JP2629912B2 - Anti-slip device for vehicles - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 ［発明の目的］ （産業上の利用分野） 本発明は車両の加速スリップ防止装置に関する。Description of the Invention (Object of the Invention) (Industrial application field) The present invention relates to a device for preventing acceleration slip of a vehicle.

（従来の技術） 従来、自動車が急加速された場合に生じる駆動輪のス
リップを防止する加速スリップ防止装置（トラクション
コントロール装置）が知られている。このようなトラク
ションコントロール装置においては、駆動輪の加速スリ
ップを検出するとタイヤの路面との摩擦係数μが最大範
囲（第18図の斜線範囲）にくるように、スリップ率Ｓを
制御していた。ここで、スリップ率Ｓは「（ＶF−ＶB）
/VF］×100（パーセント）であり、ＶFは駆動輪の車輪
速度、ＶBは車体速度である。つまり、駆動輪のスリッ
プを検出した場合には、スリップ率Ｓが斜線範囲に来る
ようにエンジン出力を制御することにより、タイヤと路
面との摩擦係数μが最大範囲に来るように制御して、加
速時に駆動輪のスリップを防止して自動車の加速性能を
向上させるようにしている。2. Description of the Related Art Conventionally, there has been known an acceleration slip prevention device (traction control device) for preventing a drive wheel from slipping when a vehicle is rapidly accelerated. In such a traction control device, the slip ratio S is controlled so that when the acceleration slip of the drive wheel is detected, the coefficient of friction μ between the tire and the road surface falls within the maximum range (the hatched range in FIG. 18). Here, the slip ratio S is “(VF−VB)
/ VF] × 100 (percent), VF is the wheel speed of the drive wheel, and VB is the vehicle speed. That is, when the slip of the drive wheel is detected, the engine output is controlled so that the slip ratio S falls within the hatched range, and the friction coefficient μ between the tire and the road surface is controlled so as to fall within the maximum range. It prevents the slip of the driving wheels during acceleration to improve the acceleration performance of the vehicle.

（発明が解決しようとする課題） このようなトラクションコントロール装置において
は、そのスリップ制御の終了条件が適確でないと、加速
スリップが収束してもエンジン出力制御が続行され加速
性が低下したり、エンジン出力制御中のスリップ制御終
了により再度加速スリップが生じる等の不具合が生じ
る。(Problems to be Solved by the Invention) In such a traction control device, if the conditions for terminating the slip control are not appropriate, even if the acceleration slip converges, the engine output control is continued and the acceleration performance is reduced, Problems such as the occurrence of acceleration slip again due to the end of the slip control during the engine output control occur.

そこで、従来、駆動輪の車輪速度ＶF及びスリップ率
Ｓ及びスリップ変化率ΔＳが何れも所定の閾値以下にな
るとスリップ制御を終了するトラクションコントロール
装置が考えられている。しかしながら、上記車輪速度Ｖ
F，スリップ率S,スリップ変化率ΔＳは何れも駆動輪速
度センサのセンサデータに基づき得られるので、様々な
路面状況、運転状態に対応して的確なタイミングでスリ
ップ制御を行う為には、上記駆動輪速度センサだけでは
情報量が少なく、的確なタイミングでスリップ制御が実
施されなくなる。このため、例えばスリップ制御が早く
終了してスリップ抑制が充分でなかったり、スリップ制
御が長引いて充分な加速性が確保されない等の不具合が
生じる。また、上記駆動輪速度センサのみに基づくスリ
ップ制御の開始／終了判定を行なったのでは、この駆動
輪速度センサに異常が生じた場合、正常なスリップ制御
が行なわれなくなってしまう。Therefore, conventionally, a traction control device that ends the slip control when the wheel speed VF, the slip rate S, and the slip change rate ΔS of the drive wheels are all equal to or less than a predetermined threshold has been considered. However, the wheel speed V
Since F, slip rate S, and slip change rate ΔS are all obtained based on the sensor data of the driving wheel speed sensors, the above-described slip control must be performed at an appropriate timing according to various road surface conditions and driving conditions. With the drive wheel speed sensor alone, the amount of information is small, and the slip control is not performed at an accurate timing. For this reason, there arise problems such as, for example, that the slip control is terminated early and the slip control is not sufficient, or that the slip control is prolonged and sufficient acceleration is not secured. Further, if the start / end of the slip control is determined based only on the drive wheel speed sensor, if the drive wheel speed sensor becomes abnormal, the normal slip control is not performed.

本発明は上記の点に鑑みなされたもので、その目的
は、様々な路面状況、運転状態に対応して、常に的確な
タイミングでスリップ制御を終了し、スリップの発生を
確実に防止すると共に車両の加速性を向上させることが
可能になる車両の加速スリップ防止装置を提供すること
にある。The present invention has been made in view of the above points, and its object is to always end slip control at an appropriate timing in response to various road surface conditions and driving conditions, to reliably prevent the occurrence of slip, and to provide a vehicle. It is an object of the present invention to provide an acceleration slip prevention device for a vehicle, which can improve the acceleration of the vehicle.

［発明の構成］ （課題を解決するための手段及び作用） すなわち本発明に係わる車両の加速スリップ防止装置
は、駆動輪速度に基づき駆動輪に発生するスリップ量を
検出する駆動輪スリップ量検出手段と、複数種類の異な
る運転情報を検出するそれぞれ別々の運転情報検出手段
と、少なくとも２つ以上の上記運転情報検出手段により
検出された各運転情報が予め独立して設定された判定条
件を組合わせた制御終了条件を満たすとき上記駆動輪ス
リップ量検出手段により検出されたスリップ量に応じた
駆動トルク制御を終了させる制御終了判定手段と、を備
えた車両の加速スリップ防止装置において、上記運転情
報検出手段に、エンジンの駆動トルクを検出する駆動ト
ルク検出手段を含み、上記判定条件に、上記駆動トルク
検出手段により検出されたエンジンの駆動トルクが、路
面摩擦係数が０ではない超低μ路上でスリップが生じな
い最大トルク以下、を含むものである。[Structure of the Invention] (Means and Actions for Solving the Problems) That is, the vehicle acceleration slip prevention device according to the present invention is a drive wheel slip amount detection unit that detects a slip amount generated in a drive wheel based on a drive wheel speed. And a plurality of types of different driving information detected by different driving information detecting means, and at least two driving information detected by the driving information detecting means are independently determined in advance by a determination condition. Control end determination means for ending drive torque control according to the slip amount detected by the drive wheel slip amount detection means when the control end condition is satisfied. The driving means includes a driving torque detecting means for detecting a driving torque of the engine. Has been the driving torque of the engine is below the maximum torque road surface friction coefficient does not occur slip ultra-low μ road is not zero, is intended to include.

（実施例） 以下、図面を参照して本発明の一実施例に係わる車両
の加速スリップ防止装置について説明する。第１図
（Ａ）は車両の加速スリップ防止装置を示す構成図であ
る。同図は前輪駆動車を示しているもので、ＷFRは前輪
右側車輪、ＷFLは前輪左側車輪、ＷRRは後輪右側車輪、
ＷRLは後輪左側車輪を示している。また、11は前輪右側
車輪（駆動輪）ＷFRの車輪速度ＶFRを検出する車輪速度
センサ、12は前輪左側車輪（駆動輪）ＷFLの車輪速度Ｖ
FLを検出する車輪速度センサ、13は後輪右側車輪（従動
輪）ＷRRの車輪速度ＶRRを検出する車輪速度センサ、14
は後輪左側車輪（従動輪）ＷRLの車輪速度ＶRLを検出す
る車輪速度センサである。上記車輪速度センサ11〜14で
検出された車輪速度ＶFR,VFL,VRR,VRLはトラクションコ
ントローラ15に入力される。このトラクションコントロ
ーラ15はエンジン16に制御信号を送って加速時の駆動輪
のスリップを防止する制御を行なっている。(Embodiment) Hereinafter, an acceleration slip prevention device for a vehicle according to an embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1A is a configuration diagram showing an acceleration slip prevention device for a vehicle. The figure shows a front wheel drive vehicle, WFR is a front right wheel, WFL is a front left wheel, WRR is a rear right wheel,
WRL indicates a rear left wheel. Reference numeral 11 denotes a wheel speed sensor for detecting the wheel speed VFR of the front right wheel (drive wheel) WFR, and reference numeral 12 denotes the wheel speed V of the front left wheel (drive wheel) WFL.
A wheel speed sensor 13 for detecting the FL, a wheel speed sensor 13 for detecting the wheel speed VRR of the rear right wheel (driven wheel) WRR, 14
Is a wheel speed sensor for detecting the wheel speed VRL of the rear left wheel (driven wheel) WRL. The wheel speeds VFR, VFL, VRR, VRL detected by the wheel speed sensors 11 to 14 are input to the traction controller 15. The traction controller 15 sends a control signal to the engine 16 to perform control to prevent slippage of the drive wheels during acceleration.

第１図（Ｂ）は上記エンジン16における吸気系を示す
もので、同図において、21はエアクリーナ、22は吸気管
であり、この吸気管22にはアクセルペダルによりその開
度が操作される主スロットル弁THm23の他に、上記トラ
クションコントローラ15からの制御信号θｓによりその
開度が制御される副スロットル弁THs24が設けられる。
つまり、エアクリーナ21を介して導入された吸入空気
は、副スロットル弁THs24及び主スロットル弁THm23を直
列に介して吸気弁側に流されるもので、上記副スロット
ル弁THs24の開度をトラクションコントローラ15からの
制御信号θｓにより、モータ駆動回路25とそのモータ24
Mを経て制御しエンジン16の駆動力を制御している。こ
こで、主スロットル弁THm23及び副スロットル弁THs24の
開度は、それぞれ主スロットルポジションセンサ26及び
副スロットルポジションセンサ27により検出される。ま
た、主スロットル弁THm23にはアクセルペダルの非踏込
み状態を検出する主スロットルアイドルSW28が、副スロ
ットル弁THs24には副スロットル全開SW29が設けられ
る。さらに、上記エアクリーナ21の下流には、吸入空気
量を検出するためのエアフローセンサ30が設けられ、こ
れら各センサ26,27,30及びSW28,29からの出力信号は、
何れも上記トラクションコントローラ15に与えられる。FIG. 1 (B) shows an intake system of the engine 16, in which 21 is an air cleaner, 22 is an intake pipe, and the intake pipe 22 is mainly operated by an accelerator pedal. In addition to the throttle valve THm23, an auxiliary throttle valve THs24 whose opening is controlled by a control signal θs from the traction controller 15 is provided.
That is, the intake air introduced through the air cleaner 21 flows to the intake valve side through the auxiliary throttle valve THs24 and the main throttle valve THm23 in series, and the opening degree of the auxiliary throttle valve THs24 is determined by the traction controller 15 from the traction controller 15. The motor drive circuit 25 and its motor 24
The driving force of the engine 16 is controlled through M. Here, the opening degrees of the main throttle valve THm23 and the sub throttle valve THs24 are detected by the main throttle position sensor 26 and the sub throttle position sensor 27, respectively. The main throttle valve THm23 is provided with a main throttle idle SW28 for detecting a non-depressed state of the accelerator pedal, and the sub throttle valve THs24 is provided with a sub throttle fully open SW29. Further, an air flow sensor 30 for detecting an intake air amount is provided downstream of the air cleaner 21, and output signals from these sensors 26, 27, 30 and SWs 28, 29 are:
Either is given to the traction controller 15.

