JP2011057154A

JP2011057154A - Vehicle control device

Info

Publication number: JP2011057154A
Application number: JP2009211306A
Authority: JP
Inventors: Nobuyuki Otsu; 伸幸大津; Koichi Kamimura; 浩一上村
Original assignee: Hitachi Automotive Systems Ltd
Current assignee: Hitachi Astemo Ltd
Priority date: 2009-09-14
Filing date: 2009-09-14
Publication date: 2011-03-24
Anticipated expiration: 2029-09-14
Also published as: JP5143100B2

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a vehicle control device capable of performing smooth starting. <P>SOLUTION: This vehicle control device includes: a brake CU (Control Unit) holding wheel cylinder hydraulic pressure, even if a brake pedal operation of a driver is not provided, and reducing the hydraulic pressure when a prescribed condition is established; a 4WD coupling 39 capable of distributing driving force of an engine 32 to front wheels FL and FR and rear wheels RL and RR at an arbitrary ratio; and a driving force distribution changing part 33c for increasing the driving force distribution amount to the rear wheels RL and RR when the prescribed condition is established. <P>COPYRIGHT: (C)2011,JPO&INPIT

Description

本発明は、車両制御装置に関する。 The present invention relates to a vehicle control device.

特許文献１には、登坂路での車両発進時にドライバがブレーキペダルからアクセルペダルに足を踏み替えた際、ブレーキ液圧を自動的に保持制御して車両の後退を防止する、いわゆるヒルスタートアシスト（ヒルスタートエイドともいう。）制御において、登坂路の路面勾配に応じて目標エンジントルクを決定する技術が開示されている。 Patent Document 1 discloses a so-called hill start assist that automatically holds and controls the brake fluid pressure to prevent the vehicle from retreating when the driver changes his foot from the brake pedal to the accelerator pedal when starting the vehicle on an uphill road. (It is also referred to as a hill start aid.) In control, a technique for determining a target engine torque according to a road surface gradient of an uphill road is disclosed.

特開２００７−５５５３６号公報JP 2007-55536 A

しかしながら、上記従来技術にあっては、急勾配や低μ路ではホイルスピンが発生しやすいため、車輪の空転により駆動力を確保できず、スムーズに発進できないという問題があった。
本発明の目的は、スムーズな発進を行うことができる車両制御装置を提供することにある。 However, in the above-described prior art, since a wheel spin is likely to occur on a steep slope or a low μ road, there is a problem that a driving force cannot be secured due to idling of a wheel, and the vehicle cannot start smoothly.
The objective of this invention is providing the vehicle control apparatus which can perform a smooth start.

本発明では、ブレーキ制御手段によりホイルシリンダ液圧を減圧する際、副駆動輪への駆動力配分量を増加させる。 In the present invention, when the wheel cylinder hydraulic pressure is reduced by the brake control means, the amount of driving force distributed to the auxiliary driving wheels is increased.

本発明によれば、スムーズな発進を行うことができる。 According to the present invention, a smooth start can be performed.

実施例１の車両制御装置を適用した車両の制駆動系を示す構成図である。It is a block diagram which shows the braking / driving system of the vehicle to which the vehicle control apparatus of Example 1 is applied. 実施例１の油圧ユニット31の油圧回路図である。1 is a hydraulic circuit diagram of a hydraulic unit 31 according to Embodiment 1. FIG. 実施例１の駆動力配分変更部33cで実行される駆動トルク要求信号作成処理の流れを示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the flow of the drive torque request signal creation process performed in the drive force distribution change part 33c of Example 1. FIG. 路面μ推定部33bによるμ推定値算出処理の流れを示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the flow of the estimation value calculation process by the road surface estimation part 33b. 実施例１の駆動トルク要求信号作成作用を示すタイムチャートである。3 is a time chart illustrating an operation of creating a drive torque request signal according to the first embodiment. 実施例２の駆動力配分変更部33cで実行される駆動トルク要求信号作成処理の流れを示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the flow of the drive torque request | requirement signal preparation process performed in the drive force distribution change part 33c of Example 2. FIG. 旋回半径算出処理の流れを示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the flow of a turning radius calculation process. 実施例２の駆動トルク要求信号作成作用を示すタイムチャートである。7 is a time chart illustrating an operation of creating a drive torque request signal according to the second embodiment.

以下、本発明の車両制御装置を実施するための形態を、図面に示す実施例に基づいて説明する。 EMBODIMENT OF THE INVENTION Hereinafter, the form for implementing the vehicle control apparatus of this invention is demonstrated based on the Example shown on drawing.

