適な変速比を演算しながら制御することでチューニングの手間を大幅に省く方式が知られている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上述したような従来の方法では、アクセルペダルで設定された目標駆動トルクを実現するよう原動機を制御するが、このとき変速機のトルク伝達力が実際はどれだけ許容できるか判らないままに原動機トルクを制御するので、何らかの都合で変速機が目標駆動トルクを伝達できない場合に、変速機を保護することはできないといった問題があった。例えば、油圧ポンプの回転数が低くて油圧が下がった場合、変速機のクラッチあるいはベルトの押し付け力が低下してトルク伝達能力が下がっているのに、原動機トルクは目標駆動トルクを実現するように制御されるので、変速機が滑って破損する恐れがあった。
【０００４】
本発明の目的は、変速機が許容できるトルク伝達量に基づいて原動機トルクを発生させ、変速機を保護することができる自動車の駆動力制御装置を提供することにある。
【０００５】
【課題を解決するための手段】
（１）上記目的を達成するために、本発明は、原動機を制御する原動機制御手段と、変速機を制御する変速機制御手段とを有する自動車の駆動力制御装置において、上記変速機制御手段によって制御される上記変速機に作用するライン圧を検出するライン圧検出手段と、上記ライン圧検出手段によって検出されたライン圧に基づいて、上記変速機に対する許容駆動トルクを算出する駆動力制御手段とを備え、上記原動機制御手段は、上記駆動力制御手段によって求められた上記許容駆動トルクに基づいて、上記原動機を制御し、上記駆動力制御手段は、アクセルペダルの踏み角に応じて駆動トルクの目標値を発生する目標駆動トルク発生部と、この駆動トルクの目標値に応じた変速比を求め、変速比指令値として出力する変速比指令部とを備え、上記変速比司令部は、駆動力発生の評価関数に基づいて、上記駆動トルクの目標値を達成するための原動機トルクと変速比の組み合わせの中から、上記評価関数が最良となる変速比を求め、上記駆動力制御手段は、さらに、上記駆動トルクの目標値を上記変速機によって伝達するに必要なライン圧の目標値を出力するライン圧指令部を備え、上記駆動力制御手段が算出した許容駆動トルクと、上記目標駆動トルク発生部が発生する上記駆動力トルクの目標値との偏差を積分して、上記ライン圧指令部の入力としてフィードバックするようにしたものである。
かかる構成により、実際のライン圧の検出値から許容駆動トルクを算出し、これに基づいて原動機出力を制御することにより、変速機の摩擦部材が滑ることなく駆動力を伝達することができ、変速機が許容できるトルク伝達量に基づいて原動機トルクを発生させ、変速機を保護し得るものとなる。また、目標駆動トルクを実現する上で最適な原動機トルクと変速比の配分からなる組み合わせを求め、変速比を制御するので、例えば、燃量消費量が最小にし得るものとなる。さらに、機差や温度変化による油圧系の応答誤差を補正し得るものとなる。
【０００６】
（２）上記（１）において、好ましくは、上記駆動力制御手段は、上記許容駆動トルクと実際に検出された変速比に応じて原動機トルクを上記原動機制御手段に指令し、上記原動機制御手段は、上記駆動力制御手段からの上記原動機トルクの指令に応じて、上記原動機を制御するようにしたものである。
【０００９】
（３）上記（１）において、好ましくは、上記駆動力制御手段は、さらに、上記ライン圧検出手段の出力と、上記変速機制御手段に与えられるライン圧の指令値と切り替えるスイッチ手段を備え、上記ライン圧検出手段の故障時には、上記ライン圧の指令値を上記駆動力制御手段に入力するようにしたものである。
かかる構成により、ライン圧検出手段の故障時にもフェイルセーフ制御を行い得るものとなる。
【００１０】
【発明の実施の形態】
以下、図１〜図４を用いて、本発明の一実施形態による自動車の駆動力制御装置の構成及び動作について説明する。
最初に、図１を用いて、本実施形態による自動車の駆動力制御装置を用いた制御システムの概略構成について説明する。
図１は、本発明の一実施形態による自動車の駆動力制御装置を用いた制御システムの概略構成を示すシステムブロック図である。
【００１１】
図１は、本実施形態による自動車の駆動力制御装置を無段変速機ＣＶＴを搭載した自動車に適用した例を示している。
駆動力制御手段１００は、エンジン２０の状態を示す入力信号として、クランク角センサ５１によって検出されたエンジン回転数信号Ｎｅや、無段変速機の１次プーリに対向して設けられたタービンセンサ５２より得られる入力回転数信号Ｎｔや、２次プーリに対向して設けられた車速センサ５３より得られる出力回転数信号Ｎｏや、アクセルペダルセンサ５４からアクセルペダル踏み角信号ＡＰＳや、ライン圧センサ５６からの実ライン圧信号ａＰＬが入力し、ＣＶＴ制御手段３０が使う変速比ＲＴＯとライン圧ＰＬの指令値を演算して、ＣＶＴ制御手段３０に出力するとともに、許容エンジントルクｐＴｅを演算して、エンジン制御手段１０に出力する。
【００１２】
エンジン制御手段１０には、エンジン２０の状態を示す入力信号として、クランク角センサ５１によって検出されたエンジン回転数Ｎｅの信号や、吸気管を通る空気量をエアフローメータで計測した吸入空気量信号や、スロットルバルブの作動角に応じたスロットル開度信号や、Ｏ２センサより得られる排気ガス残存酸素量信号等が入力する。エンジン制御手段１０は、これらの入力信号に基づいて、燃料量に対応したパルス幅をインジェクタに与える燃料噴射信号や、点火プラグの動作タイミングを制御する点火信号や、還流ガスバルブを制御するＥＧＲ信号等を、エンジン２０に出力して、エンジン２０を制御する。また、エンジン制御手段１０は、駆動力制御手段１００から入力する許容エンジントルクｐＴｅに基づいて、エンジントルクがこの許容トルク内となるように制御する。
【００１３】
ＣＶＴ制御手段３０は、駆動力制御手段１００から入力する変速比ＲＴＯとライン圧ＰＬの信号に基づいて、ＣＶＴ４０の変速機構の溝幅やソレノイドのライン圧を制御して、ＣＶＴ４０の変速比を制御する。
【００１４】
次に、図２を用いて、本実施形態による自動車の駆動力制御装置の詳細な構成について説明する。
図２は、本発明の一実施形態による自動車の駆動力制御装置の構成を示すブロック図である。
【００１５】
エンジン２０の出力は、無段変速機４０を介して車輪６０を駆動する。無段変速機４０は、油圧によりプーリ溝幅を変更するベルト式を例に示してあるが、トロイダル式等他の形式の無段変速機でもよいものである。
【００１６】
無段変速機４０は、トルクコンバータ４２，可変溝幅プーリとベルトによる変速機構４４，終段ギヤを含む伝達ギヤ列４６等を備えている。これらの駆動系には、変速機構４４の溝幅を制御する油圧装置４８が備えられている。