一方、第１図（Ａ）において、17は前輪右側車輪ＷFR
の制動を行なうホイールシリンダ、18は前輪左側車輪Ｗ
FLの制動を行なうホイールシリンダである。通常これら
のホイールシリンダにはブレーキペダル（図示せず）を
操作することで、マスタシリンダ等（図示せず）を介し
て圧油が供給される。トラクションコントロール作動時
には次に述べる別の経路から圧油の供給を可能としてい
る。上記ホイールシリンダ17への油圧源19からの圧油の
供給はインレッドバルブ17iを介して行われ、上記ホイ
ールシリンダ17からリザーバ20への圧油の排出はアウト
レッドバルブ17oを介して行われる。また、上記ホイー
ルシリンダ18への油圧源19からの圧油の供給はインレッ
トバルブ18iを介して行われ、上記ホイールシリンダ18
からリザーバ20への圧油の排出はアウトレットバルブ18
oを介して行われる。そして、上記インレットバルブ17i
及び18i、上記アウトレットバルブ17o及び18oの開閉制
御は上記トラクションコントローラ15により行われる。On the other hand, in FIG. 1 (A), reference numeral 17 denotes a front right wheel WFR.
Wheel cylinder for braking, 18 is the front left wheel W
Wheel cylinder that performs FL braking. Normally, pressure oil is supplied to these wheel cylinders via a master cylinder or the like (not shown) by operating a brake pedal (not shown). During traction control operation, pressure oil can be supplied from another route described below. The supply of pressure oil from the hydraulic pressure source 19 to the wheel cylinder 17 is performed via an in-red valve 17i, and the discharge of pressure oil from the wheel cylinder 17 to the reservoir 20 is performed via an out-red valve 17o. The supply of pressure oil from the hydraulic pressure source 19 to the wheel cylinder 18 is performed through an inlet valve 18i.
The outlet of pressure oil from the reservoir 20 to the reservoir 20 is
done through o. And the above inlet valve 17i
And 18i, the opening / closing control of the outlet valves 17o and 18o is performed by the traction controller 15.

ここで、上記エンジン16の駆動力制御及び駆動輪ＷFR
11,WFL12の制動制御によるスリップ防止制御は、複数の
異なる運転状態を検出する各種センサからの信号に基づ
くそれぞれ独立した制御開始判定条件の組合わせにより
開始／終了される。Here, the driving force control of the engine 16 and the driving wheel WFR
The slip prevention control by the brake control of the WFL 12 is started / terminated by a combination of independent control start determination conditions based on signals from various sensors for detecting a plurality of different operating states.

次に、第２図を参照して上記トラクションコントロー
ラ15の詳細な構成について説明する。車輪速度センサ11
及び12において検出された駆動輪の車輪速度ＶFR及びＶ
FLは高車速選択部（SH）31に送られて、車輪速度ＶFRと
車輪速度ＶFLのうち大きい車輪速度の方が選択されて出
力される。また同時に、車速センサ11及び12において検
出された駆動輪の車輪速度ＶFR及びＶFLは平均部32にお
いて平均されて平均車輪速度（ＶFR＋ＶFL）/2が算出さ
れる。上記高車速選択部31から出力される車輪速度は重
み付け部33において変数ＫG倍され、上記平均部32から
出力される平均車輪速度は重み付け部34において変数
（１−ＫG）倍されて、それぞれ加算部35に送られて加
算されて駆動輪速度ＶFとされる。なお、変数ＫGは第３
図に示すように求心加速度GYに応じて変化する変数であ
る。第３図に示すように、求心加速度GYが所定値（例え
ば、0.1g）までは求心加速度に比例し、それ以上になる
と、「１」となるように設定されている。Next, a detailed configuration of the traction controller 15 will be described with reference to FIG. Wheel speed sensor 11
The wheel speeds VFR and VFR of the drive wheels detected in
The FL is sent to a high vehicle speed selecting section (SH) 31, and a higher wheel speed is selected and output from the wheel speed VFR and the wheel speed VFL. At the same time, the wheel speeds VFR and VFL of the drive wheels detected by the vehicle speed sensors 11 and 12 are averaged in an averaging unit 32 to calculate an average wheel speed (VFR + VFL) / 2. The wheel speed output from the high vehicle speed selection unit 31 is multiplied by a variable KG in a weighting unit 33, and the average wheel speed output from the averaging unit 32 is multiplied by a variable (1-KG) in a weighting unit 34, and each is added. It is sent to the section 35 and added to make the driving wheel speed VF. Note that the variable KG is the third
As shown in the figure, it is a variable that changes according to the centripetal acceleration GY. As shown in FIG. 3, the centripetal acceleration GY is set so as to be proportional to the centripetal acceleration up to a predetermined value (for example, 0.1 g), and to become "1" when it exceeds the centripetal acceleration.

また、上記車輪速度センサ13,14で検出される従動輪
の車輪速度は低車速選択部36に入力されて、小さい方の
車輪速度が選択される。さらに、上記車輪速度センサ1
3,14で検出される従動輪の車輪速度は高車速選択部37に
入力されて、大きい方の車輪速度が選択される。そし
て、上記低車速選択部36で選択された小さい方の車輪速
度は重み付け部38において変数Kr倍され、上記高車速選
択部37で選択された大きい方の車輪速度は重み付け部39
において、変数（１−Kr）倍される。この変数Krは第４
図に示すように求心加速度GYに応じて「１」〜「10」の
間を変化している。The wheel speeds of the driven wheels detected by the wheel speed sensors 13 and 14 are input to the low vehicle speed selection unit 36, and the smaller wheel speed is selected. Further, the wheel speed sensor 1
The wheel speeds of the driven wheels detected in 3 and 14 are input to the high vehicle speed selection unit 37, and the larger wheel speed is selected. Then, the smaller wheel speed selected by the low vehicle speed selector 36 is multiplied by the variable Kr in the weighting unit 38, and the larger wheel speed selected by the high vehicle speed selector 37 is weighted by the weighting unit 39.
Is multiplied by the variable (1-Kr). This variable Kr is the fourth
As shown in the figure, it changes between “1” to “10” according to the centripetal acceleration GY.

また、上記重み付け部38及び上記重み付け部39から出
力される車輪速度は加算部40において加算されて従動輪
速度ＶRとされ、さらに上記従動輪速度ＶRは乗算部40′
において（１＋α）倍されて目標駆動輪速度Ｖφとされ
る。Further, the wheel speeds output from the weighting unit 38 and the weighting unit 39 are added in an adding unit 40 to be a driven wheel speed VR, and the driven wheel speed VR is further multiplied by a multiplication unit 40 '.
Is multiplied by (1 + α) to obtain the target drive wheel speed Vφ.

そして、上記加算部35から出力される駆動輪速度ＶF
と上記乗算部40′から出力される目標駆動輪速度Ｖφは
減算部41において減算されてスリップ量DVi′（＝ＶF−
Ｖφ）が算出される。このスリップ量DVi′はさらに加
算部42において、求心加速度GY及び求心加速度ΔGYの変
化率GYに応じてスリップ量DVi′の補正がなされる。つ
まり、スリップ量補正部43には第５図に示すような求心
加速度GYに応じて変化するスリップ補正量Vgが設定され
ており、スリップ量補正部44には第６図に示すような求
心加速度GYの変化率ΔGYに応じて変化するスリップ補正
量Vdが設定されている。そして、加算部42において、減
算部41から出力されるスリップ量DVi′に上記スリップ
補正量Vd及びVgが加算されて、スリップ量DViとされ
る。The drive wheel speed VF output from the adder 35
And the target driving wheel speed Vφ output from the multiplication unit 40 'is subtracted by the subtraction unit 41 to obtain the slip amount DVi' (= VF-
Vφ) is calculated. The slip amount DVi 'is further corrected in the adder 42 in accordance with the centripetal acceleration GY and the rate of change GY of the centripetal acceleration ΔGY. That is, a slip correction amount Vg that changes according to the centripetal acceleration GY as shown in FIG. 5 is set in the slip amount correction unit 43, and a centripetal acceleration as shown in FIG. A slip correction amount Vd that changes according to the change rate ΔGY of GY is set. Then, the addition unit 42 adds the slip correction amounts Vd and Vg to the slip amount DVi 'output from the subtraction unit 41 to obtain the slip amount DVi.

このスリップ量DViは例えば15msのサンプリング時間
ＴでTSn演算部45内の演算部45aに送られて、スリップ量
DViが係数KIを乗算されながら積分されて補正トルクTS
n′が求められる。つまり、 TSn′＝ΣKI・DVi （KIはスリップ量DViに応じて変化する係数である）と
してスリップ量DViの補正により求められた補正トル
ク、つまり積分型補正トルクTSn′が求められる。そし
て、上記積分型補正トルクTSn′は駆動輪ＷFR及びＷFL
を駆動するトルクに対する補正値であって、エンジン16
と上記駆動輪との間の動力伝達機構の特性が変速段の切
換えにより変化するのに応じて制御ゲインを調製する必
要があるので、係数乗算部45bにおいて変速段によりそ
れぞれ異なった係数GKiが乗算され変速段に応じた補正
後の積分型補正トルクTSnが算出される。The slip amount DVi is sent to the calculation unit 45a in the TSn calculation unit 45 at a sampling time T of, for example, 15 ms, and
DVi is integrated while being multiplied by the coefficient KI to obtain the correction torque TS
n 'is required. That is, a correction torque obtained by correcting the slip amount DVi, that is, an integral correction torque TSn 'is obtained as TSn' = ΣKI.DVi (KI is a coefficient that changes in accordance with the slip amount DVi). The integral type correction torque TSn 'is applied to the drive wheels WFR and WFL.
Correction value for the torque for driving the engine 16
It is necessary to adjust the control gain in accordance with the change of the characteristic of the power transmission mechanism between the drive wheels and the drive wheels due to the change of the shift speed. Then, the corrected integrated correction torque TSn corresponding to the gear position is calculated.

また、上記スリップ量DViはサンプリング時間Ｔ毎にT
Pn演算部46の演算部46aに送られてスリップ量DViにより
補正された補正トルクTPn′が算出される。つまり、 TPn′＝DVi・Kp（Kpは係数） としてスリップ量DViにより補正された補正トルク、つ
まり比例型補正トルクTPn′が求められる。そして、比
例型補正トルクTPn′は上記積分型補正トルクTSn′と同
様の理由により係数乗算部46bにおて変速段によりそれ
ぞれ異なった係数GKpが乗算され変速段に応じた補正後
の比例型補正トルクTPnが算出される。In addition, the slip amount DVi is calculated by T
The correction torque TPn ′ is sent to the calculation section 46a of the Pn calculation section 46 and corrected by the slip amount DVi to be calculated. That is, a correction torque corrected by the slip amount DVi, that is, a proportional correction torque TPn 'is obtained as TPn' = DVi.Kp (Kp is a coefficient). Then, the proportional correction torque TPn ′ is multiplied by a coefficient GKp that is different depending on the speed in the coefficient multiplying unit 46b for the same reason as the integral correction torque TSn ′, and the corrected proportional correction is performed according to the speed. The torque TPn is calculated.

また、上記加算部40から出力される従動輪速度ＶRは
車体速度ＶBとして基準トルク演算部47に入力される。
そして、この基準トルク演算部47内の車体加速度演算部
47aにおいて、車体速度の加速度ＶB（ＧB）が演算され
る。Further, the driven wheel speed VR output from the adder 40 is input to the reference torque calculator 47 as the vehicle speed VB.
Then, the vehicle acceleration calculation section in the reference torque calculation section 47
At 47a, the acceleration VB (GB) of the vehicle speed is calculated.