（実施例１）
まず、構成を説明する。
〔全体構成〕
図１は実施例１の車両制御装置を適用した車両の制駆動系を示す構成図、図２は実施例１の油圧ユニット（以下、HU）31の油圧回路図である。
実施例１の車両は、駆動源としてエンジン32を備え、エンジン32の駆動力を主駆動輪である前輪FL,FRに伝達しながら走行する2WD走行モードと、エンジン32の駆動力を前輪FL,FRおよび副駆動輪である後輪RL,RRに伝達しながら4WD走行モードとを切り替え可能なパートタイム4WD車両である。
HU31は、ブレーキコントロールユニット（ブレーキ制御手段であって、以下、ブレーキCU）33からの指令に基づいて左前輪FLのホイルシリンダW/C(FL)、右後輪RRのホイルシリンダW/C(RR)、右前輪FRのホイルシリンダW/C(FR)、左後輪RLのホイルシリンダW/C(RL)の各液圧の保持、増圧または減圧を行う。
ブレーキCU33は、各車輪速センサ34FL,34FR,34RL,34RRからの各情報と、エンジンコントロールユニット（以下、エンジンCU）35からCAN通信線36を通して得られる情報等に基づいて、制動制御実施の判断を行う。制動制御中は、ホイルシリンダ液圧の保持、増減圧指令を生成する。ブレーキCU33は、各センサの入力信号およびドライバのブレーキペダル操作状態等に基づいてドライバの操作に従う通常ブレーキ制御の演算と、アンチスキッドブレーキ制御（ABS）、車両挙動安定化制御（VDC）、車間距離制御および障害物回避制御等車両の情報を用いてタイヤのスリップや車両挙動を制御するための演算を行い、車両として必要な制動力（全ての輪）を算出し、各車輪に必要な制動力目標値を演算する。
ブレーキペダルBPは、ドライバが制動を行う場合に操作され、操作量に応じてHU31により各ホイルシリンダW/Cへブレーキ液が供給される。ストップランプスイッチSLSは、ドライバがブレーキペダルBPを一定の遊び量以上踏み込むことでONとなり、ストップランプ（不図示）を点灯する。ここで、一定の遊び量とは、マスタシリンダ液圧が立ち上がらないブレーキペダルBPの踏み込み量をいう。
各ホイルシリンダW/Cは、HU31から供給されるブレーキ液に応じて対応する各車輪に制動力を付与する。
エンジンCU35は、ドライバのアクセルペダルAPの操作量（アクセル開度）をアクセル開度センサ37で検出し、アクセル開度に応じてエンジン32のコントロールを行う。アクセルペダルAPは、ドライバの操作により車両の加減速コントロールを行う。
4WDコントロールユニット（以下、4WDCU）38は、ブレーキCU33からCAN通信線36を通して得られる前輪FL,FRの車輪速平均値と、後輪RL,RRの車輪速平均値（擬似車体速）との差、すなわち前輪FL,FRのスリップ量に応じて4WDカップリング（前後輪駆動力配分装置）39の4WD前後締結力を制御することで、前後輪のトルク配分を前輪駆動状態(100:0)から直結4WD(50:50)の間で連続的に可変する。
4WDカップリング39は、図外のトランスファーとリアディファレンシャルとの間に介装された、電磁クラッチを用いた電子制御式のカップリングであり、ソレノイド電流を変更することで後輪RL,RRへの駆動力伝達量を無段階にコントロールできる。
加速度センサ40は、車両前後方向の加速度を検出し、検出信号をブレーキCU33へ出力する。ここで、加速度センサ40は、路面勾配に応じた前後方向加速度を検出できるため、実施例１では、これを利用して勾配推定値の算出を行う。
舵角センサ（舵角検出手段）41は、ドライバにより操作されるハンドル（不図示）の操舵角を検出し、検出信号をブレーキCU33へ出力する。 Example 1
First, the configuration will be described.
〔overall structure〕
FIG. 1 is a configuration diagram showing a braking / driving system of a vehicle to which the vehicle control apparatus of the first embodiment is applied, and FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram of a hydraulic unit (hereinafter, HU) 31 of the first embodiment.
The vehicle of the first embodiment includes an engine 32 as a drive source, and travels while transmitting the driving force of the engine 32 to the front wheels FL and FR which are main driving wheels, and the driving force of the engine 32 is transferred to the front wheels FL, This is a part-time 4WD vehicle that can switch between 4WD driving mode while transmitting to FR and rear wheels RL and RR that are auxiliary driving wheels.
HU31 is a wheel cylinder W / C (FL) for the left front wheel FL and a wheel cylinder W / C (for the right rear wheel RR) based on a command from a brake control unit (brake control means, hereinafter referred to as brake CU) 33. RR), the hydraulic cylinder W / C (FR) for the right front wheel FR and the wheel cylinder W / C (RL) for the left rear wheel RL are held, increased or reduced in pressure.
The brake CU33 determines whether to execute the braking control based on the information from the wheel speed sensors 34FL, 34FR, 34RL, 34RR and the information obtained from the engine control unit (hereinafter referred to as the engine CU) 35 through the CAN communication line 36. I do. During the braking control, the wheel cylinder hydraulic pressure is maintained and an increase / decrease command is generated. The brake CU33 calculates the normal brake control according to the driver's operation based on the input signal of each sensor and the driver's brake pedal operation state, anti-skid brake control (ABS), vehicle behavior stabilization control (VDC), inter-vehicle distance Performs calculations to control tire slip and vehicle behavior using vehicle information such as control and obstacle avoidance control, calculates braking force (all wheels) required for the vehicle, and required braking force for each wheel Calculate the target value.
The brake pedal BP is operated when the driver performs braking, and brake fluid is supplied to each wheel cylinder W / C by the HU 31 according to the operation amount. The stop lamp switch SLS is turned on when the driver depresses the brake pedal BP more than a certain play amount, and a stop lamp (not shown) is lit. Here, the fixed play amount refers to the depression amount of the brake pedal BP at which the master cylinder hydraulic pressure does not rise.
Each wheel cylinder W / C applies a braking force to each corresponding wheel according to the brake fluid supplied from the HU 31.
The engine CU35 detects the operation amount (accelerator opening) of the accelerator pedal AP of the driver by the accelerator opening sensor 37, and controls the engine 32 according to the accelerator opening. The accelerator pedal AP performs vehicle acceleration / deceleration control by the driver's operation.
The 4WD control unit (hereinafter referred to as 4WDCU) 38 is the difference between the average wheel speed of the front wheels FL and FR obtained from the brake CU33 through the CAN communication line 36 and the average wheel speed of the rear wheels RL and RR (pseudo vehicle speed). That is, by controlling the 4WD front / rear fastening force of the 4WD coupling (front / rear wheel drive force distribution device) 39 according to the slip amount of the front wheels FL, FR, the torque distribution of the front and rear wheels is controlled from the front wheel drive state (100: 0). It is continuously variable between directly connected 4WD (50:50).
The 4WD coupling 39 is an electronically controlled coupling using an electromagnetic clutch that is interposed between a transfer and a rear differential (not shown). By changing the solenoid current, the 4WD coupling 39 is connected to the rear wheels RL and RR. The driving force transmission amount can be controlled steplessly.
The acceleration sensor 40 detects the vehicle longitudinal acceleration and outputs a detection signal to the brake CU33. Here, since the acceleration sensor 40 can detect the longitudinal acceleration according to the road surface gradient, in the first embodiment, the gradient estimated value is calculated using this.
A steering angle sensor (steering angle detection means) 41 detects a steering angle of a handle (not shown) operated by a driver, and outputs a detection signal to the brake CU33.