また、エンジン２０を制御する駆動機構としては、エンジンの吸入空気量を制御する電動スロットル弁２２、燃料噴射を行うインジェクタ２４、燃料に点火する点火プラグ２６等のアクチュエータが設けられている。
エンジン制御手段１０は、エンジントルク制御部１２と、電動スロットル弁２２を制御するための電子スロットル制御駆動部１４と、インジェクタ２４と点火プラグ２６を制御駆動するためのエンジン制御部１６とを備えている。エンジン制御部１６は、図示しない各種センサからの信号を入力してエンジンを最適な状態に制御するもので、いわゆる従来のエンジンコントロールユニットに相当するものである。
【００１７】
また、ＣＶＴ制御手段３０は、油圧装置４８を介して変速機構４４の溝幅を制御するための変速機構制御駆動部３２と、変速機構４４のトルク伝達力を確保するための油圧を必要最小限に制御するライン圧ソレノイド制御駆動部３４とを備えている。ＣＶＴ制御手段３０は、ＣＶＴを効率良く滑らかに制御するもので、変速機構制御駆動部３２とライン圧ソレノイド制御駆動部３４を合わせると従来のＣＶＴコントロールユニットに相当するものである。
【００１８】
また、センサとしては、エンジン回転数Ｎｅを検出するクランク角センサ５１と、トルクコンバータの出力回転数すなわちＣＶＴの入力軸回転数Ｎｔを検出するタービンセンサ５２と、ＣＶＴの出力軸回転数Ｎｏを検出し終段ギヤ比Ｇｆで割って車速ＶＳＰを求めるための車速センサ５３と、アクセルペダルの踏み角を検出するアクセルペダルセンサ５４と、ライン圧を検出するライン圧センサ５６等が設けられている。
【００１９】
除算部１０５は、クランク角センサ５１から得られるエンジン回転数Ｎｅと、タービンセンサ５２から得られる変速機入力軸回転数Ｎｔの比を求めることにより、トルクコンバータ４２の速度比ＳＲＴを算出する。トルクコンバータトルク比特性部１１０は、除算部１０５によって求められた速度比ＳＲＴに基づいて、トルクコンバータ４２のトルク比ＴＲＴを求める。また、除算部１１５は、タービンセンサ５２より得られる入力軸回転数信号Ｎｔを、車速センサ５３の出力軸回転数信号Ｎｏで割って、実際のプーリ変速比ＰＲＴを算出する。
【００２０】
次に、駆動力制御システムとしての動作について説明する。
運転者の指令は、アクセルペダルセンサ５４の出力であるアクセル踏込量信号ＡＰＳとして、目標駆動トルク発生部１２０に与えられる。駆動トルク目標値発生部１２０は、アクセルペダル踏み角ＡＰＳ及び車速ＶＳＰに応じた目標駆動トルクｔＴｄを発生する。
【００２１】
ここで、図３を用いて、本実施形態による目標駆動トルク発生部１２０の動作について説明する。
図３は、本発明の一実施形態による自動車の駆動力制御装置に用いる目標駆動トルク発生部の動作の説明図である。
【００２２】
図３は、アクセルペダル踏み角ＡＰＳと車速ＶＰＳに対する目標駆動トルクｔＴｄの関係を示している。目標駆動トルク発生部１２０は、例えば、図示するように、アクセルペダル踏み角ＡＰＳに比例すると共に、車速ＶＳＰに応じて適度な曲線で減衰して快適な加速感が得られる様な目標駆動トルクｔＴｄを発生する。すなわち、アクセルペダルの踏込み量が大きいほど目標駆動トルクｔＴｄを大きくし、また踏込み量が同じでも、低速時は加速度が大きくなるよう比較的大きなトルクを、高速時は比較的小さなトルクを設定して、恐怖感を抱かせないように人間工学的に快適な加速度が得られる目標駆動トルクｔＴｄを発生する。
なお、アクセルペダル踏み角ＡＰＳと車速ＶＰＳと目標駆動トルクｔＴｄとの関係は、例えば、マップ形式で予め記憶されている。
【００２３】
目標駆動トルクｔＴｄは、変速機に対して変速比およびライン圧の指令値として、変速比指令部１２５及びライン圧指令手段１３０に与えられる。
変速比指令部１２５には、目標駆動トルクｔＴｄとともに、車速ＶＳＰが入力され、この目標駆動トルクｄＴｄを達成する上で最適な変速比を計算して、目標変速比指令ｔＲＴＯを算出する。最適な変速比とは、例えば，エンジンの燃料消費量を評価関数として、この評価関数，即ち、燃料消費量が最小となるような変速比で、エンジン特性やトルクコンバータ特性等を用いてシステム全体の効率が最高になる動作点から求めることができる。変速比の変化方向と燃料消費量との関係については、例えば、特開平１０−１５９９５７号公報の図８に示してある。
なお、燃費最適のエンジントルクと変速比の組み合わせを直接求めることも可能であり、この計算は走行中にリアルタイムで行ってもよいし、あらかじめ計算して結果をデータマップとして組み込んでおいてもよいものである。
目的の駆動トルクを達成するエンジントルクと変速比の組み合わせは、無段変速機の場合無限にあるが、いずれも馬力は同じなので燃料消費量特性上に描いた等馬力線上で燃料が最小になる動作点を求めればよいものである。
【００２４】
変速比制御部１３５は、変速比指令部１２５によって求められた目標変速比指令ｔＲＴＯをに基づいて、快適な変速比変化率や、変速機構が許容できる変速比の制限等を計算して、実現できる変速比指令ＲＴＯを変速機構制御駆動部３２に指令する。
変速機構制御駆動部３２は、油圧装置４８の油圧電磁弁を駆動し、変速機構４４の２つの可変溝幅プーリのピストンに印加する油圧のバランスを変えて変速比を制御する。油圧電磁弁を駆動する代りに、変速機構部４４に設けられた油圧サーボ系の指令リンクを動かす電動機を駆動するようにしてもよいものである。
【００２５】
また、目標駆動トルク発生部１２０が出力した目標駆動トルクｔＴｄは、図示しない比例積分補償器を介して、ライン圧指令手段１３０に与えられる。ライン圧指令手段１３０は、除算手段１１５から与えられる変速比ＰＲＴに対応して、目標駆動トルクｔＴｄを伝達するのに必要十分な目標ライン圧指令ｔＰＬを算出する。ベルト式無段変速機の場合、油圧が低すぎるとプーリがベルトを挟む力が弱く、ベルトが滑って摩擦面が傷つくだけでなく、自励振動によりベルトが切れる恐れがある。逆に油圧が高すぎると、摩擦損が増えて伝達効率が低下する。
【００２６】
ここで、図４を用いて、本実施形態によるライン圧指令手段１３０の動作について説明する。
図４は、本発明の一実施形態による自動車の駆動力制御装置に用いるライン圧指令手段の動作の説明図である。
【００２７】
図４は、変速比ＰＲＴと目標駆動トルクｃＴｄに対する目標ライン圧指令ｔＰＬの関係について示している。ベルトが滑らない範囲でできるだけ低い油圧とするために、図示するように、駆動トルクｃＴｄと変速比ＰＲＴの関数として最適値が与えられる。
ライン圧制御部１４０は、ライン圧指令手段１３０によって求められた目標ライン圧指令ｔＰＬに基づいて、油圧装置４８の応答性や図示しない油圧ポンプの応答性を考慮して、実現できるライン圧指令ＰＬをライン圧ソレノイド制御駆動部３４に出力する。実際には、過渡的なトルク変動にも耐えるようライン圧指令ＰＬに余裕を持たせる必要があり、余裕ライン圧ΔＰＬを加えてライン圧ソレノイド制御駆動部３４に与える。