そして、上記車体加速度演算部47aにより算出された
車体加速度ＶB（ＧB）はフィルタ47bを通されて車体加
速度ＧBFとされる。このフィルタ47bにおいては、第15
図の「１」位置の状態にあって加速度増加時に「２」位
置の状態へ素早く移行するために、前回のフィルタ47b
の出力であるＧBFn_-1と今回検出したＧBｎとを同じ重み
付けで平均して、 ＧBFｎ＝（ＧBｎ＋ＧBFn_-1）/2 …（１） としている。また、スリップ率Ｓ＞S1（S1は最大スリッ
プ率Smaxよりもやや小さい値に設定されている）で加速
度減少時、例えば「２」位置から「３」位置に移行する
ような場合には、遅く移行させるために、フィルタ47b
を遅いフィルタに切換えている。つまり、 ＧBFｎ＝（ＧBｎ＋7GBFn_-1）/8 …（２） として、前回のフィルタ47bの出力に重みが置かれてい
る。Then, the vehicle body acceleration VB (GB) calculated by the vehicle body acceleration calculating section 47a is passed through a filter 47b and becomes a vehicle body acceleration GBF. In the filter 47b, the fifteenth filter
In order to quickly shift to the state of the position “2” when the acceleration is increased in the state of the position “1” in FIG.
The average of the output of GBFn- ₁ and the currently detected GBn is equalized with the same weight, and GBFn = (GBn + GBFn- ₁ ) / 2 (1). In addition, when the acceleration is decreased due to the slip ratio S> S1 (S1 is set to a value slightly smaller than the maximum slip ratio Smax), for example, when shifting from the “2” position to the “3” position, it is delayed. Filter 47b to transition
Is switched to a slower filter. That is, GBFn = (GBn + 7GBFn- ₁ ) / 8 (2), and the weight is placed on the output of the previous filter 47b.

また、スリップ率Ｓ≦S1で加速度減少時、つまり
「１」の領域において加速度減少時には、できるだけSm
axに止どまりたいために、フィルタ47bはさらに遅いフ
ィルタに切換えられる。つまり、 ＧBFｎ＝（ＧBｎ＋15GBFn_-1）/16 …（３） として、前回のフィルタ47bの出力に非常に重みが置か
れている。このように、フィルタ47bにおいては、加速
度の状態に応じてフィルタ47bを上記（１）〜（３）式
に示すように３段階に切り換えている。そして、上記車
体加速度ＧBFは基準トルク算出部47cに送られて基準ト
ルクＴGが算出される。つまり、 ＴG＝ＧBF×Ｗ×Re が算出される。ここで、Ｗは車重、Reはタイヤ半径であ
る。When the acceleration is reduced with the slip ratio S ≦ S1, that is, when the acceleration is reduced in the region of “1”, Sm is as small as possible.
To want to stay at ax, filter 47b is switched to a slower filter. That is, GBFn = (GBn + 15GBFn- ₁ ) / 16 (3), and the weight of the output of the previous filter 47b is very high. As described above, in the filter 47b, the filter 47b is switched in three stages as shown in the above equations (1) to (3) according to the state of the acceleration. Then, the vehicle body acceleration GBF is sent to the reference torque calculation unit 47c, and the reference torque TG is calculated. That is, TG = GBF × W × Re is calculated. Here, W is the vehicle weight, and Re is the tire radius.

そして、上記基準トルクＴGと上記積分型補正トルクT
Snとの減算は減算部48において行われ、さらに上記比例
型補正トルクTPnとの減算が減算部49において行われ
る。このようにして、目標トルクＴφは Ｔφ＝ＴG−TSn−TPn として算出される。The reference torque TG and the integral correction torque T
The subtraction with Sn is performed in the subtraction unit 48, and the subtraction with the proportional correction torque TPn is performed in the subtraction unit 49. Thus, the target torque Tφ is calculated as Tφ = TG−TSn−TPn.

そして、この目標トルクＴφは駆動輪ＷFR及びＷFLを
駆動するトルクを示すので、エンジントルク算出部50に
おいてエンジン16と上記駆動輪間の総ギア比で除算さ
れ、目標エンジントルクＴφ′に換算される。そして、
目標エンジントルクＴφ′はエンジントルクの下限値Rl
imを設定している下限値設定部51において、第16図ある
いは第17図に示すようにトラクションコントロール開始
からの経過時間ｔあるいは車体速度ＶBに応じて変化す
る下限Tlimにより、目標エンジントルクＴφ′の下限値
が制限される。そして、下限値設定部51によりエンジン
トルクの下限値が設定された目標エンジントルクＴφ′
はトルク／スロットル開度変換部52に送られて、上記目
標エンジントルクＴφ′を発生させるための副スロット
ル弁の開度θｓが求められる。そして、副スロットル弁
の開度θｓを調整することにより、エンジンの出力トル
クが目標エンジントルクＴφ′になるように制御され
る。Since the target torque Tφ indicates the torque for driving the drive wheels WFR and WFL, the target torque Tφ is divided by the total gear ratio between the engine 16 and the drive wheels in the engine torque calculation unit 50 and converted into the target engine torque Tφ ′. . And
The target engine torque Tφ 'is the lower limit value Rl of the engine torque.
In the lower limit value setting section 51 which sets im, the target engine torque Tφ ′ is obtained by the lower limit Tlim that changes according to the elapsed time t from the start of the traction control or the vehicle speed VB as shown in FIG. 16 or FIG. Is limited. Then, the target engine torque Tφ ′ for which the lower limit value of the engine torque is set by the lower limit value setting unit 51.
Is sent to the torque / throttle opening degree converter 52 to obtain the opening degree θs of the sub throttle valve for generating the target engine torque Tφ ′. Then, by adjusting the opening degree θs of the auxiliary throttle valve, the output torque of the engine is controlled so as to become the target engine torque Tφ ′.

また、従動輪の車輪速度ＶRR,VRLは求心加速度演算部
53に送られて、旋回度を判断するために、求心加速度G
Y′が求められる。この求心加速度GY′は求心加速度補
正部54に送られて、求心加速度GY′が車速に応じて補正
される。The wheel speeds VRR and VRL of the driven wheels are calculated by a centripetal acceleration calculation unit.
Sent to 53 to determine the degree of turning, the centripetal acceleration G
Y 'is required. The centripetal acceleration GY 'is sent to the centripetal acceleration correction unit 54, and the centripetal acceleration GY' is corrected according to the vehicle speed.

つまり、GY＝Kv・GY′とされて、係数Kvが第７図乃至
第12図に示すように車速に応じてKvが変化することによ
り、求心加速度GYが車速に応じて補正される。That is, GY = Kv · GY ′, and the coefficient Kv changes according to the vehicle speed as shown in FIGS. 7 to 12, whereby the centripetal acceleration GY is corrected according to the vehicle speed.

ところで、上記高車速選択部37から出力される大きい
方の従動輪車輪速度が減算部55において駆動輪の車輪速
度ＶFRから減算される。さらに、上記高車速選択部37か
ら出力される大きい方の車輪速度が減算部56において駆
動輪の車輪速度ＶFLから減算される。By the way, the larger driven wheel speed output from the high vehicle speed selector 37 is subtracted from the wheel speed VFR of the drive wheel by the subtractor 55. Further, the larger wheel speed output from the high vehicle speed selector 37 is subtracted from the wheel speed VFL of the drive wheel by the subtractor 56.

上記減算部55の出力は乗算部57においてＫB倍（０＜
ＫB＜１）され、上記減算部56の出力は乗算部58におい
て（１−ＫB）倍された後、加算部59において加算され
て右側駆動輪のスリップ量DVFRとされる。また同時に、
上記減算部56の出力は乗算部60においてＫB倍され、上
記減算部55の出力は乗算部61において（１−ＫB）倍さ
れた後加算部62において加算されて左側の駆動輪のスリ
ップ量DVFLとされる。上記変数ＫBは第13図に示すよう
にトラクションコントロールの制御開始からの経過時間
に応じて変化するもので、トラクションコントロールの
制御開始時には「0.5」とされ、トラクションコントロ
ールの制御が進むに従って、「0.8」に近付くように設
定されている。例えば、ＫBを「0.8」とした場合、一方
の駆動輪だけにスリップが発生したとき他方の駆動輪で
も一方の駆動輪の20％分だけスリップが発生したように
認識してブレーキ制御を行なうようにしている。これ
は、左右駆動輪のブレーキを全く独立にすると、一方の
駆動輪だけにブレーキがかかって回転が減少するとデフ
の作用により今度は反対側の駆動輪がスリップしてブレ
ーキがかかり、この動作が繰返えされて好ましくないた
めである。上記右側駆動輪のスリップ量DVFRは微分部63
において微分されてその時間的変化量、つまりスリップ
加速度ＧFRが算出されると共に、上記左側駆動輪のスリ
ップ量DVFLは微分部６において微分されてその時間的変
化量、つまりスリップ加速度ＧFLが算出される。そし
て、上記スリップ加速度ＧFRはブレーキ液圧変化量（Δ
Ｐ）算出部65に送られて、第14図に示すＧFR（ＧFL）−
ΔＰ変換マップが参照されてスリップ加速度ＧFRを抑制
するためのブレーキ液圧の変化量ΔＰが求められる。こ
のブレーキ液圧の変化量ΔＰは、ΔＰ−Ｔ変換部67に送
られて第１図（Ａ）におけるインレットバルブ17iの開
時間Ｔが算出される。また、同様に、スリップ加速度Ｇ
FLはブレーキ液圧変化量（ΔＰ）算出部66に送られて、
第14図に示すＧFR（ＧFL）−ΔＰ変換マップが参照され
て、スリップ加速度ＧFLを抑制するためのブレーキ液圧
の変化量ΔＰが求められる。このブレーキ液圧の変化量
ΔＰは、ΔＰ−Ｔ変換部68に送られて第１図（Ａ）にお
けるインレットバルブ18iの開時間Ｔが算出される。The output of the subtraction unit 55 is multiplied by KB (0 <
KB <1), the output of the subtractor 56 is multiplied by (1−KB) in the multiplier 58, and then added in the adder 59 to obtain the slip amount DVFR of the right driving wheel. At the same time,
The output of the subtraction unit 56 is multiplied by KB in the multiplication unit 60, the output of the subtraction unit 55 is multiplied by (1−KB) in the multiplication unit 61 and then added in the addition unit 62 to obtain the slip amount DVFL of the left driving wheel. It is said. The variable KB changes according to the elapsed time from the start of the traction control as shown in FIG. 13, and is set to "0.5" at the start of the traction control, and becomes "0.8" as the traction control is advanced. ". For example, when KB is set to “0.8”, the brake control is performed by recognizing that when one of the driving wheels slips, the other driving wheel slips by 20% of one driving wheel. I have to. This is because if the brakes on the left and right drive wheels are completely independent, if only one of the drive wheels is braked and the rotation decreases, the differential drive wheel will slip and the brake will be applied this time due to the action of the differential. This is because it is not preferable to be repeated. The slip amount DVFR of the right driving wheel is calculated by the differentiator 63.
And the temporal change amount, that is, the slip acceleration GFR is calculated, and the slip amount DVFL of the left driving wheel is differentiated in the differentiating section 6 to calculate the temporal change amount, that is, the slip acceleration GFL. . The slip acceleration GFR is calculated based on the amount of change in brake fluid pressure (Δ
P) It is sent to the calculation unit 65, and the GFR (GFL)-
The change amount ΔP of the brake fluid pressure for suppressing the slip acceleration GFR is obtained with reference to the ΔP conversion map. The amount of change ΔP of the brake fluid pressure is sent to the ΔP-T converter 67 to calculate the opening time T of the inlet valve 17i in FIG. 1 (A). Similarly, the slip acceleration G
FL is sent to the brake fluid pressure change amount (ΔP) calculation unit 66,
Referring to the GFR (GFL)-. DELTA.P conversion map shown in FIG. 14, the change amount .DELTA.P of the brake fluid pressure for suppressing the slip acceleration GFL is obtained. The change amount ΔP of the brake fluid pressure is sent to the ΔP-T converter 68 to calculate the opening time T of the inlet valve 18i in FIG. 1 (A).