〔油圧ユニットの回路構成〕
HU31は、P系統とS系統の２系統からなる、X配管と呼ばれる配管構造を有する。HU31のP系統には、左前輪のホイルシリンダW/C(FL)、右後輪のホイルシリンダW/C(RR)が接続され、S系統には、右前輪のホイルシリンダW/C(FR)、左後輪のホイルシリンダW/C(RL)が接続されている。また、P系統、S系統それぞれに、ポンプPPとポンプPSとが設けられ、このポンプPPとポンプPSは、１つのモータMによって駆動される。
マスタシリンダM/CとポンプPP，PS（以下、ポンプP）の吸入側とは、管路11P,11S（以下、管路11）によって接続されている。この各管路11上には、常閉型の電磁弁であるゲートインバルブ2P,2Sが設けられている。また、管路11上であって、ゲートインバルブ2P,2S（以下、ゲートインバルブ2）とポンプPとの間にはチェックバルブ6P,6S（以下、チェックバルブ6）が設けられ、この各チェックバルブ6は、ゲートインバルブ2からポンプPへ向かう方向へのブレーキ液の流れを許容し、反対方向の流れを禁止する。
各ポンプPの吐出側と各ホイルシリンダW/Cとは、管路12P,12S（以下、管路12）によって接続されている。この各管路12上には、各ホイルシリンダW/Cに対応する常開型の電磁弁であるソレノイドインバルブ4FL,4RR,4FR,4RL（以下、ソレノイドインバルブ4）が設けられている。また、各管路12上であって、各ソレノイドインバルブ4とポンプPとの間にはチェックバルブ7P,7S（以下、チェックバルブ7）が設けられて、この各チェックバルブ7は、ポンプPからソレノイドインバルブ4へ向かう方向へのブレーキ液の流れを許容し、反対方向の流れを禁止する。さらに、各管路12には、各ソレノイドインバルブ4を迂回する管路17FL,17RR,17FR,17RL（以下、管路17）が設けられ、この管路17には、チェックバルブ10FL,10RR,10FR,10RL（以下、チェックバルブ10）が設けられている。この各チェックバルブ10は、ホイルシリンダW/CからポンプPへ向かう方向へのブレーキ液の流れを許容し、反対方向の流れを禁止する。
マスタシリンダM/Cと管路12とは管路13P,13S（以下、管路13）によって接続され、管路12と管路13とはポンプPとソレノイドインバルブ4との間において合流する。この各管路13上には、常開型の電磁弁であるゲートアウトバルブ3P,3S（以下、ゲートアウトバルブ3）が設けられている。また各管路13には、各ゲートアウトバルブ３を迂回する管路18P,18S（以下、管路18）が設けられ、この管路18には、チェックバルブ9P,9S（以下、チェックバルブ9）が設けられている。この各チェックバルブ9は、マスタシリンダM/C側からホイルシリンダW/Cへ向かう方向のブレーキ液の流れを許容し、反対方向の流れを禁止する。
ポンプPの吸入側にはリザーバ16P,16S（以下、リザーバ16）が設けられ、このリザーバ16とポンプPとは管路15P,15S（以下、管路15）によって接続されている。リザーバ16とポンプPとの間にはチェックバルブ8P,8S（以下、チェックバルブ8）が設けられて、この各チェックバルブ8は、リザーバ16からポンプPへ向かう方向のブレーキ液の流れを許容し、反対方向の流れを禁止する。
ホイルシリンダW/Cと管路15とは管路14P,14S（以下、管路14）によって接続され、管路14と管路15とはチェックバルブ8とリザーバ16との間において合流する。この各管路14には、それぞれ常閉型の電磁弁であるソレノイドアウトバルブ5FL,5RR,5FR,5RL（以下、ソレノイドアウトバルブ5）が設けられている。 [Circuit configuration of hydraulic unit]
The HU 31 has a piping structure called an X piping composed of two systems, a P system and an S system. The HU31 P system is connected to the left front wheel cylinder W / C (FL) and the right rear wheel cylinder W / C (RR), and the S system is connected to the right front wheel cylinder W / C (FR ), Wheel cylinder W / C (RL) for the left rear wheel is connected. Each of the P system and the S system is provided with a pump PP and a pump PS, and the pump PP and the pump PS are driven by one motor M.
Master cylinder M / C and the suction side of pumps PP and PS (hereinafter referred to as pump P) are connected by conduits 11P and 11S (hereinafter referred to as conduit 11). On each pipeline 11, gate-in valves 2P and 2S, which are normally closed electromagnetic valves, are provided. In addition, check valves 6P and 6S (hereinafter referred to as check valves 6) are provided on the pipeline 11 between the gate-in valves 2P and 2S (hereinafter referred to as gate-in valves 2) and the pump P. The check valve 6 allows the flow of brake fluid in the direction from the gate-in valve 2 to the pump P and prohibits the flow in the opposite direction.
The discharge side of each pump P and each wheel cylinder W / C are connected by pipes 12P and 12S (hereinafter, pipe 12). On each pipeline 12, solenoid-in valves 4FL, 4RR, 4FR, 4RL (hereinafter referred to as solenoid-in valves 4), which are normally open solenoid valves corresponding to the respective wheel cylinders W / C, are provided. Also, check valves 7P and 7S (hereinafter referred to as check valves 7) are provided on each pipe line 12 and between each solenoid-in valve 4 and the pump P. Each check valve 7 is connected to the pump P. Allows the brake fluid to flow in the direction toward the solenoid-in valve 4 and prohibits the flow in the opposite direction. Furthermore, each pipeline 12 is provided with pipelines 17FL, 17RR, 17FR, 17RL (hereinafter referred to as pipeline 17) that bypass each solenoid-in valve 4. The pipeline 17 includes check valves 10FL, 10RR, 10FR, 10RL (hereinafter, check valve 10) is provided. Each check valve 10 allows the flow of brake fluid in the direction from the wheel cylinder W / C toward the pump P, and prohibits the flow in the opposite direction.
Master cylinder M / C and pipe 12 are connected by pipes 13P and 13S (hereinafter, pipe 13), and pipe 12 and pipe 13 merge between pump P and solenoid-in valve 4. On each pipeline 13, gate-out valves 3P and 3S (hereinafter referred to as gate-out valves 3), which are normally open solenoid valves, are provided. Each pipeline 13 is provided with pipelines 18P and 18S (hereinafter referred to as pipeline 18) that bypass each gate-out valve 3. The pipeline 18 includes check valves 9P and 9S (hereinafter referred to as check valve 9). ) Is provided. Each check valve 9 allows the flow of brake fluid in the direction from the master cylinder M / C side toward the wheel cylinder W / C, and prohibits the flow in the opposite direction.
On the suction side of the pump P, reservoirs 16P and 16S (hereinafter referred to as reservoir 16) are provided, and the reservoir 16 and the pump P are connected by pipe lines 15P and 15S (hereinafter referred to as pipe line 15). Check valves 8P and 8S (hereinafter referred to as check valves 8) are provided between the reservoir 16 and the pump P, and each check valve 8 allows a flow of brake fluid in the direction from the reservoir 16 to the pump P. , Prohibit flow in the opposite direction.
The wheel cylinder W / C and the pipeline 15 are connected by pipelines 14P and 14S (hereinafter, pipeline 14), and the pipeline 14 and the pipeline 15 merge between the check valve 8 and the reservoir 16. Each pipeline 14 is provided with solenoid-out valves 5FL, 5RR, 5FR, and 5RL (hereinafter, solenoid-out valves 5), which are normally closed solenoid valves.