ライン圧ソレノイド制御駆動部３４は、油圧装置４８のライン圧ソレノイドバルブを駆動し、変速機構部４４に印加する油圧の全体的な強さを制御する。
【００２８】
ライン圧センサ２６は、実際のライン圧ａＰＬを検出する。油圧系の動作が正常であれば、ライン圧センサ２６によって検出された実ライン圧ａＰＬはライン圧指令ＰＬと等しくなっている筈である。実ライン圧ａＰＬには余裕ライン圧ΔＰＬを含んでいる。そこで、減算手段１４５は、実ライン圧ａＰＬから余裕ライン圧ΔＰＬを差し引いた値を、許容駆動トルク演算手段２７に与える。
【００２９】
許容駆動トルク演算手段１５０は、ライン圧指令手段１３０が有している図４に示したマップと逆の特性マップを有している。即ち、許容駆動トルク演算手段１５０は、変速比ＰＲＴとライン圧（ａＰＬ−ΔＰＬ）から許容駆動トルクｐＴｄを求められるマップを有している。許容駆動トルク演算手段１５０は、このマップを用いて、変速比ＰＲＴに対する許容駆動トルクｐＴｄを算出する。
【００３０】
さらに、除算手段１５５は、許容駆動トルクｐＴｄを終段ギヤ比Ｇｆで割って、ｐＴｏを求め、除算手段１６０は、ｐＴｏを変速比ＰＲＴで割って、許容入力軸トルクｐＴｉｎを求める。さらに、除算手段１６５は、許容入力軸トルクｐＴｉｎを、トルク比ＴＲＴで割って、許容エンジントルクｐＴｅを求め、エンジントルク制御部１２に与える。
【００３１】
エンジントルク制御部１２は、エンジン特性や実際に動作中のエンジンパラメータから目的のエンジントルクを発生するようなスロットル開度を計算して、スロットル開度指令ＶＡを電子スロットル制御駆動部１４に出力する。このため、エンジントルク制御部１２は、エンジン制御部１６と密接に連携して制御情報を交換している。電子スロットル制御駆動部１４は、電動スロットル弁２２の電動機を駆動してその動作角をスロットル開度指令ＶＡに一致させるようサーボ制御する。
【００３２】
以上説明したように、本実施形態においては、ライン圧センサ５６を用いて、実際に変速機構に印加されるライン圧ａＰＬを検出し、この検出されたライン圧ａＰＬに基づいて、変速機入力トルクが許容値ｐＴｅとなるように制御するようにしている。従って、油圧系が何らかの原因でライン圧が低下した場合、例えばライン圧ソレノイドバルブが不調になったり、油量収支が不足したりして実際のライン圧が低下した場合には、それに合わせてエンジントルクが低下して、ベルトやクラッチが滑らない程度の駆動トルクに抑えるので変速機が壊れる恐れがなくなるものである。
【００３３】
次に、図５を用いて、本発明の第２の実施形態による自動車の駆動力制御装置の詳細な構成について説明する。
図５は、本発明の第２の実施形態による自動車の駆動力制御装置の構成を示すブロック図である。なお、図２と同一符号は、同一部分を示している。
【００３４】
本実施形態においては、図２に示した構成に加えて、駆動力制御手段１００Ａは、スイッチ回路１７０と、減算手段１７５と、積分器１８０と、加算手段１８５とを備えている。スイッチ回路１７０は、ライン圧センサ５６が故障した場合の保護のために用いられる。また、減算手段１７５と積分器１８０と加算手段１８５は、ライン圧をフィードバック制御するものであり、これにより、油圧系の特性ばらつき等によるライン圧制御の誤差を補正するようにしている。
【００３５】
ライン圧センサ５６で検出された実ライン圧ａＰＬは、スイッチ回路１７０を経て余裕ライン圧ΔＰＬを差し引かれ、許容駆動トルク演算手段１５０の入力となる。ここで、許容駆動トルク演算手段１５０は、図４に示したものとは逆の特性マップにより変速比ＰＲＴに対する許容駆動トルクｐＴｄを計算する。
【００３６】
除算手段１７５は、目標駆動トルクｔＴｄと、許容駆動トルクｐＴｄとの偏差を求め、さらに、積分器１８０は、その偏差を積分する。加算手段１８５は、積分器１８０による積分値を、目標駆動トルクｔＴｄに加えることにより、フィードフォワード制御に積分型のフィードバック制御を組み合わせた制御系となる。
【００３７】
この制御系を用いることにより、フィードバック積分補償が働いて実油圧を基にした許容駆動トルクｐＴｄが目標駆動トルクｔＴｄと等しくなるので、機差や温度変化による油圧系の応答誤差が生じた場合でも補正することができる。
【００３８】
また、スイッチ回路１７０は、ライン圧センサ５６が断線した場合等の故障検知信号によって切り換えられる。ライン圧センサ５６が故障すると、故障モードが断線／短絡あるいは天絡／地絡により、実ライン圧ａＰＬが０あるいは最大値になってしまうため、ライン圧フィードバックによりライン圧が極端に低下したり、許容エンジントルクｐＴｅが最大になったりして、故障あるいは暴走と言った危険な状態を招くことになる。
【００３９】
そこで、故障モードが断線／短絡あるいは天絡／地絡となると、故障フラグを立て、スイッチ回路１７０を切り換えることにより、許容駆動トルク演算手段１５０に、ライン圧指令ＰＬが入力されるようにする。油圧系の動作が正常であれば、検出された実ライン圧ａＰＬはライン圧指令ＰＬと等しくなっているので、ライン圧センサ故障時はライン圧指令ＰＬで代用することができる。もちろん油圧系の機差や温度変化の影響は反映されないので補正することはできないが、フェイルセーフ制御を行うことができる。
【００４０】
次に、図６を用いて、本発明の第３の実施形態による自動車の駆動力制御装置の詳細な構成について説明する。
図６は、本発明の第３の実施形態による自動車の駆動力制御装置の構成を示すブロック図である。なお、図５と同一符号は、同一部分を示している。
【００４１】
本実施形態においては、図５に示した構成に加えて、原動機としてモータ７０を備えたハイブリット原動機システムとなっており、エンジン２０と１次プーリの間にはクラッチ４３が設けられ、エンジンを切り離すようになっている。また、１次プーリには新たにモータ７０が接続され、エンジン２０の代りに動力を供給することができるようになっている。また、駆動力制御手段１００Ｂは、ハイブリット制御部１９０と、モータ制御部１９５とを備えている。
【００４２】
ハイブリッド制御部１９０は、エンジンと電動機のトルク配分を決める必要があるため、許容入力軸トルクｐＴｉｎからエンジントルク指令ｐＴｅと電動機トルク指令Ｔｍを算出する。なお、図６の構成とは異なり、トルクコンバータはないのでトルク比ＴＲＴの計算は必要なくなる。エンジントルク指令ｐＴｅと電動機トルク指令Ｔｍの配分演算は、例えば、図示しないバッテリの状態信号等を入力して、最もエネルギ効率が良くなるように計算することができる。
【００４３】
ハイブリッド制御部１９０によって求められた許容エンジントルク指令ｐＴｅは、エンジントルク制御部１２に与えられ、電動機トルク指令Ｔｍは新たに設けるモータ制御部１９５に与えられる。モータ制御部１９５は、エンジン制御部１６と同様に、図示しない各種センサからの信号を入力して電動機を最適な状態に制御するもので、従来から電気自動車で用いられていたモータコントロールユニットに相当するものである。