なお、第14図において、旋回時にブレーキを掛ける場
合には、内輪側の駆動輪のブレーキを強化するために、
旋回時の内輪側は破線ａで示すようになっている。In FIG. 14, when the brake is applied at the time of turning, in order to strengthen the brake of the drive wheel on the inner wheel side,
The inner wheel side at the time of turning is shown by a broken line a.

一方、上記目標トルクＴφが算出される減算部49から
エンジントルク算出部50の間にはスイッチS1が介在さ
れ、また、ブレーキ液圧変化量（ΔＰ）算出部65,66か
らΔＰ−Ｔ変換部67,68の間には、それぞれスイッチS2
a,S2bが介在される。上記各スイッチS1、S2a,S2bは、そ
れぞれ後述するスリップ制御の開始／終了条件が満たさ
れると閉成／開成されるもので、このスイッチS1、S2a,
S2bは、何れも制御開始／終了判定部69により開閉制御
される。この制御開始／終了判定部69には、スリップ判
定部70からのスリップ判定信号が与えられる。このスリ
ップ判定部70は、前記加算部42で得られたスリップ量DV
iが、スリップ判定値記憶部71で予め記憶されるスリッ
プ判定値α（この場合αは路面状況に応じてマップによ
り定められる）を上回った否かを判定するもので、この
スリップ判定信号が制御開始／終了判定部69に対して与
えられる。また、制御開始／終了判定部69には、第１図
（Ｂ）における主スロットルアイドルSW28からのオン／
オフ信号及び主スロットルポジションセンサ26からの主
スロットル開度検出信号を始め、エンジントルクセンサ
72からのトルク検出信号及びシフトレバーポジションSW
73からのポジション検知信号、クラッチ作動センサ74か
らのクラッチ断／接検知信号、ブレーキ液圧センサ75か
らのブレーキ液圧検出信号が与えられる。On the other hand, a switch S1 is interposed between the subtraction unit 49 for calculating the target torque Tφ and the engine torque calculation unit 50, and the brake hydraulic pressure change amount (ΔP) calculation units 65 and 66 are used for the ΔP-T conversion unit. Between 67 and 68, switch S2
a, S2b are interposed. The switches S1, S2a, S2b are closed / opened when slip control start / end conditions described later are satisfied, respectively.
S2b is controlled to be opened and closed by the control start / end determination unit 69. The control start / end determination unit 69 is supplied with a slip determination signal from the slip determination unit 70. The slip judging section 70 calculates the slip amount DV obtained by the adding section 42.
It is determined whether or not i exceeds a slip determination value α previously stored in the slip determination value storage unit 71 (in this case, α is determined by a map according to road surface conditions). The start / end determination unit 69 is provided. In addition, the control start / end determination section 69 has an ON / OFF signal from the main throttle idle SW 28 in FIG.
Starting with the off signal and the main throttle opening detection signal from the main throttle position sensor 26, the engine torque sensor
Torque detection signal from 72 and shift lever position switch
A position detection signal from 73, a clutch disconnection / connection detection signal from a clutch operation sensor 74, and a brake fluid pressure detection signal from a brake fluid pressure sensor 75 are provided.

ここで、上記制御開始／終了判定部69は、スリップ
判定部70からスリップ判定信号（DVi＞α）が得られる
か、エンジントルクセンサ72によるトルク検出値が所
定トルク値（例えば4kg・m:超低μ路上でスリップが生
じない最大トルク値）以上か、主スロットルポジショ
ンセンサ26により得られる主スロットル開度の時間的変
化率つまりアクセスペダルの負荷操作速度がプラス所定
値以上か、主スロットルアイドルSW28がオフしたか、
の４つの制御開始条件のうち何れか３条件が成立した際
に制御開始信号を出力し、上記スイッチS1、S2a,S2bを
閉成させる。また、制御開始／終了判定部69は、スリ
ップ判定部70からスリップ判定信号（DVi≦α）が得ら
れるか、エンジントルクセンサ72によるトルク検出値
が所定トルク値（例えば4kg・m:超低μ路上でスリップ
が生じない最大トルク値）未満か、主スロットルポジ
ションセンサ26により得られる主スロットル開度が所定
の判定値より小さいか、主スロットルアイドルSW28が
オフしたか、シフトレバーポジションSW73がパーキン
グＰ又はニュートラルＮのポジションにあるか、クラ
ッチ作動センサ74がクラッチ断の検知位置にあるか、
ブレーキ液圧センサ75により得られるブレーキ液圧検出
値が所定の液圧値以上あるか、の７つの制御終了条件の
うち何れか３条件が成立した際に制御終了信号を出力
し、上記スイッチS1、S2a,S2bを開成させる。Here, the control start / end determination unit 69 determines whether a slip determination signal (DVi> α) is obtained from the slip determination unit 70 or the torque detected by the engine torque sensor 72 is a predetermined torque value (for example, 4 kg · m: The maximum throttle value at which no slip occurs on a low μ road), the temporal change rate of the main throttle opening obtained by the main throttle position sensor 26, that is, the load operation speed of the access pedal is a plus predetermined value or more, or the main throttle idle SW 28 Is turned off,
When any three of the four control start conditions are satisfied, a control start signal is output, and the switches S1, S2a, and S2b are closed. The control start / end determination unit 69 determines whether a slip determination signal (DVi ≦ α) is obtained from the slip determination unit 70 or the torque detected by the engine torque sensor 72 is a predetermined torque value (for example, 4 kg · m: ultra-low μ). (The maximum torque value at which no slip occurs on the road), the main throttle opening obtained by the main throttle position sensor 26 is smaller than a predetermined judgment value, the main throttle idle SW 28 is turned off, or the shift lever position SW 73 is parked. Or in the neutral N position, whether the clutch operation sensor 74 is in the clutch disconnection detection position,
A control end signal is output when any three of the seven control end conditions, that is, whether the brake hydraulic pressure detection value obtained by the brake hydraulic pressure sensor 75 is equal to or higher than a predetermined hydraulic pressure value, are satisfied, and the switch S1 , S2a and S2b are opened.

次に、上記のように構成された本発明の一実施例に係
わる車両の加速スリップ防止装置の動作について説明す
る。第１図及び第２図において、車両速度センサ13,14
から出力される従動輪（後輪）の車輪速度は高車速選択
部36,低車速選択部37,求心加速度演算部53に入力され
る。上記低車速選択部36においては従動輪の左右輪のう
ち小さい方の車輪速度が選択され、上記高車速選択部37
においては従動輪の左右輪のうち大きい方の車輪速度が
選択される。通常の直線走行時において、左右の従動輪
の車輪速度が同一速度である場合には、低車速選択部36
及び高車速選択部37からは同じ車輪速度が選択される。
また、求心加速度演算部53においては左右の従動輪の車
輪速度が入力されており、その左右の従動輪の車輪速度
から車両が旋回している場合の旋回度、つまりどの程度
急な旋回を行なっているかの度合いが算出される。Next, the operation of the acceleration slip prevention device for a vehicle according to the embodiment of the present invention configured as described above will be described. 1 and 2, the vehicle speed sensors 13, 14
The wheel speeds of the driven wheels (rear wheels) output from are input to a high vehicle speed selection unit 36, a low vehicle speed selection unit 37, and a centripetal acceleration calculation unit 53. In the low vehicle speed selection unit 36, the smaller wheel speed of the left and right wheels of the driven wheels is selected, and the high vehicle speed selection unit 37
In, the larger one of the left and right driven wheels is selected. During normal straight running, if the wheel speeds of the left and right driven wheels are the same, the low vehicle speed selection unit 36
The same wheel speed is selected from the high vehicle speed selection unit 37.
Further, the wheel speeds of the left and right driven wheels are input to the centripetal acceleration calculation unit 53, and the degree of turning when the vehicle is turning, that is, how steep the vehicle turns is based on the wheel speeds of the left and right driven wheels. Is calculated.

以下、求心加速度演算部53においてどのように求心加
速度が算出されるかについて説明する。前輪駆動車では
後輪が従動輪であるため、駆動によるスリップに関係な
くその位置での車体速度を車輪速度センサにより検出で
きるので、アッカーマンジオメトリを利用することがで
きる。つまり、定常旋回においては求心加速度GY′は GY′＝v²/r …（４） （ｖ＝車速,r＝旋回半径）として算出される。Hereinafter, how the centripetal acceleration is calculated in the centripetal acceleration calculation unit 53 will be described. In a front-wheel drive vehicle, since the rear wheels are driven wheels, the vehicle speed at that position can be detected by a wheel speed sensor regardless of slippage due to driving, so that Ackerman geometry can be used. That is, in the normal turning is calculated as centripetal acceleration GY 'is ^{GY' = v 2 / r ...} (4) (v = vehicle speed, r = radius of gyration).

例えば、第19図に示すように車両が右に旋回している
場合において、旋回の中心をMoとし、旋回の中心Moから
内輪側（ＷRR）までの距離をr1とし、トレッドをΔｒと
し、内輪側（ＷRR）の車輪速度をv1とし、外輪側（ＷR
L）の車輪速度をv2とした場合に、 v2/v1＝（Δｒ＋r1）/r1 …（５） とされる。そして、上記（５）式を変形して 1/r1＝（v2−v1）／Δｒ・v1 …（６） とされる。そして、内輪側を基準とすると求心加速度G
Y′は GY′＝vl²/r1 ＝vl²・（v2−v1）／Δｒ・v1 ＝v1・（v2−v1）／Δｒ …（７） として算出される。For example, when the vehicle is turning to the right as shown in FIG. 19, the center of turning is Mo, the distance from the center of turning Mo to the inner wheel side (WRR) is r1, the tread is Δr, and the inner wheel is The wheel speed on the side (WRR) is set to v1, and the outer wheel side (WR
If the wheel speed of L) is v2, v2 / v1 = (Δr + r1) / r1 (5) Then, the above equation (5) is modified to obtain 1 / r1 = (v2−v1) / Δr · v1 (6). When the inner ring side is used as a reference, the centripetal acceleration G
Y ′ is calculated as GY ′ = vl ² / r1 = vl ² · (v2−v1) / Δr · v1 = v1 (v2−v1) / Δr (7)

つまり、第７式により求心加速度GY′が算出される。
ところで、旋回時には内輪側の車輪速度v1は外輪側の車
輪速度v2より小さいため、内輪側の車輪速度v1を用いて
求心加速度GY′を算出しているので、求心加速度GY′は
実際より小さく算出される。従って、重み付け部33で乗
算される係数ＫGは求心加速度GY′が小さく見積られる
ために、小さく見積もられる。従って、駆動輪速度ＶF
が小さく見積もられるために、スリップ量DVi′（ＶF−
Ｖφ）も小さく見積もられる。これにより、目標トルク
Ｔφが大きく見積もられるために、目標エンジントルク
が大きく見積もられることにより、旋回時にも充分な駆
動力を与えるようにしている。That is, the centripetal acceleration GY 'is calculated by the seventh equation.
By the way, since the inner wheel speed v1 is smaller than the outer wheel speed v2 when turning, the centripetal acceleration GY 'is calculated using the inner wheel speed v1. Is done. Therefore, the coefficient KG multiplied by the weighting unit 33 is underestimated because the centripetal acceleration GY 'is underestimated. Therefore, the driving wheel speed VF
Is estimated to be small, the slip amount DVi '(VF-
Vφ) is also underestimated. Thus, since the target torque Tφ is largely estimated, the target engine torque is largely estimated, so that a sufficient driving force is applied even during turning.