〔HSA制御〕
ブレーキCU33は、登坂路での発進時、ドライバがブレーキペダルBPからアクセルペダルAPに足を踏み替えた際に、各ホイルシリンダW/Cのブレーキ液圧を自動的に保持制御して車両のずり下がり（後退）を防止する、いわゆるヒルスタートエイド(HSA)制御を実施する。HSA制御は、所定のHSA開始条件の成立時、例えば、登坂路での停止時にドライバがブレーキペダルBPから足を話したときに開始し、所定のHSA終了条件の成立時、例えば、車両の発進が検出された場合に解除される。ブレーキCU33は、HSA制御の解除時、エンジンCU35に対し車両をスムーズに発進させるための駆動トルク要求信号を送り、エンジン32の出力トルクをコントロールする。
ブレーキCU33は、路面勾配推定部（路面勾配検出手段）33aと、路面μ推定部（路面μ検出手段）33bと、駆動力配分変更部（駆動力配分変更手段）33cと、を有する。路面勾配推定部33aは、加速度センサ40により検出された前後方向加速度に基づいて、路面勾配の推定値である勾配推定値を算出する。路面μ推定部33bは、前輪FL,FRの車輪速平均値の変化量（車輪速加速度）と、エンジン32の駆動力との関係に基づいて路面μの推定値であるμ推定値を算出する。μ推定値の算出方法については後述する。駆動力配分変更部33cは、HSA制御の解除時、勾配推定値またはμ推定値に応じた4WD前後締結力を算出し、4WDCU38に対し算出した4WD前後締結力となるように4WD前後締結力要求信号を送り、4WDカップリング39のクラッチ締結力をコントロールする。 [HSA control]
The brake CU33 automatically holds and controls the brake fluid pressure of each wheel cylinder W / C when the driver steps from the brake pedal BP to the accelerator pedal AP when starting on an uphill road. The so-called Hill Start Aid (HSA) control is implemented to prevent falling (retreat). The HSA control is started when a predetermined HSA start condition is satisfied, for example, when a driver speaks his / her foot from the brake pedal BP when stopping on an uphill road, and when a predetermined HSA end condition is satisfied, for example, vehicle start Canceled when is detected. When the HSA control is released, the brake CU33 sends a drive torque request signal for smoothly starting the vehicle to the engine CU35, and controls the output torque of the engine 32.
The brake CU33 includes a road surface gradient estimating unit (road surface gradient detecting unit) 33a, a road surface μ estimating unit (road surface μ detecting unit) 33b, and a driving force distribution changing unit (driving force distribution changing unit) 33c. The road surface gradient estimation unit 33a calculates a gradient estimated value that is an estimated value of the road surface gradient based on the longitudinal acceleration detected by the acceleration sensor 40. The road surface μ estimation unit 33b calculates a μ estimated value that is an estimated value of the road surface μ based on the relationship between the change amount of the wheel speed average value of the front wheels FL and FR (wheel speed acceleration) and the driving force of the engine 32. . A method for calculating the μ estimated value will be described later. When the HSA control is released, the driving force distribution changing unit 33c calculates the 4WD front / rear fastening force according to the estimated gradient value or μ estimate value, and requests the 4WD front / rear fastening force to be the 4WD front / rear fastening force calculated for the 4WDCU38. A signal is sent to control the clutch engagement force of the 4WD coupling 39.

〔駆動トルク要求信号作成処理〕
図３は、実施例１の駆動力配分変更部33cで実行される駆動トルク要求信号作成処理の流れを示すフローチャートで、以下、各ステップについて説明する。
ステップS1では、HSA制御中であるか否かを判定する。YESの場合にはステップS2へ移行し、NOの場合にはステップS7へ移行する。
ステップS2では、ストップランプスイッチSLSがOFFであるか否かを判定する。YESの場合にはステップS3へ移行し、NOの場合にはステップS7へ移行する。
ステップS3では、アクセル開度が5%以上であるか否かを判定する。YESの場合にはステップS4へ移行し、NOの場合にはステップS7へ移行する。
ステップS4では、車体速（擬似車体速）VIが2km/hよりも低いか否かを判定する。YESの場合にはステップS5へ移行し、NOの場合にはステップS7へ移行する。YESの場合にはステップS5へ移行し、NOの場合にはステップS7へ移行する。ここで、車体速VIは、後輪RL,RRの車輪速平均値としてもよいし、両車輪速のセレクトローとしてもよい。
ステップS5では、駆動トルクの下限値を決める最低駆動トルクリミッタ要求値を下記の式(1)を参照して算出し、ステップS6へ移行する。
最低駆動トルクリミッタ要求値
＝（K1×勾配推定値×ギヤ比×タイヤ径）＋XNm …(1)
ここで、K1は所定のゲイン、ギヤ比はエンジン32から前輪FL,FRまでの総ギヤ比、タイヤ径は前輪FL,FRのタイヤ径、XNmは所定のオフセット量である。
ステップS6では、4WD前後締結力を算出し、リターンへ移行する。ここで、4WD前後締結力は、下記の３つの算出方法のいずれかを用いることができる。
1 勾配推定値を用いる方法
勾配推定値に基づき、下記の式(2)を参照して4WD前後締結力を算出する。
4WD前後締結力＝K2×勾配推定値 …(2)
ここで、K2は所定のゲインである。
2. 路面μ推定値を用いる方法
μ推定値に基づき、下記の式(3)を参照して4WD前後締結力を算出する。
4WD前後締結力＝K3／μ推定値 …(3)
ここで、K3は、所定のゲインである。
図４は、路面μ推定部33bによるμ推定値算出処理の流れを示すフローチャートであり、ステップS11では、各車輪速の最大値が、車体速VIを10%増しした値に10km/hを加算した値よりも小さいか否かを判定する。YESの場合にはステップS12へ移行し、NOの場合にはリターンへ移行する。このステップでは、擬似車体速に対して10%+10km/h以上のスリップが発生する過スリップ状態であるか否かを確認し、過スリップ状態で無い場合にのみμ推定を行う。
ステップS12では、μ推定値を下記の式(4)を参照して算出し、リターンへ移行する。
μ推定値＝max［0.1 , ｛（T_ENG×ギヤ比／タイヤ径）
−（タイヤイナーシャ×VWD30AVE×Kw）｝／（車両重量×タイヤ径）］ …(4)
ここで、T_ENGはエンジン32の出力トルク、VWD30AVEは４輪の車輪加速度平均値、Kwは所定のトルク比較変換係数である。
3. μ−4WD前後締結力テーブルを用いる方法
μ推定値に基づき、あらかじめ設定したμ−4WD前後締結力テーブルを参照して4WD前後締結力を算出する。テーブルは、例えば、μ推定値が低いほど4WD前後締結力が小さくなる特性とする。この方法では、μ推定値に対する4WD前後締結力を非線形特性とすることができる。
ステップS7では、最低駆動トルクリミッタ要求値を、前回値から所定値β1を減算した値とゼロとのセレクトハイにより設定し、ステップS8へ移行する。
ステップS8では、4WD前後締結力を0[Nm]とし、リターンへ移行する。 [Drive torque request signal creation processing]
FIG. 3 is a flowchart showing the flow of the drive torque request signal creation process executed by the drive force distribution changing unit 33c of the first embodiment, and each step will be described below.
In step S1, it is determined whether or not the HSA control is being performed. If YES, the process proceeds to step S2, and if NO, the process proceeds to step S7.
In step S2, it is determined whether or not the stop lamp switch SLS is OFF. If YES, the process proceeds to step S3. If NO, the process proceeds to step S7.
In step S3, it is determined whether or not the accelerator opening is 5% or more. If YES, the process proceeds to step S4. If NO, the process proceeds to step S7.
In step S4, it is determined whether the vehicle body speed (pseudo vehicle body speed) VI is lower than 2 km / h. If YES, the process proceeds to step S5. If NO, the process proceeds to step S7. If YES, the process proceeds to step S5. If NO, the process proceeds to step S7. Here, the vehicle body speed VI may be an average wheel speed of the rear wheels RL and RR, or may be a select low of both wheel speeds.
In step S5, a minimum drive torque limiter request value that determines the lower limit value of the drive torque is calculated with reference to the following equation (1), and the process proceeds to step S6.
Minimum drive torque limiter required value
= (K1 x estimated slope x gear ratio x tire diameter) + XNm (1)
Here, K1 is a predetermined gain, a gear ratio is a total gear ratio from the engine 32 to the front wheels FL and FR, a tire diameter is a tire diameter of the front wheels FL and FR, and XNm is a predetermined offset amount.
In step S6, a 4WD front / rear fastening force is calculated, and the process proceeds to return. Here, for the 4WD front / rear fastening force, any of the following three calculation methods can be used.
1 Method using the estimated slope value Based on the estimated slope value, calculate the 4WD front-rear fastening force with reference to the following equation (2).
4WD front / rear fastening force = K2 x estimated gradient value (2)
Here, K2 is a predetermined gain.
2. Method using road surface μ estimated value Based on the μ estimated value, refer to the following formula (3) to calculate the 4WD front-rear fastening force.
4WD front / rear fastening force = K3 / μ estimated value (3)
Here, K3 is a predetermined gain.
FIG. 4 is a flowchart showing the flow of μ estimated value calculation processing by the road surface μ estimating unit 33b. In step S11, the maximum value of each wheel speed is obtained by adding 10 km / h to the value obtained by increasing the vehicle body speed VI by 10%. It is determined whether or not it is smaller than the determined value. If YES, the process proceeds to step S12. If NO, the process proceeds to return. In this step, it is confirmed whether or not the vehicle is in an overslip state in which a slip of 10% + 10 km / h or more occurs with respect to the pseudo vehicle speed, and μ estimation is performed only when the vehicle is not in an overslip state.
In step S12, the μ estimated value is calculated with reference to the following equation (4), and the process proceeds to return.
μ estimated value = max [0.1, {(T _ENG × gear ratio / tire diameter)
-(Tire inertia x VWD30AVE x Kw)} / (Vehicle weight x Tire diameter)] ... (4)
Here, T _ENG is an output torque of the engine 32, VWD30AVE is an average value of wheel acceleration of four wheels, and Kw is a predetermined torque comparison conversion coefficient.
3. Method using μ-4WD front / rear fastening force table Calculate the 4WD front / rear fastening force based on the μ estimate by referring to the preset μ-4WD front / rear fastening force table. The table has a characteristic that, for example, the lower the estimated value of μ, the smaller the fastening force around 4WD. In this method, the 4WD front / rear fastening force with respect to the μ estimated value can be made a non-linear characteristic.
In step S7, the minimum drive torque limiter request value is set by a selection high of a value obtained by subtracting the predetermined value β1 from the previous value and zero, and the process proceeds to step S8.
In step S8, the 4WD front / rear fastening force is set to 0 [Nm], and the process proceeds to return.