【００４４】
以上のように構成しているので、何らかの原因でライン圧が低下した場合、ハイブリッド制御部１９０の入力は許容入力軸トルクｐＴｉｎに制限されるので、ハイブリッド制御部１９０はエンジンと電動機のトルクの和をｐＴｉｎに押さえるように、エンジントルク指令ｐＴｅをエンジントルク制御部１２に、電動機トルク指令Ｔｍをモータ制御部１９５に各々指令する。すなわち、配分はどうであれＣＶＴに入力されるトルクの総和は許容入力軸トルクｐＴｉｎに押さえられるので、何らかの原因でライン圧が低下したとしても変速機が壊れる恐れはなくなる。特に、ハイブリッド原動機システムにおいては、走行中にエンジンを停止することもあるため油圧ポンプをエンジンで駆動せず、別置の電動式油圧ポンプを用いる例が多いため、モータ動作に関係なく油圧ポンプ圧が低下する恐れも多くなる。しかしながら、このような場合でも、トルクを許容値内に押さえることができる。
【００４５】
次に、図７を用いて、本発明の第４の実施形態による自動車の駆動力制御装置の詳細な構成について説明する。
図７は、本発明の第４の実施形態による自動車の駆動力制御装置の構成を示すブロック図である。なお、図５と同一符号は、同一部分を示している。
【００４６】
本実施形態においては、図５に示した構成とは異なり、変速機として有段変速機を用いている。
【００４７】
運転者の指令は、アクセルペダルセンサ５４の出力ＡＰＳとして、目標駆動トルク発生部１２０に与えられる。目標駆動トルク発生部１２０は、図２の場合と同様に快適な加速感が得られる様な目標駆動トルクパターンｔＴｄを発生する。変速比指令部１２５は、入力した目標駆動トルクｔＴｄと車速ＶＳＰに基づいて、この目標駆動トルクｔＴｄを達成する上で最適なギヤ段を選択して、変速比指令ＲＴＯを算出する。最適な変速比は、図２の場合と同様に求めることができ、例えば、エンジンの燃料消費量が最小となるような変速比を求めるには、エンジン特性やトルクコンバータ特性等を用いてシステム全体の効率が最高になる動作点から算出する。目的の駆動トルクを達成するエンジントルクと変速比の組み合わせは、有段変速機の場合変速段の数しかないので、燃料消費量特性上に描いた等馬力線上で燃料が最小になる動作点を求めればよく、たかだか数回の繰り返し演算で算出できる。この計算は走行中にリアルタイムで行ってもよいし、あらかじめ計算して結果を変速マップとして組み込んでおいてもよいものである。
【００４８】
変速比としては、変速比指令ＲＴＯを用いればいいので、目標の駆動トルクを伝達するのに必要十分な目標ライン圧指令ｔＰＬを算出する方法も、目標エンジントルク指令ｔＴｅを求める方法も、図２の場合と同様に行えばよいものである。
【００４９】
このようにして制御すると、アクセルペダルで指令した目標駆動力を、最適なエンジントルクと変速段の組み合わせで実現することができるが、例えばライン圧ソレノイドバルブが不調になったり、油量収支が不足したりして実際のライン圧が何らかの原因で低下した場合でも、予定通りのエンジントルクが発生するので変速用のクラッチが滑り、クラッチを壊してしまう恐れがあった。
【００５０】
そこで、本実施形態においては、図２の場合と同様にライン圧センサ５６および許容駆動トルク演算手段１５０を設けている。許容駆動トルク演算手段１５０は、クラッチの摩擦力とクラッチ圧の関係式を用いて、実ライン圧ａＰＬと変速比ＰＲＴから許容駆動トルクｐＴｄを算出する。これを終段ギヤ比Ｇｆおよび変速比ＰＲＴで換算して許容入力軸トルクｐＴｉｎを求め、さらにトルク比ＴＲＴで割ると許容エンジントルクｐＴｅが求められるので、エンジントルク制御部１２に与える。エンジントルク制御部１２および電子スロットル制御駆動部１４の制御は、図２の場合と同様である。
【００５１】
本実施形態によれば、実際に変速機クラッチに印加されるライン圧に基づいて変速機入力トルクを制御するので、何らかの原因でライン圧が低下したとしてもクラッチが滑って摩耗する恐れがなくなる。
【００５２】
なお、図２，図５，図６および図７に示した例においては、エンジンと変速機を一つの制御装置で制御する方式を示してあるが、複数のマイクロプロセッサで役割を分担してもよく、また別個の制御装置を用いてもよいものである。
【００５３】
【発明の効果】
本発明によれば、変速機が許容できるトルク伝達量に基づいて原動機トルクを発生させ、変速機を保護することができる。即ち、何らかの原因でライン圧が低下した場合でも、実際に変速機に印加されるライン圧に基づいて変速機入力トルクを許容値に制御するので、ベルトやクラッチが滑って摩擦面を傷つけたり、自励振動によりベルトが切れたりする恐れがなく、寿命が向上するものである。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態による自動車の駆動力制御装置を用いた制御システムの概略構成を示すシステムブロック図である。
【図２】本発明の一実施形態による自動車の駆動力制御装置の構成を示すブロック図である。
【図３】本発明の一実施形態による自動車の駆動力制御装置に用いる目標駆動トルク発生部の動作の説明図である。
【図４】本発明の一実施形態による自動車の駆動力制御装置に用いるライン圧指令手段の動作の説明図である。
【図５】本発明の第２の実施形態による自動車の駆動力制御装置の構成を示すブロック図である。
【図６】本発明の第３の実施形態による自動車の駆動力制御装置の構成を示すブロック図である。
【図７】本発明の第４の実施形態による自動車の駆動力制御装置の構成を示すブロック図である。
【符号の説明】
１０…エンジン制御手段
１２…エンジントルク制御部
１４…エンジントルク制御部１２
１６…エンジン制御部
２０…エンジン
３０…ＣＶＴ制御手段
３２…変速比制御手段
３４…ライン圧制御手段
４０…自動変速機
５６…油圧センサ
７０…モータ
１１０…トルクコンバータトルク比特性部
１２０…目標駆動トルク発生部
１２５…変速比指令部
１３０…ライン圧指令手段
１３５…変速比制御部
１５０…許容駆動トルク演算手段
１９０…ハイブリット制御部
１９５…モータ制御部[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a driving force control device for a vehicle, and more particularly to a driving force control device for a vehicle suitable for use in a vehicle having an automatic transmission.