ところで、極低速時の場合には、第19図に示すよう
に、内輪側から旋回の中心M0までの距離はr1であるが、
速度が上がるに従ってアンダーステアする車両において
は、旋回の中心はＭに移行し、その距離はｒ（ｒ＞r1）
となっている。このように速度が上がった場合でも、旋
回半径をr1として計算しているために、上記第７式に基
づいて算出された求心加速度GY′は実際よりも大きい値
として算出される。このため、求心加速度演算部53にお
いて算出された求心加速度GY′は求心加速度補正部54に
送られて、高速では求心加速度GYが小さくなるように、
求心加速度GY′に第７図の係数Kvが乗算される。この変
数Kvは車速に応じて小さくなるように設定されており、
第８図あるいは第９図に示すように設定しても良い。こ
のようにして、求心加速度補正部54より補正された求心
加速度GYが出力される。By the way, in the case of extremely low speed, as shown in FIG. 19, the distance from the inner wheel side to the turning center M0 is r1,
In a vehicle that understeers as the speed increases, the center of turning shifts to M, and the distance is r (r> r1).
It has become. Even when the speed increases in this way, since the turning radius is calculated as r1, the centripetal acceleration GY 'calculated based on the above equation (7) is calculated as a value larger than the actual value. For this reason, the centripetal acceleration GY ′ calculated in the centripetal acceleration calculation unit 53 is sent to the centripetal acceleration correction unit 54, and the centripetal acceleration GY becomes small at high speed.
The centripetal acceleration GY 'is multiplied by the coefficient Kv in FIG. This variable Kv is set to be smaller in accordance with the vehicle speed,
The setting may be made as shown in FIG. 8 or FIG. Thus, the corrected centripetal acceleration GY is output from the centripetal acceleration correction unit 54.

一方、速度が上がるに従って、オーバステアする（ｒ
＜r1）車両においては、上記したアンダーステアする車
両とは全く逆の補正が求心加速度補正部54において行わ
れる。つまり、第10図ないし第12図のいずれかの変数Kv
が用いられて、車速が上がるに従って、上記求心加速度
演算部53で算出された求心加速度GY′を大きくなるよう
に補正している。On the other hand, as the speed increases, oversteer (r
<R1) In the vehicle, the centripetal acceleration correction unit 54 performs a correction completely opposite to that of the understeer vehicle described above. That is, any one of the variables Kv in FIGS.
Is used to correct the centripetal acceleration GY ′ calculated by the centripetal acceleration calculation unit 53 so as to increase as the vehicle speed increases.

ところで、上記低車速選択部36において選択された小
さい方の車輪速度は重み付部38において第４図に示すよ
うに変数Kr倍され、高車速選択部37において選択された
高車速は重み付け部39において変数（１−Kr）倍され
る。変数Krは求心加速度GYが例えば0.9gより大きくなる
ように旋回時に「１」となるようにされ、求心加速度GY
が0.4gより小さくなると「０」に設定される。By the way, the smaller wheel speed selected by the low vehicle speed selector 36 is multiplied by a variable Kr in the weighting unit 38 as shown in FIG. 4, and the high vehicle speed selected by the high vehicle speed selector 37 is weighted by the weighting unit 39. Is multiplied by the variable (1-Kr). The variable Kr is set to "1" at the time of turning so that the centripetal acceleration GY becomes larger than 0.9 g, for example.
Is set to “0” when becomes smaller than 0.4 g.

従って、求心加速度GYが0.9gより大きくなるように旋
回に対しては、低車速選択部36から出力される従動輪の
うち低車速の車輪速度、つまり選択時における内輪側の
車輪速度が選択される。そして、上記重み付け部38及び
39から出力される車輪速度は加算部40において加算され
て従動輪速度ＶRとされ、さらに上記従動輪速度ＶRは乗
算部40′において（１＋α）倍されて目標駆動輪速度Ｖ
φとされる。Accordingly, for turning such that the centripetal acceleration GY becomes greater than 0.9 g, the low vehicle speed wheel speed of the driven wheels output from the low vehicle speed selection unit 36, that is, the inner wheel speed at the time of selection is selected. You. Then, the weighting unit 38 and
The wheel speed output from 39 is added in an adder 40 to obtain a driven wheel speed VR, and the driven wheel speed VR is further multiplied by (1 + α) in a multiplier 40 ′ to obtain a target drive wheel speed V.
φ.

また、駆動輪の車輪速度のうち大きい方の車輪速度が
高車速選択部31において選択された後、重み付け部33に
おいて第３図に示すように変数ＫG倍される。さらに、
平均部32において算出された駆動輪の平均車速（ＶFR＋
ＶFL）/2は重み付け部34において、（１−ＫG）倍さ
れ、上記重み付け部33の出力と加算部35において加算さ
れて駆動輪速度ＶFとされる。従って、求心加速度GYが
例えば0.1g以上となると、ＫG＝１とされるため、高車
速選択部31から出力される２つの駆動輪のうち大きい方
の駆動輪の車輪速度が出力されることになる。つまり、
車両の旋回度が大きくなって求心加速度GYが例えば、0.
9g以上になると、「ＫG＝Kr＝１」となるために、駆動
輪側は車輪速度の大きい外輪側の車輪速度を駆動輪速度
ＶFとし、従動輪側は車輪速度の小さい内輪側の車輪速
度を従動輪速度ＶRとしているために、減算部41で算出
されるスリップ量DVi′（＝ＶF−Ｖφ）を大きく見積も
っている。従って、目標トルクＴφは小さく見積もるた
めにエンジンの出力が低減されて、スリップ率Ｓを低減
させて第18図に示すように横力Ａを上昇させることがで
き、旋回時のタイヤのグリップ力を上昇させて、安全な
旋回を行なうことができる。After the higher wheel speed of the drive wheel speeds is selected by the high vehicle speed selection unit 31, the weighting unit 33 multiplies it by the variable KG as shown in FIG. further,
The average vehicle speed of the drive wheels (VFR +
(VFL) / 2 is multiplied by (1−KG) in the weighting section 34, and is added to the output of the weighting section 33 in the adding section 35 to obtain the drive wheel speed VF. Therefore, if the centripetal acceleration GY is, for example, 0.1 g or more, KG = 1, so that the wheel speed of the larger one of the two drive wheels output from the high vehicle speed selection unit 31 is output. Become. That is,
The turning degree of the vehicle increases and the centripetal acceleration GY is, for example, 0.
When the weight is 9 g or more, "KG = Kr = 1", so that the driving wheel side uses the wheel speed of the outer wheel having a higher wheel speed as the driving wheel speed VF, and the driven wheel side uses the wheel speed of the inner wheel having a lower wheel speed. Is the driven wheel speed VR, the slip amount DVi ′ (= VF−Vφ) calculated by the subtraction unit 41 is largely estimated. Therefore, the target torque Tφ is estimated to be small, the output of the engine is reduced, the slip ratio S is reduced, the lateral force A can be increased as shown in FIG. 18, and the grip force of the tire at the time of turning is reduced. By raising it, a safe turn can be performed.

上記スリップ量DVi′はスリップ量補正部43におい
て、求心加速度GYが発生する旋回時のみ第５図に示すよ
うなスリップ補正量Vgが加算されると共に、スリップ量
補正部44において第６図に示すようなスリップ量Ｖdが
加算される。例えば、直角に曲がるカーブの旋回を想定
した場合に、旋回の前半においては求心加速度GY及びそ
の時間的変化率ΔGYは正の値となるが、カーブの後半に
おいては求心加速度GYの時間的変化率ΔGYは負の値とな
る。従って、カーブの前半においては加算部42におい
て、スリップ量DVi′に第５図に示すスリップ補正量Vg
（＞０）及び第６図に示すスリップ補正量Vd（＞０）が
加算されてスリップ量DViとされ、カーブの後半におい
てはスリップ補正量Vg（＞０）及びスリップ補正量Vd
（＞０）が加算されてスリップ量DViとされる。従っ
て、旋回の後半におけるスリップ量DViは旋回の前半に
おけるスリップ量DViよりも小さく見積もることによ
り、旋回の前半においてはエンジン出力を低下させて横
力を増大させ、旋回の後半においては、前半よりもエン
ジン出力を回復させて車両の加速性を向上させるように
している。The slip amount DVi 'is added to the slip amount corrector 43 only at the time of turning when the centripetal acceleration GY occurs, as shown in FIG. 5, and the slip amount corrector 44 shown in FIG. Such a slip amount Vd is added. For example, assuming a curve turning at a right angle, the centripetal acceleration GY and its temporal change rate ΔGY have positive values in the first half of the turn, but the temporal change rate of the centripetal acceleration GY in the second half of the curve. ΔGY is a negative value. Accordingly, in the first half of the curve, the adder 42 adds the slip correction amount Vg shown in FIG.
(> 0) and the slip correction amount Vd (> 0) shown in FIG. 6 are added to obtain the slip amount DVi. In the latter half of the curve, the slip correction amount Vg (> 0) and the slip correction amount Vd
(> 0) is added to the slip amount DVi. Therefore, the slip amount DVi in the latter half of the turn is estimated to be smaller than the slip amount DVi in the first half of the turn, thereby reducing the engine output and increasing the lateral force in the first half of the turn, and in the latter half of the turn, The engine output is restored to improve the acceleration of the vehicle.

このようにして、補正されたスリップ量DViは例えば1
5msのサンプリング時間ＴでTSn演算部45に送られる。こ
のTSn演算部45内において、スリップ量DViが係数KIを乗
算されながら積分されて補正トルクTSnが求められる。In this way, the corrected slip amount DVi is, for example, 1
It is sent to the TSn operation unit 45 with a sampling time T of 5 ms. In the TSn calculation unit 45, the slip amount DVi is integrated while being multiplied by the coefficient KI to obtain a correction torque TSn.

つまり、 TSn＝GKiΣKI・DVi （KIはスリップ量DViに応じて変化する係数である）と
してスリップ量DViの補正によって求められた補正トル
ク、つまり積分型補正トルクTSnが求められる。That is, a correction torque obtained by correcting the slip amount DVi, that is, an integral correction torque TSn is obtained as TSn = GKiΣKI · DVi (KI is a coefficient that changes in accordance with the slip amount DVi).

また、上記スリップ量DViはサンプリング時間Ｔ毎にT
Pn演算部46に送られて、補正トルクTPnが算出される。
つまり、 TPn＝GKpDVi・Kp（Kpは係数） としてスリップ量DViにより補正された補正トルクつま
り比例型補正トルクTPnが求められる。In addition, the slip amount DVi is calculated by T
The correction torque TPn is sent to the Pn calculation unit 46 and calculated.
That is, the correction torque corrected by the slip amount DVi, that is, the proportional correction torque TPn is obtained as TPn = GKpDVi · Kp (Kp is a coefficient).

