JP2008232080A - Drive force control device for vehicle - Google Patents

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To improve travel stability of a vehicle by suppressing excessive drive force generated not only in present time but also in future and appropriately maintaining grip force of a tire without causing troubles in climbing travel on a slope or the like. <P>SOLUTION: A drive force control device 1 operates a friction circle limit value of each wheel, operates demand tire resultant force of each wheel, operates tire resultant force of each wheel, operates demand over tire force of each wheel, operates over tire force of each wheel, operates over torque by operating over tire force, and operates controlled variable. The controlled variable is processed subjected to lower limit process with using a first lower limit value based on gradient of road surface, and is subjected to lower limit process with using a second lower limit value based on accelerator opening and is output to an engine control part 2 when road surface gradient can not be acquired and the first lower limit value can not be set. <P>COPYRIGHT: (C)2009,JPO&INPIT

Description

本発明は、車輪のグリップ力を適切に維持するように駆動力を制御する車両の駆動力制御装置に関する。   The present invention relates to a driving force control device for a vehicle that controls driving force so as to appropriately maintain a grip force of a wheel.

近年、車両においては、車輪のグリップ力を維持するために過剰な駆動力を抑制する様々な駆動力制御装置が開発され、実用化されている。   In recent years, various driving force control devices that suppress excessive driving force in order to maintain wheel grip force have been developed and put into practical use in vehicles.

例えば、特開平１０−３１００４２号公報には、各車輪の摩擦円半径の推定値を求め、この摩擦円半径の推定値を超えない範囲内で、車両の走行状態により推定した各車輪が発生している横力と前後力との合力を調節する技術が開示されている。
特開平１０−３１００４２号公報 For example, in Japanese Patent Laid-Open No. 10-310042, an estimated value of the friction circle radius of each wheel is obtained, and each wheel estimated according to the running state of the vehicle is generated within a range not exceeding the estimated value of the friction circle radius. A technique for adjusting the resultant force between the lateral force and the longitudinal force is disclosed.
JP 10-310042 A

しかしながら、上述の特許文献１に開示される技術では、あくまでも現在発生している横力と前後力との合力を摩擦円半径推定値に収めようとするものであり、今後発生が予想される駆動力に対して有効に対処できないという問題がある。このため、現在、車両がスピン状態等にある場合は適切に対応することができるものの、プラウ状態等に対しては適切に対応ができないという問題がある。一方で、こうした車輪のグリップ力を厳密に適用し、エンジン出力を抑制した場合、坂道等において登坂走行に支障を来す虞もある。   However, in the technique disclosed in Patent Document 1 described above, the resultant force of the lateral force and the longitudinal force that are currently generated is to be included in the estimated value of the friction circle radius, and driving that is expected to occur in the future. There is a problem that power cannot be effectively dealt with. For this reason, although it can respond appropriately when the vehicle is currently in a spin state, there is a problem that it cannot properly respond to a plow state or the like. On the other hand, when such a wheel grip force is strictly applied and the engine output is suppressed, there is a risk of hindering climbing on a slope.

本発明は上記事情に鑑みてなされたもので、坂道等における登坂走行に支障を来すことなく、現在のみならず、今後生じると推定される過剰な駆動力を抑制し、タイヤのグリップ力を適切に維持して車両の走行安定性を向上させることができる車両の駆動力制御装置を提供することを目的とする。   The present invention has been made in view of the above circumstances, and does not hinder climbing on a slope or the like, suppresses an excessive driving force that is estimated to occur not only now but in the future, and reduces the grip force of the tire. An object of the present invention is to provide a vehicle driving force control device that can be appropriately maintained to improve the running stability of the vehicle.

本発明は、ドライバ要求に基づき車輪に発生するタイヤ力を第１のタイヤ力として推定する第１のタイヤ力推定手段と、車輪に現在発生しているタイヤ力を第２のタイヤ力として推定する第２のタイヤ力推定手段と、タイヤ力の摩擦円限界値を設定する摩擦円限界値設定手段と、上記第１のタイヤ力と上記摩擦円限界値とに基づき上記摩擦円限界値を超えるタイヤ力を第１のオーバータイヤ力として推定する第１のオーバータイヤ力推定手段と、上記第２のタイヤ力と上記摩擦円限界値とに基づき上記摩擦円限界値を超えるタイヤ力を第２のオーバータイヤ力として推定する第２のオーバータイヤ力推定手段と、上記第１のオーバータイヤ力と上記第２のオーバータイヤ力に基づいて駆動力を設定する駆動力設定手段と、走行路の路面勾配を検出する路面勾配検出手段と、上記路面勾配に基づいて上記駆動力設定手段で設定する駆動力の下限値を求め、上記駆動力を下限補正する駆動力補正手段とを備えたことを特徴としている。   The present invention estimates first tire force estimation means for estimating a tire force generated on a wheel as a first tire force based on a driver request, and estimates a tire force currently generated on the wheel as a second tire force. Second tire force estimating means, friction circle limit value setting means for setting a friction circle limit value of tire force, and a tire exceeding the friction circle limit value based on the first tire force and the friction circle limit value Tire force exceeding the friction circle limit value based on the second tire force and the friction circle limit value based on the first over tire force estimation means for estimating the force as the first over tire force; A second over-tyre force estimating unit that estimates the tire force; a driving force setting unit that sets a driving force based on the first over-tyre force and the second over-tyre force; and a road surface gradient of the traveling road. And a driving force correction unit that obtains a lower limit value of the driving force set by the driving force setting unit based on the road gradient and corrects the driving force to a lower limit. .

本発明による車両の駆動力制御装置によれば、坂道等における登坂走行に支障を来すことなく、現在のみならず、今後生じると推定される過剰な駆動力を抑制し、タイヤのグリップ力を適切に維持して車両の走行安定性を向上させることが可能となる。   According to the vehicle driving force control device of the present invention, it is possible to suppress the excessive driving force estimated to occur not only at the present time but also in the future without hindering climbing traveling on a slope or the like, and to increase the grip force of the tire. It is possible to improve the running stability of the vehicle while maintaining it appropriately.

以下、図面に基づいて本発明の実施の形態を説明する。
図１乃至図１３は本発明の実施の一形態を示し、図１は駆動力制御装置の構成を示す機能ブロック図、図２は駆動力制御プログラムのフローチャート、図３は図２から続くフローチャート、図４はエンジン回転数とスロットル開度により設定されるエンジントルクの一例を示す説明図、図５は要求エンジントルクを発生するためのアクセル開度とスロットル開度との関係の一例を示す説明図、図６は付加ヨーモーメント演算ルーチンのフローチャート、図７は横加速度飽和係数の説明図、図８は車速感応ゲインの特性マップ、図９は高μ路と低μ路での付加ヨーモーメントの値の差異の説明図、図１０は制御量補正部の機能ブロック図、図１１は制御量補正プログラムのフローチャート、図１２は第２の下限値の特性図、図１３は抑制されるオーバータイヤ力の説明図である。尚、本実施形態では、車両として、センタデファレンシャル付４輪駆動車を例とし、差動制限クラッチ等（締結トルクＴLSD）により前後駆動力配分をセンタデファレンシャルによるベーストルク配分Ｒf_cdから可変自在な車両を例に説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
1 to 13 show an embodiment of the present invention, FIG. 1 is a functional block diagram showing the configuration of a driving force control device, FIG. 2 is a flowchart of a driving force control program, and FIG. 3 is a flowchart continuing from FIG. FIG. 4 is an explanatory diagram showing an example of engine torque set by the engine speed and the throttle opening, and FIG. 5 is an explanatory diagram showing an example of the relationship between the accelerator opening and the throttle opening for generating the required engine torque. 6 is a flowchart of an additional yaw moment calculation routine, FIG. 7 is an explanatory diagram of a lateral acceleration saturation coefficient, FIG. 8 is a characteristic map of a vehicle speed sensitivity gain, and FIG. 9 is a value of an additional yaw moment on a high μ road and a low μ road. FIG. 10 is a functional block diagram of the control amount correction unit, FIG. 11 is a flowchart of the control amount correction program, FIG. 12 is a characteristic diagram of the second lower limit value, and FIG. FIG. 6 is an explanatory diagram of a rubber tire force. In this embodiment, a four-wheel drive vehicle with a center differential is taken as an example of the vehicle, and a vehicle in which the longitudinal driving force distribution can be varied from the base torque distribution Rf_cd by the center differential by a differential limiting clutch or the like (fastening torque TLSD). Explained as an example.

図１において、符号１は車両に搭載され、駆動力を適切に抑制する車両の駆動力制御装置を示し、この駆動力制御装置１には、スロットル開度センサ１１、エンジン回転数センサ１２、アクセル開度検出手段としてのアクセル開度センサ１３、トランスミッション制御部１４、横加速度センサ１５、ヨーレートセンサ１６、ハンドル角センサ１７、各車輪の車輪速センサ１８、路面μ推定装置１９、路面勾配検出手段としての傾斜角センサ２０が接続され、スロットル開度θth、エンジン回転数Ｎｅ、アクセル開度θACC、主変速ギヤ比ｉ、トルクコンバータのタービン回転数Ｎｔ、差動制限クラッチの締結トルクＴLSD、横加速度（ｄ２ｙ／ｄｔ２）、ヨーレートγ、ハンドル角θＨ、各車輪の車輪速ωfl、ωfr、ωrl、ωrr（添字の「ｆｌ」は左前輪、「ｆｒ」は右前輪、「ｒｌ」は左後輪、「ｒｒ」は右後輪を示す）、路面摩擦係数μ、路面勾配θSLが入力される。 In FIG. 1, reference numeral 1 denotes a vehicle driving force control device that is mounted on a vehicle and appropriately suppresses the driving force. The driving force control device 1 includes a throttle opening sensor 11, an engine speed sensor 12, an accelerator. As an accelerator position sensor 13, a transmission control unit 14, a lateral acceleration sensor 15, a yaw rate sensor 16, a steering wheel angle sensor 17, a wheel speed sensor 18 for each wheel, a road surface μ estimation device 19, and a road surface gradient detection means. Are connected, and the throttle opening θth, the engine speed Ne, the accelerator opening θACC, the main transmission gear ratio i, the turbine speed Nt of the torque converter, the engagement torque TLSD of the differential limiting clutch, and the lateral acceleration ( d 2 y / dt 2), yaw rate γ, the steering wheel angle θH, each wheel of the wheel speed ωfl, ωfr, ωrl, "fl" is left front of ωrr (subscript , "Fr" front right wheel, "rl" left rear wheel, "rr" denotes a rear-right wheel), the road surface friction coefficient mu, road surface gradient θSL is input.

そして、駆動力制御装置１は、これら入力信号に基づき、後述の駆動力制御プログラムに従って、適切な駆動力を演算し、エンジン制御部２に出力する。エンジン制御部２は、図示しないスロットル制御部に制御信号を出力してモータを駆動させ、スロットル弁を作動させる。   Based on these input signals, the driving force control device 1 calculates an appropriate driving force in accordance with a driving force control program described later, and outputs it to the engine control unit 2. The engine control unit 2 outputs a control signal to a throttle control unit (not shown) to drive the motor and operate the throttle valve.

駆動力制御装置１は、図１に示すように、エンジントルク演算部１ａ、要求エンジントルク演算部１ｂ、トランスミッション出力トルク演算部１ｃ、総駆動力演算部１ｄ、前後接地荷重演算部１ｅ、左輪荷重比率演算部１ｆ、各輪接地荷重演算部１ｇ、各輪前後力演算部１ｈ、各輪要求横力演算部１ｉ、各輪横力演算部１ｊ、各輪摩擦円限界値演算部１ｋ、各輪要求タイヤ合力演算部１ｌ、各輪タイヤ合力演算部１ｍ、各輪要求オーバータイヤ合力演算部１ｎ、各輪オーバータイヤ合力演算部１ｏ、オーバータイヤ力演算部１ｐ、オーバートルク演算部１ｑ、制御量演算部１ｒ、制御量補正部１ｓから主要に構成されている。   As shown in FIG. 1, the driving force control device 1 includes an engine torque calculating unit 1a, a required engine torque calculating unit 1b, a transmission output torque calculating unit 1c, a total driving force calculating unit 1d, a front / rear ground load calculating unit 1e, and a left wheel load. Ratio calculation unit 1f, each wheel contact load calculation unit 1g, each wheel longitudinal force calculation unit 1h, each wheel required lateral force calculation unit 1i, each wheel lateral force calculation unit 1j, each wheel friction circle limit value calculation unit 1k, each wheel Required tire resultant force calculating unit 1l, each wheel tire resultant force calculating unit 1m, each wheel required overtire resultant force calculating unit 1n, each wheel overtire resultant force calculating unit 1o, overtire force calculating unit 1p, overtorque calculating unit 1q, control amount calculating It is mainly composed of a unit 1r and a control amount correction unit 1s.