[0002]
[Prior art]
In a vehicle using a conventional automatic transmission, gear shift control is generally performed according to a gear ratio map determined in advance by a vehicle speed and a throttle opening. However, in such a program control method, it is necessary to determine control constants in advance, assuming all operating conditions, and a great deal of work and time is required for so-called tuning or matching. Therefore, for example, as described in JP-A-7-174219, JP-A-10-159957, and the like, control is performed while calculating an optimal gear ratio during traveling, thereby greatly reducing tuning effort. An omission method is known.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the conventional method as described above, the prime mover is controlled so as to achieve the target driving torque set by the accelerator pedal, but at this time, the prime mover is not known without knowing how much the torque transmission force of the transmission can actually be tolerated. Since the torque is controlled, there is a problem that the transmission cannot be protected if the transmission cannot transmit the target drive torque for some reason. For example, when the rotation speed of the hydraulic pump is low and the hydraulic pressure is reduced, the torque of the prime mover is set to achieve the target drive torque even though the pressing force of the clutch or belt of the transmission is reduced and the torque transmission capability is reduced. Since the transmission is controlled, the transmission may slip and be damaged.
[0004]
SUMMARY OF THE INVENTION It is an object of the present invention to provide a driving force control device for a motor vehicle capable of generating a prime mover torque based on a torque transmission amount allowable by a transmission and protecting the transmission.
[0005]
[Means for Solving the Problems]
(1) In order to achieve the above object, the present invention relates to a driving force control device for a motor vehicle having a motor control means for controlling a motor and a transmission control means for controlling a transmission, wherein the transmission control means A line pressure detecting means for detecting a line pressure acting on the transmission to be controlled; and a driving force control means for calculating an allowable driving torque for the transmission based on the line pressure detected by the line pressure detecting means. Wherein the prime mover control means controls the prime mover based on the allowable drive torque obtained by the drive force control means.The driving force control means obtains a target driving torque generating unit that generates a target value of the driving torque in accordance with the depression angle of the accelerator pedal, and obtains a gear ratio in accordance with the target value of the driving torque. And a speed ratio command unit that outputs as the following.The speed ratio command unit, based on an evaluation function of driving force generation, includes a combination of a prime mover torque and a speed ratio for achieving the target value of the driving torque, The drive function control means further calculates a line ratio command unit that outputs a target value of a line pressure required for transmitting the target value of the drive torque by the transmission. A deviation between an allowable driving torque calculated by the driving force control means and a target value of the driving force torque generated by the target driving torque generating section, and a feedback as an input to the line pressure command section. To backIt is like that.
With this configuration, the allowable driving torque is calculated from the detected value of the actual line pressure, and the output of the prime mover is controlled based on the calculated allowable driving torque. The transmission can be protected by generating the prime mover torque based on the amount of torque transmission that the machine can tolerate.In addition, since the optimal combination of the prime mover torque and the distribution of the gear ratio is determined to realize the target drive torque and the gear ratio is controlled, for example, the fuel consumption can be minimized. Further, it is possible to correct a response error of the hydraulic system due to a machine difference or a temperature change.
[0006]
(2) In the above (1), preferably, the driving force control means instructs the driving motor control means to the driving motor control means according to the allowable driving torque and the actually detected gear ratio, and the driving motor control means And controlling the prime mover in accordance with the prime mover torque command from the driving force control means.
[0009]
(3)In the above (1), preferably,The driving force control means further includes switch means for switching between the output of the line pressure detection means and a command value of the line pressure given to the transmission control means. Is input to the driving force control means.
With this configurationRThe fail-safe control can be performed even when the in-pressure detecting means fails.
[0010]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, the configuration and operation of the driving force control apparatus for an automobile according to an embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
First, a schematic configuration of a control system using the vehicle driving force control device according to the present embodiment will be described with reference to FIG.
FIG. 1 is a system block diagram showing a schematic configuration of a control system using a driving force control device for an automobile according to an embodiment of the present invention.
[0011]
FIG. 1 shows an example in which the driving force control device for a vehicle according to the present embodiment is applied to a vehicle equipped with a continuously variable transmission CVT.
The driving force control means 100 includes, as input signals indicating the state of the engine 20, an engine speed signal Ne detected by the crank angle sensor 51 and a turbine sensor 52 provided opposite to the primary pulley of the continuously variable transmission. An input rotation speed signal Nt obtained from the vehicle, an output rotation speed signal No obtained from a vehicle speed sensor 53 provided facing the secondary pulley, an accelerator pedal depression angle signal APS from an accelerator pedal sensor 54, a line pressure sensor 56 From the actual line pressure signal aPL, the command value of the transmission ratio RTO and the line pressure PL used by the CVT control means 30 is calculated and output to the CVT control means 30, and the allowable engine torque pTe is calculated. Output to the engine control means 10.
[0012]
The engine control means 10 includes, as input signals indicating the state of the engine 20, a signal of the engine speed Ne detected by the crank angle sensor 51, an intake air amount signal obtained by measuring the amount of air passing through the intake pipe with an air flow meter, and the like. And a throttle opening signal corresponding to the operating angle of the throttle valve, an exhaust gas residual oxygen amount signal obtained from an O2 sensor, and the like. Based on these input signals, the engine control means 10 provides a fuel injection signal for giving a pulse width corresponding to the fuel amount to the injector, an ignition signal for controlling the operation timing of a spark plug, an EGR signal for controlling a recirculation gas valve, and the like. Is output to the engine 20 to control the engine 20. The engine control means 10 controls the engine torque based on the allowable engine torque pTe input from the driving force control means 100 so that the engine torque falls within the allowable torque.
[0013]
The CVT control means 30 controls the groove width of the speed change mechanism of the CVT 40 and the line pressure of the solenoid based on the speed ratio RTO and the signal of the line pressure PL input from the driving force control means 100 to control the speed ratio of the CVT 40. I do.
[0014]
Next, a detailed configuration of the driving force control device for an automobile according to the present embodiment will be described with reference to FIG.
FIG. 2 is a block diagram showing the configuration of the driving force control device for an automobile according to one embodiment of the present invention.
[0015]
The output of the engine 20 drives the wheels 60 via the continuously variable transmission 40. Although the continuously variable transmission 40 is exemplified by a belt type in which the pulley groove width is changed by hydraulic pressure, a continuously variable transmission of another type such as a toroidal type may be used.
[0016]
The continuously variable transmission 40 includes a torque converter 42, a transmission mechanism 44 using a variable groove width pulley and a belt, a transmission gear train 46 including a final gear, and the like. These drive systems are provided with a hydraulic device 48 for controlling the groove width of the transmission mechanism 44.