また、上記係数乗算部45b,46bにおける演算に使用す
る係数GKi,GKpの値は、シフトアップ時には変速開始か
ら設定時間後に変速後の変速段に応じた値に切替えられ
る。これは変速開始から実際に変速段が切替わって変速
を終了するまで時間がかかり、シフトアップ時に、変速
開始とともに変速後の高速段に対応した上記係数GKi,GK
pを用いると、上記補正トルクTSn,TPnの値は上記高速段
に対応した値となるため実際の変速が終了していないの
に変速開始前の値より小さくなり目標トルクＴφが大き
くなってしまって、スリップが誘発されて制御が不安定
となるためである。Further, the values of the coefficients GKi, GKp used in the calculations in the coefficient multiplying units 45b, 46b are switched to values according to the gear position after the shift after a set time from the start of the shift when upshifting. This takes time from the start of the shift to the end of the shift after the shift stage is actually switched, and when shifting up, the above-mentioned coefficients GKi and GK corresponding to the high speed stage after the shift and the shift start
When p is used, the values of the correction torques TSn and TPn correspond to the above-mentioned high speed gears. Therefore, even though the actual shift is not completed, the value becomes smaller than the value before the start of the shift and the target torque Tφ increases. This is because the slip is induced and the control becomes unstable.

また、上記加算部40から出力される従動輪速度ＶRは
車体速度ＶBとして基準トルク演算部47に入力される。
そして、車体加速度演算部47aにおいて、車体速度の加
速度ＶB（ＧB）が演算される。そして、上記車体加速度
演算部47aにおいて算出された車体速度の加速度ＧBはフ
ィルタ47bにより構成のところで説明したように、
（１）式乃至（３）式のいずれかのフィルタがかけられ
て、加速度ＧBの状態に応じてＧBFを最適な位置に止ど
めるようにしている。そして、基準トルク算出部47cに
おいて、基準トルクＴG（＝ＧBF×Ｗ×Re）が算出され
る。Further, the driven wheel speed VR output from the adder 40 is input to the reference torque calculator 47 as the vehicle speed VB.
Then, the acceleration VB (GB) of the vehicle speed is calculated in the vehicle acceleration calculation section 47a. Then, the acceleration GB of the vehicle speed calculated by the vehicle acceleration calculation unit 47a is, as described in the configuration of the filter 47b,
Any one of the filters of the equations (1) to (3) is applied to keep the GBF at an optimum position according to the state of the acceleration GB. Then, the reference torque calculating section 47c calculates a reference torque TG (= GBF × W × Re).

そして、上記基準トルクＴGと上記積分型補正トルクT
Snとの減算は減算部48において行われ、さらに上記比例
型補正トルクTPnが減算部49において行われる。このよ
うにして、目標トルクＴφは Ｔφ＝ＴG−TSn−TPn として算出される。The reference torque TG and the integral correction torque T
Subtraction with Sn is performed in a subtraction unit 48, and the proportional correction torque TPn is further performed in a subtraction unit 49. Thus, the target torque Tφ is calculated as Tφ = TG−TSn−TPn.

そして、この目標トルクＴφはスイッチS1の閉成時、
つまり制御開始／終了判定部69による制御開始条件成立
判定の際にエンジントルク算出部50に与えられ、目標エ
ンジントルクＴφ′に換算される。そして、目標エンジ
ントルクＴφ′はエンジントルクの下限値Tlimを設定し
ている下限値設定部51において、第16図あるいは第17図
に示すようにトラクションコントロール開始からの経過
時間ｔあるいは車体速度ＶBに応じて変化する下限Tlim
により、目標エンジントルクＴφ′の下限値が制限され
る。つまり、トラクションコントロールの制限開始時や
低速時のように基準トルクＴGがうまく検出できなかっ
た場合でも、第16図あるいは第17図で示すようにトルク
下限値Tlimをやや大きめに設定しておいて、スリップが
発生しないトルク以上のエンジントルクＴφ′を出力す
ることを可能として、良好な加速を得るようにしてい
る。これは、スリップが発生していないトルク以上のエ
ンジントルクＴφ′を出力して、スリップが発生した場
合でもブレーキ制御によりスリープの発生を抑制するよ
うにしているからである。This target torque Tφ is obtained when the switch S1 is closed.
That is, when the control start / end determination section 69 determines that the control start condition is satisfied, the control start / end determination section 69 gives the control torque to the engine torque calculation section 50 and converts it into the target engine torque Tφ ′. The target engine torque Tφ ′ is determined by the lower limit value setting unit 51 that sets the lower limit value Tlim of the engine torque, as shown in FIG. 16 or FIG. 17, by the elapsed time t from the start of traction control or the vehicle speed VB. Lower limit Tlim changes according to
As a result, the lower limit value of the target engine torque Tφ ′ is limited. In other words, even when the reference torque TG cannot be detected properly, such as at the start of the traction control limit or at a low speed, the torque lower limit value Tlim is set to be slightly larger as shown in FIG. 16 or FIG. It is possible to output an engine torque Tφ 'that is equal to or greater than the torque at which no slip occurs, thereby obtaining a favorable acceleration. This is because the engine torque Tφ ′ that is equal to or greater than the torque at which no slip occurs is output, and even when slip occurs, sleep is suppressed by brake control.

そして、下限値設定部51によりエンジントルクの下限
値が設定された目標エンジントルクＴφ′はトルク／ス
ロットル開度変換部52に送られて、上記目標エンジント
ルクＴφ′を発生させるための副スロットル弁の開度θ
ｓが求められる。そして、第１図（Ｂ）における吸気系
の副スロットル弁THs24の開度θｓをモータ駆動回路25
及びそのモータ24Mを経て調整することにより、エンジ
ン16の出力トルクが目標エンジントルクＴφ′になるよ
うに制御され、現在の路面状態で伝達し得る最大の駆動
力が発生される。The target engine torque Tφ ′ for which the lower limit value of the engine torque is set by the lower limit value setting unit 51 is sent to the torque / throttle opening degree conversion unit 52, and an auxiliary throttle valve for generating the target engine torque Tφ ′ is provided. Of opening θ
s is required. Then, the opening degree θs of the sub throttle valve THs24 of the intake system in FIG.
By adjusting the output torque via the motor 24M, the output torque of the engine 16 is controlled so as to reach the target engine torque Tφ ′, and the maximum driving force that can be transmitted under the current road surface condition is generated.

ところで、上記高車速選択部37から出力される大きい
方の従動輪車輪速度が減算部55において駆動輪の車輪速
度ＶFRから減算される。さらに、上記高車速選択部37か
ら出力される大きい方の車輪速度が減算部56において駆
動輪の車輪速度ＶFLから減算される。従って、減算部55
及び56の出力を小さく見積もるようにして、旋回中にお
いてもブレーキを使用する回数を低減させ、エンジント
ルクの低減により駆動輪のスリップを低減させるように
している。By the way, the larger driven wheel speed output from the high vehicle speed selector 37 is subtracted from the wheel speed VFR of the drive wheel by the subtractor 55. Further, the larger wheel speed output from the high vehicle speed selector 37 is subtracted from the wheel speed VFL of the drive wheel by the subtractor 56. Therefore, the subtractor 55
And 56 are underestimated to reduce the number of times the brake is used even during turning, and reduce the slip of the drive wheels by reducing the engine torque.

上記減算部55の出力は乗算部57においてＫB倍（０＜
ＫB＜１）され、上記減算部56の出力は乗算部58におい
て（１−ＫB）倍された後、加算部59において加算され
て右側駆動輪のスリップ量DVFRとされる。また同時に、
上記減算部56の出力は乗算部60においてＫB倍され、上
記減算部55の出力は乗算部61において（１−ＫB）倍さ
れた後加算部62において加算されて左側の駆動輪のスリ
ップ量DVFLとされる。上記変数ＫBは第13図に示すよう
にトラクションコントロールの制御開始からの経過時間
ｔに応じて変化するもので、トラクションコントロール
の制御開始時には「0.5」とされ、トルションコントロ
ールの制御が進むに従って、「0.8」に近付くように設
定されている。つまり、ブレーキにより駆動輪のスリッ
プを低減させる場合には、制御開始時においては、両車
輪に同時にブレーキを掛けて、例えばスプリット路での
ブレーキ制御開始時の不快なハンドルショックを低減さ
せることができる。一方、ブレーキ制御が継続されて行
われて、上記ＫBが「0.8」となった場合の動作について
説明する。この場合、一方の駆動輪だけにスリップが発
生したとき他方の駆動輪でも一方の駆動輪の20％分だけ
スリップが発生したように認識してブレーキ制御を行な
うようにしている。これは、左右駆動輪のブレーキを全
く独立にすると、一方の駆動輪にのみブレーキがかかっ
て回転が減少するとデフの作用により今度は反対側の駆
動輪がスリップしてブレーキがかかり、この動作が繰返
えされて好ましくないためである。上記右側駆動輪のス
リップ量DVFRは微分部63において微分されてその時間的
変化量、つまりスリップ加速度ＧFRが算出されると共
に、上記左側駆動輪のスリップ量DVFLは微分部64におい
て微分されてその時間的変化量、つまりスリップ加速度
ＧFLが算出される。そして、上記スリップ加速度ＧFRは
ブレーキ液圧変化量（ΔＰ）算出部65に送られて、第14
図に示すＧFR（ＧFL）−ΔＰ変換マップが参照されてス
リップ加速度ＧFRを抑制するためのブレーキ液圧の変化
量ΔＰが求められる。また、同様に、スリップ加速度Ｇ
FLはブレーキ液圧変化量（ΔＰ）算出部66に送られて、
第14図に示すＧFR（ＧFL）−ΔＰ変換マップが参照され
て、スリップ加速度ＧFLを抑制するためのブレーキ液圧
の変化量ΔＰが求められる。The output of the subtraction unit 55 is multiplied by KB (0 <
KB <1), the output of the subtractor 56 is multiplied by (1−KB) in the multiplier 58, and then added in the adder 59 to obtain the slip amount DVFR of the right driving wheel. At the same time,
The output of the subtraction unit 56 is multiplied by KB in the multiplication unit 60, the output of the subtraction unit 55 is multiplied by (1−KB) in the multiplication unit 61 and then added in the addition unit 62 to obtain the slip amount DVFL of the left driving wheel. It is said. The variable KB changes according to the elapsed time t from the start of the traction control, as shown in FIG. 13, and is set to “0.5” at the start of the traction control. 0.8 ". That is, when the slip of the drive wheels is reduced by the brake, at the time of starting the control, the brakes are simultaneously applied to both the wheels, and for example, an unpleasant steering wheel shock at the start of the brake control on the split road can be reduced. . On the other hand, an operation in the case where the brake control is continuously performed and the KB becomes “0.8” will be described. In this case, when one of the drive wheels slips, the other drive wheel recognizes that the slip has occurred by 20% of the one drive wheel and performs the brake control. This is because if the brakes on the left and right drive wheels are completely independent, if only one of the drive wheels is braked and the rotation decreases, the differential drive wheel slips due to the action of the differential and the brake is applied. This is because it is not preferable to be repeated. The slip amount DVFR of the right driving wheel is differentiated by a differentiator 63 to calculate a temporal change amount thereof, that is, a slip acceleration GFR, and the slip amount DVFL of the left drive wheel is differentiated by a differentiator 64 to calculate the time. The target change amount, that is, the slip acceleration GFL is calculated. Then, the slip acceleration GFR is sent to the brake fluid pressure change amount (ΔP) calculation unit 65,
Referring to the GFR (GFL)-. DELTA.P conversion map shown in the figure, a change amount .DELTA.P of the brake fluid pressure for suppressing the slip acceleration GFR is obtained. Similarly, the slip acceleration G
FL is sent to the brake fluid pressure change amount (ΔP) calculation unit 66,
Referring to the GFR (GFL)-. DELTA.P conversion map shown in FIG. 14, the change amount .DELTA.P of the brake fluid pressure for suppressing the slip acceleration GFL is obtained.