エンジントルク演算部１ａは、スロットル開度センサ１１からスロットル開度θthが、エンジン回転数センサ１２からエンジン回転数Ｎｅが入力される。そして、予めエンジン特性により設定しておいたマップ（例えば、図４に示すマップ）を参照し、現在発生しているエンジントルクＴegを求め、トランスミッション出力トルク演算部１ｃに出力する。尚、このエンジントルクＴegは、エンジン制御部２から読み込んで用いても良い。   The engine torque calculator 1 a receives the throttle opening θth from the throttle opening sensor 11 and the engine speed Ne from the engine speed sensor 12. Then, a currently set engine torque Teg is obtained by referring to a map (for example, the map shown in FIG. 4) set in advance according to engine characteristics, and is output to the transmission output torque calculation unit 1c. The engine torque Teg may be read from the engine control unit 2 and used.

要求エンジントルク演算部１ｂは、アクセル開度センサ１３からアクセル開度θACCが入力される。そして、予め設定されているマップ（例えば、図５に示すようなθACC−θthの関係のマップ）によりスロットル開度θthを求め、このスロットル開度θthを基に、上述の図４に示すマップからエンジントルクＴegを求め、このエンジントルクＴegを要求エンジントルクＴdrvとして制御量演算部１ｒに出力する。尚、この要求エンジントルクＴdrvは、予め設定しておいたアクセル開度θACCに応じたマップから求めるようにしても良く、また、エンジン制御部２から読み込んで用いても良い。   The requested engine torque calculator 1 b receives the accelerator opening θACC from the accelerator opening sensor 13. Then, the throttle opening θth is obtained from a preset map (for example, a map of θACC-θth relationship as shown in FIG. 5), and based on the throttle opening θth, the map shown in FIG. 4 is used. An engine torque Teg is obtained, and this engine torque Teg is output as a required engine torque Tdrv to the control amount calculation unit 1r. The required engine torque Tdrv may be obtained from a map corresponding to a preset accelerator opening degree θACC, or may be read from the engine control unit 2 and used.

トランスミッション出力トルク演算部１ｃは、エンジン回転数センサ１２からエンジン回転数Ｎｅが、トランスミッション制御部１４から主変速ギヤ比ｉ、及び、トルクコンバータのタービン回転数Ｎｔが、エンジントルク演算部１ａからエンジントルクＴegが入力される。   The transmission output torque calculation unit 1c receives the engine rotation speed Ne from the engine rotation speed sensor 12, the main transmission gear ratio i from the transmission control unit 14, and the turbine rotation speed Nt of the torque converter, and the engine torque from the engine torque calculation unit 1a. Teg is input.

そして、例えば、以下の（１）式により、トランスミッション出力トルクＴｔを演算し、総駆動力演算部１ｄ、各輪前後力演算部１ｈに出力する。
Ｔｔ＝Ｔeg・ｔ・ｉ …（１）
ここで、ｔはトルクコンバータのトルク比であり、予め設定されている、トルクコンバータの回転速度比ｅ（＝Ｎｔ／Ｎｅ）とトルクコンバータのトルク比とのマップを参照することにより求められる。尚、後述する制御量補正部１ｓでは、このトルクコンバータのトルク比ｔと主変速ギヤ比ｉとを乗算した値を瞬間総ギヤ比Ｇrmomentと呼称する。 Then, for example, the transmission output torque Tt is calculated by the following equation (1), and is output to the total driving force calculation unit 1d and the wheel front / rear force calculation unit 1h.
Tt = Teg · t · i (1)
Here, t is a torque ratio of the torque converter, and is obtained by referring to a preset map of the rotational speed ratio e (= Nt / Ne) of the torque converter and the torque ratio of the torque converter. In the control amount correction unit 1s described later, a value obtained by multiplying the torque ratio t of the torque converter and the main transmission gear ratio i is referred to as an instantaneous total gear ratio Grmoment.

総駆動力演算部１ｄは、トランスミッション出力トルク演算部１ｃからトランスミッション出力トルクＴｔが入力される。   The total driving force calculation unit 1d receives the transmission output torque Tt from the transmission output torque calculation unit 1c.

そして、例えば、以下の（２）式により、総駆動力Ｆｘを演算し、前後接地荷重演算部１ｅ、各輪前後力演算部１ｈに出力する。
Ｆｘ＝Ｔｔ・η・ｉｆ／Ｒｔ …（２）
ここで、ηは駆動系伝達効率、ｉｆはファイナルギヤ比、Ｒｔはタイヤ半径である。 Then, for example, the total driving force Fx is calculated by the following equation (2), and is output to the front / rear ground load calculation unit 1e and each wheel front / rear force calculation unit 1h.
Fx = Tt · η · if / Rt (2)
Here, η is drive system transmission efficiency, if is the final gear ratio, and Rt is the tire radius.

前後接地荷重演算部１ｅは、総駆動力演算部１ｄから総駆動力Ｆｘ入力される。そして、以下の（３）式により前輪接地荷重Ｆzfを演算し、各輪接地荷重演算部１ｇ、各輪前後力演算部１ｈに出力すると共に、以下の（４）式により後輪接地荷重Ｆzrを演算し、各輪接地荷重演算部１ｇに出力する。
Ｆzf＝Ｗｆ−（（ｍ・（ｄ２ｘ／ｄｔ２）・ｈ）／Ｌ） …（３）
Ｆzr＝Ｗ−Ｆzf …（４）
ここで、Ｗｆは前輪静加重、ｍは車両質量、（ｄ２ｘ／ｄｔ２）は前後加速度（＝Ｆｘ／ｍ）、ｈは重心高さ、Ｌはホイールベース、Ｗは車両重量（＝ｍ・Ｇ；Ｇは重力加速度）である。 The front / rear ground load calculating unit 1e receives the total driving force Fx from the total driving force calculating unit 1d. Then, the front wheel ground load Fzf is calculated by the following equation (3) and output to each wheel ground load calculating unit 1g and each wheel longitudinal force calculating unit 1h, and the rear wheel ground load Fzr is calculated by the following equation (4). Calculate and output to each wheel ground load calculation unit 1g.
Fzf = Wf − ((m · (d 2 x / dt 2 ) · h) / L) (3)
Fzr = W−Fzf (4)
Here, Wf is the front wheel static load, m is the vehicle mass, (d 2 x / dt 2 ) is the longitudinal acceleration (= Fx / m), h is the height of the center of gravity, L is the wheel base, and W is the vehicle weight (= m G: G is the acceleration of gravity).

左輪荷重比率演算部１ｆは、横加速度センサ１５から横加速度（ｄ２ｙ／ｄｔ２）が入力される。そして、以下の（５）式により左輪荷重比率ＷR_lを演算し、各輪接地荷重演算部１ｇ、各輪要求横力演算部１ｉ、各輪横力演算部１ｊに出力する。
ＷR_l＝０．５−（（ｄ２ｙ／ｄｔ２）／Ｇ）・（ｈ／Ｌtred） …（５）
ここで、Ｌtredは前輪と後輪のトレッド平均値である。 Lateral acceleration (d 2 y / dt 2 ) is input from the lateral acceleration sensor 15 to the left wheel load ratio calculation unit 1 f. Then, the left wheel load ratio WR_l is calculated by the following equation (5), and is output to each wheel ground load calculating unit 1g, each wheel required lateral force calculating unit 1i, and each wheel lateral force calculating unit 1j.
WR — 1 = 0.5 − ((d 2 y / dt 2 ) / G) · (h / Ltred) (5)
Here, Ltred is the average tread value of the front and rear wheels.

各輪接地荷重演算部１ｇは、前後接地荷重演算部１ｅから前輪接地荷重Ｆzf、後輪接地荷重Ｆzrが入力され、左輪荷重比率演算部１ｆから左輪荷重比率ＷR_lが入力される。そして、以下の（６）、（７）、（８）、（９）式により、それぞれ左前輪接地荷重Ｆzf_l、右前輪接地荷重Ｆzf_r、左後輪接地荷重Ｆzr_l、右後輪接地荷重Ｆzr_rを演算し、各輪摩擦円限界値演算部１ｋに出力する。
Ｆzf_l＝Ｆzf・ＷR_l …（６）
Ｆzf_r＝Ｆzf・（１−ＷR_l） …（７）
Ｆzr_l＝Ｆzr・ＷR_l …（８）
Ｆzr_r＝Ｆzr・（１−ＷR_l） …（９）
各輪前後力演算部１ｈは、トランスミッション制御部１４からセンタデファレンシャルにおける差動制限クラッチの締結トルクＴLSDが入力され、トランスミッション出力トルク演算部１ｃからトランスミッション出力トルクＴｔが入力され、総駆動力演算部１ｄから総駆動力Ｆｘが入力され、前後接地荷重演算部１ｅから前輪接地荷重Ｆzfが入力される。そして、例えば、後述する手順に従って、左前輪前後力Ｆxf_l、右前輪前後力Ｆxf_r、左後輪前後力Ｆxr_l、右後輪前後力Ｆxr_rを演算し、これらを各輪要求タイヤ合力演算部１ｌ、各輪タイヤ合力演算部１ｍに出力する。 Each wheel ground load calculation unit 1g receives a front wheel ground load Fzf and a rear wheel ground load Fzr from the front and rear ground load calculation unit 1e, and a left wheel load ratio WR_l from the left wheel load ratio calculation unit 1f. Then, the left front wheel ground load Fzf_l, the right front wheel ground load Fzf_r, the left rear wheel ground load Fzr_l, and the right rear wheel ground load Fzr_r are calculated by the following equations (6), (7), (8), and (9), respectively. And output to each wheel friction circle limit value calculation unit 1k.
Fzf_l = Fzf · WR_l (6)
Fzf_r = Fzf · (1−WR_l) (7)
Fzr_l = Fzr · WR_l (8)
Fzr_r = Fzr · (1−WR_l) (9)
Each wheel longitudinal force calculation unit 1h receives a differential limiting clutch engagement torque TLSD in the center differential from the transmission control unit 14, receives a transmission output torque Tt from the transmission output torque calculation unit 1c, and outputs a total driving force calculation unit 1d. The total driving force Fx is input from the front, and the front wheel ground load Fzf is input from the front and rear ground load calculation unit 1e. Then, for example, according to the procedure described later, the left front wheel front / rear force Fxf_l, the right front wheel front / rear force Fxf_r, the left rear wheel front / rear force Fxr_l, and the right rear wheel front / rear force Fxr_r are calculated. It outputs to a wheel tire resultant force calculating part 1m.

以下、左前輪前後力Ｆxf_l、右前輪前後力Ｆxf_r、左後輪前後力Ｆxr_l、右後輪前後力Ｆxr_rを演算する手順の一例を説明する。   Hereinafter, an example of a procedure for calculating the left front wheel longitudinal force Fxf_l, the right front wheel longitudinal force Fxf_r, the left rear wheel longitudinal force Fxr_l, and the right rear wheel longitudinal force Fxr_r will be described.

まず、前輪荷重配分率ＷR_fを以下の（１０）式により演算する。
ＷR_f＝Ｆzf／Ｗ …（１０）
次に、最小前輪前後トルクＴfminと最大前輪前後トルクＴfmaxを、以下の（１１）、（１２）式により演算する。
Ｔfmin＝Ｔｔ・Ｒf_cd−ＴLSD（≧０） …（１１）
Ｔfmax＝Ｔｔ・Ｒf_cd＋ＴLSD（≧０） …（１２）
次いで、最小前輪前後力Ｆxfminと最大前輪前後力Ｆxfmaxを、以下の（１３）、（１４）式により演算する。
Ｆxfmin＝Ｔfmin・η・ｉｆ／Ｒｔ …（１３）
Ｆxfmax＝Ｔfmax・η・ｉｆ／Ｒｔ …（１４）
そして、以下のように状態判定する。
・ＷR_f≦Ｆxfmin／Ｆｘのときは後輪側に差動制限トルクが増加されているとし、判定値Ｉ＝１とする。
・ＷR_f≧Ｆxfmax／Ｆｘのときは前輪側に差動制限トルクが増加されているとし、判定値Ｉ＝３とする。
・上記以外の場合は通常時と判定して、判定値Ｉ＝２とする。 First, the front wheel load distribution ratio WR_f is calculated by the following equation (10).
WR_f = Fzf / W (10)
Next, the minimum front wheel front / rear torque Tfmin and the maximum front wheel front / rear torque Tfmax are calculated by the following equations (11) and (12).
Tfmin = Tt · Rf_cd−TLSD (≧ 0) (11)
Tfmax = Tt · Rf_cd + TLSD (≧ 0) (12)
Next, the minimum front wheel longitudinal force Fxfmin and the maximum front wheel longitudinal force Fxfmax are calculated by the following equations (13) and (14).
Fxfmin = Tfmin · η · if / Rt (13)
Fxfmax = Tfmax · η · if / Rt (14)
Then, the state is determined as follows.
When WR_f ≦ Fxfmin / Fx, it is assumed that the differential limiting torque is increased on the rear wheel side, and the determination value I = 1.
When WR_f ≧ Fxfmax / Fx, it is assumed that the differential limiting torque is increased on the front wheel side, and the determination value I = 3.
In cases other than the above, it is determined as normal time, and the determination value I = 2.

次いで、上述の判定値Ｉに応じて、前輪前後力Ｆxfを以下のように演算する。
・Ｉ＝１の場合…Ｆxf＝Ｔfmin・η・ｉｆ／Ｒｔ …（１５）
・Ｉ＝２の場合…Ｆxf＝Ｆｘ・ＷR_f …（１６）
・Ｉ＝３の場合…Ｆxf＝Ｆxfmax・η・ｉｆ／Ｒｔ …（１７）
そして、（１５）或いは（１６）或いは（１７）式で演算した前輪前後力Ｆxfにより後輪前後力Ｆxrを以下の（１８）式により演算する。 Next, according to the determination value I described above, the front wheel longitudinal force Fxf is calculated as follows.
When I = 1 Fxf = Tfmin · η · if / Rt (15)
When I = 2 ... Fxf = Fx.WR_f (16)
When I = 3 Fxf = Fxfmax · η · if / Rt (17)
Then, the rear wheel longitudinal force Fxr is calculated by the following equation (18) from the front wheel longitudinal force Fxf calculated by the equation (15), (16) or (17).

Ｆxr＝Ｆｘ−Ｆxf …（１８）
以上の前輪前後力Ｆxf、及び、後輪前後力Ｆxrを用いて、以下、（１９）〜（２２）式により、左前輪前後力Ｆxf_l、右前輪前後力Ｆxf_r、左後輪前後力Ｆxr_l、右後輪前後力Ｆxr_rを演算する。
Ｆxf_l＝Ｆxf／２ …（１９）
Ｆxf_r＝Ｆxf_l …（２０）
Ｆxr_l＝Ｆxr／２ …（２１）
Ｆxr_r＝Ｆxr_l …（２２）
尚、本実施形態で示した各輪前後力の演算は、あくまで一例であり、車両の駆動形式・駆動機構等により適宜、選択されるものである。 Fxr = Fx−Fxf (18)
By using the front wheel longitudinal force Fxf and the rear wheel longitudinal force Fxr, the left front wheel longitudinal force Fxf_l, the right front wheel longitudinal force Fxf_r, the left rear wheel longitudinal force Fxr_l, and the right according to the following equations (19) to (22) The rear wheel longitudinal force Fxr_r is calculated.
Fxf_l = Fxf / 2 (19)
Fxf_r = Fxf_l (20)
Fxr_l = Fxr / 2 (21)
Fxr_r = Fxr_l (22)
Note that the calculation of the front-rear force of each wheel shown in the present embodiment is merely an example, and is appropriately selected according to the drive type / drive mechanism of the vehicle.

各輪要求横力演算部１ｉは、横加速度センサ１５から横加速度（ｄ２ｙ／ｄｔ２）が、ヨーレートセンサ１６からヨーレートγが、ハンドル角センサ１７からハンドル角θＨが、各車輪の（４輪）車輪速センサ１８から各車輪の車輪速ωfl、ωfr、ωrl、ωrrが、左輪荷重比率演算部１ｆから左輪荷重比率ＷR_lが入力される。 In each wheel required lateral force calculation unit 1i, the lateral acceleration (d 2 y / dt 2 ) from the lateral acceleration sensor 15, the yaw rate γ from the yaw rate sensor 16, the handle angle θH from the handle angle sensor 17 (4 Wheel) The wheel speeds ωfl, ωfr, ωrl, and ωrr of each wheel are input from the wheel speed sensor 18, and the left wheel load ratio WR_l is input from the left wheel load ratio calculation unit 1f.

そして、後述する手順に従って（図６に示すフローチャートに従って）付加ヨーモーメントＭｚθを演算し、この付加ヨーモーメントを基に、以下の（２３）式により要求前輪横力Ｆyf_FFを演算し、以下の（２４）式により要求後輪横力Ｆyr_FFを演算する。これら要求前輪横力Ｆyf_FF、要求後輪横力Ｆyr_FFを基に、（２５）〜（２８）式により、左前輪要求横力Ｆyf_l_FF、右前輪要求横力Ｆyf_r_FF、左後輪要求横力Ｆyr_l_FF、右後輪要求横力Ｆyr_r_FFを演算して各輪要求タイヤ合力演算部１ｌに出力する。   Then, the additional yaw moment Mzθ is calculated according to the procedure described later (according to the flowchart shown in FIG. 6). Based on this additional yaw moment, the required front wheel lateral force Fyf_FF is calculated according to the following equation (23). ) To calculate the required rear wheel lateral force Fyr_FF. Based on these required front wheel lateral force Fyf_FF and requested rear wheel lateral force Fyr_FF, the left front wheel required lateral force Fyf_l_FF, the right front wheel required lateral force Fyf_r_FF, the left rear wheel required lateral force Fyr_l_FF, and the right by the formulas (25) to (28) The rear wheel required lateral force Fyr_r_FF is calculated and output to each wheel required tire resultant force calculating unit 1l.

Ｆyf_FF＝Ｍｚθ／Ｌ …（２３）
Ｆyr_FF＝（−Ｉｚ・（ｄγ／ｄｔ）
＋ｍ・（ｄ２ｙ／ｄｔ２）・Ｌｆ）／Ｌ …（２４）
ここで、Ｉｚは車両のヨー慣性モーメント、Ｌｆは前軸−重心間距離である。 Fyf_FF = Mzθ / L (23)
Fyr_FF = (− Iz · (dγ / dt)
+ M · (d 2 y / dt 2 ) · Lf) / L (24)
Here, Iz is the yaw moment of inertia of the vehicle, and Lf is the distance between the front axis and the center of gravity.

Ｆyf_l_FF＝Ｆyf_FF・ＷR_l …（２５）
Ｆyf_r_FF＝Ｆyf_FF・（１−ＷR_l） …（２６）
Ｆyr_l_FF＝Ｆyr_FF・ＷR_l …（２７）
Ｆyr_r_FF＝Ｆyr_FF・（１−ＷR_l） …（２８）
また、付加ヨーモーメントＭｚθは、図６に示すように、まず、ステップ（以下、「Ｓ」と略称）２０１で車速Ｖを演算し（例えば、Ｖ＝（ωfl＋ωfr＋ωrl＋ωrr）／４）、Ｓ２０２に進み、以下の（２９）式により、横加速度／ハンドル角ゲインＧyを演算する。
Ｇy＝（１／（１＋Ａ・Ｖ２））・（Ｖ２／Ｌ）・（１／ｎ） …（２９）
ここで、Ａはスタビリティファクタ、ｎはステアリングギヤ比である。 Fyf_l_FF = Fyf_FF · WR_l (25)
Fyf_r_FF = Fyf_FF · (1-WR_l) (26)
Fyr_l_FF = Fyr_FF · WR_l (27)
Fyr_r_FF = Fyr_FF · (1-WR_l) (28)
Further, as shown in FIG. 6, the additional yaw moment Mzθ is first calculated in step (hereinafter abbreviated as “S”) 201 to calculate the vehicle speed V (for example, V = (ωfl + ωfr + ωrl + ωrr) / 4), and proceeds to S202. The lateral acceleration / steering wheel angle gain Gy is calculated by the following equation (29).
Gy = (1 / (1 + A · V 2 )) · (V 2 / L) · (1 / n) (29)
Here, A is a stability factor, and n is a steering gear ratio.

次に、Ｓ２０３に進み、横加速度／ハンドル角ゲインＧyとハンドル角θHを乗算した値（Ｇy・θH）と、横加速度（ｄ２ｙ／ｄｔ２）とに応じて予め設定されたマップを参照し、横加速度飽和係数Ｋμを演算する。この横加速度飽和係数Ｋμを求めるマップは、図７（ａ）に示すように、横加速度／ハンドル角ゲインＧyとハンドル角θHを乗算した値（Ｇy・θH）と、横加速度（ｄ２ｙ／ｄｔ２）とに応じて予め設定され、ハンドル角θHが所定値以上において、横加速度（ｄ２ｙ／ｄｔ２）が大きくなる程、小さな値に設定される。これは、Ｇy・θHが大きいとき高μ路であるほど横加速度（ｄ２ｙ／ｄｔ２）が大きくなるが、低μ路では横加速度（ｄ２ｙ／ｄｔ２）が発生し難くなることを表現するものである。これにより、後述する基準横加速度（ｄ２ｙr／ｄｔ２）の値は、図７（ｂ）に示すように、Ｇy・θHが大きいとき横加速度（ｄ２ｙ／ｄｔ２）が大きく高μ路であると思われる場合は低い値に設定され、付加ヨーモーメントＭｚθに対する修正量が小さくなるようになっている。 Next, in S203, a map set in advance according to the value obtained by multiplying the lateral acceleration / handle angle gain Gy and the handle angle θH (Gy · θH) and the lateral acceleration (d 2 y / dt 2 ) is referred to. Then, the lateral acceleration saturation coefficient Kμ is calculated. As shown in FIG. 7A, the map for obtaining the lateral acceleration saturation coefficient Kμ is obtained by multiplying the lateral acceleration / handle angle gain Gy by the handle angle θH (Gy · θH) and the lateral acceleration (d 2 y / dt 2 ), and is set to a smaller value as the lateral acceleration (d 2 y / dt 2 ) increases when the handle angle θH is equal to or greater than a predetermined value. This lateral acceleration as is a high μ road when Gy · .theta.H large (d 2 y / dt 2) is larger, the lateral acceleration (d 2 y / dt 2) is less likely to occur in the low μ road It expresses. As a result, the value of the reference lateral acceleration (d 2 yr / dt 2 ), which will be described later, is large when Gy · θH is large, as shown in FIG. 7B, and the lateral acceleration (d 2 y / dt 2 ) is large. When the road is considered to be a road, the value is set to a low value so that the correction amount for the additional yaw moment Mzθ is small.

次いで、Ｓ２０４に進み、以下の（３０）式により、横加速度偏差感応ゲインＫyを演算する。
Ｋy＝Ｋθ／Ｇy …（３０）
ここで、Ｋθは、舵角感応ゲインであり、以下の（３１）式により演算される。
Ｋθ＝（Ｌf・Ｋf）／ｎ …（３１）
Ｋfは前軸の等価コーナリングパワーである。 Next, in S204, the lateral acceleration deviation sensitive gain Ky is calculated by the following equation (30).
Ky = Kθ / Gy (30)
Here, Kθ is a steering angle sensitive gain, and is calculated by the following equation (31).
Kθ = (Lf · Kf) / n (31)
Kf is the equivalent cornering power of the front shaft.

すなわち、上述の（３０）式により、横加速度偏差感応ゲインＫyは、設定の目安（最大値）として、極低μ路にて舵がまったく効かない状態（γ＝０，（ｄ２ｙ／ｄｔ２）＝０）で、付加ヨーモーメントＭｚθ（定常値）が０となる場合が考慮される。 That is, according to the above equation (30), the lateral acceleration deviation sensitive gain Ky is set as a guideline (maximum value) in a state where the rudder does not work at all on an extremely low μ road (γ = 0, (d 2 y / dt 2 ) = 0) and the case where the additional yaw moment Mzθ (steady value) is 0 is considered.

次に、Ｓ２０５に進み、以下の（３２）式により基準横加速度（ｄ２ｙr／ｄｔ２）を演算する。 Next, in S205, the reference lateral acceleration (d 2 yr / dt 2 ) is calculated by the following equation (32).

（ｄ２ｙr／ｄｔ２）＝Ｋμ・Ｇy・（１／（１＋Ｔy・ｓ））・θH …（３２）
ここで、ｓは微分演算子、Ｔyは横加速度の１次遅れ時定数であり、この１次遅れ時定数Ｔyは、後軸の等価コーナリングパワーをＫrとして、例えば以下の（３３）式により算出される。
Ｔy＝Ｉz／（Ｌ・Ｋr） …（３３）
次いで、Ｓ２０６に進み、以下の（３４）式により横加速度偏差（ｄ２ｙe／ｄｔ２）を演算する。
（ｄ２ｙe／ｄｔ２）＝（ｄ２ｙ／ｄｔ２）−（ｄ２ｙr／ｄｔ２） …（３４）
次に、Ｓ２０７に進み、以下の（３５）式によりヨーレート／ハンドル角ゲインＧγを演算する。
Ｇγ＝（１／（１＋Ａ・Ｖ２））・（Ｖ／Ｌ）・（１／ｎ） …（３５）
次いで、Ｓ２０８に進み、以下の（３６）式により、例えば、グリップ走行（（ｄ２ｙe／ｄｔ２）＝０）時に付加ヨーモーメントＭｚθ（定常値）が０となる場合を考えて、ヨーレート感応ゲインＫγを演算する。 (D 2 yr / dt 2 ) = Kμ · Gy · (1 / (1 + Ty · s)) · θH (32)
Here, s is a differential operator, Ty is a first-order lag time constant of lateral acceleration, and this first-order lag time constant Ty is calculated by, for example, the following equation (33), where Kr is the equivalent cornering power of the rear axis. Is done.
Ty = Iz / (L · Kr) (33)
Next, in S206, the lateral acceleration deviation (d 2 ye / dt 2 ) is calculated by the following equation (34).
(D 2 ye / dt 2 ) = (d 2 y / dt 2 ) − (d 2 yr / dt 2 ) (34)
In step S207, the yaw rate / handle angle gain Gγ is calculated by the following equation (35).
Gγ = (1 / (1 + A · V 2 )) · (V / L) · (1 / n) (35)
Next, the process proceeds to S208, and the following equation (36) is used, for example, considering the case where the additional yaw moment Mzθ (steady value) becomes 0 during grip travel ((d 2 ye / dt 2 ) = 0), The gain Kγ is calculated.

Ｋγ＝Ｋθ／Ｇγ …（３６）
次に、Ｓ２０９に進み、予め設定しておいたマップにより車速感応ゲインＫvを演算する。このマップは、例えば図８に示すように、低速域での不要な付加ヨーモーメントＭｚθを避けるために設定されている。尚、図８において、Ｖc1は、例えば４０km/hである。 Kγ = Kθ / Gγ (36)
In step S209, a vehicle speed sensitive gain Kv is calculated using a preset map. This map is set in order to avoid an unnecessary additional yaw moment Mzθ in a low speed region, for example, as shown in FIG. In FIG. 8, Vc1 is 40 km / h, for example.

そして、Ｓ２１０に進み、以下の（３７）式により付加ヨーモーメントＭｚθを演算する。
Ｍｚθ＝Ｋv・（−Ｋγ・γ＋Ｋy・（ｄ２ｙe／ｄｔ２）＋Ｋθ・θH） …（３７）
すなわち、この（３７）式に示すように、−Ｋγ・γの項がヨーレートγに感応したヨーモーメント、Ｋθ・θHの項がハンドル角θHに感応したヨーモーメント、Ｋy・（ｄ２ｙe／ｄｔ２）の項がヨーモーメントの修正値となっている。このため、図９に示すように、高μ路で横加速度（ｄ２ｙ／ｄｔ２）が大きな運転をした場合には、付加ヨーモーメントＭｚθも大きな値となり、運動性能が向上する。一方、低μ路での走行では、付加ヨーモーメントＭｚθは、上述の修正値が作用して付加ヨーモーメントＭｚθを低減するため回頭性が大きくなることがなく、安定した走行性能が得られるようになっている。 In S210, the additional yaw moment Mzθ is calculated by the following equation (37).
Mzθ = Kv · (−Kγ · γ + Ky · (d 2 ye / dt 2 ) + Kθ · θH) (37)
That is, as shown in the equation (37), the term −Kγ · γ is a yaw moment that is sensitive to the yaw rate γ, the term Kθ · θH is a yaw moment that is sensitive to the handle angle θH, and Ky · (d 2 ye / dt The term 2 ) is the correction value for the yaw moment. For this reason, as shown in FIG. 9, when the lateral acceleration (d 2 y / dt 2 ) is operated on a high μ road, the additional yaw moment Mzθ also becomes a large value, and the motion performance is improved. On the other hand, when traveling on a low μ road, the additional yaw moment Mzθ reduces the additional yaw moment Mzθ by the above-described correction value, so that the turning performance does not increase and stable traveling performance can be obtained. It has become.

各輪横力演算部１ｊは、横加速度センサ１５から横加速度（ｄ２ｙ／ｄｔ２）が、ヨーレートセンサ１６からヨーレートγが、左輪荷重比率演算部１ｆから左輪荷重比率ＷR_lが入力される。そして、以下の（３８）式により前輪横力Ｆyf_FBを演算し、以下の（３９）式により後輪横力Ｆyr_FBを演算する。これら前輪横力Ｆyf_FB、後輪横力Ｆyr_FBを基に、（４０）〜（４３）式により、左前輪横力Ｆyf_l_FB、右前輪横力Ｆyf_r_FB、左後輪横力Ｆyr_l_FB、右後輪横力Ｆyr_r_FBを演算して各輪タイヤ合力演算部１ｍに出力する。
Ｆyf_FB＝（Ｉｚ・（ｄγ／ｄｔ）
＋ｍ・（ｄ２ｙ／ｄｔ２）・Ｌｒ）／Ｌ …（３８）
Ｆyr_FB＝（−Ｉｚ・（ｄγ／ｄｔ）
＋ｍ・（ｄ２ｙ／ｄｔ２）・Ｌｆ）／Ｌ …（３９）
ここで、Ｌｒは後軸−重心間距離である。
Ｆyf_l_FB＝Ｆyf_FB・ＷR_l …（４０）
Ｆyf_r_FB＝Ｆyf_FB・（１−ＷR_l） …（４１）
Ｆyr_l_FB＝Ｆyr_FB・ＷR_l …（４２）
Ｆyr_r_FB＝Ｆyr_FB・（１−ＷR_l） …（４３）
各輪摩擦円限界値演算部１ｋは、路面μ推定装置１９から路面摩擦係数μが入力され、各輪接地荷重演算部１ｇから左前輪接地荷重Ｆzf_l、右前輪接地荷重Ｆzf_r、左後輪接地荷重Ｆzr_l、右後輪接地荷重Ｆzr_rが入力される。 Each wheel lateral force calculation unit 1j receives a lateral acceleration (d 2 y / dt 2 ) from the lateral acceleration sensor 15, a yaw rate γ from the yaw rate sensor 16, and a left wheel load ratio WR_l from the left wheel load ratio calculation unit 1f. Then, the front wheel lateral force Fyf_FB is calculated by the following equation (38), and the rear wheel lateral force Fyr_FB is calculated by the following equation (39). Based on these front wheel lateral force Fyf_FB and rear wheel lateral force Fyr_FB, the left front wheel lateral force Fyf_l_FB, the right front wheel lateral force Fyf_r_FB, the left rear wheel lateral force Fyr_l_FB, the right rear wheel lateral force Fyr_r_FB Is output to each wheel tire resultant force calculation unit 1m.
Fyf_FB = (Iz · (dγ / dt)
+ M · (d 2 y / dt 2 ) · Lr) / L (38)
Fyr_FB = (− Iz · (dγ / dt)
+ M · (d 2 y / dt 2 ) · Lf) / L (39)
Here, Lr is the distance between the rear axis and the center of gravity.
Fyf_l_FB = Fyf_FB · WR_l (40)
Fyf_r_FB = Fyf_FB · (1-WR_l) (41)
Fyr_l_FB = Fyr_FB · WR_l (42)
Fyr_r_FB = Fyr_FB · (1-WR_l) (43)
Each wheel friction circle limit value calculation unit 1k receives a road surface friction coefficient μ from the road surface μ estimation device 19, and each wheel ground load calculation unit 1g receives a left front wheel ground load Fzf_l, a right front wheel ground load Fzf_r, and a left rear wheel ground load. Fzr_l and right rear wheel ground load Fzr_r are input.

そして、以下の（４４）〜（４７）式により、左前輪摩擦円限界値μ_Fzfl、右前輪摩擦円限界値μ_Fzfr、左後輪摩擦円限界値μ_Fzrl、右後輪摩擦円限界値μ_Fzrrを演算し、各輪要求オーバータイヤ力演算部１ｎ、各輪オーバータイヤ力演算部１ｏに出力する。すなわち、この各輪摩擦円限界値演算部１ｋは、摩擦円限界値設定手段として設けられている。
μ_Fzfl＝μ・Ｆzf_l …（４４）
μ_Fzfr＝μ・Ｆzf_r …（４５）
μ_Fzrl＝μ・Ｆzr_l …（４６）
μ_Fzrr＝μ・Ｆzr_r …（４７）
各輪要求タイヤ合力演算部１ｌは、各輪前後力演算部１ｈから左前輪前後力Ｆxf_l、右前輪前後力Ｆxf_r、左後輪前後力Ｆxr_l、右後輪前後力Ｆxr_rが入力され、各輪要求横力演算部１ｉから左前輪要求横力Ｆyf_l_FF、右前輪要求横力Ｆyf_r_FF、左後輪要求横力Ｆyr_l_FF、右後輪要求横力Ｆyr_r_FFが入力される。そして、以下の（４８）〜（５１）式により、左前輪要求タイヤ合力Ｆ_fl_FF、右前輪要求タイヤ合力Ｆ_fr_FF、左後輪要求タイヤ合力Ｆ_rl_FF、右後輪要求タイヤ合力Ｆ_rr_FFを演算し、各輪要求オーバータイヤ力演算部１ｎに出力する。すなわち、この各輪要求タイヤ合力演算部１ｌは、第１のタイヤ力推定手段として設けられている。
Ｆ_fl_FF＝（Ｆxf_l２＋Ｆyf_l_FF２）１／２ …（４８）
Ｆ_fr_FF＝（Ｆxf_r２＋Ｆyf_r_FF２）１／２ …（４９）
Ｆ_rl_FF＝（Ｆxr_l２＋Ｆyr_l_FF２）１／２ …（５０）
Ｆ_rr_FF＝（Ｆxr_r２＋Ｆyr_r_FF２）１／２ …（５１）
各輪タイヤ合力演算部１ｍは、各輪前後力演算部１ｈから左前輪前後力Ｆxf_l、右前輪前後力Ｆxf_r、左後輪前後力Ｆxr_l、右後輪前後力Ｆxr_rが入力され、各輪横力演算部１ｊから左前輪横力Ｆyf_l_FB、右前輪横力Ｆyf_r_FB、左後輪横力Ｆyr_l_FB、右後輪横力Ｆyr_r_FBが入力される。そして、以下の（５２）〜（５５）式により、左前輪タイヤ合力Ｆ_fl_FB、右前輪タイヤ合力Ｆ_fr_FB、左後輪タイヤ合力Ｆ_rl_FB、右後輪タイヤ合力Ｆ_rr_FBを演算し、各輪オーバータイヤ力演算部１ｏに出力する。すなわち、この各輪タイヤ合力演算部１ｍは、第２のタイヤ力推定手段として設けられている。
Ｆ_fl_FB＝（Ｆxf_l２＋Ｆyf_l_FB２）１／２ …（５２）
Ｆ_fr_FB＝（Ｆxf_r２＋Ｆyf_r_FB２）１／２ …（５３）
Ｆ_rl_FB＝（Ｆxr_l２＋Ｆyr_l_FB２）１／２ …（５４）
Ｆ_rr_FB＝（Ｆxr_r２＋Ｆyr_r_FB２）１／２ …（５５）
各輪要求オーバータイヤ力演算部１ｎは、各輪摩擦円限界値演算部１ｋから左前輪摩擦円限界値μ_Fzfl、右前輪摩擦円限界値μ_Fzfr、左後輪摩擦円限界値μ_Fzrl、右後輪摩擦円限界値μ_Fzrrが入力され、各輪要求タイヤ合力演算部１ｌから左前輪要求タイヤ合力Ｆ_fl_FF、右前輪要求タイヤ合力Ｆ_fr_FF、左後輪要求タイヤ合力Ｆ_rl_FF、右後輪要求タイヤ合力Ｆ_rr_FFが入力される。そして、以下の（５６）〜（５９）式により、左前輪要求オーバータイヤ力ΔＦ_fl_FF、右前輪要求オーバータイヤ力ΔＦ_fr_FF、左後輪要求オーバータイヤ力ΔＦ_rl_FF、右後輪要求オーバータイヤ力ΔＦ_rr_FFを演算し、オーバータイヤ力演算部１ｐに出力する。すなわち、この各輪要求オーバータイヤ力演算部１ｎは、第１のオーバータイヤ力推定手段として設けられている。
ΔＦ_fl_FF＝Ｆ_fl_FF−μ_Fzfl …（５６）
ΔＦ_fr_FF＝Ｆ_fr_FF−μ_Fzfr …（５７）
ΔＦ_rl_FF＝Ｆ_rl_FF−μ_Fzrl …（５８）
ΔＦ_rr_FF＝Ｆ_rr_FF−μ_Fzrr …（５９）
各輪オーバータイヤ力演算部１ｏは、各輪摩擦円限界値演算部１ｋから左前輪摩擦円限界値μ_Fzfl、右前輪摩擦円限界値μ_Fzfr、左後輪摩擦円限界値μ_Fzrl、右後輪摩擦円限界値μ_Fzrrが入力され、各輪タイヤ合力演算部１ｍから左前輪タイヤ合力Ｆ_fl_FB、右前輪タイヤ合力Ｆ_fr_FB、左後輪タイヤ合力Ｆ_rl_FB、右後輪タイヤ合力Ｆ_rr_FBが入力される。そして、以下の（６０）〜（６３）式により、左前輪オーバータイヤ力ΔＦ_fl_FB、右前輪オーバータイヤ力ΔＦ_fr_FB、左後輪オーバータイヤ力ΔＦ_rl_FB、右後輪オーバータイヤ力ΔＦ_rr_FBを演算し、オーバータイヤ力演算部１ｐに出力する。すなわち、この各輪オーバータイヤ力演算部１ｏは、第２のオーバータイヤ力推定手段として設けられている。
ΔＦ_fl_FB＝Ｆ_fl_FB−μ_Fzfl …（６０）
ΔＦ_fr_FB＝Ｆ_fr_FB−μ_Fzfr …（６１）
ΔＦ_rl_FB＝Ｆ_rl_FB−μ_Fzrl …（６２）
ΔＦ_rr_FB＝Ｆ_rr_FB−μ_Fzrr …（６３）
オーバータイヤ力演算部１ｐは、各輪要求オーバータイヤ力演算部１ｎから左前輪要求オーバータイヤ力ΔＦ_fl_FF、右前輪要求オーバータイヤ力ΔＦ_fr_FF、左後輪要求オーバータイヤ力ΔＦ_rl_FF、右後輪要求オーバータイヤ力ΔＦ_rr_FFが入力され、各輪オーバータイヤ力演算部１ｏから左前輪オーバータイヤ力ΔＦ_fl_FB、右前輪オーバータイヤ力ΔＦ_fr_FB、左後輪オーバータイヤ力ΔＦ_rl_FB、右後輪オーバータイヤ力ΔＦ_rr_FBが入力される。そして、各輪要求オーバータイヤ力ΔＦ_fl_FF、ΔＦ_fr_FF、ΔＦ_rl_FF、ΔＦ_rr_FFの総和と、各輪オーバータイヤ力ΔＦ_fl_FB、ΔＦ_fr_FB、ΔＦ_rl_FB、ΔＦ_rr_FBの総和とを比較して、値の大きい方をオーバータイヤ力Ｆoverとして設定する。すなわち、
Ｆover＝ＭＡＸ（（ΔＦ_fl_FF＋ΔＦ_fr_FF＋ΔＦ_rl_FF＋ΔＦ_rr_FF）
，（ΔＦ_fl_FB＋ΔＦ_fr_FB＋ΔＦ_rl_FB＋ΔＦ_rr_FB））…（６４）
オーバートルク演算部１ｑは、エンジン回転数センサ１２からエンジン回転数Ｎｅが、トランスミッション制御部１４から主変速ギヤ比ｉ、トルクコンバータのタービン回転数Ｎｔが、オーバータイヤ力演算部１ｐからオーバータイヤ力Ｆoverが入力される。そして、以下の（６５）式によりオーバートルクＴoverを演算し、制御量演算部１ｒに出力する。
Ｔover＝Ｆover・Ｒｔ／ｔ／ｉ／η／ｉｆ …（６５）
制御量演算部１ｒは、要求エンジントルク演算部１ｂから要求エンジントルクＴdrvが入力され、オーバートルク演算部１ｑからオーバートルクＴoverが入力される。そして、以下の（６６）式により、制御量Ｔreqを演算し、制御量補正部１ｓに出力する。
Ｔreq＝Ｔdrv−Ｔover …（６６）
このように、本実施の形態では、オーバータイヤ力演算部１ｐ、オーバートルク演算部１ｑ、及び、制御量演算部１ｒで駆動力設定手段が構成されている。 Then, the left front wheel friction circle limit value μ_Fzfl, the right front wheel friction circle limit value μ_Fzfr, the left rear wheel friction circle limit value μ_Fzrl, and the right rear wheel friction circle limit value μ_Fzrr are calculated by the following equations (44) to (47). , Output to each wheel required overtire force calculation unit 1n and each wheel overtire force calculation unit 1o. That is, each wheel friction circle limit value calculation unit 1k is provided as friction circle limit value setting means.
μ_Fzfl = μ · Fzf_l (44)
μ_Fzfr = μ · Fzf_r (45)
μ_Fzrl = μ · Fzr_l (46)
μ_Fzrr = μ · Fzr_r (47)
Each wheel request tire resultant force calculation unit 1l receives the left front wheel front / rear force Fxf_l, right front wheel front / rear force Fxf_r, left rear wheel front / rear force Fxr_l, and right rear wheel front / rear force Fxr_r from each wheel front / rear force calculation unit 1h. The left front wheel required lateral force Fyf_l_FF, the right front wheel required lateral force Fyf_r_FF, the left rear wheel required lateral force Fyr_l_FF, and the right rear wheel required lateral force Fyr_r_FF are input from the lateral force calculation unit 1i. Then, the left front wheel required tire resultant force F_fl_FF, the right front wheel required tire resultant force F_fr_FF, the left rear wheel required tire resultant force F_rl_FF, and the right rear wheel required tire resultant force F_rr_FF are calculated by the following equations (48) to (51), It outputs to the over tire force calculating part 1n. In other words, each wheel required tire resultant force calculating section 11 is provided as a first tire force estimating means.
F_fl_FF = (Fxf_l 2 + Fyf_l_FF 2 ) 1/2 (48)
F_fr_FF = (Fxf_r 2 + Fyf_r_FF 2 ) 1/2 (49)
F_rl_FF = (Fxr_l 2 + Fyr_l_FF 2 ) 1/2 (50)
F_rr_FF = (Fxr_r 2 + Fyr_r_FF 2 ) 1/2 (51)
Each wheel tire resultant force calculation unit 1m receives the left front wheel front / rear force Fxf_l, right front wheel front / rear force Fxf_r, left rear wheel front / rear force Fxr_l, and right rear wheel front / rear force Fxr_r from each wheel front / rear force calculation unit 1h. A left front wheel lateral force Fyf_l_FB, a right front wheel lateral force Fyf_r_FB, a left rear wheel lateral force Fyr_l_FB, and a right rear wheel lateral force Fyr_r_FB are input from the calculation unit 1j. Then, the left front wheel tire resultant force F_fl_FB, the right front wheel tire resultant force F_fr_FB, the left rear wheel tire resultant force F_rl_FB, and the right rear wheel tire resultant force F_rr_FB are calculated by the following equations (52) to (55), Output to 1o. That is, each wheel tire resultant force calculation unit 1m is provided as second tire force estimation means.
F_fl_FB = (Fxf_l 2 + Fyf_l_FB 2 ) 1/2 (52)
F_fr_FB = (Fxf_r 2 + Fyf_r_FB 2 ) 1/2 (53)
F_rl_FB = (Fxr_l 2 + Fyr_l_FB 2 ) 1/2 (54)
F_rr_FB = (Fxr_r 2 + Fyr_r_FB 2 ) 1/2 (55)
Each wheel required over-tyre force calculation unit 1n receives from each wheel friction circle limit value calculation unit 1k, left front wheel friction circle limit value μ_Fzfl, right front wheel friction circle limit value μ_Fzfr, left rear wheel friction circle limit value μ_Fzrl, right rear wheel friction The circle limit value μ_Fzrr is input, and the left front wheel required tire resultant force F_fl_FF, the right front wheel required tire resultant force F_fr_FF, the left rear wheel required tire resultant force F_rl_FF, and the right rear wheel required tire resultant force F_rr_FF are input from each wheel required tire resultant force calculation unit 1l. . Then, the front left wheel required overtire force ΔF_fl_FF, the right front wheel required overtire force ΔF_fr_FF, the left rear wheel required overtire force ΔF_rl_FF, and the right rear wheel required overtire force ΔF_rr_FF are calculated by the following equations (56) to (59). And output to the over-tyre force calculator 1p. That is, each wheel required overtire force calculation unit 1n is provided as a first overtire force estimation means.
ΔF_fl_FF = F_fl_FF−μ_Fzfl (56)
ΔF_fr_FF = F_fr_FF−μ_Fzfr (57)
ΔF_rl_FF = F_rl_FF−μ_Fzrl (58)
ΔF_rr_FF = F_rr_FF−μ_Fzrr (59)
Each wheel over-tyre force calculation unit 1o receives the left front wheel friction circle limit value μ_Fzfl, the left front wheel friction circle limit value μ_Fzfr, the left rear wheel friction circle limit value μ_Fzrl, and the right rear wheel friction circle from each wheel friction circle limit value calculation unit 1k. The limit value μ_Fzrr is input, and the left front wheel tire combined force F_fl_FB, the right front wheel tire combined force F_fr_FB, the left rear wheel tire combined force F_rl_FB, and the right rear wheel tire combined force F_rr_FB are input from each wheel tire combined force calculation unit 1m. Then, according to the following equations (60) to (63), the left front wheel over-tyre force ΔF_fl_FB, the right front wheel over-tyre force ΔF_fr_FB, the left rear wheel over-tyre force ΔF_rl_FB, and the right rear wheel over-tyre force ΔF_rr_FB are calculated. It outputs to the calculating part 1p. That is, each wheel overtire force calculation unit 1o is provided as a second overtire force estimation means.
ΔF_fl_FB = F_fl_FB−μ_Fzfl (60)
ΔF_fr_FB = F_fr_FB−μ_Fzfr (61)
ΔF_rl_FB = F_rl_FB−μ_Fzrl (62)
ΔF_rr_FB = F_rr_FB−μ_Fzrr (63)
The over-tyre force calculating unit 1p receives the left front wheel required over-tyre force ΔF_fl_FF, the left front wheel required over-tyre force ΔF_fr_FF, the left rear wheel required over-tyre force ΔF_rl_FF, and the right rear wheel required over-tyre force from each wheel required over-tyre force calculating unit 1n. ΔF_rr_FF is input, and the left front wheel overtire force ΔF_fl_FB, the right front wheel overtire force ΔF_fr_FB, the left rear wheel overtire force ΔF_rl_FB, and the right rear wheel overtire force ΔF_rr_FB are input from each wheel overtire force calculation unit 1o. Then, the sum of each wheel required overtire force ΔF_fl_FF, ΔF_fr_FF, ΔF_rl_FF, ΔF_rr_FF and the sum of each wheel overtire force ΔF_fl_FB, ΔF_fr_FB, ΔF_rl_FB, ΔF_rr_FB are compared, and the larger value is set as the overtire force Fover. To do. That is,
Fover = MAX ((ΔF_fl_FF + ΔF_fr_FF + ΔF_rl_FF + ΔF_rr_FF)
, (ΔF_fl_FB + ΔF_fr_FB + ΔF_rl_FB + ΔF_rr_FB)) (64)
The overtorque calculation unit 1q is configured such that the engine rotation speed Ne from the engine rotation speed sensor 12, the main transmission gear ratio i from the transmission control unit 14, the turbine rotation speed Nt of the torque converter, and the overtire force Fover from the overtire force calculation unit 1p. Is entered. Then, the overtorque Tover is calculated by the following equation (65) and output to the control amount calculation unit 1r.
Tover = Fover · Rt / t / i / η / if (65)
The control amount calculator 1r receives the requested engine torque Tdrv from the requested engine torque calculator 1b, and receives the over torque Tover from the overtorque calculator 1q. Then, the control amount Treq is calculated by the following equation (66) and output to the control amount correction unit 1s.
Treq = Tdrv−Tover (66)
As described above, in this embodiment, the over-tyre force calculation unit 1p, the over-torque calculation unit 1q, and the control amount calculation unit 1r constitute driving force setting means.

制御量補正部１ｓは、エンジン回転数センサ１２からエンジン回転数Ｎｅが、アクセル開度センサ１３からアクセル開度θACCが、トランスミッション制御部１４から主変速ギヤ比ｉ、トルクコンバータのタービン回転数Ｎｔが、傾斜角センサ２０から路面勾配θSLが、制御量演算部１ｒから制御量Ｔreqが入力される。そして、後述する制御量補正プログラムに従って制御量Ｔreqを補正し、エンジン制御部２に出力する。以下、制御量補正部１ｓの詳細について説明する。   The control amount correction unit 1s has an engine speed Ne from the engine speed sensor 12, an accelerator opening degree θACC from the accelerator opening sensor 13, a main transmission gear ratio i from the transmission control unit 14, and a turbine speed Nt of the torque converter. The road surface gradient θSL is input from the inclination angle sensor 20, and the control amount Treq is input from the control amount calculation unit 1r. Then, the control amount Treq is corrected in accordance with a control amount correction program described later, and is output to the engine control unit 2. Details of the control amount correction unit 1s will be described below.

制御量補正部１ｓは、図１０に示すように、瞬間総ギヤ比演算部３０ａ、第１の下限値設定部３０ｂ、第２の下限値設定部３０ｃ、制御量下限処理部３０ｄから主要に構成されている。   As shown in FIG. 10, the control amount correction unit 1s mainly includes an instantaneous total gear ratio calculation unit 30a, a first lower limit value setting unit 30b, a second lower limit value setting unit 30c, and a control amount lower limit processing unit 30d. Has been.

瞬間総ギヤ比演算部３０ａは、エンジン回転数センサ１２からエンジン回転数Ｎｅが、トランスミッション制御部１４から主変速ギヤ比ｉ、トルクコンバータのタービン回転数Ｎｔが入力される。そして、前述のトランスミッション出力トルク演算部１ｃで説明したように、トルクコンバータのトルク比ｔと主変速ギヤ比ｉとを乗算して瞬間総ギヤ比Ｇrmoment（＝ｔ・ｉ）を演算し、第１の下限値設定部３０ｂに出力する。   The instantaneous total gear ratio calculation unit 30a receives the engine speed Ne from the engine speed sensor 12, and the main transmission gear ratio i and the turbine speed Nt of the torque converter from the transmission control unit 14. Then, as described in the transmission output torque calculation unit 1c, the instantaneous total gear ratio Grmoment (= t · i) is calculated by multiplying the torque ratio t of the torque converter and the main transmission gear ratio i, and the first Is output to the lower limit value setting unit 30b.

第１の下限値設定部３０ｂは、傾斜角センサ２０から路面勾配θSLが、瞬間総ギヤ比演算部３０ａから瞬間総ギヤ比Ｇrmomentが入力される。そして、例えば、以下の（６７）式により、路面勾配θSLに基づく制御量演算部１ｒからの制御量Ｔreqの下限値を第１の下限値Ｔmin1として算出し、制御量下限処理部３０ｄに出力する。
Ｔmin1＝sin（θSL）・Ｗ／（Ｇrmoment・ｉｆ）＋５０ …（６７）
すなわち、上述の（６７）式は、制御量Ｔreqの下限値Ｔmin1を路面勾配θSLに応じて増加させる式となっている。 The first lower limit value setting unit 30b receives the road surface gradient θSL from the inclination angle sensor 20 and the instantaneous total gear ratio Grmoment from the instantaneous total gear ratio calculation unit 30a. Then, for example, the lower limit value of the control amount Treq from the control amount calculation unit 1r based on the road surface gradient θSL is calculated as the first lower limit value Tmin1 by the following equation (67), and is output to the control amount lower limit processing unit 30d. .
Tmin1 = sin (θSL) · W / (Grmoment · if) +50 (67)
That is, the above equation (67) is an equation for increasing the lower limit value Tmin1 of the control amount Treq in accordance with the road surface gradient θSL.

第２の下限値設定部３０ｃは、アクセル開度センサ１３からアクセル開度θACCが入力される。そして、予め設定しておいた、図１２に示すようなマップを参照し、アクセル開度θACCに基づく制御量演算部１ｒからの制御量Ｔreqの下限値を第２の下限値Ｔmin2として設定し、制御量下限処理部３０ｄに出力する。
制御量下限処理部３０ｄは、傾斜角センサ２０から路面勾配θSLが、制御量演算部１ｒから制御量Ｔreqが、第１の下限値設定部３０ｂから第１の下限値Ｔmin1が、第２の下限値設定部３０ｃから第２の下限値Ｔmin2が入力される。そして、通常は、第１の下限値Ｔmin1を用いて制御量Ｔreqの下限処理を実行する（制御量Ｔreqを下限値以上に設定する）が、路面勾配θSLが取得できない場合は、第１の下限値Ｔmin1の取得も困難と判定し、第２の下限値Ｔmin2を用いて制御量Ｔreqの下限処理を実行し、エンジン制御部２に出力する。 The second lower limit setting unit 30 c receives the accelerator opening θACC from the accelerator opening sensor 13. Then, with reference to a map as shown in FIG. 12 set in advance, the lower limit value of the control amount Treq from the control amount calculation unit 1r based on the accelerator opening θACC is set as the second lower limit value Tmin2, Output to the control amount lower limit processing unit 30d.
The control amount lower limit processing unit 30d receives the road surface gradient θSL from the inclination angle sensor 20, the control amount Treq from the control amount calculation unit 1r, the first lower limit value Tmin1 from the first lower limit setting unit 30b, and the second lower limit. The second lower limit value Tmin2 is input from the value setting unit 30c. Usually, the lower limit processing of the control amount Treq is executed using the first lower limit value Tmin1 (the control amount Treq is set to be equal to or higher than the lower limit value). If the road surface gradient θSL cannot be obtained, the first lower limit value is set. It is also determined that acquisition of the value Tmin1 is difficult, and a lower limit process of the control amount Treq is executed using the second lower limit value Tmin2, and is output to the engine control unit 2.

このように制御量補正部１ｓは、駆動力補正手段として設けられており、制御量補正部１ｓで実行される制御量補正プログラムは、図１１のフローチャートに示すように、まず、Ｓ３０１で、必要パラメータ、すなわち、エンジン回転数Ｎｅ、アクセル開度θACC、主変速ギヤ比ｉ、トルクコンバータのタービン回転数Ｎｔ、路面勾配θSL、制御量Ｔreqを読み込む。   As described above, the control amount correction unit 1s is provided as a driving force correction unit, and the control amount correction program executed by the control amount correction unit 1s is first required in S301 as shown in the flowchart of FIG. The parameters, that is, the engine speed Ne, the accelerator opening θACC, the main transmission gear ratio i, the turbine speed Nt of the torque converter, the road surface gradient θSL, and the control amount Treq are read.

次いで、Ｓ３０２に進み、路面勾配θSLを取得できたか否か判定し、取得できていれば、Ｓ３０３に進んで、瞬間総ギヤ比演算部３０ａで、瞬間総ギヤ比Ｇrmomentを演算し、Ｓ３０４に進み、第１の下限値設定部３０ｂで、上述の（６７）式により、第１の下限値Ｔmin1を設定する。   Next, the process proceeds to S302, where it is determined whether or not the road surface gradient θSL has been acquired. If it has been acquired, the process proceeds to S303, where the instantaneous total gear ratio calculation unit 30a calculates the instantaneous total gear ratio Grmoment, and the process proceeds to S304. The first lower limit value setting unit 30b sets the first lower limit value Tmin1 according to the above equation (67).

また、上述のＳ３０２で、路面勾配θSLを取得できないと判定した場合は、Ｓ３０５に進み、第２の下限値設定部３０ｃで、予め設定しておいた、図１２に示すようなマップを参照し、第２の下限値Ｔmin2を設定する。   If it is determined in S302 that the road surface gradient θSL cannot be acquired, the process proceeds to S305, and a map as shown in FIG. 12 set in advance by the second lower limit setting unit 30c is referred to. The second lower limit value Tmin2 is set.

そして、上述のＳ３０４、或いは、Ｓ３０５で下限値をした後は、Ｓ３０６に進み、制御量下限処理部３０ｄは、制御量Ｔreqを下限値以上に設定して、エンジン制御部２に出力し、プログラムを抜ける。   Then, after the lower limit value is set in S304 or S305 described above, the process proceeds to S306, where the control amount lower limit processing unit 30d sets the control amount Treq to be equal to or higher than the lower limit value, and outputs it to the engine control unit 2, and the program Exit.

このように、制御量補正部１ｓでは、制御量演算部１ｒからの制御量Ｔreqを、路面勾配θSLに基づく第１の下限値Ｔmin1を用いて下限処理し、また、路面勾配θSLが取得できず第１の下限値Ｔmin1が設定できない場合は、アクセル開度θACCに基づく第２の下限値Ｔmin2を用いて下限処理するようになっている。このため、坂道等において登坂走行に支障を来すことが確実に防止でき、現在のみならず、今後生じると推定される過剰な駆動力を抑制し、タイヤのグリップ力を適切に維持して車両の走行安定性を向上させることができる。   As described above, the control amount correction unit 1s performs the lower limit processing on the control amount Treq from the control amount calculation unit 1r using the first lower limit value Tmin1 based on the road surface gradient θSL, and the road surface gradient θSL cannot be acquired. When the first lower limit value Tmin1 cannot be set, the lower limit process is performed using the second lower limit value Tmin2 based on the accelerator opening θACC. For this reason, it is possible to reliably prevent an obstacle in climbing on a slope or the like, and to suppress excessive driving force that is estimated not only to be present but also to be generated in the future, and to properly maintain tire grip force. The running stability of the vehicle can be improved.

尚、本実施の形態においては、路面勾配θSLが取得できず第１の下限値Ｔmin1が設定できない場合をも考慮して、アクセル開度θACCに基づく第２の下限値Ｔmin2を設定するようにしているが、路面勾配θSLの取得が保証され、第１の下限値Ｔmin1の未設定の可能性が少ない場合は、第２の下限値Ｔmin2の設定を行わなくても良い。   In the present embodiment, the second lower limit value Tmin2 based on the accelerator opening θACC is set in consideration of the case where the road surface gradient θSL cannot be acquired and the first lower limit value Tmin1 cannot be set. However, if acquisition of the road surface gradient θSL is guaranteed and there is little possibility that the first lower limit value Tmin1 has not been set, the second lower limit value Tmin2 need not be set.

次に、上述の駆動力制御装置１で実行される駆動力制御プログラムについて、図２、図３のフローチャートで説明する。
まず、Ｓ１０１で必要パラメータ、すなわち、スロットル開度θth、エンジン回転数Ｎｅ、アクセル開度θACC、主変速ギヤ比ｉ、トルクコンバータのタービン回転数Ｎｔ、差動制限クラッチの締結トルクＴLSD、横加速度（ｄ２ｙ／ｄｔ２）、ヨーレートγ、ハンドル角θＨ、各車輪の車輪速ωfl、ωfr、ωrl、ωrr、路面摩擦係数μを読み込む。 Next, the driving force control program executed by the above-described driving force control apparatus 1 will be described with reference to the flowcharts of FIGS.
First, in S101, necessary parameters, that is, throttle opening θth, engine rotation speed Ne, accelerator opening θACC, main transmission gear ratio i, torque converter turbine rotation speed Nt, differential limiting clutch engagement torque TLSD, lateral acceleration ( d 2 y / dt 2 ), yaw rate γ, steering wheel angle θH, wheel speeds ωfl, ωfr, ωrl, ωrr and road surface friction coefficient μ of each wheel are read.

次いで、Ｓ１０２に進み、エンジントルク演算部１ａで、予めエンジン特性により設定しておいたマップ（例えば、図４に示すマップ）を参照し、現在発生しているエンジントルクＴegを求める。   Next, in S102, the engine torque calculation unit 1a refers to a map (for example, the map shown in FIG. 4) set in advance according to the engine characteristics to obtain the currently generated engine torque Teg.

次に、Ｓ１０３に進み、要求エンジントルク演算部１ｂで、予め設定されているマップ（例えば、図５に示すようなθACC−θthの関係のマップ）によりスロットル開度θthを求め、このスロットル開度θthを基に、上述の図４に示すマップからエンジントルクＴegを求める。   Next, the process proceeds to S103, where the requested engine torque calculation unit 1b obtains the throttle opening θth from a preset map (for example, the map of θACC-θth relationship as shown in FIG. 5), and this throttle opening Based on θth, the engine torque Teg is obtained from the map shown in FIG.

次いで、Ｓ１０４に進み、トランスミッション出力トルク演算部１ｃで、前述の（１）式により、トランスミッション出力トルクＴｔを演算する。   Next, the process proceeds to S104, and the transmission output torque Tt is calculated by the transmission output torque calculation unit 1c by the above-described equation (1).

次に、Ｓ１０５に進み、総駆動力演算部１ｄで、前述の（２）式により、総駆動力Ｆｘを演算する。   Next, proceeding to S105, the total driving force calculation unit 1d calculates the total driving force Fx by the above-described equation (2).

次いで、Ｓ１０６に進み、前後接地荷重演算部１ｅで、前述の（３）式により前輪接地荷重Ｆzfを演算し、前述の（４）式により後輪接地荷重Ｆzrを演算する。   Next, the process proceeds to S106, where the front / rear ground load calculation unit 1e calculates the front wheel ground load Fzf by the above-described equation (3), and calculates the rear wheel ground load Fzr by the above-described equation (4).

次に、Ｓ１０７に進み、左輪荷重比率演算部１ｆで、前述の（５）式により左輪荷重比率ＷR_lを演算する。   Next, the process proceeds to S107, and the left wheel load ratio calculation unit 1f calculates the left wheel load ratio WR_l by the above-described equation (5).

次いで、Ｓ１０８に進み、各輪接地荷重演算部１ｇで、前述の（６）、（７）、（８）、（９）式により、それぞれ左前輪接地荷重Ｆzf_l、右前輪接地荷重Ｆzf_r、左後輪接地荷重Ｆzr_l、右後輪接地荷重Ｆzr_rを演算する。   Next, the process proceeds to S108, and each wheel ground load calculation unit 1g uses the above-described formulas (6), (7), (8), and (9) to calculate the left front wheel ground load Fzf_l, the right front wheel ground load Fzf_r, and the left rear, respectively. The wheel contact load Fzr_l and the right rear wheel contact load Fzr_r are calculated.

次に、Ｓ１０９に進み、各輪前後力演算部１ｈで、前述の（１９）〜（２２）式により、左前輪前後力Ｆxf_l、右前輪前後力Ｆxf_r、左後輪前後力Ｆxr_l、右後輪前後力Ｆxr_rを演算する。   Next, the process proceeds to S109, and each wheel longitudinal force calculation unit 1h calculates the left front wheel longitudinal force Fxf_l, the right front wheel longitudinal force Fxf_r, the left rear wheel longitudinal force Fxr_l, and the right rear wheel according to the aforementioned equations (19) to (22). The longitudinal force Fxr_r is calculated.

次いで、Ｓ１１０に進み、各輪要求横力演算部１ｉで、前述の（２５）〜（２８）式により左前輪要求横力Ｆyf_l_FF、右前輪要求横力Ｆyf_r_FF、左後輪要求横力Ｆyr_l_FF、右後輪要求横力Ｆyr_r_FFを演算する。   Next, the process proceeds to S110, and each wheel required lateral force calculation unit 1i calculates the left front wheel required lateral force Fyf_l_FF, the right front wheel required lateral force Fyf_r_FF, the left rear wheel required lateral force Fyr_l_FF, and the right according to the above-described equations (25) to (28). The rear wheel required lateral force Fyr_r_FF is calculated.

次に、Ｓ１１１に進み、各輪横力演算部１ｊで、前述の（４０）〜（４３）式により、左前輪横力Ｆyf_l_FB、右前輪横力Ｆyf_r_FB、左後輪横力Ｆyr_l_FB、右後輪横力Ｆyr_r_FBを演算する。   Next, proceeding to S111, each wheel lateral force calculation unit 1j calculates the left front wheel lateral force Fyf_l_FB, the right front wheel lateral force Fyf_r_FB, the left rear wheel lateral force Fyr_l_FB, and the right rear wheel according to the aforementioned equations (40) to (43). The lateral force Fyr_r_FB is calculated.

次いで、Ｓ１１２に進み、各輪摩擦円限界値演算部１ｋで、前述の（４４）〜（４７）式により、左前輪摩擦円限界値μ_Fzfl、右前輪摩擦円限界値μ_Fzfr、左後輪摩擦円限界値μ_Fzrl、右後輪摩擦円限界値μ_Fzrrを演算する。   Next, the process proceeds to S112, and each wheel friction circle limit value calculation unit 1k calculates the left front wheel friction circle limit value μ_Fzfl, the right front wheel friction circle limit value μ_Fzfr, and the left rear wheel friction circle by the above-described equations (44) to (47). The limit value μ_Fzrl and the right rear wheel friction circle limit value μ_Fzrr are calculated.

次に、Ｓ１１３に進み、各輪要求タイヤ合力演算部１ｌで、前述の（４８）〜（５１）式により、左前輪要求タイヤ合力Ｆ_fl_FF、右前輪要求タイヤ合力Ｆ_fr_FF、左後輪要求タイヤ合力Ｆ_rl_FF、右後輪要求タイヤ合力Ｆ_rr_FFを演算する。   Next, the process proceeds to S113, and each wheel required tire resultant force calculation unit 1l calculates the left front wheel required tire resultant force F_fl_FF, the right front wheel required tire resultant force F_fr_FF, and the left rear wheel required tire resultant force F_rl_FF by the above-described equations (48) to (51). The right rear wheel required tire resultant force F_rr_FF is calculated.

次いで、Ｓ１１４に進み、各輪タイヤ合力演算部１ｍで、前述の（５２）〜（５５）式により、左前輪タイヤ合力Ｆ_fl_FB、右前輪タイヤ合力Ｆ_fr_FB、左後輪タイヤ合力Ｆ_rl_FB、右後輪タイヤ合力Ｆ_rr_FBを演算する。   Next, the process proceeds to S114, and each wheel tire resultant force calculation unit 1m calculates the left front wheel tire resultant force F_fl_FB, the right front wheel tire resultant force F_fr_FB, the left rear wheel tire resultant force F_rl_FB, and the right rear wheel tire according to the above formulas (52) to (55). The resultant force F_rr_FB is calculated.

次に、Ｓ１１５に進み、各輪要求オーバータイヤ力演算部１ｎで、前述の（５６）〜（５９）式により、左前輪要求オーバータイヤ力ΔＦ_fl_FF、右前輪要求オーバータイヤ力ΔＦ_fr_FF、左後輪要求オーバータイヤ力ΔＦ_rl_FF、右後輪要求オーバータイヤ力ΔＦ_rr_FFを演算する。   Next, the process proceeds to S115, where each wheel required overtire force calculation unit 1n calculates the left front wheel required overtire force ΔF_fl_FF, the right front wheel required overtire force ΔF_fr_FF, and the left rear wheel required according to the expressions (56) to (59) described above. The overtire force ΔF_rl_FF and the right rear wheel required overtire force ΔF_rr_FF are calculated.

次いで、Ｓ１１６に進み、各輪オーバータイヤ力演算部１ｏで、前述の（６０）〜（６３）式により、左前輪オーバータイヤ力ΔＦ_fl_FB、右前輪オーバータイヤ力ΔＦ_fr_FB、左後輪オーバータイヤ力ΔＦ_rl_FB、右後輪オーバータイヤ力ΔＦ_rr_FBを演算する。   Next, the process proceeds to S116, and each wheel over-tyre force calculation unit 1o calculates the left front wheel over-tyre force ΔF_fl_FB, the right front wheel over-tyre force ΔF_fr_FB, the left rear wheel over-tyre force ΔF_rl_FB by the above-described equations (60) to (63). The right rear wheel over-tyre force ΔF_rr_FB is calculated.

次に、Ｓ１１７に進み、オーバータイヤ力演算部１ｐで、前述の（６４）式により、オーバータイヤ力Ｆoverを演算する。   Next, the process proceeds to S117, and the overtire force calculation unit 1p calculates the overtire force Fover by the above-described equation (64).

次いで、Ｓ１１８に進み、オーバートルク演算部１ｑで、前述の（６５）式により、オーバートルクＴoverを演算し、Ｓ１１９に進んで、制御量演算部１ｒで、前述の（６６）式により、制御量Ｔreqを演算する。   Next, the process proceeds to S118, where the overtorque calculation unit 1q calculates the overtorque Tover using the above-described equation (65), and the process proceeds to S119, where the control amount calculation unit 1r calculates the control amount according to the above-described equation (66). Calculate Treq.

そして、Ｓ１２０に進み、制御量補正部１ｓで、前述の如く、すなわち、制御量Ｔreqを、路面勾配θSLに基づく第１の下限値Ｔmin1を用いて下限処理し、また、路面勾配θSLが取得できず第１の下限値Ｔmin1が設定できない場合は、アクセル開度θACCに基づく第２の下限値Ｔmin2を用いて下限処理し、エンジン制御部２に出力してプログラムを抜ける。   In S120, the control amount correction unit 1s performs the lower limit process on the control amount Treq using the first lower limit value Tmin1 based on the road surface gradient θSL as described above, and the road surface gradient θSL can be acquired. If the first lower limit value Tmin1 cannot be set, the lower limit process is performed using the second lower limit value Tmin2 based on the accelerator opening θACC, and the program is output to the engine control unit 2 and the program is exited.

このように本発明の実施の形態によれば、ドライバ要求に基づき車輪に発生するタイヤ力が摩擦円限界値からオーバーするトルク値と、車輪に現在発生しているタイヤ力が摩擦円限界値からオーバーするトルク値とを比較し、その大きい方の値をドライバが要求する駆動力から減じるようになっている。このため、現在のみならず、今後のトルク過剰な状態が適切に補正され、スピン、及び、プラウに対して適切な制御が行われ、タイヤのグリップ力を適切に維持して車両の走行安定性を向上させることが可能となっている。   As described above, according to the embodiment of the present invention, the torque value at which the tire force generated on the wheel based on the driver request exceeds the friction circle limit value, and the tire force currently generated on the wheel from the friction circle limit value. The torque value to be exceeded is compared, and the larger value is subtracted from the driving force required by the driver. For this reason, not only the present but also the future excessive torque state is properly corrected, the spin and plow are properly controlled, and the tire grip force is properly maintained to maintain the vehicle running stability. It is possible to improve.

また、ドライバが要求する駆動力から減じて補正する値は、あくまでも、タイヤ力が摩擦円限界値からオーバーするトルク値であるため、前後方向の駆動力が急に抑制されることがなく、ドライバに対して不自然な感覚や、加速不足といった不満感を与えることもない（すなわち、図１３においてのＦxaだけ駆動力が抑制されることになる）。   In addition, the value to be corrected by subtracting the driving force required by the driver is a torque value that causes the tire force to exceed the friction circle limit value, so the driving force in the front-rear direction is not suddenly suppressed, and the driver Therefore, there is no unnatural feeling or dissatisfaction such as insufficient acceleration (that is, the driving force is suppressed by Fxa in FIG. 13).

尚、前後方向の駆動力を確実に抑制し、タイヤのグリップ力を維持するようにしても良い（すなわち、図１３においてのＦxbだけ駆動力を抑制するようにしても良い）。この場合の制御は、図１の破線で示す信号線が追加され、各輪要求オーバータイヤ力演算部１ｎ及び各輪オーバータイヤ力演算部１ｏにおける演算を以下のように変更することにより実現できる。   In addition, the driving force in the front-rear direction may be reliably suppressed and the tire grip force may be maintained (that is, the driving force may be suppressed by Fxb in FIG. 13). The control in this case can be realized by adding a signal line indicated by a broken line in FIG. 1 and changing the calculation in each wheel required overtire force calculation unit 1n and each wheel overtire force calculation unit 1o as follows.

各輪要求オーバータイヤ力演算部１ｎは、各輪摩擦円限界値演算部１ｋから左前輪摩擦円限界値μ_Fzfl、右前輪摩擦円限界値μ_Fzfr、左後輪摩擦円限界値μ_Fzrl、右後輪摩擦円限界値μ_Fzrrが入力され、各輪要求横力演算部１ｉから左前輪要求横力Ｆyf_l_FF、右前輪要求横力Ｆyf_r_FF、左後輪要求横力Ｆyr_l_FF、右後輪要求横力Ｆyr_r_FFが入力され、各輪前後力演算部１ｈから左前輪前後力Ｆxf_l、右前輪前後力Ｆxf_r、左後輪前後力Ｆxr_l、右後輪前後力Ｆxr_rが入力される。   Each wheel required over-tyre force calculation unit 1n receives from each wheel friction circle limit value calculation unit 1k, left front wheel friction circle limit value μ_Fzfl, right front wheel friction circle limit value μ_Fzfr, left rear wheel friction circle limit value μ_Fzrl, right rear wheel friction The circle limit value μ_Fzrr is input, the left front wheel required lateral force Fyf_l_FF, the right front wheel required lateral force Fyf_r_FF, the left rear wheel required lateral force Fyr_l_FF, and the right rear wheel required lateral force Fyr_r_FF are input from each wheel required lateral force calculation unit 1i. A left front wheel longitudinal force Fxf_l, a right front wheel longitudinal force Fxf_r, a left rear wheel longitudinal force Fxr_l, and a right rear wheel longitudinal force Fxr_r are input from each wheel longitudinal force calculation unit 1h.

そして、以下の（６８）〜（７１）式により、左前輪要求オーバータイヤ力ΔＦ_fl_FF、右前輪要求オーバータイヤ力ΔＦ_fr_FF、左後輪要求オーバータイヤ力ΔＦ_rl_FF、右後輪要求オーバータイヤ力ΔＦ_rr_FFを演算し、オーバータイヤ力演算部１ｐに出力する。
ΔＦ_fl_FF＝Ｆxf_l−（μ_Fzfl２−Ｆyf_l_FF２）１／２ …（６８）
ΔＦ_fr_FF＝Ｆxf_r−（μ_Fzfr２−Ｆyf_r_FF２）１／２ …（６９）
ΔＦ_rl_FF＝Ｆxr_l−（μ_Fzrl２−Ｆyr_l_FF２）１／２ …（７０）
ΔＦ_rr_FF＝Ｆxr_r−（μ_Fzrr２−Ｆyr_r_FF２）１／２ …（７１）
各輪オーバータイヤ力演算部１ｏは、各輪摩擦円限界値演算部１ｋから左前輪摩擦円限界値μ_Fzfl、右前輪摩擦円限界値μ_Fzfr、左後輪摩擦円限界値μ_Fzrl、右後輪摩擦円限界値μ_Fzrrが入力され、各輪横力演算部１ｊから左前輪横力Ｆyf_l_FB、右前輪横力Ｆyf_r_FB、左後輪横力Ｆyr_l_FB、右後輪横力Ｆyr_r_FBが入力され、各輪前後力演算部１ｈから左前輪前後力Ｆxf_l、右前輪前後力Ｆxf_r、左後輪前後力Ｆxr_l、右後輪前後力Ｆxr_rが入力される。 Then, the left front wheel required overtire force ΔF_fl_FF, the right front wheel required overtire force ΔF_fr_FF, the left rear wheel required overtire force ΔF_rl_FF, and the right rear wheel required overtire force ΔF_rr_FF are calculated by the following equations (68) to (71). And output to the over-tyre force calculator 1p.
ΔF_fl_FF = Fxf_l− (μ_Fzfl 2 −Fyf_l_FF 2 ) 1/2 (68)
ΔF_fr_FF = Fxf_r− (μ_Fzfr 2 −Fyf_r_FF 2 ) 1/2 (69)
ΔF_rl_FF = Fxr_l− (μ_Fzrl 2 −Fyr_l_FF 2 ) 1/2 (70)
ΔF_rr_FF = Fxr_r− (μ_Fzrr 2 −Fyr_r_FF 2 ) 1/2 (71)
Each wheel over-tyre force calculation unit 1o receives the left front wheel friction circle limit value μ_Fzfl, the left front wheel friction circle limit value μ_Fzfr, the left rear wheel friction circle limit value μ_Fzrl, and the right rear wheel friction circle from each wheel friction circle limit value calculation unit 1k. The limit value μ_Fzrr is input, and the left front wheel lateral force Fyf_l_FB, the right front wheel lateral force Fyf_r_FB, the left rear wheel lateral force Fyr_l_FB, and the right rear wheel lateral force Fyr_r_FB are input from each wheel lateral force calculating unit 1j. From 1h, a left front wheel longitudinal force Fxf_l, a right front wheel longitudinal force Fxf_r, a left rear wheel longitudinal force Fxr_l, and a right rear wheel longitudinal force Fxr_r are input.

そして、以下の（７２）〜（７５）式により、左前輪オーバータイヤ力ΔＦ_fl_FB、右前輪オーバータイヤ力ΔＦ_fr_FB、左後輪オーバータイヤ力ΔＦ_rl_FB、右後輪オーバータイヤ力ΔＦ_rr_FBを演算し、オーバータイヤ力演算部１ｐに出力する。
ΔＦ_fl_FB＝Ｆxf_l−（μ_Fzfl２−Ｆyf_l_FB２）１／２ …（７２）
ΔＦ_fr_FB＝Ｆxf_r−（μ_Fzfr２−Ｆyf_r_FB２）１／２ …（７３）
ΔＦ_rl_FB＝Ｆxr_l−（μ_Fzrl２−Ｆyr_l_FB２）１／２ …（７４）
ΔＦ_rr_FB＝Ｆxr_r−（μ_Fzrr２−Ｆyr_r_FB２）１／２ …（７５） Then, by calculating the left front wheel over tire force ΔF_fl_FB, the right front wheel over tire force ΔF_fr_FB, the left rear wheel over tire force ΔF_rl_FB, and the right rear wheel over tire force ΔF_rr_FB by the following equations (72) to (75), the over tire force It outputs to the calculating part 1p.
ΔF_fl_FB = Fxf_l− (μ_Fzfl 2 −Fyf_l_FB 2 ) 1/2 (72)
ΔF_fr_FB = Fxf_r− (μ_Fzfr 2 −Fyf_r_FB 2 ) 1/2 (73)
ΔF_rl_FB = Fxr_l− (μ_Fzrl 2 −Fyr_l_FB 2 ) 1/2 (74)
ΔF_rr_FB = Fxr_r− (μ_Fzrr 2 −Fyr_r_FB 2 ) 1/2 (75)

駆動力制御装置の構成を示す機能ブロック図Functional block diagram showing the configuration of the driving force control device 駆動力制御プログラムのフローチャートDriving force control program flowchart 図２から続くフローチャートFlowchart continuing from FIG. エンジン回転数とスロットル開度により設定されるエンジントルクの一例を示す説明図Explanatory drawing showing an example of engine torque set by engine speed and throttle opening 要求エンジントルクを発生するためのアクセル開度とスロットル開度との関係の一例を示す説明図Explanatory drawing which shows an example of the relationship between the accelerator opening and throttle opening for generating required engine torque 付加ヨーモーメント演算ルーチンのフローチャートFlow chart of additional yaw moment calculation routine 横加速度飽和係数の説明図Illustration of lateral acceleration saturation coefficient 車速感応ゲインの特性マップCharacteristic map of vehicle speed sensitive gain 高μ路と低μ路での付加ヨーモーメントの値の差異の説明図Explanatory diagram of the difference in the value of the additional yaw moment on the high and low μ roads 制御量補正部の機能ブロック図Functional block diagram of control amount correction unit 制御量補正プログラムのフローチャートFlow chart of control amount correction program 第２の下限値の特性図Characteristic diagram of the second lower limit 抑制されるオーバータイヤ力の説明図Illustration of over-tyre force to be suppressed

符号の説明Explanation of symbols

１ 駆動力制御装置
１ａ エンジントルク演算部
１ｂ 要求エンジントルク演算部
１ｃ トランスミッション出力トルク演算部
１ｄ 総駆動力演算部
１ｅ 前後接地荷重演算部
１ｆ 左輪荷重比率演算部
１ｇ 各輪接地荷重演算部
１ｈ 各輪前後力演算部
１ｉ 各輪要求横力演算部
１ｊ 各輪横力演算部
１ｋ 各輪摩擦円限界値演算部（摩擦円限界値設定手段）
１ｌ 各輪要求タイヤ合力演算部（第１のタイヤ力推定手段）
１ｍ 各輪タイヤ合力演算部（第２のタイヤ力推定手段）
１ｎ 各輪要求オーバータイヤ合力演算部（第１のオーバータイヤ力推定手段）
１ｏ 各輪オーバータイヤ合力演算部（第２のオーバータイヤ力推定手段）
１ｐ オーバータイヤ力演算部（駆動力設定手段）
１ｑ オーバートルク演算部（駆動力設定手段）
１ｒ 制御量演算部（駆動力設定手段）
１ｓ 制御量補正部（駆動力補正手段）
２ エンジン制御部
１３ アクセル開度センサ（アクセル開度検出手段）
２０ 傾斜角センサ（路面勾配検出手段）
３０ａ 瞬間総ギヤ比演算部
３０ｂ 第１の下限値設定部
３０ｃ 第２の下限値設定部
３０ｄ 制御量下限処理部 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Driving force control apparatus 1a Engine torque calculating part 1b Required engine torque calculating part 1c Transmission output torque calculating part 1d Total driving force calculating part 1e Front and rear ground load calculating part 1f Left wheel load ratio calculating part 1g Each wheel ground load calculating part 1h Each wheel Longitudinal force calculation unit 1i Each wheel required lateral force calculation unit 1j Each wheel lateral force calculation unit 1k Each wheel friction circle limit value calculation unit (friction circle limit value setting means)
1l Each wheel required tire resultant force calculation section (first tire force estimating means)
1m Each wheel tire resultant force calculation section (second tire force estimating means)
1n Each wheel request overtire resultant force calculation section (first overtire force estimation means)
1o Each wheel over-tire resultant force calculation unit (second over-tyre force estimating means)
1p Over-tyre force calculator (driving force setting means)
1q overtorque calculation unit (driving force setting means)
1r Control amount calculation unit (driving force setting means)
1 s Control amount correction unit (driving force correction means)
2 Engine control unit 13 Accelerator position sensor (Accelerator position detector)
20 Inclination angle sensor (road slope detection means)
30a Instantaneous total gear ratio calculation unit 30b First lower limit value setting unit 30c Second lower limit value setting unit 30d Control amount lower limit processing unit

Claims (4)

ドライバ要求に基づき車輪に発生するタイヤ力を第１のタイヤ力として推定する第１のタイヤ力推定手段と、
車輪に現在発生しているタイヤ力を第２のタイヤ力として推定する第２のタイヤ力推定手段と、
タイヤ力の摩擦円限界値を設定する摩擦円限界値設定手段と、
上記第１のタイヤ力と上記摩擦円限界値とに基づき上記摩擦円限界値を超えるタイヤ力を第１のオーバータイヤ力として推定する第１のオーバータイヤ力推定手段と、
上記第２のタイヤ力と上記摩擦円限界値とに基づき上記摩擦円限界値を超えるタイヤ力を第２のオーバータイヤ力として推定する第２のオーバータイヤ力推定手段と、
上記第１のオーバータイヤ力と上記第２のオーバータイヤ力に基づいて駆動力を設定する駆動力設定手段と、
走行路の路面勾配を検出する路面勾配検出手段と、
上記路面勾配に基づいて上記駆動力設定手段で設定する駆動力の下限値を求め、上記駆動力を下限補正する駆動力補正手段と、
を備えたことを特徴とする車両の駆動力制御装置。 First tire force estimating means for estimating a tire force generated on a wheel based on a driver request as a first tire force;
Second tire force estimating means for estimating a tire force currently generated on the wheel as a second tire force;
Friction circle limit value setting means for setting a friction circle limit value of tire force;
First over tire force estimating means for estimating a tire force exceeding the friction circle limit value as a first over tire force based on the first tire force and the friction circle limit value;
Second over tire force estimating means for estimating a tire force exceeding the friction circle limit value as a second over tire force based on the second tire force and the friction circle limit value;
Driving force setting means for setting a driving force based on the first overtire force and the second overtire force;
Road surface gradient detecting means for detecting the road surface gradient of the traveling road;
A driving force correcting means for obtaining a lower limit value of the driving force set by the driving force setting means based on the road surface gradient, and correcting the lower limit of the driving force;
A driving force control apparatus for a vehicle, comprising: アクセル開度を検出するアクセル開度検出手段を有し、
上記駆動力補正手段は、上記路面勾配に基づいて上記駆動力の下限値が取得できない際は、上記アクセル開度に基づいて上記駆動力の下限値を求め、上記駆動力を下限補正することを特徴とする請求項１記載の車両の駆動力制御装置。 Accelerator opening detection means for detecting the accelerator opening,
When the lower limit value of the driving force cannot be acquired based on the road surface gradient, the driving force correction means obtains the lower limit value of the driving force based on the accelerator opening, and corrects the lower limit of the driving force. 2. The driving force control apparatus for a vehicle according to claim 1, wherein 上記駆動力設定手段は、上記第１のオーバータイヤ力と上記第２のオーバータイヤ力とを比較して、大きい方の値のオーバータイヤ力をドライバが要求する駆動力から減じて駆動力を設定することを特徴とする請求項１又は請求項２記載の車両の駆動力制御装置。   The driving force setting means compares the first overtire force and the second overtire force, and sets the driving force by subtracting the larger overtire force from the driving force requested by the driver. The vehicle driving force control device according to claim 1, wherein the vehicle driving force control device is a vehicle driving force control device. 上記駆動力設定手段は、上記第１のオーバータイヤ力と上記第２のオーバータイヤ力とを比較して、大きい方の値のオーバータイヤ力の前後方向成分をドライバが要求する駆動力から減じて駆動力を設定することを特徴とする請求項１又は請求項２記載の車両の駆動力制御装置。   The driving force setting means compares the first over tire force and the second over tire force, and subtracts the longitudinal component of the larger over tire force from the driving force requested by the driver. The driving force control device for a vehicle according to claim 1 or 2, wherein the driving force is set.
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