The drive mechanism for controlling the engine 20 includes an actuator such as an electric throttle valve 22 for controlling the intake air amount of the engine, an injector 24 for performing fuel injection, and a spark plug 26 for igniting fuel.
The engine control means 10 includes an engine torque control unit 12, an electronic throttle control drive unit 14 for controlling the electric throttle valve 22, and an engine control unit 16 for controlling and driving the injector 24 and the spark plug 26. I have. The engine control unit 16 receives signals from various sensors (not shown) to control the engine in an optimum state, and corresponds to a so-called conventional engine control unit.
[0017]
Further, the CVT control means 30 includes a transmission mechanism control drive unit 32 for controlling the groove width of the transmission mechanism 44 via a hydraulic device 48 and a hydraulic pressure for securing the torque transmission force of the transmission mechanism 44 to a minimum required. And a line pressure solenoid control drive unit 34 for controlling the pressure. The CVT control means 30 controls the CVT efficiently and smoothly, and when the transmission mechanism control drive unit 32 and the line pressure solenoid control drive unit 34 are combined, it corresponds to a conventional CVT control unit.
[0018]
The sensors include a crank angle sensor 51 for detecting the engine speed Ne, a turbine sensor 52 for detecting the output speed of the torque converter, that is, the input shaft speed Nt of the CVT, and a CVT output shaft speed No. A vehicle speed sensor 53 for obtaining the vehicle speed VSP by dividing by the final gear ratio Gf, an accelerator pedal sensor 54 for detecting the depression angle of the accelerator pedal, a line pressure sensor 56 for detecting the line pressure, and the like are provided.
[0019]
Dividing section 105 calculates a speed ratio SRT of torque converter 42 by obtaining a ratio of engine speed Ne obtained from crank angle sensor 51 and transmission input shaft speed Nt obtained from turbine sensor 52. Torque converter torque ratio characteristic section 110 determines torque ratio TRT of torque converter 42 based on speed ratio SRT determined by division section 105. Further, the dividing unit 115 divides the input shaft speed signal Nt obtained from the turbine sensor 52 by the output shaft speed signal No of the vehicle speed sensor 53 to calculate the actual pulley speed ratio PRT.
[0020]
Next, the operation of the driving force control system will be described.
The driver's command is given to the target drive torque generation unit 120 as an accelerator depression amount signal APS which is an output of the accelerator pedal sensor 54. The drive torque target value generator 120 generates a target drive torque tTd according to the accelerator pedal depression angle APS and the vehicle speed VSP.
[0021]
Here, the operation of the target drive torque generator 120 according to the present embodiment will be described with reference to FIG.
FIG. 3 is an explanatory diagram of the operation of the target driving torque generating unit used in the driving force control device for an automobile according to one embodiment of the present invention.
[0022]
FIG. 3 shows the relationship between the target drive torque tTd with respect to the accelerator pedal depression angle APS and the vehicle speed VPS. The target drive torque generating section 120 is, for example, as shown, a target drive torque tTd that is proportional to the accelerator pedal depression angle APS and attenuates with an appropriate curve according to the vehicle speed VSP to obtain a comfortable acceleration feeling. Occurs. That is, the target drive torque tTd is increased as the accelerator pedal depression amount is increased, and a relatively large torque is set so as to increase the acceleration at a low speed and a relatively small torque at a high speed even if the depression amount is the same. And a target drive torque tTd that can provide ergonomically comfortable acceleration so as not to cause fear.
The relationship among the accelerator pedal depression angle APS, the vehicle speed VPS, and the target drive torque tTd is stored in advance in, for example, a map format.
[0023]
The target drive torque tTd is provided to the transmission ratio command unit 125 and the line pressure command unit 130 as command values for the transmission ratio and the line pressure for the transmission.
The vehicle speed VSP is input to the gear ratio command unit 125 together with the target drive torque tTd, and a gear ratio optimal for achieving the target drive torque dTd is calculated to calculate a target gear ratio command tRTO. The optimum gear ratio is, for example, an evaluation function using the fuel consumption of the engine as an evaluation function, that is, a gear ratio that minimizes the fuel consumption. Can be obtained from the operating point at which the efficiency is highest. The relationship between the change direction of the gear ratio and the fuel consumption is shown, for example, in FIG. 8 of JP-A-10-159957.
Note that it is also possible to directly obtain the combination of the engine torque and the gear ratio optimal for fuel efficiency, and this calculation may be performed in real time during traveling, or may be calculated in advance and the result may be incorporated as a data map. Things.
There are infinite combinations of engine torque and gear ratio to achieve the target drive torque in the case of a continuously variable transmission, but all have the same horsepower, so the fuel is minimized on the iso-horsepower line drawn on the fuel consumption characteristics What is necessary is just to find the operating point.
[0024]
The speed ratio control unit 135 calculates and realizes a comfortable speed ratio change rate, a limit on the speed ratio that can be permitted by the speed change mechanism, and the like based on the target speed ratio command tRTO obtained by the speed ratio command unit 125. A possible gear ratio command RTO is issued to the transmission mechanism control drive unit 32.
The transmission mechanism control drive unit 32 drives the hydraulic solenoid valve of the hydraulic device 48 to change the balance of the hydraulic pressure applied to the pistons of the two variable groove width pulleys of the transmission mechanism 44 to control the transmission ratio. Instead of driving the hydraulic solenoid valve, an electric motor that moves a command link of a hydraulic servo system provided in the transmission mechanism 44 may be driven.
[0025]
Further, the target drive torque tTd output by the target drive torque generator 120 is provided to the line pressure command means 130 via a proportional-integral compensator (not shown). The line pressure command means 130 calculates a target line pressure command tPL necessary and sufficient to transmit the target drive torque tTd, corresponding to the speed ratio PRT given from the dividing means 115. In the case of a belt-type continuously variable transmission, if the hydraulic pressure is too low, the pulley pinching force is weak, and the belt may slip and damage the friction surface, and the belt may be cut by self-excited vibration. Conversely, if the oil pressure is too high, the friction loss increases and the transmission efficiency decreases.
[0026]
Here, the operation of the line pressure command unit 130 according to the present embodiment will be described with reference to FIG.
FIG. 4 is an explanatory diagram of the operation of the line pressure command means used in the driving force control device for a vehicle according to one embodiment of the present invention.
[0027]
FIG. 4 shows the relationship between the target line pressure command tPL and the speed ratio PRT and the target drive torque cTd. In order to make the hydraulic pressure as low as possible without slipping the belt, an optimum value is given as a function of the driving torque cTd and the speed ratio PRT as shown.
Based on the target line pressure command tPL obtained by the line pressure command means 130, the line pressure control section 140 takes into account the responsiveness of the hydraulic device 48 and the responsiveness of a hydraulic pump (not shown) to achieve the line pressure command PL. Is output to the line pressure solenoid control drive unit 34. Actually, it is necessary to provide a margin to the line pressure command PL so as to endure the transient torque fluctuation, and the margin is added to the margin line pressure ΔPL and given to the line pressure solenoid control drive unit.
The line pressure solenoid control drive section 34 drives the line pressure solenoid valve of the hydraulic device 48 to control the overall strength of the hydraulic pressure applied to the transmission mechanism section 44.
[0028]
The line pressure sensor 26 detects an actual line pressure aPL. If the operation of the hydraulic system is normal, the actual line pressure aPL detected by the line pressure sensor 26 should be equal to the line pressure command PL. The actual line pressure aPL includes the marginal line pressure ΔPL. Therefore, the subtracting means 145 gives the allowable driving torque calculating means 27 a value obtained by subtracting the marginal line pressure ΔPL from the actual line pressure aPL.
[0029]
The allowable driving torque calculating means 150 has a characteristic map that is the reverse of the map of the line pressure commanding means 130 shown in FIG. That is, the permissible drive torque calculation means 150 has a map from which the permissible drive torque pTd can be obtained from the gear ratio PRT and the line pressure (aPL-ΔPL). The permissible driving torque calculating means 150 calculates permissible driving torque pTd for the gear ratio PRT using this map.
[0030]
Further, the dividing means 155 obtains pTo by dividing the allowable driving torque pTd by the final gear ratio Gf, and the dividing means 160 obtains allowable input shaft torque pTin by dividing pTo by the speed ratio PRT. Further, the dividing means 165 obtains an allowable engine torque pTe by dividing the allowable input shaft torque pTin by the torque ratio TRT, and provides the obtained engine torque pTe to the engine torque control unit 12.
[0031]
The engine torque control unit 12 calculates a throttle opening to generate a target engine torque from engine characteristics and actually operating engine parameters, and outputs a throttle opening command VA to the electronic throttle control driving unit 14. . For this reason, the engine torque control unit 12 exchanges control information in close cooperation with the engine control unit 16. The electronic throttle control driving unit 14 drives the electric motor of the electric throttle valve 22 and performs servo control so that the operation angle thereof matches the throttle opening command VA.
[0032]
As described above, in the present embodiment, the line pressure aPL actually applied to the transmission mechanism is detected using the line pressure sensor 56, and the transmission input torque is determined based on the detected line pressure aPL. Is controlled to be the allowable value pTe. Therefore, if the line pressure decreases for some reason in the hydraulic system, for example, if the actual line pressure decreases due to malfunction of the line pressure solenoid valve or insufficient oil balance, the engine will be adjusted accordingly. Since the torque is reduced and the driving torque is suppressed to such a degree that the belt and the clutch do not slip, there is no danger of the transmission being broken.
[0033]
Next, a detailed configuration of the driving force control device for a vehicle according to the second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG.
FIG. 5 is a block diagram showing a configuration of a driving force control device for an automobile according to a second embodiment of the present invention. Note that the same reference numerals as those in FIG. 2 indicate the same parts.
[0034]
In the present embodiment, in addition to the configuration shown in FIG. 2, the driving force control unit 100A includes a switch circuit 170, a subtraction unit 175, an integrator 180, and an addition unit 185. The switch circuit 170 is used for protection when the line pressure sensor 56 fails. Further, the subtracting means 175, the integrator 180, and the adding means 185 perform feedback control of the line pressure, and thereby correct an error of the line pressure control due to a characteristic variation of the hydraulic system or the like.
[0035]
The actual line pressure aPL detected by the line pressure sensor 56 is subtracted from the marginal line pressure ΔPL via the switch circuit 170 and becomes an input to the allowable driving torque calculating means 150. Here, the permissible driving torque calculating means 150 calculates the permissible driving torque pTd with respect to the speed ratio PRT using a characteristic map reverse to that shown in FIG.
[0036]
Dividing means 175 calculates a deviation between target driving torque tTd and allowable driving torque pTd, and integrator 180 integrates the deviation. The adding means 185 forms a control system combining feedforward control and integration type feedback control by adding the integration value of the integrator 180 to the target drive torque tTd.
[0037]
By using this control system, the feedback integral compensation works and the allowable driving torque pTd based on the actual oil pressure becomes equal to the target driving torque tTd. Therefore, even when a response error of the hydraulic system due to machine difference or temperature change occurs. Can be corrected.
[0038]
The switch circuit 170 is switched by a failure detection signal such as when the line pressure sensor 56 is disconnected. If the line pressure sensor 56 fails, the actual line pressure aPL becomes 0 or the maximum value due to disconnection / short circuit or short-to-ground / ground fault, so that the line pressure extremely decreases due to the line pressure feedback, The permissible engine torque pTe becomes maximum, which may cause a dangerous state such as a breakdown or a runaway.
[0039]
Therefore, when the failure mode is a disconnection / short circuit or a short-to-ground / short-to-ground, a failure flag is set and the switch circuit 170 is switched, so that the line pressure command PL is input to the allowable driving torque calculation means 150. If the operation of the hydraulic system is normal, the detected actual line pressure aPL is equal to the line pressure command PL. Therefore, when the line pressure sensor fails, the line pressure command PL can be used instead. Of course, the effects of the hydraulic system differences and temperature changes are not reflected and cannot be corrected, but fail-safe control can be performed.
[0040]
Next, a detailed configuration of the driving force control apparatus for a vehicle according to the third embodiment of the present invention will be described with reference to FIG.
FIG. 6 is a block diagram showing a configuration of a driving force control device for an automobile according to a third embodiment of the present invention. The same reference numerals as those in FIG. 5 indicate the same parts.
[0041]
In this embodiment, in addition to the configuration shown in FIG. 5, a hybrid prime mover system including a motor 70 as a prime mover is provided, and a clutch 43 is provided between the engine 20 and the primary pulley to disconnect the engine. It has become. In addition, a motor 70 is newly connected to the primary pulley so that power can be supplied instead of the engine 20. Further, the driving force control unit 100B includes a hybrid control unit 190 and a motor control unit 195.
[0042]
Since it is necessary to determine the torque distribution between the engine and the electric motor, the hybrid control unit 190 calculates the engine torque command pTe and the electric motor torque command Tm from the allowable input shaft torque pTin. Note that, unlike the configuration of FIG. 6, there is no torque converter, so that calculation of the torque ratio TRT is not necessary. The distribution calculation of the engine torque command pTe and the motor torque command Tm can be performed, for example, by inputting a battery state signal (not shown) or the like so as to maximize the energy efficiency.
[0043]
The allowable engine torque command pTe obtained by the hybrid control unit 190 is provided to the engine torque control unit 12, and the motor torque command Tm is provided to the newly provided motor control unit 195. The motor control unit 195, similar to the engine control unit 16, inputs signals from various sensors (not shown) to control the electric motor in an optimum state, and corresponds to a motor control unit conventionally used in electric vehicles. Is what you do.
[0044]
With the above configuration, if the line pressure decreases for some reason, the input of the hybrid control unit 190 is limited to the allowable input shaft torque pTin, so that the hybrid control unit 190 determines the sum of the torques of the engine and the electric motor. Is controlled to pTin, the engine torque command pTe is commanded to the engine torque control unit 12, and the motor torque command Tm is commanded to the motor control unit 195. That is, the total sum of the torques input to the CVT is suppressed by the allowable input shaft torque pTin regardless of the distribution, so that even if the line pressure is reduced for some reason, the transmission is not likely to be broken. In particular, in a hybrid prime mover system, the engine may be stopped during traveling, so the hydraulic pump is not driven by the engine, and in many cases, a separate electric hydraulic pump is used. Is also likely to decrease. However, even in such a case, the torque can be kept within the allowable value.
[0045]
Next, a detailed configuration of a vehicle driving force control device according to a fourth embodiment of the present invention will be described with reference to FIG.
FIG. 7 is a block diagram illustrating a configuration of a driving force control device for an automobile according to a fourth embodiment of the present invention. The same reference numerals as those in FIG. 5 indicate the same parts.
[0046]
In the present embodiment, unlike the configuration shown in FIG. 5, a stepped transmission is used as the transmission.
[0047]
The driver's command is given to the target drive torque generator 120 as the output APS of the accelerator pedal sensor 54. The target drive torque generating section 120 generates a target drive torque pattern tTd such that a comfortable acceleration feeling can be obtained as in the case of FIG. The speed ratio command unit 125 selects an optimal gear for achieving the target drive torque tTd based on the input target drive torque tTd and the vehicle speed VSP, and calculates a speed ratio command RTO. The optimum gear ratio can be obtained in the same manner as in FIG. 2. For example, in order to obtain a gear ratio that minimizes the fuel consumption of the engine, the entire system is determined by using engine characteristics, torque converter characteristics, and the like. Is calculated from the operating point at which the efficiency is highest. The combination of engine torque and gear ratio that achieves the desired drive torque has only the number of gear stages in the case of a stepped transmission, so the operating point at which fuel is minimized on the iso-horsepower line drawn on the fuel consumption characteristics is It can be calculated by repeating the calculation at most several times. This calculation may be performed in real time during traveling, or may be calculated in advance and the result may be incorporated as a shift map.
[0048]
As the gear ratio, a gear ratio command RTO may be used. Therefore, both the method of calculating the target line pressure command tPL necessary and sufficient to transmit the target drive torque, the method of obtaining the target engine torque command tTe, and FIG. It is sufficient to carry out in the same way as in the case of.
[0049]
By controlling in this way, the target driving force commanded by the accelerator pedal can be achieved by the optimal combination of the engine torque and the gear position. Even if the actual line pressure drops for some reason, the engine torque is generated as scheduled, and the clutch for shifting may slip and break the clutch.
[0050]
Therefore, in the present embodiment, the line pressure sensor 56 and the allowable driving torque calculating means 150 are provided as in the case of FIG. The permissible driving torque calculating means 150 calculates permissible driving torque pTd from the actual line pressure aPL and the gear ratio PRT using a relational expression between the frictional force of the clutch and the clutch pressure. This is converted by the final gear ratio Gf and the speed ratio PRT to obtain the allowable input shaft torque pTin, and further divided by the torque ratio TRT to obtain the allowable engine torque pTe, which is given to the engine torque control unit 12. The controls of the engine torque control unit 12 and the electronic throttle control drive unit 14 are the same as those in FIG.
[0051]
According to the present embodiment, since the transmission input torque is controlled based on the line pressure actually applied to the transmission clutch, there is no danger that the clutch will slip and wear even if the line pressure decreases for some reason.
[0052]
Note that, in the examples shown in FIGS. 2, 5, 6, and 7, the system in which the engine and the transmission are controlled by one control device is shown, but the role may be shared by a plurality of microprocessors. Alternatively, a separate control device may be used.
[0053]
【The invention's effect】
ADVANTAGE OF THE INVENTION According to this invention, a prime mover torque is generated based on the amount of torque transmission which a transmission can tolerate, and a transmission can be protected. That is, even if the line pressure decreases for some reason, the transmission input torque is controlled to an allowable value based on the line pressure actually applied to the transmission, so that the belt or clutch slips and damages the friction surface, There is no danger of the belt being broken by self-excited vibration, and the life is improved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a system block diagram showing a schematic configuration of a control system using an automobile driving force control device according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a block diagram showing a configuration of a driving force control device for an automobile according to an embodiment of the present invention.
FIG. 3 is an explanatory diagram of an operation of a target driving torque generation unit used in the driving force control device for an automobile according to one embodiment of the present invention.
FIG. 4 is an explanatory diagram of an operation of a line pressure command means used in the driving force control device for a vehicle according to one embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a block diagram showing a configuration of a driving force control device for an automobile according to a second embodiment of the present invention.
FIG. 6 is a block diagram showing a configuration of a driving force control device for an automobile according to a third embodiment of the present invention.
FIG. 7 is a block diagram illustrating a configuration of a driving force control device for an automobile according to a fourth embodiment of the present invention.
[Explanation of symbols]
10. Engine control means
12 ... Engine torque control unit
14: Engine torque control unit 12
16 Engine control unit
20 ... Engine
30 ... CVT control means
32 ... gear ratio control means
34 ... Line pressure control means
40 ... automatic transmission
56… Hydraulic sensor
70 ... motor
110: Torque converter torque ratio characteristic section
120: target drive torque generating section
125 ... gear ratio command section
130 ... Line pressure command means
135: gear ratio control unit
150 ... Allowable driving torque calculating means
190 ... Hybrid control unit
195 ... Motor control unit

Claims

In a driving force control device for a vehicle having a motor control means for controlling a motor and a transmission control means for controlling a transmission,
Line pressure detection means for detecting a line pressure acting on the transmission controlled by the transmission control means;
Driving force control means for calculating an allowable driving torque for the transmission based on the line pressure detected by the line pressure detecting means,
The prime mover control means controls the prime mover based on the allowable driving torque obtained by the driving force control means,
The driving force control means includes:
A target drive torque generating unit that generates a target value of the drive torque according to the depression angle of the accelerator pedal,
A gear ratio command unit that calculates a gear ratio according to the target value of the drive torque and outputs the gear ratio as a gear ratio command value;
The speed ratio command unit determines a speed ratio at which the evaluation function becomes the best from a combination of the prime mover torque and the speed ratio for achieving the target value of the drive torque based on the evaluation function of the driving force generation. ,
The driving force control means further includes:
A line pressure command unit that outputs a target value of a line pressure necessary for transmitting the target value of the driving torque by the transmission;
A deviation between the allowable driving torque calculated by the driving force control unit and a target value of the driving force torque generated by the target driving torque generating unit is integrated and fed back as an input to the line pressure command unit. Driving force control device for automobiles.

The driving force control device for an automobile according to claim 1,
The driving force control means instructs the motor control means to the motor control means in accordance with the allowable drive torque and the actually detected gear ratio,
A driving force control device for an automobile, wherein the motor control means controls the motor in response to a command for the motor torque from the driving force control means.

The driving force control device for an automobile according to claim 1,
The driving force control means further includes:
An output of the line pressure detecting means, and a switch means for switching a command value of a line pressure given to the transmission control means,
A driving force control device for an automobile, wherein a command value of the line pressure is input to the driving force control means when the line pressure detection means fails.