さらに、上記ΔＰ算出部65から出力されるスリップ加
速度ＧFRを抑制するためのブレーキ液圧の変化量ΔＰ
は、スイッチS2aの閉成時、つまり制御開始／終了判定
部69による制御開始条件成立判定の際にインレットバル
ブ17iの開時間Ｔを算出するΔＰ−Ｔ変換部67に与えら
れる。つまり、このΔＰ−Ｔ変換部67において算出され
たバルブ開時間Ｔが、右側駆動輪ＷFRのブレーキ作動時
間FRとされる。また、同様に、上記ΔＰ算出部66から出
力されるスリップ加速度ＧFLを抑制するためのブレーキ
液圧の変化量ΔＰは、スイッチS2bの閉成時、つまり制
御開始／終了判定部69による制御開始条件成立判定の際
にインレットバルブ18iの開時間Ｔを算出するΔＰ−Ｔ
変換部68に与えられる。つまり、このΔＰ−Ｔ変換部68
において算出されたバルブ開時間Ｔが、左側駆動輪ＷFL
のブレーキ作動時間FLとされる。これにより、左右の駆
動輪ＷFR,WFLにより以上のスリップが生じることが抑制
される。Further, the change amount ΔP of the brake fluid pressure for suppressing the slip acceleration GFR output from the ΔP calculation section 65 is described.
Is supplied to a ΔP-T conversion unit 67 that calculates the opening time T of the inlet valve 17i when the switch S2a is closed, that is, when the control start / end determination unit 69 determines that the control start condition is satisfied. That is, the valve opening time T calculated by the ΔP-T converter 67 is used as the brake operation time FR of the right driving wheel WFR. Similarly, the change amount ΔP of the brake fluid pressure for suppressing the slip acceleration GFL output from the ΔP calculation unit 66 is determined when the switch S2b is closed, that is, the control start condition by the control start / end determination unit 69. ΔP−T for calculating the opening time T of the inlet valve 18i at the time of establishment determination
The conversion unit 68 is provided. That is, the ΔP-T conversion unit 68
The valve opening time T calculated in the above is different from the left driving wheel WFL.
Of the brake operation time FL. This suppresses the occurrence of the above-mentioned slip due to the left and right drive wheels WFR and WFL.

なお、第14図において、旋回時にブレーキを掛ける場
合には、内輪側の駆動輪のブレーキを強化するために、
旋回時の内輪側は破線ａで示すようになっている。この
ようにして、旋回時において荷重移動が外輪側に移動し
て、内輪側がすべり易くなっているのを、ブレーキ液圧
の変化量ΔＰを内輪側を外輪側より大きめとすることに
より、旋回時に内輪側がすべるのを防止させることがで
きる。In FIG. 14, when the brake is applied at the time of turning, in order to strengthen the brake of the drive wheel on the inner wheel side,
The inner wheel side at the time of turning is shown by a broken line a. In this way, when the load shifts to the outer wheel side during turning and the inner wheel side is easily slipped, the brake fluid pressure change amount ΔP is made larger at the inner wheel side than at the outer wheel side, so that the It is possible to prevent the inner ring from slipping.

ここで、第20図（Ａ）及び（Ｂ）はそれぞれ上記スリ
ップ制御の開始判定及び終了判定のフローチャートを示
すもので、第20図（Ａ）において、条件Ａは前期４つの
制御開始条件，，，のOR条件であり、条件Ｂは
前期４つの制御開始条件，，，のうち上記条件
Ａで成立した制御開始条件を除く３つの制御開始条件の
OR条件であり、条件Ｃは前期４つの制御開始条件，
，，のうち上記条件Ａで成立した制御開始条件と
上記条件Ｂで成立した制御開始条件を除く２つの制御開
始条件のOR条件である。例えば車両が氷雪路等の低μ路
上を走行する状態で、アクセスペダルの踏込みに伴うエ
ンジン出力の上昇により、駆動輪ＷFR,WFLにスリップ判
定値αを上回るスリップ量DVi（DVi＞α）の加速スリッ
プが生じると、エンジントルクセンサ72が上記エンジン
出力の上昇により所定トルク値To（4kg・ｍ）以上のエ
ンジン駆動トルクＴを検出し、また主スロットルアイド
ルSWが上記アクセスペダルの踏込みによりオフすること
で、前記３つの制御開始判定条件，，が成立す
る。すると、制御開始／終了判定部69によいスイッチS1
及びS2a,S2bが閉制御され、上記駆動輪ＷFR,WFLのスリ
ップ量DVに応じたエンジントルク制御、並びに制動制御
によるスリップ制御が開始される。この場合、主スロッ
トルポジションセンサ26によい得られるアクセルペダル
の負荷操作速度がプラス所定値以上に達しなくても、前
記制御開始条件〜のうち何れか３条件が成立するこ
とでスリップ制御の開始判定が行なわれる。Here, FIGS. 20 (A) and (B) show flowcharts of the start determination and the end determination of the slip control, respectively. In FIG. 20 (A), condition A is the first four control start conditions,. , Is an OR condition, and condition B is three of the four control start conditions in the previous period, among the three control start conditions excluding the control start condition satisfied in condition A.
The condition C is an OR condition, and the condition C is the first four control start conditions,
, And are OR conditions of two control start conditions excluding the control start condition satisfied in condition A and the control start condition satisfied in condition B. For example, in a state where the vehicle is traveling on a low μ road such as an icy road, the acceleration of the engine output due to the depression of the access pedal causes the drive wheels WFR and WFL to accelerate the slip amount DVi (DVi> α) exceeding the slip determination value α. When a slip occurs, the engine torque sensor 72 detects an engine drive torque T of a predetermined torque value To (4 kg · m) or more due to the increase in the engine output, and the main throttle idle SW is turned off by depressing the access pedal. Thus, the three control start determination conditions are satisfied. Then, the switch S1 good for the control start / end determination unit 69
And S2a, S2b are closed, and the engine torque control according to the slip amount DV of the drive wheels WFR, WFL and the slip control by the braking control are started. In this case, even if the load operation speed of the accelerator pedal obtained by the main throttle position sensor 26 does not reach the plus predetermined value or more, it is determined that any one of the control start conditions is satisfied to determine the start of the slip control. Is performed.

一方、第20図（Ｂ）において、条件Ａは前期７つの制
御終了条件，，，，，，のOR条件であ
り、条件Ｂは前期７つの制御終了条件，，，，
，，のうち上記条件Ａで成立した制御終了条件を
除く６つの制御終了条件のOR条件であり、条件Ｃは前期
７つの制御終了条件，，，，，，のうち
上記条件Ａで成立した制御終了条件と上記条件Ｂで成立
した制御終了条件を除く５つの制御終了条件のOR条件で
ある。上記スリップ制御が開始された後の状態におい
て、例えばアクセルペダルの全戻し操作に伴うエンジン
出力の低下により、駆動輪ＷFR,WFLがスリップ判定値α
以下のスリップ量DVi（DVi≦α）の加速スリップに収束
すると、主スロットルポジションセンサ26が上記アクセ
ルペダルの全戻し操作に伴い主スロットル開度が所定の
判定値より小さくなったことを検出し、また主スロット
ルアイドルSWが上記アクセルペダルの全戻し操作により
オンすることで、前記３つの制御終了条件，，が
成立する。すると、制御開始／終了判定部69によりスイ
ッチS1及びS2a,S2bが閉制御され、上記駆動輪ＷFR,WFL
のスリップ量DVに応じたエンジントルク制御、並びに制
動制御によるスリップ制御が終了される。この場合、エ
ンジントルクセンサ72が上記エンジン出力の低下により
所定トルク値To（4kg・ｍ）未満のエンジン駆動トルク
Ｔを検出しなくても、シフトレバーポジションSW73がパ
ーキングＰ又はニュートラルＮのシフト位置に移行した
り、ブレーキペダルによる液圧が所定の判定値以上にな
る等、前記制御終了条件〜のうち何れか３条件が成
立することでスリップ制御の終了判定が行なわれる。On the other hand, in FIG. 20 (B), condition A is an OR condition of the previous seven control end conditions,,,,, and condition B is the first seven control end conditions,,,,.
,,, Are OR conditions of six control end conditions excluding the control end condition satisfied in condition A, and condition C is a control satisfied in condition A among the seven control end conditions,. This is an OR condition of five control end conditions excluding the end condition and the control end condition satisfied in the above condition B. In the state after the start of the slip control, the drive wheels WFR and WFL are set to the slip determination value α due to, for example, a decrease in engine output due to a full return operation of the accelerator pedal.
When the following slip amount DVi (DVi ≦ α) converges to an acceleration slip, the main throttle position sensor 26 detects that the main throttle opening becomes smaller than a predetermined determination value with the full return operation of the accelerator pedal, When the main throttle idle SW is turned on by the full return operation of the accelerator pedal, the three control end conditions are satisfied. Then, the switches S1 and S2a, S2b are controlled to close by the control start / end determination unit 69, and the drive wheels WFR, WFL
The engine torque control according to the slip amount DV and the slip control by the braking control are terminated. In this case, even if the engine torque sensor 72 does not detect the engine drive torque T less than the predetermined torque value To (4 kg · m) due to the decrease in the engine output, the shift lever position SW73 is shifted to the shift position of the parking P or the neutral N. The slip control is determined to be completed when any one of the above control termination conditions is satisfied, for example, when the control is shifted or when the hydraulic pressure by the brake pedal becomes equal to or more than a predetermined determination value.

したがって、上記構成の加速スリップ防止装置によれ
ば、スリップ制御の開始／終了判定を、車輪速度センサ
11〜14からの車速信号に応じて得られるスリップ量DVi
と、エンジントルクセンサ72により得られるエンジン駆
動トルクと、主スロットルアイドルSW28により得られる
主スロットル弁THm23の開度状態と、主スロットルポジ
ションセンサ26により得られる主スロットル弁THmの開
度と、シフトレバーポジションSW73により得られるシフ
ト位置状態と、クラッチ作動センサ74により得られるク
ラッチ係合状態と、ブレーキ液圧センサ75により得られ
るブレーキ液圧との、それぞれ入力センサの異なる複数
の独立した制御開始条件の何れか３つの組合わせにより
行ない、上記各センサおよびSWは路面状況や運転状態に
応じて出力特性が異なるので、様々な路面状況、運転状
態に応じてスリップ制御の開始／終了判定を的確なタイ
ミングで行い、スリップの抑制を確実に行なうと共に車
両の加速性を向上させることができる。また、例えばあ
るセンサあるいはSWに異常が生じても、残りのセンサ及
びSWの組合わせ条件が成立することでスリップ制御の開
始／終了判定を適確に行なうことができるようになる。Therefore, according to the acceleration slip prevention device having the above configuration, the start / end of the slip control is determined by the wheel speed sensor.
Slip amount DVi obtained according to the vehicle speed signal from 11-14
The engine drive torque obtained by the engine torque sensor 72, the opening state of the main throttle valve THm23 obtained by the main throttle idle SW 28, the opening degree of the main throttle valve THm obtained by the main throttle position sensor 26, the shift lever The shift position state obtained by the position SW 73, the clutch engagement state obtained by the clutch operation sensor 74, and the brake hydraulic pressure obtained by the brake hydraulic pressure sensor 75 are different from each other. Since the output characteristics of the above sensors and SWs differ according to the road surface conditions and driving conditions, the start / end determination of the slip control can be made accurately according to various road conditions and driving conditions. To prevent slippage and improve vehicle acceleration. It can be. Further, for example, even if an abnormality occurs in a certain sensor or SW, the start / end determination of the slip control can be accurately performed by satisfying the combination condition of the remaining sensors and SW.