次に、作用を説明する。
〔前後輪駆動力配分による空転抑制作用〕
従来のHSA制御では、車輪の回転やアクセル開度、エンジントルク信号の検知によりドライバの発進意図を判断してブレーキ液圧などの制動力解除を行っている。ところが、運転スキルの低いドライバでは適度なアクセル操作やクラッチ操作を行うことができないため、制動力解除後のアクセル開度不足や急激なクラッチ操作によるエンスト、アクセル開度過大によるホイルスピンや急発進などのモードが発生するおそれがあった。
これに対し、実施例１のブレーキCU33は、登坂路での発進時、路面勾配、車両諸元、路面状況および運転操作に合わせて過不足なくスムーズに発進できる適当な駆動トルク（最低駆動トルクリミッタ要求値）をエンジンCU35に要求する。同時に、路面勾配や路面μに応じて4WDカップリング39の4WD前後締結力を変化させることにより、ドライバの操作負荷を軽減しつつ、急勾配や低μ路におけるスムーズな発進、加速を実現している。
図３の駆動トルク要求信号作成処理では、ステップS1でHSA制御中であると判定した場合、ステップS2,S3でストップランプスイッチ信号、アクセル開度信号をそれぞれ確認し、ブレーキ解除後にアクセルONである場合、ドライバに加速意思があると判断し、ステップS4へ進む。ブレーキが解除されていない場合またはアクセルOFFの場合はドライバに加速意思が無いと判断してステップS7へ進み、ステップS7で最低駆動トルクリミッタ要求値をゼロ、ステップS8で4WD前後締結力をゼロとする。
ドライバに加速意思があると判断した場合、ステップS4で車体速信号を確認し、車体速VIが2km/h以上である場合には発進直後と判断してステップS7へと進み、最低駆動トルクリミッタ要求値および4WD前後締結力を共にゼロとする。車体速VIが2km/h未満である場合は発進時と判断してステップS5へ進み、勾配推定値、車両重量、ギヤ比、タイヤ径などより加速可能駆動トルクを求め、加速可能駆動トルクにオフセット量としてXNmの余裕を付与し、最低駆動トルクリミッタ要求値とする。続くステップS6では、4WD前後締結力を、勾配推定値またはμ推定値に応じた値となるように設定し、エンジンCU35および4WDCU38に対しCAN通信線36を介して要求を行う。 Next, the operation will be described.
[Anti-skid action by front and rear wheel drive force distribution]
In conventional HSA control, a driver's intention to start is determined by detecting wheel rotation, accelerator opening, and engine torque signal, and braking force such as brake fluid pressure is released. However, a driver with low driving skills cannot perform appropriate accelerator operation or clutch operation, so the accelerator opening is insufficient after braking force is released, the engine is stalled due to sudden clutch operation, the wheel spin or sudden start is caused by excessive accelerator opening, etc. There was a risk that this mode would occur.
On the other hand, the brake CU33 according to the first embodiment has an appropriate driving torque (minimum driving torque limiter) that can start smoothly on an uphill road according to road gradient, vehicle specifications, road surface conditions, and driving operation. Request value) to engine CU35. At the same time, by changing the 4WD coupling force of the 4WD coupling 39 according to the road surface gradient and road surface μ, the driver's operation load is reduced, and smooth start and acceleration on steep slopes and low μ roads are realized. Yes.
In the drive torque request signal creation process of FIG. 3, when it is determined that the HSA control is being performed in step S1, the stop lamp switch signal and the accelerator opening signal are confirmed in steps S2 and S3, respectively, and the accelerator is ON after the brake is released. If it is determined that the driver has an intention to accelerate, the process proceeds to step S4. If the brake is not released or the accelerator is OFF, the driver determines that the driver does not intend to accelerate and proceeds to step S7, where the minimum drive torque limiter request value is zero in step S7, and the 4WD front and rear fastening force is zero in step S8. To do.
If it is determined that the driver is willing to accelerate, the vehicle speed signal is checked in step S4.If the vehicle speed VI is 2 km / h or higher, it is determined that the vehicle has just started and the process proceeds to step S7, where the minimum drive torque limiter Both the required value and the 4WD front / rear fastening force are zero. If the vehicle body speed VI is less than 2 km / h, it is determined that the vehicle is starting, and the process proceeds to step S5, where the acceleration driving torque is obtained from the estimated gradient value, vehicle weight, gear ratio, tire diameter, etc., and offset to the acceleration driving torque. A margin of XNm is given as the amount, and the required value for the minimum drive torque limiter is set. In the subsequent step S6, the 4WD front / rear fastening force is set to be a value corresponding to the gradient estimated value or the μ estimated value, and a request is made to the engines CU35 and 4WDCU38 via the CAN communication line 36.

図５は、実施例１の駆動トルク要求信号作成作用を示すタイムチャートである。この例は、発進時に急勾配で前輪荷重が小さい、または圧雪や氷結の路面で主駆動輪（前輪）がホイルスピンしやすい場面での動作であり、実線は実施例１の動作、破線は実施例１の駆動トルク要求信号作成処理を適用しない場合の動作を示す。
時点t1では、HSAが作動し、時点t2では、ストップランプスイッチOFF、アクセル開度≧5%、車体速＜2km/hから車両発進を検出してHSAのブレーキ液圧の解除と同時にエンジンCU35に対しCAN信号により最低駆動トルクリミッタ要求信号を送信することにより、不足している駆動トルクを確保する。同時に、4WDCU38に対しCAN信号により路面勾配やμ推定値に応じた4WD前後締結力要求信号を送信する。4WD前後締結力は、路面勾配が大きいほど、または路面μが低いほど大きくなるように設定する。ここで、実施例１の駆動トルク要求信号作成処理を適用しない場合、前輪FL,FRの空転による発進、加速不良が発生する。一方、前輪FL,FRの空転を抑えるために、エンジントルクを絞ると、発進時にもたつき感が発生するおそれがある。これに対し、実施例１の駆動トルク要求信号作成処理を適用した場合、μ推定値に応じた駆動力が後輪RL,RRに配分されるため、前輪FL,FRの空転による発進、加速不良を抑制できる。よって、急勾配や低μ路であってもスムーズな発進、加速を実現できる。 FIG. 5 is a time chart illustrating an operation of creating a drive torque request signal according to the first embodiment. This example is an operation in a scene where the front wheel load is small with a steep slope when starting, or the main drive wheel (front wheel) is likely to be foil-spinned on a snowy or frozen road surface. The solid line is the operation of Example 1, and the broken line is the operation The operation when the drive torque request signal creation process of Example 1 is not applied will be described.
At time t1, the HSA is activated, and at time t2, the stop lamp switch is turned off, the accelerator opening is ≧ 5%, the vehicle start is detected from the vehicle speed <2km / h, and the engine CU35 is released simultaneously with the release of the brake fluid pressure of the HSA. On the other hand, by transmitting a minimum drive torque limiter request signal using a CAN signal, the insufficient drive torque is secured. At the same time, a 4WD front / rear fastening force request signal corresponding to the road surface gradient and μ estimated value is transmitted to the 4WDCU 38 by a CAN signal. The 4WD front / rear fastening force is set so as to increase as the road surface gradient increases or as the road surface μ decreases. Here, when the drive torque request signal creation processing of the first embodiment is not applied, the start and acceleration failure due to idling of the front wheels FL and FR occur. On the other hand, if the engine torque is reduced to suppress idling of the front wheels FL and FR, there is a risk that a feeling of rattling will occur when starting. On the other hand, when the driving torque request signal creation processing of the first embodiment is applied, the driving force according to the μ estimated value is distributed to the rear wheels RL and RR, so the start and acceleration failure due to the idling of the front wheels FL and FR Can be suppressed. Therefore, smooth start and acceleration can be realized even on steep slopes and low μ roads.

次に、効果を説明する。
実施例１の車両制御装置では、以下に列挙する効果を奏する。
(1) ドライバのブレーキペダル操作無しでもホイルシリンダ液圧を保持し所定のHSA終了条件が成立したときに液圧を減圧するブレーキCUと、エンジン32の駆動力を前輪FL,FRと後輪RL,RRとに対して任意の割合で配分可能な4WDカップリング39と、HSA終了条件が成立したとき、後輪RL,RRへの駆動力配分量を増加させる駆動力配分変更部33cと、を備えた。これにより、急勾配や低μ路等において、主駆動輪である前輪FL,FRの空転を抑制し、スムーズな発進、加速を実現できる。
(2) 勾配推定値を算出する路面勾配推定部33aおよびμ推定値を算出する路面μ推定部33bを備え、駆動力配分変更部33cは、算出された勾配推定値が大きいほど、または算出されたμ推定値が小さいほど、左右後輪RL,RRへの駆動力配分量を増加させる。これにより、勾配や路面μに応じたスムーズな加速を実現できる。 Next, the effect will be described.
The vehicle control apparatus according to the first embodiment has the following effects.
(1) The brake CU that maintains the wheel cylinder hydraulic pressure without the driver's brake pedal operation and reduces the hydraulic pressure when the prescribed HSA termination conditions are met, and the driving force of the engine 32 is changed to the front wheels FL, FR and rear wheels RL. , RR, and a 4WD coupling 39 that can be distributed at an arbitrary ratio, and a driving force distribution changing unit 33c that increases the amount of driving force distribution to the rear wheels RL, RR when the HSA termination condition is satisfied, Prepared. As a result, the idling of the front wheels FL and FR, which are the main drive wheels, is suppressed on a steep slope, a low μ road, etc., and smooth start and acceleration can be realized.
(2) A road surface gradient estimation unit 33a for calculating a gradient estimated value and a road surface μ estimation unit 33b for calculating a μ estimated value are provided, and the driving force distribution changing unit 33c is calculated or calculated as the calculated gradient estimated value increases. The smaller the estimated value of μ is, the more the driving force distribution amount to the left and right rear wheels RL and RR is increased. Thereby, smooth acceleration according to the gradient and the road surface μ can be realized.

（実施例２）
実施例２の車両制御装置は、タイトコーナーブレーキング現象の抑制を目的とし、旋回半径に応じて4WD前後締結力の上限を制限する例である。
以下、実施例１と異なる構成について説明する。
〔駆動トルク要求信号作成処理〕
図６は、実施例２の駆動力配分変更部33cで実行される駆動トルク要求信号作成処理の流れを示すフローチャートで、以下、各ステップについて説明する。なお、図３に示した実施例１と同じ処理を行うステップには、同じステップ番号を付して説明を省略する。
ステップS21では、旋回半径に応じた4WD前後締結力の上限値である4WD前後締結力リミッタTRLIMを設定し、ステップS22へ移行する。4WD前後締結力リミッタTRLIMは、旋回半径が所定値R1以下の場合にはゼロ、旋回半径がR1とR2(>R1)の間にある場合には旋回半径が大きくなるほど大きくし、旋回半径がR2以上の場合には一定の最大値とする。ここで、R2は、タイトコーナーブレーキング現象の影響がほとんど無い旋回半径とする。
図７は、旋回半径算出処理の流れを示すフローチャートで、ステップS31では、図４のステップS11と同様、各車輪速の最大値が、車体速VIを10%増しした値に10km/hを加算した値よりも小さいか否かを判定する。YESの場合にはステップS32へ移行し、NOの場合にはリターンへ移行する。
ステップS32では、旋回半径を下記の式(5)を参照して算出し、リターンへ移行する。
旋回半径＝max［655m , KR×操舵角 , ｛トレッド長×（min（VWRR,VWRL）／（|VWRR−VWRL|））｝］ …(5)
ここで、KRは所定の操舵角−旋回半径変換係数、VWRRは右後輪RRの車輪速、VWRLは左後輪RLの車輪速である。
つまり、ステップS32では、所定の旋回半径(655m)と、トレッド長と左右車輪速差(|VWRR−VWRL|)から求めた旋回半径と、操舵角から求めた旋回半径とのセレクトローにより旋回半径を決めている。
ステップS22では、4WD前後締結力を算出し、リターンへ移行する。ここで、4WD前後締結力は実施例１で述べた３つの方法のいずれかで求めた値と、ステップS11で算出した4WD前後締結力リミッタTRLIMとのセレクトローにより設定する。 (Example 2)
The vehicle control device of the second embodiment is an example in which the upper limit of the 4WD front-rear fastening force is limited according to the turning radius for the purpose of suppressing the tight corner braking phenomenon.
Hereinafter, a configuration different from that of the first embodiment will be described.
[Drive torque request signal creation processing]
FIG. 6 is a flowchart showing the flow of the drive torque request signal creation process executed by the drive force distribution changing unit 33c of the second embodiment. Each step will be described below. In addition, the same step number is attached | subjected to the step which performs the same process as Example 1 shown in FIG. 3, and description is abbreviate | omitted.
In step S21, the 4WD front / rear fastening force limiter TRLIM, which is the upper limit value of the 4WD front / rear fastening force corresponding to the turning radius, is set, and the process proceeds to step S22. The 4WD front / rear fastening force limiter TRLIM is zero when the turning radius is less than the predetermined value R1, and increases when the turning radius is larger when the turning radius is between R1 and R2 (> R1). In the above case, a certain maximum value is set. Here, R2 is a turning radius that hardly affects the tight corner braking phenomenon.
FIG. 7 is a flowchart showing the flow of the turning radius calculation process. In step S31, as in step S11 of FIG. 4, the maximum value of each wheel speed adds 10 km / h to the value obtained by increasing the vehicle body speed VI by 10%. It is determined whether or not it is smaller than the determined value. If YES, the process proceeds to step S32. If NO, the process proceeds to return.
In step S32, the turning radius is calculated with reference to the following equation (5), and the process proceeds to return.
Turning radius = max [655m, KR x steering angle, {tread length x (min (VWRR, VWRL) / (| VWRR-VWRL |))}] ... (5)
Here, KR is a predetermined steering angle-turning radius conversion coefficient, VWRR is a wheel speed of the right rear wheel RR, and VWRL is a wheel speed of the left rear wheel RL.
That is, in step S32, the turning radius is determined by selecting low of the predetermined turning radius (655m), the turning radius obtained from the tread length and the left and right wheel speed difference (| VWRR−VWRL |), and the turning radius obtained from the steering angle. Have decided.
In step S22, a 4WD front / rear fastening force is calculated, and the process proceeds to return. Here, the 4WD front / rear fastening force is set by a select low between the value obtained by any of the three methods described in the first embodiment and the 4WD front / rear fastening force limiter TRLIM calculated in step S11.

次に、作用を説明する。
〔後輪駆動力配分制限によるタイトコーナーブレーキング現象抑制作用〕
実施例１の車両は、パートタイム4WD車両であり、センターデフを有していない。センターデフの無い車両が4WD走行モードで走行する際、雪道や未舗装路などで、タイヤにスリップが発生しないと、旋回時、特に急旋回時において、前輪と後輪の間に回転差が生じ、旋回距離が短くなる後輪が前輪を押してしまう形で抵抗となり、その結果として、ギクシャクした挙動があらわれる、いわゆる「タイトコーナーブレーキング現象」が発生する。この現象は、加速不良や乗り心地の悪化を招くだけでなく、タイヤの偏摩耗、駆動系のトラブル等の原因となる。
この対策として、実施例２では、旋回半径に応じて4WD前後締結力の上限を制限する4WD前後締結力リミッタTRLIMを小さくする。図６の駆動トルク要求信号作成処理では、ステップS5で最低駆動トルクリミッタ要求値を算出した後、ステップS21で旋回半径に応じた4WD前後締結力リミッタTRLIMを設定し、ステップS22で算出する4WD前後締結力を、4WD前後締結力リミッタTRLIMで制限している。
図８は、実施例２の駆動トルク要求信号作成作用を示すタイムチャートであり、実線は実施例２の動作、破線は実施例２の駆動トルク要求信号作成処理を適用しない場合の動作を示す。
時点t1および時点t2は、図５に示した実施例１と同様であるため、説明を省略する。
時点t3では、ドライバがハンドルの切り増しを開始したため、時点t3以降では、旋回半径が大きくなるに従って4WD前後締結力を減少させる。ここで、実施例２の駆動トルク要求信号作成処理を適用しない場合、タイトコーナーブレーキング現象の影響による加速不良が発生する。これに対し、実施例２の駆動トルク要求信号作成処理では、旋回半径が小さいほど後輪RL,RRへの駆動力配分量を減少させることで、前輪FL,FRと後輪RL,RRの間の回転差を小さくする。このため、旋回半径にかかわらず、タイトコーナーブレーキング現象の発生を抑制できる。 Next, the operation will be described.
[Tight corner braking phenomenon suppression effect by rear wheel drive force distribution restriction]
The vehicle of the first embodiment is a part-time 4WD vehicle and does not have a center differential. When a vehicle without a center differential runs in 4WD mode, if there is no slip on the tires on snowy roads or unpaved roads, there will be a difference in rotation between the front and rear wheels when turning, especially when turning sharply. This results in resistance in the form of a rear wheel pushing the front wheel that shortens the turning distance, and as a result, a so-called “tight corner braking phenomenon” occurs in which a jerky behavior appears. This phenomenon not only causes poor acceleration and deteriorated riding comfort, but also causes uneven wear of the tire, troubles in the drive system, and the like.
As a countermeasure, in Example 2, the 4WD front / rear fastening force limiter TRLIM that limits the upper limit of the 4WD front / rear fastening force according to the turning radius is reduced. In the drive torque request signal creation process of FIG. 6, after calculating the minimum drive torque limiter request value in step S5, the 4WD front / rear fastening force limiter TRLIM corresponding to the turning radius is set in step S21, and the 4WD before and after calculated in step S22. The fastening force is limited by the 4WD front / rear fastening force limiter TRLIM.
FIG. 8 is a time chart showing the drive torque request signal creation operation of the second embodiment. The solid line shows the operation of the second embodiment, and the broken line shows the operation when the drive torque request signal creation processing of the second embodiment is not applied.
Since the time point t1 and the time point t2 are the same as those in the first embodiment illustrated in FIG.
At time t3, the driver starts to increase the steering wheel, and therefore, after time t3, the 4WD front-rear fastening force decreases as the turning radius increases. Here, when the drive torque request signal creation processing of the second embodiment is not applied, acceleration failure occurs due to the influence of the tight corner braking phenomenon. On the other hand, in the drive torque request signal creation processing of the second embodiment, the smaller the turning radius is, the smaller the driving force distribution amount to the rear wheels RL and RR is, so that the distance between the front wheels FL and FR and the rear wheels RL and RR is reduced. Reduce the rotation difference. For this reason, the occurrence of the tight corner braking phenomenon can be suppressed regardless of the turning radius.

次に、効果を説明する。
実施例２の車両制御装置では、実施例１の効果(1),(2)に加え、以下の効果を奏する。
(3) ハンドルの操舵角を検出する舵角センサ41を備え、駆動力配分変更部33cは、操舵角から算出した旋回半径が小さいほど、後輪RL,RRへの駆動力配分量を減少させる。これにより、タイトコーナーブレーキング現象の発生を抑えることができ、乗り心地の悪化やタイヤの偏摩耗等のトラブルを抑制できる。 Next, the effect will be described.
The vehicle control apparatus according to the second embodiment has the following effects in addition to the effects (1) and (2) of the first embodiment.
(3) The steering angle sensor 41 that detects the steering angle of the steering wheel is provided, and the driving force distribution changing unit 33c decreases the amount of driving force distribution to the rear wheels RL and RR as the turning radius calculated from the steering angle is smaller. . Thereby, generation | occurrence | production of a tight corner braking phenomenon can be suppressed and troubles, such as a deterioration of riding comfort and a partial wear of a tire, can be suppressed.

（他の実施例）
以上、本発明を実施するための形態を、実施例に基づいて説明したが、本発明の具体的な構成は、実施例に示した構成に限定されるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲の設計変更等があっても本発明に含まれる。
例えば、実施例１では、勾配推定値を算出する路面勾配検出手段としての路面勾配推定部33aと、μ推定値を算出する路面μ検出手段としての路面μ推定部33bを共に設けた例を示したが、路面勾配検出手段と路面μ検出手段の一方のみを設けた構成としてもよい。
実施例２では、舵角検出手段としてハンドルの操舵角から旋回半径を算出する舵角センサ41を設けた例を示したが、舵角検出手段としては、操向輪（前輪）の転舵角を検出する転舵角センサを設け、転舵角に所定の係数を乗算して旋回半径を求めてもよい。
各実施例では、駆動源としてエンジン32を有する車両について説明したが、本発明は、駆動源として電動モータを有する電気自動車およびハイブリッド車両にも適用でき、急勾配や低μ路であってもスムーズな発進、加速を実現できる。 (Other examples)
As mentioned above, although the form for implementing this invention was demonstrated based on the Example, the specific structure of this invention is not limited to the structure shown in the Example, and does not deviate from the summary of invention. Any change in the design of the range is included in the present invention.
For example, the first embodiment shows an example in which a road surface gradient estimation unit 33a as a road surface gradient detection unit that calculates a gradient estimation value and a road surface μ estimation unit 33b as a road surface μ detection unit that calculates a μ estimation value are provided. However, only one of the road surface gradient detecting means and the road surface μ detecting means may be provided.
In the second embodiment, an example in which the steering angle sensor 41 for calculating the turning radius from the steering angle of the steering wheel is provided as the steering angle detection means. However, as the steering angle detection means, the steering angle of the steered wheels (front wheels) is shown. A turning angle sensor for detecting the turning radius may be provided, and the turning radius may be obtained by multiplying the turning angle by a predetermined coefficient.
In each embodiment, the vehicle having the engine 32 as a drive source has been described. However, the present invention can also be applied to an electric vehicle and a hybrid vehicle having an electric motor as a drive source, and even on steep slopes and low μ roads. Start and acceleration.

BP ブレーキペダル
32 エンジン（駆動源）
33 ブレーキCU（ブレーキ制御手段）
33c 駆動力配分変更部（駆動力配分変更手段）
39 4WDカップリング（前後輪駆動力配分装置） BP brake pedal
32 Engine (drive source)
33 Brake CU (brake control means)
33c Driving force distribution change section (driving force distribution change means)
39 4WD coupling (front and rear wheel drive force distribution device)

Claims

ドライバのブレーキペダル操作無しでもホイルシリンダ液圧を保持し所定の条件が成立したときに前記液圧を減圧するブレーキ制御手段と、
駆動源の駆動力を主駆動輪と副駆動輪とに対して任意の割合で配分可能な前後輪駆動力配分装置と、
前記所定の条件が成立したとき、前記副駆動輪への駆動力配分量を増加させる駆動力配分変更手段と、
を備えたことを特徴とする車両制御装置。 Brake control means for maintaining the wheel cylinder hydraulic pressure without the driver's brake pedal operation and reducing the hydraulic pressure when a predetermined condition is satisfied;
Front and rear wheel driving force distribution device capable of distributing the driving force of the driving source to the main driving wheel and the sub driving wheel at an arbitrary ratio;
Driving force distribution changing means for increasing a driving force distribution amount to the auxiliary driving wheels when the predetermined condition is satisfied;
A vehicle control device comprising:

請求項１に記載の車両制御装置において、
車両の走行中の路面勾配を検出する路面勾配検出手段および／または走行中の路面μを検出する路面μ検出手段を備え、
前記駆動力配分変更手段は、検出された勾配が所定の勾配よりも大きい場合および／または検出された路面μが所定の路面μよりも低い場合には、それ以外の場合よりも前記副駆動輪への駆動力配分量を増加させることを特徴とする車両制御装置。 The vehicle control device according to claim 1,
Road surface gradient detecting means for detecting a road surface gradient during traveling of the vehicle and / or road surface μ detecting means for detecting a road surface μ during traveling;
When the detected gradient is larger than the predetermined gradient and / or when the detected road surface μ is lower than the predetermined road surface μ, the driving force distribution changing means is more than the other cases. A vehicle control device that increases the amount of driving force distribution to the vehicle.

請求項１または請求項２に記載の車両制御装置において、
操向輪またはハンドルの舵角を検出する舵角検出手段を備え、
前記駆動力配分変更手段は、前記副駆動輪への駆動力配分量を増加させた場合に検出された舵角が所定の舵角よりも大きくなったときは、それ以外の場合よりも前記副駆動輪への駆動力配分量を減少させることを特徴とする車両制御装置。 In the vehicle control device according to claim 1 or 2,
A steering angle detection means for detecting the steering angle of the steering wheel or the steering wheel,
When the steering angle detected when the driving force distribution amount to the auxiliary driving wheels is increased is greater than a predetermined steering angle, the driving force distribution changing means is more effective than the other cases. A vehicle control device that reduces the amount of driving force distributed to driving wheels.