尚、実施例では、入力センサあるいはSWの異なる独立
した７つの制御終了条件のうち何れか３つの条件が成立
した場合にスリップ制御の終了判定を行なったが、さら
に、基本の制御終了条件として、副スロットルポジショ
ンセンサ27により得られる副スロットル弁THs24の制御
開度θｓを用いるものでは、同制御開度θｓがエアフロ
ーセンサ30の出力信号に基づき得られる吸入空気量に影
響を与えなくなったことを追加構成してもよいし、上記
制御開度θｓとエンジントルクセンサ72により得られる
エンジン駆動トルクとを用い、前記制御終了条件の代
わりに上記制御開度θｓの変化が所定変化量以下でかつ
上記エンジン駆動トルクの減少量が所定減少量以上であ
ることを追加構成してもよいし、主スロットルポジショ
ンセンサ26により得られる主スロットル開度の代わりに
主スロットル開度の変化速度を用いて、上記開度減少の
方向に関し上記変化速度が所定値より大きいこととして
もよい。In the embodiment, the end determination of the slip control is performed when any three of the seven independent control end conditions different from the input sensor or the SW are satisfied. In the case of using the control opening θs of the sub-throttle valve THs24 obtained by the sub-throttle position sensor 27, it is added that the control opening θs no longer affects the intake air amount obtained based on the output signal of the airflow sensor 30. Alternatively, the control opening degree θs and the engine drive torque obtained by the engine torque sensor 72 may be used, and instead of the control termination condition, the change in the control opening degree θs is equal to or less than a predetermined change amount and the engine An additional configuration that the reduction amount of the driving torque is equal to or more than a predetermined reduction amount may be added, or the main throttle position obtained by the main throttle position sensor 26 may be used. Liter with changing speed of the main throttle opening instead of the opening, may be the change rate relates direction of the opening decreases is larger than a predetermined value.

さらに、スリップ判定部はスリップ量がスリップ判定
値αを上回るか否かを判定しているが、上記スリップ量
の代わりに前記スリップ率Ｓを用いてもよい。Further, although the slip determination unit determines whether the slip amount exceeds the slip determination value α, the slip ratio S may be used instead of the slip amount.

また、上記実施例では、上記７つの制御終了条件のう
ち３つの条件が成立するとスリップ制御終了の判定を行
なったが、第20図（Ｂ）において条件A,B,Cの設定を変
更し、上記７つの制御終了条件の中から選択した複数の
条件のAND条件を３種類設定しそれらを上記条件A,B,Cの
それぞれに設定すると共に、上記条件A,B,Cのいずれか
が成立するとスリップ制御終了の判定を行なうようにし
てもよい。例えば、条件Ａは前期制御終了条件，，
のAND条件、条件Ｂは前期制御終了条件，，のA
ND条件、条件Ｃは前期制御終了条件，，のAND条
件となるように設定し、第20図（Ｃ）に示すフローチャ
ートに従って制御終了判定を行なってもよい。Further, in the above embodiment, the determination of the end of the slip control was made when three of the seven control end conditions were satisfied, but the setting of the conditions A, B, and C was changed in FIG. Three types of AND conditions of a plurality of conditions selected from the above seven control end conditions are set, and they are set as the respective conditions A, B, and C, and any of the above conditions A, B, and C is satisfied. Then, the determination of the end of the slip control may be made. For example, condition A is the first term control end condition,
AND condition, condition B is the previous term control end condition,
The ND condition and condition C may be set so as to satisfy the AND condition of the first-term control termination condition, and the control termination determination may be performed according to the flowchart shown in FIG. 20 (C).

［発明の効果］ 以上詳述したように本発明によれば、様々な路面状
況、運転状態に対応して、常に適確なタイミングでスリ
ップ制御を終了することにより、スリップ発生を確実に
抑制することができると共に、必要以上の駆動トルク低
減制御を抑制でき、車両の加速性を損なうことがないと
いう効果を奏する。[Effects of the Invention] As described in detail above, according to the present invention, the occurrence of slip is reliably suppressed by always ending slip control at an appropriate timing in response to various road surface conditions and driving conditions. In addition to the above, it is possible to suppress unnecessary drive torque reduction control, so that the acceleration of the vehicle is not impaired.

【図面の簡単な説明】[Brief description of the drawings]

第１図（Ａ）は本発明の一実施例に係わる車両の加速ス
リップ防止装置の全体的な構成図、第１図（Ｂ）は第１
図（Ａ）のエンジン吸気系を示す構成図、第２図は第１
図のトラクションコントローラの制御を機能ブロック毎
に分けて示したブロック図、第３図は求心加速度GYと変
数ＫGとの関係を示す図、第４図は求心加速度GYと変数K
rとの関係を示す図、第５図は求心加速度GYとスリップ
補正量Vgとの関係を示す図、第６図は求心加速度の時間
的変化量ΔGYとスリップ補正量Vdとの関係を示す図、第
７図乃至第12図はそれぞれ車体速度ＶBと変数Kvとの関
係を示す図、第13図はブレーキ制御開始時から変数ＫB
の経時変化を示す図、第14図はスリップ量の時間的変化
量ＧFR（ＧFL）とブレーキ液圧の変化量ΔＰとの関係を
示す図、第15図及び第18図はそれぞれスリップ率Ｓと路
面の摩擦係数μとの関係を示す図、第16図はTlim−ｔ特
性を示す図、第17図はTlim−ＶB特性を示す図、第19図
は旋回時の車両の状態を示す図、第20図（Ａ）及び
（Ｂ）はそれぞれ上記車両の加速スリップ防止装置によ
るスリップ制御の開始判定及び終了判定を示すフローチ
ャート、第20図（Ｃ）は本発明の他の実施例となるスリ
ップ制御の終了判定を示すフローチャートである。 ＷFR,WFL……駆動輪、ＷRR,WRL……従動輪、11〜14……
車輪速度センサ、15……トラクションコントローラ、16
……エンジン、17,18……ホイールシリンダ、23……主
スロットル弁THm、24……副スロットル弁THs、26……主
スロットルポジションセンサ、27……副スロットルポジ
ションセンサ、28……主スロットルアイドルSW,69……
制御開始／終了判定部、70……スリップ判定部、71……
スリップ判定値記憶部、72……エンジントルクセンサ、
73……シフトレバーポジションSW、74……クラッチ作動
センサ、75……ブレーキ液圧センサ、S1,S2a,S2b……ス
イッチ。FIG. 1 (A) is an overall configuration diagram of an acceleration slip prevention device for a vehicle according to an embodiment of the present invention, and FIG.
FIG. 2A is a configuration diagram showing an engine intake system, and FIG.
FIG. 3 is a block diagram showing the control of the traction controller for each functional block, FIG. 3 is a diagram showing the relationship between the centripetal acceleration GY and a variable KG, and FIG.
FIG. 5 shows the relationship between the centripetal acceleration GY and the slip correction amount Vg, and FIG. 6 shows the relationship between the temporal change ΔGY of the centripetal acceleration and the slip correction amount Vd. 7 to 12 show the relationship between the vehicle speed VB and the variable Kv, respectively, and FIG. 13 shows the variable KB from the start of the brake control.
FIG. 14 is a diagram showing the relationship between the temporal change amount GFR (GFL) of the slip amount and the change amount ΔP of the brake fluid pressure, and FIGS. 15 and 18 show the slip ratio S and FIG. 16 is a diagram showing the relationship between the friction coefficient μ of the road surface, FIG. 16 is a diagram showing the Tlim-t characteristic, FIG. 17 is a diagram showing the Tlim-VB characteristic, FIG. 19 is a diagram showing the state of the vehicle at the time of turning, FIGS. 20 (A) and (B) are flowcharts respectively showing the start determination and the end determination of the slip control by the vehicle acceleration slip prevention device, and FIG. 20 (C) is a slip control according to another embodiment of the present invention. 9 is a flowchart showing the end determination of the process. WFR, WFL …… Drive wheel, WRR, WRL …… Driving wheel, 11-14 ……
Wheel speed sensor, 15 ... Traction controller, 16
… Engine, 17, 18… Wheel cylinder, 23… Primary throttle valve THm, 24… Secondary throttle valve THs, 26… Primary throttle position sensor, 27… Secondary throttle position sensor, 28… Primary throttle idle SW, 69 ……
Control start / end determination section, 70 Slip determination section, 71
Slip judgment value storage unit, 72 ... Engine torque sensor,
73: Shift lever position switch, 74: Clutch operation sensor, 75: Brake fluid pressure sensor, S1, S2a, S2b: Switch.

フロントページの続き (72)発明者 島田 誠 東京都港区芝５丁目33番８号 三菱自動 車工業株式会社内 (72)発明者 上田 克則 東京都港区芝５丁目33番８号 三菱自動 車工業株式会社内 (56)参考文献 特開 昭63−31866（ＪＰ，Ａ) 特開 昭61−67634（ＪＰ，Ａ)Continued on the front page (72) Inventor Makoto Shimada 5-33-8 Shiba, Minato-ku, Tokyo Inside Mitsubishi Motors Corporation (72) Inventor Katsunori 5-33-8 Shiba, Minato-ku, Tokyo Mitsubishi Motors (56) References JP-A-63-31866 (JP, A) JP-A-61-67634 (JP, A)

Claims (1)

(57)【特許請求の範囲】(57) [Claims] 【請求項１】駆動輪速度に基づき駆動輪に発生するスリ
ップ量を検出する駆動輪スリップ量検出手段と、複数種
類の異なる運転情報を検出するそれぞれ別々の運転情報
検出手段と、少なくとも２つ以上の上記運転情報検出手
段により検出さたれ各運転情報が予め独立して設定され
た判定条件を組合わせた制御終了条件を満たすとき上記
駆動輪スリップ量検出手段により検出されたスリップ量
に応じた駆動トルク制御を終了させる制御終了判定手段
と、を備えた車両の加速スリップ防止装置において、 上記運転情報検出手段に、エンジンの駆動トルクを検出
する駆動トルク検出手段を含み、 上記判定条件に、上記駆動トルク検出手段により検出さ
れたエンジンの駆動トルクが、路面摩擦係数が０ではな
い超低μ路上でスリップが生じない最大トルク以下、を
含むことを特徴とする車両の加速スリップ防止装置。1. A drive wheel slip amount detecting means for detecting a slip amount generated on a drive wheel based on a drive wheel speed; a separate drive information detecting means for detecting a plurality of types of different drive information; When each of the driving information detected by the driving information detecting means satisfies a control end condition in which a determination condition set in advance is independently set, a drive corresponding to a slip amount detected by the driving wheel slip amount detecting means is performed. A control end determining unit for ending the torque control, wherein the driving information detecting unit includes a driving torque detecting unit for detecting a driving torque of an engine; The driving torque of the engine detected by the torque detecting means is the maximum torque at which no slip occurs on an ultra-low μ road where the road surface friction coefficient is not zero. An acceleration slip prevention device for a vehicle, comprising: