JP2730373B2 - Vehicle output control device - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION

【０００１】[0001]

【産業上の利用分野】本発明は、車両の加速時等におい
て機関からの動力が伝達される車輪（以下、これを駆動
輪と呼称する）のスリップ量に応じて機関の駆動トルク
を迅速に低減させ、車両を安全に走行させるようにした
車両の出力制御装置に関し、特に四輪駆動形式の車両に
応用して好適なものである。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a method for rapidly increasing the driving torque of an engine according to the amount of slip of a wheel (hereinafter referred to as a driving wheel) to which power from the engine is transmitted when the vehicle is accelerating. The present invention relates to an output control device for a vehicle in which the vehicle is reduced so that the vehicle can travel safely, and is particularly suitable for application to a four-wheel drive type vehicle.

【０００２】[0002]

【従来の技術】車両の走行中に路面の状況が急激に変化
したり、滑りやすい低摩擦係数の路面、例えば雪路や凍
結路等の路面を車両が走行する場合、駆動輪が空転する
ことがある。このような場合、駆動輪が空転しないよう
に運転者がアクセルペダルの踏み込み量を調整し、機関
の出力を微妙に制御することは、熟練者ならずとも非常
に難しいものである。2. Description of the Related Art When a vehicle is traveling on a road surface having a low friction coefficient, such as a snowy road or an icy road, the driving wheels are idling when the condition of the road surface suddenly changes while the vehicle is running. There is. In such a case, it is very difficult for a driver, even a skilled person, to adjust the depression amount of the accelerator pedal and delicately control the output of the engine so that the driving wheels do not run idle.

【０００３】このようなことから、駆動輪の空転状態を
検出し、駆動輪の空転が発生した場合には、運転者によ
るアクセルペダルの踏み込み量とは関係無く、強制的に
機関の出力を低下させるようにした出力制御装置が考え
られ、運転者が必要に応じてこの出力制御装置を利用し
た走行と、アクセルペダルの踏み込み量に対応して機関
の出力を制御する通常の走行とを選択できるようにした
ものが発表されている。[0003] For this reason, the idling state of the driving wheels is detected, and when the idling of the driving wheels occurs, the output of the engine is forcibly reduced regardless of the amount of depression of the accelerator pedal by the driver. An output control device that allows the driver to drive the vehicle can select between driving using the output control device and normal driving in which the output of the engine is controlled in accordance with the amount of depression of the accelerator pedal, if necessary. Something like that has been announced.

【０００４】このような観点に基づいた車両の出力制御
に関するもののうち、従来知られているものとしては、
車両の走行速度（以下、これを車速と呼称する）と駆動
輪の回転速度とを検出し、これらの差を駆動輪のスリッ
プ量とみなし、車両の前後方向に沿った加速度（以下、
これを前後加速度と呼称する）に基づいて算出される基
準駆動トルクから、駆動輪のスリップ量等に基づいて算
出されるフィードバック補正トルクを減算して機関の目
標駆動トルクを設定し、機関の駆動トルクがこの目標駆
動トルクとなるように、スロットル弁の開度や点火時期
等を制御するようにしたものを挙げることができる。[0004] Among those related to the output control of the vehicle based on such a viewpoint, those that are conventionally known include:
The traveling speed of the vehicle (hereinafter, referred to as the vehicle speed) and the rotation speed of the driving wheels are detected, and the difference between them is regarded as the slip amount of the driving wheels, and the acceleration along the longitudinal direction of the vehicle (hereinafter, referred to as the vehicle speed).
The target drive torque of the engine is set by subtracting the feedback correction torque calculated based on the slip amount of the drive wheels from the reference drive torque calculated based on the longitudinal acceleration. An example in which the opening degree of the throttle valve, the ignition timing, and the like are controlled so that the torque becomes the target driving torque.

【０００５】ところで、旋回路を走行中の車両には、そ
の走行方向と直角な方向、即ち車両の左右方向に沿った
加速度（以下、これを横加速度と呼称する）に対応した
遠心力が発生するため、旋回路に対する車速が高すぎる
場合、タイヤのグリップ力の限界を越えて車両が横滑り
を起こす虞がある。このため、上述したような機関の出
力制御装置では、車両の旋回時に発生する横加速度の大
きさに応じてフィードバック補正トルクを増大させ、機
関の目標駆動トルクを低減している。[0005] By the way, a centrifugal force corresponding to an acceleration along a direction perpendicular to the traveling direction, that is, a lateral direction of the vehicle (hereinafter, referred to as a lateral acceleration) is generated in the vehicle traveling on the circuit. Therefore, when the vehicle speed with respect to the turning circuit is too high, the vehicle may slip over the limit of the grip force of the tire. Therefore, in the engine output control device as described above, the feedback correction torque is increased according to the magnitude of the lateral acceleration generated when the vehicle turns, and the target drive torque of the engine is reduced.

【０００６】[0006]

【発明が解決しようとする課題】車両の旋回時に発生す
る横加速度の大きさに応じてフィードバック補正トルク
を増大させ、機関の目標駆動トルクを低減するようにし
た従来の出力制御装置を四輪駆動形式の車両に応用した
場合、二輪駆動形式の車両と比較して限界性能の高い四
輪駆動形式の車両では、機関の基準駆動トルクが非常に
大きくなり、この基準駆動トルクから旋回時に発生する
横加速度の大きさに応じたフィードバック補正トルクを
減算しただけでは、フィードバック補正の効果が充分で
はなく、機関の目標駆動トルクをほとんど低減させるこ
とができない。A conventional output control device which increases the feedback correction torque in accordance with the magnitude of the lateral acceleration generated when the vehicle turns and reduces the target drive torque of the engine is provided by a four-wheel drive. When applied to vehicles of the four-wheel drive type, the reference drive torque of the engine becomes extremely large in a four-wheel drive type vehicle having higher marginal performance than that of a two-wheel drive type vehicle. Simply subtracting the feedback correction torque corresponding to the magnitude of the acceleration does not provide a sufficient effect of the feedback correction, and cannot substantially reduce the target drive torque of the engine.

【０００７】この結果、車両の運転状態によっては、運
転者が出力制御装置を利用した走行を希望しているにも
かかわらず、車両が旋回中に横滑りを起こしてしまう虞
がある。As a result, depending on the driving state of the vehicle, there is a possibility that the vehicle may skid while turning, even though the driver desires to run using the output control device.

【０００８】[0008]

【発明の目的】本発明は、車両の旋回加速時における駆
動輪のスリップ量に応じて機関の駆動トルクを迅速に低
減させ、車両を安全に走行させるようにした車両の出力
制御装置を提供することを目的とする。SUMMARY OF THE INVENTION An object of the present invention is to provide an output control device for a vehicle in which a driving torque of an engine is rapidly reduced in accordance with a slip amount of a driving wheel during a turning acceleration of the vehicle so that the vehicle runs safely. The purpose is to:

【０００９】[0009]

【課題を解決するための手段】車両が極低速走行以外で
の走行中の場合、駆動輪は路面に対して多かれ少なかれ
スリップしているものである。但し、路面と駆動輪に装
着されたタイヤとの摩擦力よりも大きな駆動トルクが与
えられると、駆動輪のスリップ量が急激に増大してしま
い、車両の操縦が困難となることは経験的にも周知の通
りである。SUMMARY OF THE INVENTION When a vehicle is running at a speed other than extremely low speed, the drive wheels are more or less slipping with respect to the road surface. However, if a driving torque greater than the frictional force between the road surface and the tires mounted on the driving wheels is given, the slip amount of the driving wheels will increase sharply, making it difficult to operate the vehicle empirically. Is well known.

【００１０】このようなことから、機関の発生する駆動
トルクを有効に利用しつつ車両の操縦が困難となるよう
な駆動輪のスリップを防止するためには、機関の駆動ト
ルクが路面と駆動輪に装着されたタイヤとの摩擦力の最
大値を余り越えないように、この機関の駆動トルクを制
御することが望ましい。In view of the above, in order to effectively use the driving torque generated by the engine and to prevent the driving wheels from slipping, which makes it difficult to steer the vehicle, the driving torque of the engine is controlled by the road surface and the driving wheels. It is desirable to control the driving torque of this engine so as not to exceed the maximum value of the frictional force with the tire mounted on the engine.

【００１１】又、機関で発生する駆動トルクを旋回時に
も有効に働かせるためには、車両のの旋回の度合いに応
じて基準駆動トルクを低下させ、旋回時に発生する横加
速度の大きさに応じたフィードバック補正トルクを減算
することにより、機関の目標駆動トルクの低減割合を増
大させ、充分なフィードバック補正の効果を上げるよう
にすれば良い。Further, in order to effectively use the driving torque generated by the engine during turning, the reference driving torque is reduced according to the degree of turning of the vehicle, and the reference driving torque is reduced according to the magnitude of the lateral acceleration generated during turning. By subtracting the feedback correction torque, the reduction rate of the target drive torque of the engine may be increased, and the effect of sufficient feedback correction may be increased.

【００１２】本発明による車両の出力制御装置は、かか
る知見に鑑みてなされたものであり、運転者による操作
とは独立に機関の駆動トルクを低減させるトルク低減手
段と、車両の前後加速度を検出する前後加速度検出手段
と、この前後加速度検出手段からの検出信号に基づいて
前記機関の基準となる駆動トルクを設定する基準駆動ト
ルク設定手段と、この基準駆動トルク設定手段により設
定された基準駆動トルクから駆動輪の周速度に基づいて
前記機関の目標となる駆動トルクを設定する目標駆動ト
ルク設定手段と、前記機関の駆動トルクがこの目標駆動
トルク設定手段により設定された目標駆動トルクとなる
ように前記トルク低減手段の作動を制御する電子制御ユ
ニットとを有する車両において、この車両の旋回中に発
生する横加速度を算出する横加速度演算手段と、この横
加速度演算手段により算出される前記横加速度の大きさ
に応じて前記基準駆動トルク設定手段に出力される前記
前後加速度の最大値を制限する前後加速度制限器とを具
えたことを特徴とするものである。The output control apparatus for a vehicle according to the present invention has been made in view of such knowledge, and includes a torque reducing means for reducing the driving torque of the engine independently of an operation by a driver, and a longitudinal acceleration of the vehicle. Longitudinal acceleration detecting means, reference driving torque setting means for setting a reference driving torque of the engine based on a detection signal from the longitudinal acceleration detecting means, and reference driving torque set by the reference driving torque setting means. And target drive torque setting means for setting a target drive torque of the engine based on the peripheral speeds of the drive wheels, such that the drive torque of the engine becomes the target drive torque set by the target drive torque setting means. In a vehicle having an electronic control unit that controls the operation of the torque reducing means, the lateral acceleration generated during turning of the vehicle A lateral acceleration calculating means for outputting, and a longitudinal acceleration limiter for limiting a maximum value of the longitudinal acceleration output to the reference driving torque setting means according to the magnitude of the lateral acceleration calculated by the lateral acceleration calculating means. It is characterized by having.

【００１３】なお、機関の駆動トルクを低下させるトル
ク低減手段としては、点火時期を遅らせたり吸入空気量
や燃料供給量を少なくしたり、或いは燃料供給を中止し
たりすることが一般的であるが、特殊なものとしては機
関の圧縮比を下げるようにした構成等も採用することが
できる。As a torque reducing means for reducing the driving torque of the engine, it is common to delay the ignition timing, reduce the intake air amount or the fuel supply amount, or stop the fuel supply. As a special configuration, a configuration in which the compression ratio of the engine is reduced may be employed.

【００１４】[0014]

【作用】基準トルク設定手段は、前後加速度検出手段に
て検出される車両の前後加速度に基づいて機関の基準と
なる駆動トルクを設定する。又、目標駆動トルク設定手
段は、基準駆動トルク設定手段により設定された基準駆
動トルクから駆動輪の周速度に基づいて前記機関の目標
となる駆動トルクを設定し、これを電子制御ユニットに
出力する。The reference torque setting means sets the reference driving torque of the engine based on the longitudinal acceleration of the vehicle detected by the longitudinal acceleration detecting means. The target drive torque setting means sets a target drive torque of the engine based on the peripheral speed of the drive wheel from the reference drive torque set by the reference drive torque setting means, and outputs the target drive torque to the electronic control unit. .

【００１５】目標駆動トルク設定手段から電子制御ユニ
ットへ機関の目標駆動トルクが出力されると、電子制御
ユニットは機関の駆動トルクがこの目標駆動トルクとな
るように、トルク低減手段の作動を制御し、運転者によ
る操作とは関係なく機関の駆動トルクを必要に応じて低
減させる。When the target drive torque of the engine is output from the target drive torque setting means to the electronic control unit, the electronic control unit controls the operation of the torque reduction means so that the drive torque of the engine becomes the target drive torque. In addition, the driving torque of the engine is reduced as necessary regardless of the operation by the driver.

【００１６】一方、車両が旋回中には、横加速度演算手
段にて算出される横加速度が前後加速度制限器に出力さ
れ、前後加速度制限器ではこの横加速度の大きさに応じ
て前後加速度の最大値を制限した状態で基準駆動トルク
設定手段に出力する。On the other hand, while the vehicle is turning, the lateral acceleration calculated by the lateral acceleration calculating means is output to the longitudinal acceleration limiter, and the longitudinal acceleration limiter sets the maximum longitudinal acceleration according to the magnitude of the lateral acceleration. The value is output to the reference drive torque setting means in a state where the value is limited.

【００１７】この結果、車両が旋回している場合には横
加速度の大きさに応じて最大値を制限した前後加速度が
基準駆動トルク設定手段に出力されるため、基準トルク
設定手段にて設定される機関の基準となる駆動トルクが
横加速度の大きさに応じて低減された状態となる。As a result, when the vehicle is turning, the longitudinal acceleration whose maximum value is limited in accordance with the magnitude of the lateral acceleration is output to the reference drive torque setting means, and is set by the reference torque setting means. In this state, the reference drive torque of the engine is reduced according to the magnitude of the lateral acceleration.

【００１８】[0018]

【実施例】本発明による車両の出力制御装置を前進４段
後退１段の油圧式自動変速機が組み込まれた四輪駆動形
式の車両に応用した一実施例における吸排気系の概念を
表す図１及びその駆動系の概念を表す図２に示すよう
に、機関１１にはトルクコンバータ１２を介して自動変
速機１３が接続している。この自動変速機１３は、運転
者による図示しないセレクトレバーの選択位置と車両の
運転状態とに応じて機関１１の運転状態を制御する電子
制御ユニット（以下、これをＥＣＵと記載する）１４か
らの指令に基づき、図示しない油圧制御装置を介して所
定の変速段を自動的に選択するようになっている。FIG. 1 is a diagram showing a concept of an intake / exhaust system in an embodiment in which a vehicle output control device according to the present invention is applied to a four-wheel drive type vehicle in which a hydraulic automatic transmission of four forward steps and one reverse step is incorporated. As shown in FIG. 2 showing the concept of 1 and its drive system, an automatic transmission 13 is connected to the engine 11 via a torque converter 12. The automatic transmission 13 is controlled by an electronic control unit (hereinafter, referred to as an ECU) 14 that controls the operation state of the engine 11 according to the position of a select lever (not shown) selected by the driver and the operation state of the vehicle. Based on the command, a predetermined gear position is automatically selected via a hydraulic control device (not shown).

【００１９】この自動変速機１３の具体的な構成や作用
等については、例えば特開昭５８−５４２７０号公報や
特開昭６１−３１７４９号公報等で既に周知の通りであ
り、その油圧制御装置には自動変速機１３の一部を構成
する複数の摩擦係合要素の係合操作と開放操作とを行う
ための図示しない複数のシフト制御用電磁弁が組み込ま
れ、これらシフト制御用電磁弁に対する通電のオン,オ
フ操作をＥＣＵ１４にて制御することにより、前進４段
後退１段の内の任意の変速段への変速動作を滑らかに達
成するものである。The specific structure, operation, and the like of the automatic transmission 13 are already well known in, for example, Japanese Patent Application Laid-Open Nos. 58-54270 and 61-31749, and A plurality of shift control solenoid valves (not shown) for performing an engagement operation and a release operation of a plurality of friction engagement elements constituting a part of the automatic transmission 13 are incorporated in the By controlling the on / off operation of energization by the ECU 14, a shift operation to any one of four forward speeds and one reverse speed is smoothly achieved.

【００２０】先端側にエアクリーナ１５が取り付けられ
て機関１１の燃焼室１６に連通する吸気管１７の途中に
は、この吸気管１７によって形成される吸気通路１８の
開度を変化させ、燃焼室１６内に供給される吸入空気量
を調整するスロットル弁１９を組み込んだスロットルボ
ディ２０が介装されている。An opening of an intake passage 18 formed by the intake pipe 17 is changed in the middle of an intake pipe 17 having an air cleaner 15 attached to the tip end thereof and communicating with a combustion chamber 16 of the engine 11. A throttle body 20 incorporating a throttle valve 19 for adjusting the amount of intake air supplied to the inside is provided.

【００２１】図１及び筒状をなすこのスロットルボディ
２０の部分の拡大断面構造を表す図３に示すように、ス
ロットルボディ２０にはスロットル弁１９を一体に固定
したスロットル軸２１の両端部が回動自在に支持されて
いる。吸気通路１８内に突出するこのスロットル軸２１
の一端部には、アクセルレバー２２とスロットルレバー
２３とが同軸状をなして嵌合されている。As shown in FIG. 1 and FIG. 3 showing an enlarged cross-sectional structure of a cylindrical portion of the throttle body 20, both ends of a throttle shaft 21 integrally having a throttle valve 19 fixed to the throttle body 20 are turned. It is movably supported. This throttle shaft 21 projecting into the intake passage 18
The accelerator lever 22 and the throttle lever 23 are coaxially fitted to one end of the.

【００２２】前記スロットル軸２１とアクセルレバー２
２の筒部２４との間には、ブシュ２５及びスペーサ２６
が介装され、これによってアクセルレバー２２はスロッ
トル軸２１に対して回転自在となっている。更に、スロ
ットル軸２１の一端側に取り付けた座金２７及びナット
２８により、スロットル軸２１からアクセルレバー２２
が抜け外れるのを未然に防止している。又、このアクセ
ルレバー２２と一体のケーブル受け２９には、運転者に
よって操作されるアクセルペダル３０がケーブル３１を
介して接続しており、アクセルペダル３０の踏み込み量
に応じてアクセルレバー２２がスロットル軸２１に対し
て回動するようになっている。The throttle shaft 21 and the accelerator lever 2
Bush 25 and spacer 26
The accelerator lever 22 is rotatable with respect to the throttle shaft 21. Further, a washer 27 and a nut 28 attached to one end of the throttle shaft 21 allow the accelerator lever 22 to be disengaged from the throttle shaft 21.
Is prevented from coming off. An accelerator pedal 30 operated by a driver is connected to a cable receiver 29 integral with the accelerator lever 22 via a cable 31. The accelerator lever 22 is connected to the throttle shaft in accordance with the depression amount of the accelerator pedal 30. 21.

【００２３】一方、前記スロットルレバー２３はスロッ
トル軸２１と一体に固定されており、従ってこのスロッ
トルレバー２３を操作することにより、スロットル弁１
９がスロットル軸２１と共に回動する。又、アクセルレ
バー２２の筒部２４にはカラー３２がこれと同軸一体に
嵌着されており、前記スロットルレバー２３の先端部に
は、このカラー３２の一部に形成した爪部３３に係止し
得るストッパ３４が形成されている。これら爪部３３と
ストッパ３４とは、スロットル弁１９が開く方向にスロ
ットルレバー２３を回動させるか、或いはスロットル弁
１９が閉まる方向にアクセルレバー２２を回動させた場
合に相互に係止するような位置関係に設定されている。On the other hand, the throttle lever 23 is fixed integrally with the throttle shaft 21. Therefore, by operating the throttle lever 23, the throttle valve 1
9 rotates together with the throttle shaft 21. A collar 32 is fitted coaxially and integrally with the cylinder portion 24 of the accelerator lever 22, and a tip portion of the throttle lever 23 is engaged with a claw 33 formed on a part of the collar 32. A stopper 34 is formed. The pawl portion 33 and the stopper 34 are locked to each other when the throttle lever 23 is turned in a direction in which the throttle valve 19 opens or the accelerator lever 22 is turned in a direction in which the throttle valve 19 closes. Is set in a proper positional relationship.

【００２４】前記スロットルボディ２０とスロットルレ
バー２３との間には、スロットルレバー２３のストッパ
３４をアクセルレバー２２と一体のカラー３２の爪部３
３に押し付けてスロットル弁１９を開く方向に付勢する
ねじりコイルばね３５が、スロットル軸２１に嵌合され
た筒状をなす一対のばね受け３６,３７を介し、このス
ロットル軸２１と同軸状をなして装着されている。又、
スロットルボディ２０から突出するストッパピン３８と
アクセルレバー２２との間にも、前記カラー３２の爪部
３３をスロットルレバー２３のストッパ３４に押し付け
てスロットル弁１９を閉じる方向に付勢し、アクセルペ
ダル３０に対してディテント感を付与するためのねじり
コイルばね３９が前記カラー３２を介してアクセルレバ
ー２２の筒部２４にスロットル軸２１と同軸状をなして
装着されている。Between the throttle body 20 and the throttle lever 23, a stopper 34 of the throttle lever 23 is provided with a claw 3 of a collar 32 integrated with the accelerator lever 22.
3, a torsion coil spring 35 for urging the throttle valve 19 in the opening direction is coaxial with the throttle shaft 21 via a pair of cylindrical spring receivers 36 and 37 fitted to the throttle shaft 21. It has been installed. or,
Also between the stopper pin 38 protruding from the throttle body 20 and the accelerator lever 22, the claw 33 of the collar 32 is pressed against the stopper 34 of the throttle lever 23 to urge the throttle valve 19 in the closing direction, and the accelerator pedal 30 is pressed. A torsion coil spring 39 for giving a sense of detent to the cylinder portion 24 of the accelerator lever 22 via the collar 32 is mounted coaxially with the throttle shaft 21.

【００２５】前記スロットルレバー２３の先端部には、
基端をアクチュエータ４０のダイヤフラム４１に固定し
た制御棒４２の先端部が連結されている。このアクチュ
エータ４０内に形成された圧力室４３には、前記ねじり
コイルばね３５と共にスロットルレバー２３のストッパ
３４をカラー３２の爪部３３に押し付けてスロットル弁
１９を開く方向に付勢する圧縮コイルばね４４が組み込
まれている。そして、これら二つのばね３５,４４のば
ね力の和よりも、前記ねじりコイルばね３９のばね力の
ほうが大きく設定され、これによりアクセルペダル３０
を踏み込まない限り、スロットル弁１９は開かないよう
になっている。At the tip of the throttle lever 23,
The distal end of a control rod 42 whose base end is fixed to the diaphragm 41 of the actuator 40 is connected. A compression coil spring 44 which presses the stopper 34 of the throttle lever 23 together with the torsion coil spring 35 against the claw 33 of the collar 32 to urge the throttle valve 19 in an opening direction is provided in a pressure chamber 43 formed in the actuator 40. Is incorporated. The spring force of the torsion coil spring 39 is set to be larger than the sum of the spring forces of these two springs 35 and 44, and as a result, the accelerator pedal 30
The throttle valve 19 is not opened unless the operator steps on the throttle valve 19.

【００２６】前記スロットルボディ２０の下流側に連結
されて吸気通路１８の一部を形成するサージタンク４５
には、接続配管４６を介してバキュームタンク４７が連
通しており、このバキュームタンク４７と接続配管４６
との間には、バキュームタンク４７からサージタンク４
５への空気の移動のみ許容する逆止め弁４８が介装され
ている。これにより、バキュームタンク４７内の圧力は
サージタンク４５内の最低圧力とほぼ等しい負圧に設定
される。A surge tank 45 connected to the downstream side of the throttle body 20 to form a part of the intake passage 18
Is connected to a vacuum tank 47 through a connection pipe 46, and the vacuum tank 47 and the connection pipe 46 are connected to each other.
Between the vacuum tank 47 and the surge tank 4
A non-return valve 48 is provided, which allows only the movement of the air to the fifth. Thus, the pressure in the vacuum tank 47 is set to a negative pressure substantially equal to the lowest pressure in the surge tank 45.

【００２７】これらバキュームタンク４７内と前記アク
チュエータ４０の圧力室４３とは、配管４９を介して連
通状態となっており、この配管４９の途中には非通電時
閉塞型の第一のトルク制御用電磁弁５０が設けられてい
る。つまり、このトルク制御用電磁弁５０には配管４９
を塞ぐようにプランジャ５１を弁座５２に付勢するばね
５３が組み込まれている。The inside of the vacuum tank 47 and the pressure chamber 43 of the actuator 40 are in communication with each other via a pipe 49. In the middle of the pipe 49, a non-energized first torque control type An electromagnetic valve 50 is provided. That is, the pipe 49 is connected to the torque control solenoid valve 50.
A spring 53 for urging the plunger 51 against the valve seat 52 so as to close the valve is incorporated.

【００２８】又、前記第一のトルク制御用電磁弁５０と
アクチュエータ４０との間の配管４９には、スロットル
弁１９よりも上流側の吸気通路１８に連通する配管５４
が接続している。そして、この配管５４の途中には非通
電時開放型の第二のトルク制御用電磁弁５５が設けられ
ている。つまり、このトルク制御用電磁弁５５には配管
５５を開放するようにプランジャ５６を付勢するばね５
７が組み込まれている。A pipe 54 communicating with the intake passage 18 upstream of the throttle valve 19 is provided in a pipe 49 between the first torque control solenoid valve 50 and the actuator 40.
Is connected. A second solenoid valve 55 for torque control which is open when not energized is provided in the middle of the pipe 54. That is, the torque control solenoid valve 55 has a spring 5 for urging the plunger 56 so as to open the pipe 55.
7 are incorporated.

【００２９】前記二つのトルク制御用電磁弁５０,５５
には、前記ＥＣＵ１４がそれぞれ接続し、このＥＣＵ１
４からの指令に基づいてトルク制御用電磁弁５０,５５
に対する通電のオン,オフがデューティ制御されるよう
になっており、本実施例ではこれら全体で本発明のトル
ク低減手段を構成している。The two torque control solenoid valves 50, 55
Are connected to the ECU 14, respectively.
4, the torque control solenoid valves 50, 55
The on / off of energization of the power supply is duty-controlled, and in the present embodiment, the entirety of them constitutes the torque reducing means of the present invention.

【００３０】例えば、トルク制御用電磁弁５０,５５の
デューティ率が０％の場合、アクチュエータ４０の圧力
室４３がスロットル弁１９よりも上流側の吸気通路１８
内の圧力とほぼ等しい大気圧となり、スロットル弁１９
の開度はアクセルペダル３０の踏み込み量に一対一で対
応する。逆に、トルク制御用電磁弁５０,５５のデュー
ティ率が１００％の場合、アクチュエータ４０の圧力室
４３がバキュームタンク４７内の圧力とほぼ等しい負圧
となり、制御棒４２が第１図中、左斜め上方に引き上げ
られる結果、スロットル弁１９はアクセルペダル３０の
踏み込み量に関係なく閉じられ、機関１１の駆動トルク
が強制的に低減させられた状態となる。このようにし
て、トルク制御用電磁弁５０,５５のデューティ率を調
整することにより、アクセルペダル３０の踏み込み量に
関係なくスロットル弁１９の開度を変化させ、機関１１
の駆動トルクを任意に調整することができる。For example, when the duty ratios of the torque control solenoid valves 50 and 55 are 0%, the pressure chamber 43 of the actuator 40 is connected to the intake passage 18 upstream of the throttle valve 19.
Atmospheric pressure which is almost equal to the pressure inside the throttle valve 19
Corresponds to the amount of depression of the accelerator pedal 30 on a one-to-one basis. Conversely, when the duty ratios of the torque control solenoid valves 50 and 55 are 100%, the pressure chamber 43 of the actuator 40 has a negative pressure substantially equal to the pressure in the vacuum tank 47, and the control rod 42 is at the left in FIG. As a result, the throttle valve 19 is closed irrespective of the depression amount of the accelerator pedal 30, and the driving torque of the engine 11 is forcibly reduced. By adjusting the duty ratios of the torque control solenoid valves 50 and 55 in this way, the opening of the throttle valve 19 is changed regardless of the amount of depression of the accelerator pedal 30, and the engine 11
Can be arbitrarily adjusted.

【００３１】又、本実施例ではスロットル弁１９の開度
をアクセルペダル３０とアクチュエータ４０とで同時に
制御するようにしたが、吸気通路１８内に二つのスロッ
トル弁を直列に配列し、一方のスロットル弁をアクセル
ペダル３０にのみ接続すると共に他方のスロットル弁を
アクチュエータ４０にのみ接続し、これら二つのスロッ
トル弁をそれぞれ独立に制御したり、或いは一つのスロ
ットル弁をモータにより電気的に駆動すること等も可能
である。In this embodiment, the opening of the throttle valve 19 is controlled simultaneously by the accelerator pedal 30 and the actuator 40. However, two throttle valves are arranged in series in the intake passage 18, and one throttle valve is arranged. Connecting the valves only to the accelerator pedal 30 and connecting the other throttle valve only to the actuator 40 to control these two throttle valves independently, or to electrically drive one throttle valve by a motor, etc. Is also possible.

【００３２】前記自動変速機１３の出力軸５８には、前
輪５９R,５９L及び後輪６０R,６０Lに対する駆動トルク
を所要の割合に配分する遊星歯車式のセンターディファ
レンシャル（以下、これをセンターデフと呼称する）６
１が中間歯車６２を介して連結されている。The output shaft 58 of the automatic transmission 13 is provided with a planetary gear type center differential (hereinafter referred to as a center differential) for distributing the driving torque to the front wheels 59R, 59L and the rear wheels 60R, 60L at a required ratio. Do) 6
1 are connected via an intermediate gear 62.

【００３３】このセンターデフ６１は、太陽歯車６３
と、この太陽歯車６３の周囲に配置されて当該太陽歯車
６３と噛み合う複数の遊星歯車６４と、これら遊星歯車
６４を囲むように太陽歯車６３と同軸に配置された内歯
歯車６５とを備え、遊星歯車６４を回転自在に支持する
遊星キャリア６６と前記中間歯車６２とが噛み合ってい
る。前記太陽歯車６３には、前輪用出力軸６７と一体の
減速歯車６８を介してフロントディファレンシャル（以
下、これをフロントデフと呼称する）６９が連結され、
前記内歯歯車６５には後輪用出力軸７０及び傘歯車群７
１を介してプロペラ軸７２が連結されている。The center differential 61 includes a sun gear 63
And a plurality of planetary gears 64 arranged around the sun gear 63 and meshing with the sun gear 63, and an internal gear 65 arranged coaxially with the sun gear 63 so as to surround the planetary gears 64, A planet carrier 66 that rotatably supports the planet gear 64 and the intermediate gear 62 are engaged with each other. A front differential (hereinafter, referred to as a front differential) 69 is connected to the sun gear 63 via a reduction gear 68 integrated with a front wheel output shaft 67,
The internal gear 65 has a rear wheel output shaft 70 and a bevel gear group 7.
The propeller shaft 72 is connected to the propeller shaft 72 via the first propeller shaft 72.

【００３４】つまり、センターデフ６１の一方の出力
は、減速歯車６８,フロントデフ６９を介して前車軸７
３R,７３Lから左右の前輪５９R,５９Lに伝達され、他方
の出力は傘歯車群７１,プロペラ軸７２及び傘歯車群７
４,リヤディファレンシャル７５を介して後車軸７６R,
７６Lから左右の後輪６０R,６０Lに伝達されるようって
いる。That is, one output of the center differential 61 is transmitted to the front axle 7 via the reduction gear 68 and the front differential 69.
3R and 73L are transmitted to left and right front wheels 59R and 59L, and the other outputs are bevel gear group 71, propeller shaft 72 and bevel gear group 7
4. Rear axle 76R via rear differential 75,
From 76L, it is transmitted to the left and right rear wheels 60R, 60L.

【００３５】又、フロントデフ６９には、その前輪側出
力部と後輪側出力部との差動を制限或いは拘束すること
により、前後輪５９R,５９L,６０R,６０L（以下、これ
らを駆動輪と総称する）に対して機関１１からの駆動ト
ルクの配分を変更し得る油圧多板クラッチ７７が付設さ
れている。この油圧多板クラッチ７７は、太陽歯車６３
と遊星キャリア６６との間に介装されており、当該油圧
多板クラッチ７７に供給される油圧（以下、これをクラ
ッチ係合圧と呼称する）によって係合力が変わり、太陽
歯車６３と遊星キャリア６６との差動の拘束状態を変更
できるようになっている。The front differential 69 is provided with front and rear wheels 59R, 59L, 60R, 60L (hereinafter referred to as drive wheels) by limiting or restricting the differential between the front wheel output portion and the rear wheel output portion. A hydraulic multi-plate clutch 77 capable of changing the distribution of the driving torque from the engine 11 is attached thereto. The hydraulic multi-plate clutch 77
And the planetary carrier 66, the engagement force of which is changed by the hydraulic pressure (hereinafter referred to as clutch engagement pressure) supplied to the hydraulic multi-plate clutch 77, and the sun gear 63 and the planetary carrier It is possible to change the constraint state of the differential with respect to 66.

【００３６】従って、油圧多板クラッチ７７に対するク
ラッチ係合圧を制御することにより、この油圧多板クラ
ッチ７７を完全に開放した状態から一体的に係合させた
状態までの任意の状態に保持することが可能となり、セ
ンターデフ６１は前輪５９R,５９L側及び後輪６０R,６
０L側へ伝達される駆動トルクの配分割合を、例えば３
２：６８程度からこれら駆動輪の接地荷重に応じた比率
（例えば６０：４０）の間で制御することができる。Accordingly, by controlling the clutch engagement pressure with respect to the hydraulic multi-plate clutch 77, the hydraulic multi-plate clutch 77 is maintained at an arbitrary state from a completely released state to a state of being integrally engaged. The center differential 61 is provided on the front wheels 59R, 59L side and the rear wheels 60R, 60R.
The distribution ratio of the drive torque transmitted to the 0L side is, for example, 3
The control can be performed at a ratio (for example, 60:40) corresponding to the ground load of these drive wheels from about 2:68.

【００３７】油圧多板クラッチ７７を完全に開放した状
態における前輪５９R,５９Lと後輪６０R,６０Lとの駆動
トルクの配分割合は、太陽歯車６３,遊星歯車６４,内歯
歯車６５の歯数や、傘歯車群７１と減速歯車６８との歯
数比等により任意に設定することができるが、本実施例
では前輪５９R,５９Lと後輪６０R,６０Lとの駆動トルク
の配分割合が約３２：６８となるように設定されてい
る。又、油圧多板クラッチ７７を完全に係合した状態と
なって、差動制限が実質的にゼロとなると、前輪５９R,
５９Lと後輪６０R,６０Lとの駆動トルクの配分割合は、
これら駆動輪の接地荷重に応じた比率（例えば６０：４
０）となる。The distribution ratio of the driving torque between the front wheels 59R, 59L and the rear wheels 60R, 60L when the hydraulic multi-plate clutch 77 is completely released depends on the number of teeth of the sun gear 63, the planetary gear 64, and the internal gear 65, , Can be set arbitrarily according to the ratio of the number of teeth between the bevel gear group 71 and the reduction gear 68, but in the present embodiment, the distribution ratio of the drive torque between the front wheels 59R, 59L and the rear wheels 60R, 60L is about 32: 68 is set. When the hydraulic multi-plate clutch 77 is completely engaged and the differential limit is substantially zero, the front wheels 59R,
The distribution ratio of drive torque between 59L and rear wheels 60R, 60L is
The ratio (for example, 60: 4) corresponding to the ground load of these drive wheels
0).

【００３８】なお、本実施例では油圧多板クラッチ７７
を太陽歯車６３と遊星キャリア６６との間に介装してい
るが、太陽歯車６３と内歯歯車６５との間に介装するよ
うにしても良い。In this embodiment, the hydraulic multi-plate clutch 77 is used.
Is interposed between the sun gear 63 and the planet carrier 66, but may be interposed between the sun gear 63 and the internal gear 65.

【００３９】本実施例における油圧多板クラッチ７７に
対する圧油制御回路の概念を表す図４に示すように、自
動変速機１３の油溜め７８内の油を吸い上げる油ポンプ
７９には、途中に圧力制御弁８０を介装した油路101を
介して油圧多板クラッチ７７が接続している。この油圧
多板クラッチ７７と圧力制御弁８０との間の当該油路10
1の途中には、この油路101内の油圧を検出する圧力スイ
ッチ８１が設けられ、その検出信号がＥＣＵ１４に出力
されるようになっている。As shown in FIG. 4, which shows the concept of a pressure oil control circuit for the hydraulic multi-plate clutch 77 in this embodiment, an oil pump 79 for sucking oil in an oil reservoir 78 of the automatic transmission 13 has a pressure on the way. A hydraulic multi-plate clutch 77 is connected via an oil passage 101 with a control valve 80 interposed. The oil passage 10 between the hydraulic multi-plate clutch 77 and the pressure control valve 80
A pressure switch 81 for detecting the oil pressure in the oil passage 101 is provided in the middle of 1, and the detection signal is output to the ECU 14.

【００４０】又、油ポンプ７９と圧力制御弁８０との間
の油路101と、自動変速機１３の油溜め７８とに連通す
る分岐油路102の途中には、設定圧（以下、これをライ
ン圧と呼称する）、例えば約９kg／cm²で開弁して前記
油路101内の油を自動変速機１３の油溜め７８へ逃すリ
リーフ弁８２が介装されている。A set pressure (hereinafter, referred to as a pressure) is provided in a branch oil passage 102 communicating with an oil passage 101 between the oil pump 79 and the pressure control valve 80 and an oil reservoir 78 of the automatic transmission 13. For example, a relief valve 82 that opens at about 9 kg / cm ² to release the oil in the oil passage 101 to the oil reservoir 78 of the automatic transmission 13 is provided.

【００４１】前記前記圧力制御弁８０は、油圧多板クラ
ッチ７７と油ポンプ７９とを連通する第一位置と、油圧
多板クラッチ７７と自動変速機１３の油溜め７８とを連
通する第二位置とに切り換えられ、これらの位置はＥＣ
Ｕ１４からの出力信号によってデューティ制御されるよ
うになっている。The pressure control valve 80 has a first position for communicating the hydraulic multi-plate clutch 77 with the oil pump 79 and a second position for communicating the hydraulic multi-plate clutch 77 with the oil reservoir 78 of the automatic transmission 13. These positions are switched to EC
The duty is controlled by the output signal from U14.

【００４２】この圧力制御弁８０の部分の具体的な油圧
制御回路を表す図５に示すように、当該圧力制御弁８０
は油ポンプ７９と油圧多板クラッチ７７とを連通する油
路101の開閉を行うランド801と、油溜め７８に連通する
排油路103の開閉を行うランド802と、これら二つのラン
ド801,802を中央部と一端側に形成したスプール803と、
このスプール803を図中、右側に付勢する戻しばね804と
を有する。As shown in FIG. 5, which shows a specific hydraulic control circuit of the pressure control valve 80,
Is a land 801 that opens and closes an oil passage 101 that communicates with the oil pump 79 and the hydraulic multi-plate clutch 77, a land 802 that opens and closes an oil discharge passage 103 that communicates with the oil sump 78, and these two lands 801 and 802 are centrally located. Part and a spool 803 formed on one end side,
The spool 803 has a return spring 804 for urging the spool 803 rightward in the drawing.

【００４３】又、油ポンプ７９と圧力制御弁８０との間
の油路101から分岐する油路104と、圧力制御弁８０のス
プール803の一端側のランド802の端面に臨む油路105と
の間には、レデューシング弁８３が介装されている。こ
のレデューシング弁８３は、前記油路104を開閉し得る
ランド831及び排油路106を開閉し得るランド832をそれ
ぞれ形成したスプール833と、このスプール833を図中、
左側に付勢する戻しばね834とを有する。An oil passage 104 branched from the oil passage 101 between the oil pump 79 and the pressure control valve 80 and an oil passage 105 facing the end face of the land 802 at one end of the spool 803 of the pressure control valve 80. A reducing valve 83 is interposed between them. The reducing valve 83 includes a spool 833 having a land 831 that can open and close the oil passage 104 and a land 832 that can open and close the oil discharge passage 106.
And a return spring 834 biased to the left.

【００４４】つまり、油路105内の油圧が戻しばね834の
ばね力に対応する設定圧（以下、これをレデューシング
圧と呼称する）以下になると、この戻しばね834のばね
力によって、スプール833が図中、左側に押圧される結
果、油路104,105が連通して油ポンプ７９からのライン
圧が油路101,104からレデューシング弁８３を介して油
路105に供給される。逆に、油路105内の油圧がレデュー
シング圧以上になると、戻しばね834のばね力に抗して
スプール833が図中、右側に押圧される結果、油路105と
排油路106とが連通して油路105内の圧油がレデューシン
グ弁８３を介して排油路106から排出され、このように
して油路105内は常に一定のレデューシング圧に保持さ
れるようになっている。That is, when the oil pressure in the oil passage 105 becomes equal to or lower than a set pressure corresponding to the spring force of the return spring 834 (hereinafter, this is referred to as a reducing pressure), the spool 833 is moved by the spring force of the return spring 834. In the drawing, as a result of being pressed to the left, the oil passages 104 and 105 communicate with each other, and the line pressure from the oil pump 79 is supplied from the oil passages 101 and 104 to the oil passage 105 via the reducing valve 83. Conversely, when the oil pressure in the oil passage 105 becomes equal to or higher than the reducing pressure, the spool 833 is pressed to the right in the drawing against the spring force of the return spring 834, and the oil passage 105 and the oil discharge passage 106 communicate. Then, the pressure oil in the oil passage 105 is discharged from the oil discharge passage 106 via the reducing valve 83, and thus the inside of the oil passage 105 is always maintained at a constant reducing pressure.

【００４５】前記油路105から分岐して圧力制御弁８０
のスプール803の中央部のランド801の端面に臨む油路10
7の途中には、オリフィス108が介装されている。又、こ
のオリフィス108と圧力制御弁８０との間の油路107から
分岐する制御油路109の途中には、この制御油路109と排
油路110との連通状態を切り換えるクラッチ制御用電磁
弁８４が設けられている。The pressure control valve 80 branches off from the oil passage 105.
Oil passage 10 facing the end surface of land 801 in the center of spool 803
In the middle of 7, an orifice 108 is interposed. In the middle of a control oil passage 109 branched from an oil passage 107 between the orifice 108 and the pressure control valve 80, a clutch control solenoid valve for switching a communication state between the control oil passage 109 and a drain oil passage 110 is provided. 84 are provided.

【００４６】このクラッチ制御用電磁弁８４は、後述す
る種々のセンサからの情報に基づき、前記ＥＣＵ１４に
よりソレノイド841に対する通電状態がデューティ制御
される非通電時閉塞型のものであり、弁体842がこのソ
レノイド841による磁力と戻しばね843のばね力とで図
中、左右に変位するようになっている。つまり、ソレノ
イド841に対する通電を行った場合には、戻しばね843の
ばね力に抗して電磁力により弁体842が図中、右側へ移
動し、制御油路109と排油路110とが連通状態となる一
方、ソレノイド841に対して通電しない場合には、戻し
ばね843のばね力により弁体842が図中、左側へ移動し、
排油路110に対して制御油路109を遮断する。The clutch control solenoid valve 84 is a non-energized closed type in which the energization state of the solenoid 841 is duty-controlled by the ECU 14 based on information from various sensors described later. The magnetic force by the solenoid 841 and the spring force of the return spring 843 cause the solenoid 841 to move left and right in the figure. That is, when the solenoid 841 is energized, the valve body 842 moves to the right in the drawing by electromagnetic force against the spring force of the return spring 843, and the control oil passage 109 and the drain oil passage 110 communicate with each other. On the other hand, when the solenoid 841 is not energized, the valve body 842 moves to the left in the drawing due to the spring force of the return spring 843,
The control oil passage 109 is disconnected from the drain oil passage 110.

【００４７】これにより、制御油路109と排油路110とが
連通して油路107内の油圧（以下、これをデューティ圧
と呼称する）が低下すると、圧力制御弁８０の戻しばね
804のばね力に抗してスプール803の一端側のランド802
の端面に作用するレデューシング圧により、圧力制御弁
８０のスプール803が図中、左側に移動する結果、油ポ
ンプ７９から油路101を介して供給されるライン圧が圧
力制御弁８０によりクラッチ係合圧となって油圧多板ク
ラッチ７７に供給され、油圧多板クラッチ７７が係合状
態となる。逆に、排油路110に対して制御油路109が遮断
されてデューティ圧が上昇し、レデューシング圧とほぼ
等しくなると、圧力制御弁８０の戻しばね804のばね力
により、圧力制御弁８０のスプール803が図中、右側に
移動する結果、油圧多板クラッチ７７と排油路103とが
連通して油圧多板クラッチ７７が開放状態となる。As a result, when the control oil passage 109 and the drain oil passage 110 communicate with each other and the oil pressure in the oil passage 107 (hereinafter referred to as duty pressure) decreases, the return spring of the pressure control valve 80
Land 802 at one end of spool 803 against spring force of 804
The spool 803 of the pressure control valve 80 moves to the left in the drawing due to the reducing pressure acting on the end face of the oil pressure control valve 80, so that the line pressure supplied from the oil pump 79 via the oil passage 101 is engaged by the pressure control valve 80. The pressure is supplied to the hydraulic multi-plate clutch 77 so that the hydraulic multi-plate clutch 77 is engaged. Conversely, when the control oil passage 109 is shut off from the oil discharge passage 110 and the duty pressure rises and becomes substantially equal to the reducing pressure, the spool of the pressure control valve 80 As a result of the movement of 803 to the right in the drawing, the hydraulic multi-plate clutch 77 and the oil discharge passage 103 communicate with each other, and the hydraulic multi-plate clutch 77 is released.

【００４８】上述したクラッチ係合圧は、クラッチ制御
用電磁弁８４に対するデューティ率によって変化する
が、これらクラッチ係合圧とクラッチ制御用電磁弁８４
のデューティ率との関係は、例えば図６に示すような比
例関係にある。具体的には、クラッチ制御用電磁弁８４
に対するデューティ率が少ない（即ち、通電量が少な
い）ほどクラッチ係合圧が低くなり、逆にクラッチ制御
用電磁弁８４に対するデューティ率が多い（即ち、通電
量が多い）ほどクラッチ係合圧が高くなっている。The above-described clutch engagement pressure varies depending on the duty ratio of the clutch control solenoid valve 84. The clutch engagement pressure and the clutch control solenoid valve 84
Is in a proportional relationship as shown in FIG. 6, for example. Specifically, the clutch control solenoid valve 84
, The clutch engagement pressure decreases as the duty ratio with respect to (i.e., the amount of energization decreases), and conversely, as the duty ratio with respect to the clutch control solenoid valve 84 increases (i.e., the amount of energization increases), the clutch engagement pressure increases. Has become.

【００４９】なお、この逆の設定、つまり図６における
特性が右下がりとなって、クラッチ制御用電磁弁８４に
対するデューティ率が少ない（即ち、通電量が少ない）
ほどクラッチ係合圧が高くなり、逆にクラッチ制御用電
磁弁８４に対するデューティ率が多い（即ち、通電量が
多い）ほどクラッチ係合圧が低くなるようにすることも
当然可能である。It should be noted that the reverse setting, that is, the characteristic in FIG. 6 is lowered to the right, and the duty ratio for the clutch control solenoid valve 84 is small (that is, the energization amount is small).
The clutch engagement pressure increases as the clutch engagement pressure increases, and conversely, the clutch engagement pressure decreases as the duty ratio for the clutch control solenoid valve 84 increases (i.e., the amount of energization increases).

【００５０】このように、本実施例では車両の運転状態
を検出する各種センサからの検出信号に基づき、油圧多
板クラッチ７７に対するクラッチ係合圧を適切に設定
し、駆動輪に対する駆動トルクの配分割合を適切に切り
換えるようにしているが、この油圧多板クラッチ７７の
制御については、本発明とは本質的に関係がないので、
その説明は省略する。As described above, in this embodiment, the clutch engagement pressure for the hydraulic multi-plate clutch 77 is appropriately set based on the detection signals from the various sensors for detecting the driving state of the vehicle, and the distribution of the driving torque to the driving wheels is performed. Although the ratio is appropriately switched, the control of the hydraulic multi-plate clutch 77 is not essentially related to the present invention.
The description is omitted.

【００５１】一方、前記ＥＣＵ１４には、スロットルボ
ディ２０に取り付けられてスロットルレバー２３の開度
（以下、これをスロットル開度と呼称する）を検出する
スロットル開度センサ８５と、このスロットル開度セン
サ８５と同様にスロットルボディ２０に取り付けられて
アクセルレバー２２の開度（以下、これをアクセル開度
と呼称する）θ_Aを検出するアクセル開度センサ８６
と、機関１１に取り付けられて機関回転速度Ｎ_Eを検出
するためのクランク角センサ８７と、操舵ハンドル８８
が取り付けられた操舵軸８９の旋回角δ_Hを車両の直進
状態を基準として検出する操舵角センサ９０と、車両の
前後加速度Ｇ_Xを検出する本発明の前後加速度検出手段
としての前後加速度センサ９１と、車両の前後に取り付
けられ且つこの車両の横加速度Ｇ_Yを検出する前後一対
の横加速度センサ９２a,９２bと、前輪５９R,５９Lの回
転速度をそれぞれ検出する左右一対の前輪回転センサ９
３R,９３Lと、後輪６０R,６０Lの回転速度をそれぞれ検
出する左右一対の後輪回転センサ９４R,９４Lとが接続
する他、スロットルボディ２０に取り付けられてスロッ
トル弁１９の全閉状態を検出するアイドルスイッチ９５
及びイグニッションキースイッチ９６とが接続してい
る。On the other hand, the ECU 14 includes a throttle opening sensor 85 attached to the throttle body 20 for detecting the opening of the throttle lever 23 (hereinafter referred to as a throttle opening), and a throttle opening sensor 85. 85 similarly to the opening of the attached to the throttle body 20 accelerator lever 22 (hereinafter referred to as accelerator opening) accelerator opening detecting the theta _a sensor 86
When a crank angle sensor 87 for detecting the mounted by the engine rotational speed N _E of the engine 11, a steering wheel 88
A steering angle sensor 90 for detecting the turning angle [delta] _H of the steering shaft 89 which is mounted relative to the straight traveling state of the vehicle, longitudinal acceleration sensor as the longitudinal acceleration detecting means of the present invention for detecting a longitudinal acceleration G _X of the vehicle 91 When a pair of lateral acceleration sensors 92a, 92b before and after detecting a lateral acceleration G _Y of and the vehicle attached to the front and rear of the vehicle, the front wheels 59R, a pair of left and right front wheels rotation sensor which detect the rotational speed of 59L 9
3R, 93L, and a pair of left and right rear wheel rotation sensors 94R, 94L for detecting the rotational speeds of the rear wheels 60R, 60L, respectively, and attached to the throttle body 20 to detect the fully closed state of the throttle valve 19. Idle switch 95
And an ignition key switch 96 are connected.

【００５２】そして、これらスロットル開度センサ８
５,アクセル開度センサ８６,クランク角センサ８７,操
舵角センサ９０,、前後加速度センサ９１,横加速度セン
サ９２a,９２b,前輪回転センサ９３R,９３L,後輪回転セ
ンサ９４R,９４L,アイドルスイッチ９５及びイグニッシ
ョンキースイッチ９６からの出力信号がそれぞれＥＣＵ
１４に送られるようになっている。The throttle opening sensor 8
5. Accelerator opening sensor 86, crank angle sensor 87, steering angle sensor 90, longitudinal acceleration sensor 91, lateral acceleration sensors 92a and 92b, front wheel rotation sensors 93R and 93L, rear wheel rotation sensors 94R and 94L, idle switch 95 and Output signals from the ignition key switch 96 are supplied to the ECU respectively.
14.

【００５３】ところで、四輪駆動形式の車両において
は、４つの駆動輪全てに機関１１からの駆動トルクが伝
達されるため、二輪駆動形式の車両の如き機関１１から
の駆動力が伝達されない車輪（以下、これを従動輪と呼
称する）が存在せず、車速Ｖを従動輪の回転速度から検
出することができない。このため、本実施例では前後加
速度センサ９１から検出される前後加速度Ｇ_Xを積分す
ることにより、車速Ｖを算出しているが、他の何らかの
手段にて車速Ｖを算出するようにしても良い。By the way, in a four-wheel drive type vehicle, since the drive torque from the engine 11 is transmitted to all four drive wheels, the wheels (such as two-wheel drive type vehicles) to which the drive force from the engine 11 is not transmitted. Hereinafter, this is referred to as a driven wheel), and the vehicle speed V cannot be detected from the rotation speed of the driven wheel. Thus, by the present embodiment for integrating the longitudinal acceleration G _X is detected from the longitudinal acceleration sensor 91, but to calculate the vehicle speed V, may be calculated vehicle speed V at some other means .

【００５４】又、本実施例では後述する駆動輪の前後方
向のスリップ量ｓが予め設定した量よりも大きくなった
場合、機関１１の駆動トルクを低下させて操縦性を確保
すると共にエネルギーロスを防止する制御（以下、これ
をスリップ制御と呼称する）を行った際の機関１１の目
標駆動トルクＴ_OをＥＣＵ１４にて演算し、機関１１の
駆動トルクを必要に応じて低減できるようにしている。In this embodiment, when the slip amount s in the front-rear direction of the drive wheels, which will be described later, becomes larger than a predetermined amount, the drive torque of the engine 11 is reduced to ensure maneuverability and reduce energy loss. The ECU 14 calculates the target drive torque T _O of the engine 11 when the control for preventing (hereinafter referred to as slip control) is performed, so that the drive torque of the engine 11 can be reduced as necessary. .

【００５５】このような本実施例による制御の大まかな
流れを表す図７に示すように、具体的には、イグニッシ
ョンキースイッチ９６のオン操作により本実施例の制御
プログラムが開始され、Ｍ１のステップにてまず操舵軸
旋回位置初期値の読み込みや後述するスリップ制御中フ
ラグＦ等のリセット或いはこのスリップ制御のサンプリ
ング周期である１５ミリ秒毎の主タイマのカウント開始
等の初期設定が行われる。As shown in FIG. 7 showing the general flow of the control according to the present embodiment, specifically, when the ignition key switch 96 is turned on, the control program of the present embodiment is started, and step M1 is executed. First, initialization such as reading of the initial value of the steering shaft turning position, resetting of a slip control flag F and the like to be described later, or start of counting of a main timer every 15 milliseconds, which is a sampling cycle of the slip control, is performed.

【００５６】そして、Ｍ２のステップにて各種センサか
らの検出信号に基づいてＥＣＵ１４は前後加速度Ｇ_X,横
加速度Ｇ_Y,駆動輪速Ｖ_D等を演算し、これに続いて操舵
軸８９の中立位置をＭ３のステップにて学習補正する。
この操舵軸８９の中立位置は、ＥＣＵ１４中の図示しな
いメモリ等に記憶されていないため、前記イグニッショ
ンキースイッチ９６のオン操作の度に初期値が読み込ま
れ、車両が直進走行条件を満たした場合にのみ学習補正
され、イグニッションキースイッチ９６がオフ状態とな
るまでこの初期値が学習補正されるようになっている。Then, in step M2, the ECU 14 calculates the longitudinal acceleration G _X , the lateral acceleration G _Y , the driving wheel speed V _D, etc. based on the detection signals from the various sensors, and subsequently the neutralization of the steering shaft 89. The position is learned and corrected in step M3.
Since the neutral position of the steering shaft 89 is not stored in a memory or the like (not shown) in the ECU 14, the initial value is read each time the ignition key switch 96 is turned on, and the neutral position is set when the vehicle satisfies the straight traveling condition. Only the initial value is learned and corrected until the ignition key switch 96 is turned off.

【００５７】次に、ＥＣＵ１４はＭ４のステップにて操
舵角センサ９０及び前後加速度センサ９１及び横加速度
センサ９２a,９２b及び前後輪回転センサ９３R,９３L,
９４R,９４Lからの検出信号に基づいて機関１１の駆動
トルクを規制するスリップ制御を行う場合の目標駆動ト
ルクＴ_Oを演算する。Next, at step M4, the ECU 14 determines the steering angle sensor 90, the longitudinal acceleration sensor 91, the lateral acceleration sensors 92a and 92b, and the front and rear wheel rotation sensors 93R and 93L.
The target drive torque T _O for performing the slip control for regulating the drive torque of the engine 11 is calculated based on the detection signals from 94R and 94L.

【００５８】そして、運転者が図示しない手動スイッチ
を操作してスリップ制御を希望している場合には、ＥＣ
Ｕ１４は機関１１の駆動トルクがこの目標駆動トルクＴ
_Oとなるように、前記一対のトルク制御用電磁弁５０,５
５のデューティ率を制御し、これによって車両を無理な
く安全に走行させるようにしている。If the driver operates a manual switch (not shown) and desires slip control, EC
U14 indicates that the driving torque of the engine 11 is equal to the target driving torque T.
_O , the pair of torque control solenoid valves 50, 5
The duty ratio of 5 is controlled so that the vehicle can be driven safely without difficulty.

【００５９】なお、運転者が図示しない手動スイッチを
操作してスリップ制御を希望していない場合には、ＥＣ
Ｕ１４は一対のトルク制御用電磁弁５０,５５のデュー
ティ率を０％側に設定する結果、車両は運転者のアクセ
ルペダル３０の踏み込み量に対応した通常の運転状態と
なる。If the driver does not desire the slip control by operating a manual switch (not shown),
U14 sets the duty ratio of the pair of torque control solenoid valves 50 and 55 to the 0% side, and as a result, the vehicle enters a normal driving state corresponding to the driver's depression amount of the accelerator pedal 30.

【００６０】このように、機関１１の駆動トルクをＭ５
のステップにて主タイマのサンプリング周期毎のカウン
トダウンが終了するまで制御し、これ以降はＭ２からＭ
６までのステップを前記イグニッションキースイッチ９
６がオフ状態となるまで繰り返すのである。As described above, the driving torque of the engine 11 is reduced to M5
Control until the countdown of the main timer for each sampling cycle is completed, and thereafter from M2 to M
Steps up to 6 are performed using the ignition key switch 9
This is repeated until 6 turns off.

【００６１】ところで、本発明ではＭ４のステップでの
スリップ制御の際に、一対の横加速度センサ９２a,９２
bにより実際の横加速度Ｇ_Yを横加速度演算部142にて検
出する一方、旋回中におけるこの横加速度Ｇ_Yを推定横
加速度Ｇ_YEとして操舵軸８９の旋回角δ_Hと車速Ｖとに
基づいて予測し、車両に発生する実際の横加速度Ｇ_Yに
対して予め予測可能な推定横加速度Ｇ_YEを優先的に利用
することにより、制御遅れの可能性がほとんどない状態
で機関１１の基準駆動トルクＴ_Bを補正するようにして
いる。In the present invention, a pair of lateral acceleration sensors 92a, 92a
While detecting an actual lateral acceleration G _Y at lateral acceleration calculation unit 142 by the b, on the basis of the turning angle [delta] _H and the vehicle speed V of the steering shaft 89 and the lateral acceleration G _Y as estimated lateral acceleration G _YE during turning Predicting and preferentially using the estimated lateral acceleration G _YE that can be predicted in advance with respect to the actual lateral acceleration G _Y occurring in the vehicle, thereby _reducing the reference driving torque of the engine 11 with little possibility of control delay. and corrects the T _B.

【００６２】しかし、車両の整備時に前輪５９R,５９L
のトーイン調整を行った場合や図示しない操舵歯車の磨
耗等の経年変化等によって、操舵軸８９の中立位置が変
わってしまうと、操舵軸８９の旋回位置と操舵輪である
前輪５９R,５９Lの実際の舵角δとの間にずれが発生す
る。この結果、車両の推定横加速度Ｇ_YEを正確に算出す
ることができなくなるため、この場合には一対の横加速
度センサ９２a,９２bにより、実際の横加速度Ｇ_Yを利用
して機関１１の基準駆動トルクＴ_Bを補正する。However, when the vehicle is maintained, the front wheels 59R, 59L
When the neutral position of the steering shaft 89 changes due to the toe-in adjustment of the steering wheel or due to aging such as wear of a steering gear (not shown), the turning position of the steering shaft 89 and the actual position of the front wheels 59R and 59L as the steering wheels are changed. Of the steering angle δ. As a result, the estimated lateral acceleration G _YE of the vehicle cannot be accurately calculated. In this case, the reference driving of the engine 11 is performed by the pair of lateral acceleration sensors 92a and 92b using the actual lateral acceleration G _Y. to correct the torque T _B.

【００６３】このようなことから、操舵軸８９の中立位
置をＭ３のステップにて学習補正する必要があるが、こ
の操舵軸８９の中立位置を学習補正する方法について
は、特開平３−１８９２７３号公報等ですでに公知であ
るので、その具体的な説明は省略する。For this reason, the neutral position of the steering shaft 89 needs to be learned and corrected in the step M3. A method of learning and correcting the neutral position of the steering shaft 89 is disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 3-189273. Since it is already known in a gazette or the like, a detailed description thereof will be omitted.

【００６４】前記ＥＣＵ１４は、操舵角センサ９０から
検出される操舵軸８９の旋回角δ_Hに基づいて前輪５９
R,５９Lの舵角δを下式(1)により演算し、この時の車両
の推定横加速度Ｇ_YEを下式(2)よりそれぞれ求めてい
る。つまり、このＥＣＵ１４での(1),(2)式による演算
処理が本発明の横加速度検出手段に該当する。 δ＝δ_H／ρ_H ・・・（1) Ｇ_YE＝δ／［ω・｛Ａ＋（１／Ｖ²）｝］ ・・・（2) 但し、ρ_Hは操舵歯車変速比、ωは車両のホイールベー
ス、Ａは車両のスタビリティファクタである。The ECU 14 controls the front wheels 59 based on the turning angle δ _H of the steering shaft 89 detected by the steering angle sensor 90.
The steering angle δ of R and 59L is calculated by the following equation (1), and the estimated lateral acceleration G _YE of the vehicle at this time is obtained by the following equation (2). That is, the arithmetic processing by the ECU 14 according to the equations (1) and (2) corresponds to the lateral acceleration detecting means of the present invention. δ = δ _H / ρ _H (1) G _YE = δ / [ω · {A + (1 / V ² )}] (2) where ρ _H is the steering gear speed ratio and ω is the vehicle A is a vehicle stability factor.

【００６５】なお、このスタビリティファクタＡは、周
知のように車両の懸架装置の構成やタイヤの特性或いは
路面状況等によって決まる値である。具体的には、定常
円旋回時にて車両に発生する実際の横加速度Ｇ_Yと、こ
の時の操舵軸８９の操舵角比δ_H／δ_HO（操舵軸８９の
中立位置を基準として横加速度Ｇ_Yが０近傍となる極低
速走行状態での操舵軸８９の旋回角δ_HOに対して加速時
における操舵軸８９の旋回角δ_Hの割合）との関係を表
す例えば図８に示すようなグラフにおける接線の傾きと
して表現される。つまり、乾燥路を走行中の車両の横加
速度Ｇ_Yが小さくて車速Ｖが余り高くない領域では、ス
タビリティファクタＡがほぼ一定値（Ａ＝０.００２）
となっているが、横加速度Ｇ_Yが例えば０.６ｇを越える
と、スタビリティファクタＡが急増し、車両は極めて強
いアンダーステアリング傾向を示すようになるのであ
る。As is well known, the stability factor A is a value determined by the configuration of the suspension system of the vehicle, the characteristics of the tires, the road surface conditions, and the like. More specifically, the actual lateral acceleration G _Y generated in the vehicle during a steady circular turning and the steering angle ratio δ _H / δ _HO of the steering shaft 89 at this time (the lateral acceleration G _Y based on the neutral position of the steering shaft 89). FIG. 8 is a graph showing the relationship between the turning angle δ _HO of the steering shaft 89 in the extremely low-speed running state where _Y is close to 0 and the ratio of the turning angle δ _H of the steering shaft 89 during acceleration. Is expressed as the slope of the tangent at. In other words, drying paths in the lateral acceleration G _Y of the vehicle during running is not very high vehicle speed V is small region, stability factor A is almost constant (A = 0.002)
However, when the lateral acceleration G _Y exceeds, for example, 0.6 g, the stability factor A sharply increases, and the vehicle shows an extremely strong understeering tendency.

【００６６】又、駆動輪に装着されるタイヤと路面との
摩擦係数は、車速Ｖの変化率である前後加速度Ｇ_Xと等
価であると見なすことができる。そこで、本実施例では
この前後加速度Ｇ_Xを前後加速度センサ９１からの検出
信号により連続的に求め、この前後加速度Ｇ_Xの最大値
に対応する機関１１の基準駆動トルクＴ_Bを、前後輪回
転センサ９３R,９３L,９４R,９４Lにて検出される実際
の駆動輪速Ｖ_Dから、車速Ｖに対応して設定される目標
駆動輪速Ｖ_FOを減算することにより算出されるスリップ
量ｓに基づいて補正し、目標駆動トルクＴ_Oを算出して
いる。[0066] Further, the friction coefficient between the tire and the road surface to be attached to the drive wheel can be considered to be equivalent to the longitudinal acceleration G _X is a rate of change of the vehicle speed V. Therefore, continuously determined by the detection signal of the longitudinal acceleration G _X from the longitudinal acceleration sensor 91 in the present embodiment, the reference driving torque T _B of the engine 11 corresponding to the maximum value of the longitudinal acceleration G _X, front and rear wheel rotation based sensors 93R, 93L, 94R, the actual driving wheel speed V _D detected by 94L, the slip amount s which is calculated by subtracting the target driving wheel speed V _FO set corresponding to the vehicle speed V And the target drive torque T _O is calculated.

【００６７】この場合、前後輪回転センサ９３R,９３L,
９４R,９４Lからの検出信号に基づいて算出される駆動
輪速Ｖ_Dは、前後輪回転センサ９３R,９３L,９４R,９４L
により検出された駆動輪の回転速度データのうち、下か
ら（小さい方から）２番目の大きさのものを駆動輪速Ｖ
_Dとして採用している。即ち、本実施例の如き四輪駆動
形式の車両においては、４つの駆動輪は何れもスリップ
回転しているため、走行安全性の点を考慮すると、最も
小さな回転速度データを駆動輪速Ｖ_Dとして採用するこ
とが望ましいものの、データの信頼性及び制御の有効性
を考慮した場合には、上述したように下から２番目の大
きさのデータを駆動輪速Ｖ_Dとして採用する方がより現
実的であると考えられるのである。In this case, the front and rear wheel rotation sensors 93R, 93L,
94R, the drive wheel speed V _D, which is calculated based on the detection signal from the 94L, the front and rear wheel rotation sensor 93R, 93L, 94R, 94L
Of the rotation speed data of the drive wheels detected from the above, the second one from the bottom (from the smaller one) is the drive wheel speed V
Adopted as _D. That is, in the four-wheel drive type vehicle such as the present embodiment, all four drive wheels are slipping and rotating. Therefore, considering driving safety, the smallest rotational speed data is used as the drive wheel speed V _D. although it is desirable to employ as, when considering the effectiveness of the reliability and control of the data is more realistic better to employ as the driving wheel speed V _D of the second size of data from the bottom as described above It is considered to be a target.

【００６８】この機関１１の目標駆動トルクＴ_Oを算出
するための演算ブロックを表す図９,図１０に示すよう
に、ＥＣＵ１４は前後加速度センサ９１からの検出信号
に基づいて現在の車両の前後加速度Ｇ_X(n)を検出し、こ
の前後加速度Ｇ_X(n)を積分演算部201にて積分して車速
Ｖを算出する。As shown in FIG. 9 and FIG. 10 which are calculation blocks for calculating the target driving torque T _O of the engine 11, the ECU 14 calculates the current longitudinal acceleration of the vehicle based on the detection signal from the longitudinal acceleration sensor 91. G _{X (n)} is detected, and the longitudinal acceleration G _{X (n)} is integrated by the integration calculation unit 201 to calculate the vehicle speed V.

【００６９】又、操舵角センサ９０により検出された操
舵軸８９の旋回角δ_Hと、積分演算部201にて算出された
車速Ｖとが本発明の一方の横加速度演算手段である推定
横加速度演算部202に出力され、この推定横加速度演算
部202にて前記(1),(2)式により推定横加速度Ｇ_YEが算出
される。Further, the turning angle δ _H of the steering shaft 89 detected by the steering angle sensor 90 and the vehicle speed V calculated by the integral calculating section 201 are the estimated lateral acceleration which is one of the lateral acceleration calculating means of the present invention. The estimated lateral acceleration G _YE is calculated by the estimated lateral acceleration computing unit 202 according to the equations (1) and (2).

【００７０】なお、操舵軸８９の中立位置が学習補正さ
れていない場合や、操舵角センサ９０に異常が発生する
と、推定横加速度Ｇ_YEが全く誤った値となることが考え
られる。そこで、操舵軸８９の中立位置が学習補正され
ていない場合や、操舵角センサ９０等に異常が発生した
場合には、横加速度センサ９２a,９２bからの検出信号
に基づいて車両に発生する実際の横加速度Ｇ_Yを検出
し、これを推定横加速度Ｇ_YEの代わりに用いる。If the neutral position of the steering shaft 89 is not learned and corrected, or if an abnormality occurs in the steering angle sensor 90, the estimated lateral acceleration G _YE may be a completely wrong value. Therefore, when the neutral position of the steering shaft 89 is not learned and corrected, or when an abnormality occurs in the steering angle sensor 90 or the like, the actual value generated in the vehicle based on the detection signals from the lateral acceleration sensors 92a and 92b. The lateral acceleration G _Y is detected and is used instead of the estimated lateral acceleration G _YE .

【００７１】具体的には、横加速度センサ９２a,９２b
からの検出信号の平均値を横加速度演算部203にて算出
し、これをフィルタ部204にてノイズ除去処理した修正
横加速度Ｇ_YFが実際の横加速度Ｇ_Yとして用いられる。
つまり、これら横加速度演算部203及びフィルタ部204が
本発明の他方の横加速度演算手段である。前記フィルタ
部204では、今回算出した横加速度Ｇ_Y(n)と前回算出し
た修正横加速度Ｇ_YF(n-1)とから今回の修正横加速度Ｇ
_YF(n)を下式に示すデジタル演算によりローパス処理を
行っている。 Ｇ_YF(n)＝Σ［（２０／２５６）・｛Ｇ_Y(n)−Ｇ_YF(n-1)｝］Specifically, the lateral acceleration sensors 92a, 92b
The corrected lateral acceleration G _YF obtained by calculating the average value of the detection signals from the _{Y- axis} and the noise-elimination processing by the filter unit 204 is used as the actual lateral acceleration G _Y.
That is, the lateral acceleration calculation section 203 and the filter section 204 are the other lateral acceleration calculation means of the present invention. The filter unit 204 calculates the current corrected lateral acceleration G _{YF (n−1)} from the _currently calculated lateral acceleration G _{Y (n)} and the previously calculated corrected lateral acceleration G _{YF (n−1).
YF (n)} is subjected to low-pass processing by digital operation shown in the following equation. G _{YF (n)} = {[(20/256) · {G _{Y (n)} −G _{YF (n-1)} }]

【００７２】これら推定横加速度Ｇ_YE及び修正横加速度
Ｇ_YFの選択手順を表す図１１に示すように、ＥＣＵ１４
はＹ１のステップにてまずフィルタ部204からの修正横
加速度Ｇ_YFを採用し、Ｙ２のステップにてスリップ制御
中フラグＦ_Sがセットされているか否かを判定する。As shown in FIG. 11 showing the procedure for selecting the estimated lateral acceleration G _YE and the corrected lateral acceleration G _YF , the ECU 14
Employs a modified lateral acceleration G _YF from first filter portion 204 at step Y1, determines whether the slip control flag F _S is set at Y2 step.

【００７３】このＹ２のステップにてスリップ制御中フ
ラグＦ_Sがセットされていると判断したならば、前記修
正横加速度Ｇ_YFをそのまま採用する。これは、スリップ
制御中に修正横加速度Ｇ_YFから推定横加速度Ｇ_YEに変え
た場合、後述する最大前後加速度Ｇ_XMやスリップ補正量
Ｖ_KCが大きく変化して車両の挙動が乱れる虞があるため
である。If it is determined in step Y2 that the slip control flag F _S has been set, the corrected lateral acceleration G _YF is employed as it is. This is because when the lateral acceleration is changed from the corrected lateral acceleration G _YF to the estimated lateral acceleration G _YE during the slip control, the maximum longitudinal acceleration G _XM and the slip correction amount V _{KC, which} will be described later, may greatly change, and the behavior of the vehicle may be disturbed. It is.

【００７４】前記Ｙ２のステップにてスリップ制御中フ
ラグＦ_Sがセットされていないと判断したならば、Ｙ３
にて舵角中立位置の学習が終了しているか否かを判定す
る。ここで、舵角中立位置の学習が済んでいないと判断
した場合にも、Ｙ１のステップでの修正横加速度Ｇ_YFを
そのまま採用し、Ｙ２のステップに戻る。又、このＹ３
のステップにて舵角中立位置の学習が済んでいると判断
したならば、Ｙ４のステップにて前記推定横加速度Ｇ_YE
を採用し、Ｙ２のステップに戻る。If it is determined in step Y2 that the slip control flag F _S has not been set, the program proceeds to Y3.
It is determined whether or not learning of the steering angle neutral position has been completed. Here, even when it is determined that the learning of the steering angle neutral position has not been completed, the corrected lateral acceleration G _YF in the step Y1 is adopted as it is, and the process returns to the step Y2. Also, this Y3
If it is determined that the learning of the neutral position of the steering angle has been completed in the step (i), the estimated lateral acceleration G _YE
And returns to the step of Y2.

【００７５】このように、本実施例では二つの横加速度
センサ９２a,９２bを設けてこれら二つの検出データの
平均値を横加速度Ｇ_Yとして採用しているが、一つの横
加速度センサを車両の重心部付近に設け、この検出値に
基づいて修正横加速度Ｇ_YFを求めることも可能である。As described above, in this embodiment, the two lateral acceleration sensors 92a and 92b are provided and the average value of these two detected data is adopted as the lateral acceleration G _Y. However, one lateral acceleration sensor is used for the vehicle. It is also possible to provide a correction lateral acceleration G _YF based on the detected value provided near the center of gravity.

【００７６】前記推定横加速度演算部202にて算出され
た推定横加速度Ｇ_YEの大きさに応じ、本発明の前後加速
度制限器である上限クリップ部205にて前後加速度Ｇ
_X(n)を最大前後加速度Ｇ_XM(n)にクリップする。この最
大前後加速度Ｇ_XM(n)は、予めＥＣＵ１４内に記憶され
た推定横加速度Ｇ_YEと最大前後加速度Ｇ_XM(n)との関係
を表す図１２に示す如きマップから読み出し、前後加速
度センサ９１から検出される前後加速度Ｇ_X(n)がこの最
大前後加速度Ｇ_XM(n)以上の場合には、これを最大前後
加速度Ｇ_XM(n)にクリップする。更に、フィルタ部206に
てノイズ除去のための後述するフィルタ処理を行って修
正前後加速度Ｇ_XFを算出する。In accordance with the magnitude of the estimated lateral acceleration G _YE calculated by the estimated lateral acceleration calculating section 202, the longitudinal acceleration G
_{X (n)} is clipped to the maximum longitudinal acceleration G _{XM (n)} . The maximum longitudinal acceleration G _{XM (n)} is read out from a map as shown in FIG. 12 showing the relationship between the estimated lateral acceleration G _YE and the maximum longitudinal acceleration G _{XM (n)} stored in the ECU 14 in advance, and the longitudinal acceleration sensor 91 If the longitudinal acceleration G _{X (n)} detected from is greater than or _equal to the maximum longitudinal acceleration G _{XM (n),} it is clipped to the maximum longitudinal acceleration G _{XM (n)} . Further, the filter unit 206 performs a filtering process described later for removing noise to calculate a corrected longitudinal acceleration G _XF .

【００７７】このフィルタ部206での処理は、タイヤの
スリップ率Ｓと、このタイヤと路面との摩擦係数との関
係を表す図１３に示すように、車両の前後加速度Ｇ_X(n)
が駆動輪に装着されたタイヤと路面との摩擦係数と等価
であると見なすことができることから、車両の前後加速
度Ｇ_X(n)の最大値が変化してタイヤのスリップ率Ｓがタ
イヤと路面との摩擦係数の最大値と対応した目標スリッ
プ率Ｓ_O或いはその近傍から外れそうになった場合で
も、タイヤのスリップ率Ｓをタイヤと路面との摩擦係数
の最大値と対応した目標スリップ率Ｓ_O或いはその近傍
でこれよりも小さな値に維持させるように、最大前後加
速度Ｇ_XM(n)にクリップされた前後加速度Ｇ_X(n)を修正
するためのものであり、具体的には下記の通りに行われ
る。[0077] processing in the filter unit 206, a slip rate S of the tire, as shown in FIG. 13 showing the relationship between the friction coefficient between the tire and the road surface, the front and rear sides of the vehicle acceleration G _{X (n)}
Can be considered to be equivalent to the coefficient of friction between the tire mounted on the drive wheel and the road surface, the maximum value of the longitudinal acceleration G _{X (n)} of the vehicle changes, and the slip ratio S of the tire becomes The slip rate S of the tire is set to the target slip rate S corresponding to the maximum value of the coefficient of friction between the tire and the road surface even when the slip rate is likely to deviate from or near the target slip rate S _O corresponding to the maximum value of the coefficient of friction with the tire. _O or in the vicinity thereof is to correct the longitudinal acceleration G _{X (n)} clipped to the maximum longitudinal acceleration G _{XM (n)} so as to maintain a value smaller than this, specifically, Done on the street.

【００７８】なお、駆動輪に装着されるタイヤのスリッ
プ率Ｓは、 Ｓ＝（Ｖ_D−Ｖ）／Ｖ と表すことができる。The slip ratio S of the tire mounted on the driving wheel can be expressed as S = (V _D -V) / V.

【００７９】最大前後加速度Ｇ_XM(n)にクリップされた
今回の前後加速度Ｇ_X(n)がフィルタ処理された前回の修
正前後加速度Ｇ_XF(n-1)以上の場合、つまり車両が加速
し続けている時には、今回の修正前後加速度Ｇ_XF(n)を Ｇ_XF(n)＝２８・Σ｛Ｇ_X(n)−Ｇ_XF(n-1)｝／２５６ として遅延処理によりノイズ除去を行い、修正前後加速
度Ｇ_XF(n)を最大前後加速度Ｇ_XM(n)にクリップされた前
後加速度Ｇ_X(n)に比較的早く追従させて行く。If the current longitudinal acceleration G _{X (n)} clipped to the maximum longitudinal acceleration G _{XM (n)} is greater than or _equal to the previous corrected longitudinal acceleration G _{XF (n-1)} filtered, that is, the vehicle accelerates. When the correction is continued, the noise is removed by the delay processing with the corrected front-rear acceleration G _{XF (n)} as G _{XF (n)} = 28 · {G _{X (n)} −G _{XF (n−1)} } / 256. The corrected longitudinal acceleration G _{XF (n)} relatively quickly follows the longitudinal acceleration G _{X (n)} clipped to the maximum longitudinal acceleration G _{XM (n)} .

【００８０】逆に、最大前後加速度Ｇ_XM(n)にクリップ
された今回の前後加速度Ｇ_X(n)が前回の修正前後加速度
Ｇ_XF(n-1)未満の場合、つまり車両が余り加速していな
い時には主タイマのサンプリング周期毎に以下の処理を
行う。Conversely, if the current longitudinal acceleration G _{X (n)} clipped to the maximum longitudinal acceleration G _{XM (n)} is less than the previous corrected longitudinal acceleration G _{XF (n-1)} , that is, the vehicle accelerates too much. If not, the following processing is performed for each sampling cycle of the main timer.

【００８１】スリップ制御中フラグＦ_Sがセットされて
いない、つまりスリップ制御による機関１１の駆動トル
クを低減していない状態では、車両が減速中にあるので Ｇ_XF(n)＝Ｇ_XF(n-1)−０.００２ として修正前後加速度Ｇ_XF(n)の低下を抑制し、運転者
による車両の加速要求に対する応答性を確保している。[0081] Slip control flag F _S is not set, that is, in a state that does not reduce the driving torque of the engine 11 by the slip control, since the vehicle is in deceleration _{G XF (n) = G XF} (n- _{1) As} −0.002, a decrease in the corrected longitudinal acceleration G _{XF (n)} is suppressed, and responsiveness to a request for acceleration of the vehicle by the driver is secured.

【００８２】又、スリップ制御により機関１１の駆動ト
ルクを低減している状態でスリップ量ｓが正、つまり前
輪５９R,５９Lのスリップが多少発生している時にも、
車両は減速中であることから安全性に問題がないので、 Ｇ_XF(n)＝Ｇ_XF(n-1)−０.００２ として修正前後加速度Ｇ_XFの低下を抑制し、運転者によ
る車両の加速要求に対する応答性を確保している。In the state where the driving torque of the engine 11 is reduced by the slip control, the slip amount s is positive, that is, when the front wheels 59R and 59L are slightly slipped,
Since the vehicle is decelerating and there is no problem in safety, G _{XF (n)} = G _{XF (n-1)} -0.002, and the decrease in the corrected longitudinal acceleration G _XF is suppressed. Responsiveness to acceleration requests is ensured.

【００８３】更に、スリップ制御により機関１１の駆動
トルクを低減している状態で後述する駆動輪のスリップ
量ｓが負、つまり車両が減速している時には、修正前後
加速度Ｇ_XFの最大値を保持し、運転者による車両の加速
要求に対する応答性を確保する。Further, when the driving torque of the engine 11 is reduced by the slip control and the slip amount s of the driving wheels described later is negative, that is, when the vehicle is decelerating, the maximum value of the corrected longitudinal acceleration G _XF is held. In addition, responsiveness to the driver's request for acceleration of the vehicle is ensured.

【００８４】同様に、スリップ制御による機関１１の駆
動トルクを低減している状態で前記油圧制御装置による
自動変速機１３のシフトアップ中には、運転者に対する
車両の加速感を確保する必要上、修正前後加速度Ｇ_XFの
最大値を保持するが、この間での修正前後加速度Ｇ_XFを
漸増させることも可能である。このフィルタ操作によっ
て、変速終了直後における加速感を向上させることがで
きる。Similarly, during the shift-up of the automatic transmission 13 by the hydraulic control device in a state where the driving torque of the engine 11 is reduced by the slip control, it is necessary to secure a feeling of acceleration of the vehicle to the driver. Although the maximum value of the corrected longitudinal acceleration G _XF is held, it is also possible to gradually increase the corrected longitudinal acceleration G _XF during this time. By this filter operation, the feeling of acceleration immediately after the shift is completed can be improved.

【００８５】このようにして、フィルタ部204にてノイ
ズ除去された修正前後加速度Ｇ_XFを、トルク換算部207
にてトルク換算するが、上述したフィルタ操作をこのト
ルク換算部207でのトルク換算後に行うようにしても良
い。In this way, the corrected longitudinal acceleration G _XF from which noise has been removed by the filter unit 204 is converted into the torque conversion unit 207.
The torque conversion may be performed after the torque conversion in the torque conversion unit 207.

【００８６】なお、このトルク換算部207にて算出され
た値は、当然のことながら正の値となるはずであるか
ら、クリップ部208にて演算ミスを防止する目的でこれ
を０以上にクリップした後、走行抵抗算出部209にて算
出された走行抵抗Ｔ_Rを加算部210にて加算し、更に操舵
角センサ９０からの検出信号に基づいてコーナリングド
ラッグ補正量算出部211にて算出されるコーナリングド
ラッグ補正トルクＴ_Cを加算部212にて加算し、下式(3)
に示す基準駆動トルクＴ_Bを算出する。 Ｔ_B＝Ｇ_XF・Ｗ_b・ｒ＋Ｔ_R＋Ｔ_C ・・・（3) ここで、Ｗ_bは車体重量、ｒは駆動輪の有効半径であ
り、ＥＣＵ１４での(3)式による演算処理が本発明の基
準駆動トルク設定手段に該当する。Since the value calculated by the torque conversion unit 207 should be a positive value, the clip unit 208 clips the value to 0 or more in order to prevent a calculation error. after the running resistance T _R calculated by the running resistance calculating unit 209 adds in adder unit 210, it is calculated by the cornering drag correction amount calculating unit 211 further based on the detection signal from the steering angle sensor 90 adding at cornering drag correction torque T _C the addition unit 212, the following equation (3)
Calculating a reference driving torque T _B shown in. T _B = G _XF · W _b · r + T _R + T _C (3) where W _b is the vehicle weight and r is the effective radius of the drive wheel. This corresponds to the reference drive torque setting means of the invention.

【００８７】この(3)式から明らかなように、前記上限
クリップ部205の働きにより推定横加速度Ｇ_YEが大きい
ほど基準駆動トルクＴ_Bが小さく設定される結果、駆動
輪のスリップ量ｓに応じたフィードバック補正トルクを
基準駆動トルクＴ_Bから減算することにより、充分なフ
ィードバック補正の効果を得ることができ、四輪駆動形
式の車両であっても機関１１の目標駆動トルクＴ_Oを効
果的に低減させることが可能である。[0087] As is apparent from the equation (3), the upper limit results clip portion 205 as the reference driving torque T _B is large estimated lateral acceleration G _YE by the action of is set smaller, depending on the slip amount s of the driving wheels By subtracting the feedback correction torque from the reference drive torque T _B , a sufficient feedback correction effect can be obtained, and even in a four-wheel drive type vehicle, the target drive torque T _O of the engine 11 can be effectively reduced. It is possible to reduce.

【００８８】前記走行抵抗Ｔ_Rは、車速Ｖの関数として
算出することができるが、本実施例では図１４に示す如
きマップから求めている。この場合、平坦路と登坂路と
では走行抵抗Ｔ_Rが異なるので、マップには図中、実線
にて示す平坦路用と二点鎖線にて示す登坂路用とが書き
込まれ、車両に組み込まれた図示しない傾斜センサから
の検出信号に基づいて、いずれか一方を選択するように
しているが、下り坂等を含めて更に細かく走行抵抗Ｔ_R
を設定することも可能である。[0088] The running resistance T _R is can be calculated as a function of the vehicle speed V, the in this embodiment are determined from the map as shown in FIG. 14. In this case, in the flat road and the uphill road since running resistance T _R are different, in the map drawing, and uphill road shown by a flat road and two-dot chain line indicated by the solid line is written, incorporated in the vehicle Although either one is selected based on a detection signal from a tilt sensor (not shown), the running resistance T _R including a downhill or the like is finer.
Can also be set.

【００８９】又、本実施例では前記コーナリングドラッ
グ補正トルクＴ_Cを図１５に示す如きマップから求めて
おり、これによって実際の走行状態と近似した機関１１
の基準駆動トルクＴ_Bを設定することができ、旋回直後
の機関１１の基準駆動トルクＴ_Bが大きめになっている
ことから、旋回路を抜けた後の車両の加速フィーリング
が向上する。In this embodiment, the cornering drag correction torque T _C is obtained from a map as shown in FIG.
It can be set in the reference driving torque T _B, since the reference driving torque T _B of the turning immediately after the engine 11 is in the large, acceleration feeling of the vehicle after exiting the turning path is improved.

【００９０】なお、前記(3)式により算出される基準駆
動トルクＴ_Bに対し、本実施例では可変クリップ部213に
て最小値Ｔ_BLを設定することにより、この基準駆動トル
クＴ_Bから前記フィードバック補正トルクとしての後述
する最終補正トルクＴ_PIDを減算部214にて減算した値
が、負となってしまうような不具合を防止している。こ
の基準駆動トルクＴ_Bの最小値Ｔ_BLは、図１６に示す如
きマップに示すように、スリップ制御の開始時点からの
経過時間に応じて段階的に低下させるようにしている。[0090] Incidentally, the (3) with respect to the reference driving torque T _B is calculated by the equation, by the present embodiment to set the minimum value T _BL in the variable clip portion 213, the from the reference driving torque T _B This prevents a problem that a value obtained by subtracting a later-described final correction torque T _PID as a feedback correction torque by the subtractor 214 becomes negative. Minimum value T _BL of the reference driving torque T _B, as shown in the map as shown in FIG. 16, so that decrease stepwise in accordance with the time elapsed from the start of the slip control.

【００９１】一方、ＥＣＵ１４は前後輪回転センサ９３
R,９３L,９４R,９４Lからの検出信号に基づき、駆動輪
速選択部215にてこれらのうちの下から２番目の大きさ
のデータから駆動輪速Ｖ_Dを設定する一方、車速Ｖから
算出される目標駆動輪速Ｖ_FOに基づいて補正トルク算出
用目標駆動輪速Ｖ_FSを設定した後、この補正トルク算出
用目標駆動輪速Ｖ_FSを駆動輪速Ｖ_Dから減算して求めら
れるスリップ量ｓを用い、前記基準駆動トルクＴ_Bのフ
ィードバック制御を行うことによって、機関１１の目標
駆動トルクＴ_Oを算出する。On the other hand, the ECU 14 has a front and rear wheel rotation sensor 93.
R, 93L, 94R, based on the detection signal from the 94L, while setting the drive wheel speed V _D from the second size of data from the bottom of these by the driving wheel speed selecting unit 215, calculates from the vehicle speed V After setting the target driving wheel speed V _FS for calculating the correction torque based on the target driving wheel speed V _FO to be calculated, the slip obtained by subtracting the target driving wheel speed V _FS for correcting the correction torque from the driving wheel speed V _D is calculated. The target drive torque T _O of the engine 11 is calculated by performing feedback control of the reference drive torque T _B using the amount s.

【００９２】ところで、車両の加速時に機関１１で発生
する駆動トルクを有効に働かせるためには、図１３中の
実線で示すように、走行中における駆動輪に装着された
タイヤのスリップ率Ｓが、このタイヤと路面との摩擦係
数の最大値と対応する目標スリップ率Ｓ_O或いはその近
傍でこれよりも小さな値となるように調整し、エネルギ
ーのロスを避けると共に車両の操縦性能や加速性能を損
なわないようにすることが望ましい。In order to effectively use the drive torque generated by the engine 11 when the vehicle is accelerating, as shown by the solid line in FIG. The maximum value of the coefficient of friction between the tire and the road surface is adjusted to a value smaller than the target slip ratio S _O corresponding to or near the target slip ratio S _O to avoid energy loss and impair the vehicle's steering performance and acceleration performance. It is desirable not to do so.

【００９３】ここで、目標スリップ率Ｓ_Oは路面の状況
に応じて０.１〜０.２５程度の範囲に振れることが知ら
れており、従って車両の走行中には路面に対して１０％
程度のスリップ量ｓを駆動輪に発生させることが望まし
い。以上の点を勘案し、前記積分演算部201から出力さ
れる車速Ｖに基づき、目標駆動輪速Ｖ_FOを乗算部216に
て下式の通りに設定する。 Ｖ_FO＝１.１・ＶHere, it is known that the target slip ratio S _O fluctuates in a range of about 0.1 to 0.25 depending on the condition of the road surface.
It is desirable to generate a degree of slip s on the drive wheels. In consideration of the above points, the target driving wheel speed _VFO is set by the multiplier 216 as shown below based on the vehicle speed V output from the integration calculator 201. V _FO = 1.1 · V

【００９４】そして、ＥＣＵ１４は加速度補正部217に
て図１７に示す如きマップから前述した修正前後加速度
Ｇ_XFに対応するスリップ補正量Ｖ_Kを読み出し、これを
加算部218にて目標駆動輪速Ｖ_FOに加算する。このスリ
ップ補正量Ｖ_Kは、修正前後加速度Ｇ_XFの値が大きくな
るにつれて段階的に増加するような傾向を持たせている
が、本実施例では車両の走行試験等に基づいてこのマッ
プを作成している。Then, the ECU 14 reads out the slip correction amount V _K corresponding to the above-mentioned corrected longitudinal acceleration G _XF from the map shown in FIG. Add to _FO . Although the slip correction amount V _K has a tendency to increase stepwise as the value of the corrected longitudinal acceleration G _XF increases, in this embodiment, this map is created based on a vehicle running test or the like. doing.

【００９５】これにより、後述する補正トルク算出用目
標駆動輪速Ｖ_FSが増大し、加速時におけるスリップ率Ｓ
が図１３中の実線で示す目標スリップ率Ｓ_O或いはその
近傍でこれよりも小さな値となるように設定される。[0095] Thus, increasing the correction torque calculation target driving wheel speed V _FS to be described later, the slip ratio during acceleration S
Is set to a smaller value at or near the target slip ratio S _O indicated by the solid line in FIG.

【００９６】一方、図１３中の一点鎖線で示すように、
旋回中におけるタイヤと路面との摩擦係数の最大値とな
るタイヤのスリップ率は、直進中におけるタイヤと路面
との摩擦係数の最大値となるタイヤの目標スリップ率Ｓ
_Oよりも相当小さいことが判る。従って、車両が旋回中
にはこの車両が円滑に旋回できるように、目標駆動輪速
Ｖ_FOを直進時よりも小さく設定することが望ましい。On the other hand, as shown by the dashed line in FIG.
The slip rate of the tire, which is the maximum value of the friction coefficient between the tire and the road surface during turning, is the target slip ratio S of the tire, which is the maximum value of the friction coefficient between the tire and the road surface while traveling straight.
It turns out that it is considerably smaller than _O. Therefore, it is desirable to set the target drive wheel speed _VFO smaller than when the vehicle is traveling straight so that the vehicle can turn smoothly when the vehicle is turning.

【００９７】そこで、旋回補正部219にて図１８の実線
で示す如きマップから前記推定横加速度Ｇ_YEに対応する
スリップ補正量Ｖ_KCを読み出す。但し、イグニッション
キースイッチ９６のオン操作の後に行われる最初の操舵
軸８９の中立位置の学習が行われるまでは、操舵軸８９
の旋回角δ_Hの信頼性がないので、横加速度センサ９２
a,９２bからの検出信号により算出される修正横加速度
Ｇ_YFに基づいて図１８の破線で示す如きマップから前記
スリップ補正量Ｖ_KCを読み出す。推定横加速度Ｇ_YEに対
応する前記スリップ補正量Ｖ_KCは、運転者の操舵ハンド
ル８８の切り増しが考えられるので、この推定横加速度
Ｇ_YEが小さな領域では、修正横加速度Ｇ _YFに対応するス
リップ補正量Ｖ_KCよりも小さめに設定している。Therefore, the turning correction unit 219 uses the solid line in FIG.
The estimated lateral acceleration G from a map as shown by_YECorresponding to
Slip correction amount V_KCIs read. However, ignition
First steering performed after turning on key switch 96
Until the neutral position of the shaft 89 is learned, the steering shaft 89
Turning angle δ_HIs not reliable, the lateral acceleration sensor 92
a, corrected lateral acceleration calculated from the detection signal from 92b
G_YFFrom the map shown by the broken line in FIG.
Slip correction amount V_KCIs read. Estimated lateral acceleration G_YETo
The corresponding slip correction amount V_KCThe driver's steering hand
The estimated lateral acceleration
G_YEIs small, the corrected lateral acceleration G _YFCorresponding to
Rip correction amount V_KCIt is set smaller.

【００９８】又、車速Ｖが小さな領域では、車両の加速
性を確保することが望ましく、逆にこの車速Ｖがある程
度の速度以上では、旋回のし易さを考慮する必要があ
る。そこで、図１８から読み出されるスリップ補正量Ｖ
_KCに車速Ｖに対応した補正係数Ｋ_Vを図１９に示すマッ
プから読み出し、乗算部220にて乗算することにより、
修正スリップ補正量Ｖ_KFを算出している。In a region where the vehicle speed V is low, it is desirable to secure the acceleration of the vehicle. Conversely, when the vehicle speed V is a certain speed or more, it is necessary to consider the ease of turning. Therefore, the slip correction amount V read from FIG.
_By reading the correction coefficient K _V corresponding to the vehicle speed V from the map shown in FIG.
The corrected slip correction amount V _KF is calculated.

【００９９】これにより、補正トルク算出用目標駆動輪
速Ｖ_FOが減少し、旋回時におけるスリップ率Ｓが直進時
における目標スリップ率Ｓ_Oよりも小さくなり、車両の
加速性能が若干低下するものの、良好な旋回性が確保さ
れる。As a result, the target driving wheel speed _VFO for calculating the correction torque decreases, and the slip ratio S at the time of turning becomes smaller than the target slip ratio S _O at the time of going straight, so that the acceleration performance of the vehicle slightly decreases. Good turning performance is ensured.

【０１００】このようにして、補正トルク算出用目標駆
動輪速Ｖ_FSが減算部221にて下式の通りに算出される。 Ｖ_FS＝Ｖ_FO＋Ｖ_K−Ｖ_KF [0101] In this manner, the correction torque calculation target driving wheel speed V _FS is calculated as the following equation at the subtraction unit 221. V _FS = V _FO + V _K -V _KF

【０１０１】次に、減算部222にて駆動輪速選択部215に
て算出された駆動輪速Ｖ_Dから、前記補正トルク算出用
目標駆動輪速Ｖ_FSを減算してスリップ量ｓを算出する。
そして、このスリップ量ｓが負の設定値以下、例えば毎
時−２.５km以下の場合には、スリップ量ｓとして毎時
−２.５kmをクリップ部223にてクリップし、このクリッ
プ処理後のスリップ量ｓに対して後述する比例補正を行
い、又、このクリップ処理前のスリップ量ｓに対して後
述する積分定数ΔＴ_Iを用いた積分補正を行い、更に微
分補正を行って最終補正トルクＴ_PIDを算出する。Next, from the driving wheel speed V _D calculated by the driving wheel speed selecting unit 215 by the subtraction unit 222 calculates the correction torque calculation target driving wheel speed V _FS and by subtracting the slip amount s .
When the slip amount s is equal to or less than a negative set value, for example, -2.5 km / h, the slip amount s is clipped at -2.5 km / h by the clip unit 223. s is subjected to a proportional correction described later, and the slip amount s before the clipping processing is subjected to an integral correction using an integration constant ΔT _I described later, and further to a differential correction to obtain a final corrected torque T _PID . calculate.

【０１０２】前記比例補正としては、乗算部224にてス
リップ量ｓに比例係数Ｋ_Pを掛けて基本的な補正量を求
め、更に乗算部225にて自動変速機１３の変速比ρ_mによ
って予め設定された補正係数ρ_KPを乗算し、比例補正ト
ルクＴ_Pを得ている。なお、比例係数Ｋ_Pはクリップ部22
3でのクリップ処理後のスリップ量ｓに応じて図２０に
示すマップから読み出すようにしている。As the proportional correction, a basic correction amount is obtained by multiplying the slip amount s by a proportional coefficient K _P in a multiplication unit 224, and the multiplication unit 225 determines the basic correction amount in advance based on the speed ratio ρ _m of the automatic transmission 13. multiplied by the set correction coefficient [rho _KP, to obtain a proportional correction torque T _P. Note that the proportional coefficient K _P is
The information is read from the map shown in FIG. 20 according to the slip amount s after the clip processing in step 3.

【０１０３】又、前記積分補正としてスリップ量ｓのゆ
るやかな変化に対応した補正を実現するため、積分演算
部226にて基本的な補正量を算出し、この補正量に対し
て乗算部227にて自動変速機１３の変速比ρ_mに基づいて
予め設定された補正係数ρ_KIを乗算し、積分補正トルク
Ｔ_Iを得ている。この場合、本実施例では一定の微小積
分補正トルクである積分定数ΔＴ_Iを積分しており、サ
ンプリング周期毎にスリップ量ｓが正の場合には前記積
分定数ΔＴ_Iを加算し、逆にスリップ量ｓが負の場合に
は積分定数ΔＴ_Iを減算している。Further, in order to realize a correction corresponding to a gradual change of the slip amount s as the integral correction, a basic correction amount is calculated by an integration operation unit 226, and the correction amount is multiplied by a multiplication unit 227. Then, the integral correction torque T _I is obtained by multiplying a preset correction coefficient ρ _KI based on the speed ratio ρ _m of the automatic transmission 13. In this case, in the present embodiment, the integration constant ΔT _I that is a constant minute integration correction torque is integrated. When the slip amount s is positive at each sampling cycle, the integration constant ΔT _I is added, and When the quantity s is negative, the integration constant ΔT _I is subtracted.

【０１０４】但し、この積分補正トルクＴ_Iには車速Ｖ
に応じて可変の図２１のマップに示す如き最小値Ｔ_ILを
設定しており、このクリップ処理により車両の発進時、
特に登り坂での発進時には大きな積分補正トルクＴ_Iを
働かせて機関１１の駆動力を確保し、車両の発進後に車
速Ｖが上昇してからは、逆に補正が大きすぎると制御の
安定性を欠くので、積分補正トルクＴ_Iが小さくなるよ
うにしている。又、制御の収束性を高めるために積分補
正トルクＴ_Iに上限値、例えば０kgｍを設定し、このク
リップ処理によって積分補正トルクＴ_Iは図２２に示す
ように変化する。However, the integrated correction torque T _I includes the vehicle speed V
The minimum value T _IL as shown in the map of FIG. 21 is set in accordance with the clipping process.
Especially to ensure the driving force of the engine 11 exerts a large integral correction torque T _I is the time starting the uphill, from the vehicle speed V is increased after the start of the vehicle, the stability of the control and reverse the correction is too large lacking the integral correction torque T _I is set to be smaller. Further, the upper limit on the integral correction torque T _I to enhance the convergence of control, for example, set the 0Kgm, integral correction torque T _I by the clipping process changes as shown in FIG. 22.

【０１０５】このようにして算出された比例補正トルク
Ｔ_Pと積分補正トルクＴ_Iとを加算部228にて加算し、比
例積分補正トルクＴ_PIを算出する。The proportional correction torque T _P and the integral correction torque T _I calculated in this way are added by the adding section 228 to calculate the proportional integral correction torque T _PI .

【０１０６】なお、前記補正係数ρ_KP,ρ_KIは自動変速
機１３の変速比ρ_mに関連付けて予め設定された図２３
に示す如きマップからそれぞれ読み出すようにしてい
る。The correction coefficients ρ _KP and ρ _KI are set in advance in relation to the speed ratio ρ _m of the automatic transmission 13 in FIG.
Are read from the maps as shown in FIG.

【０１０７】又、本実施例では微分演算部229にてスリ
ップ量変化率Ｇ_Sを算出し、これに微分係数Ｋ_Dを乗算部
230にて掛け、急激なスリップ量ｓの変化に対する基本
的な補正量を算出する。そして、これにより得られた値
にそれぞれ上限値と下限値との制限を設け、微分補正ト
ルクＴ_Dが極端に大きな値とならないように、クリップ
部231にてクリップ処理を行い、微分補正トルクＴ_Dを得
ている。このクリップ部231は、車両の走行中に駆動輪
Ｖ_Dが路面状況や走行状態等によって、瞬間的に空転或
いはロック状態となることがあり、このような場合にス
リップ量変化率Ｇ_Sが正或いは負の極端に大きな値とな
り、制御が発散して応答性が低下する虞があるので、例
えば下限値を−５５kgｍにクリップすると共に上限値を
５５kgｍにクリップし、微分補正トルクＴ_Dが極端に大
きな値とならないようにするためのものである。In this embodiment, the differential operation unit 229 calculates the slip amount change rate G _S , and multiplies this by the differential coefficient K _D.
The result is multiplied by 230 to calculate a basic correction amount for a sudden change in the slip amount s. And thereby a limit between the respective upper and lower limits to the value obtained, as differential correction torque T _D is not an extremely large value, performs a clip processing by the clip portion 231, differential correction torque T _D is getting. The clip portion 231, by the drive wheels V _D during running of the vehicle road conditions and driving conditions, etc., may become momentarily idle or locked state, the slip rate of change G _S is positive in this case or negative electrode becomes a large value, the response of control diverges may be deteriorated, for example, the lower limit clips the upper limit 55kgm while clipped to -55Kgm, extremely the differential correction torque T _D This is to prevent the value from becoming large.

【０１０８】しかる後、加算部232にてこれら比例積分
補正トルクＴ_PIと微分補正トルクＴ_Dとを加算し、これ
により得られる最終補正トルクＴ_PIDを前記減算部214に
て前述の基準駆動トルクＴ_Bから減算し、更に乗算部233
にて機関１１と前輪５９R,５９Lの車軸８９,９０との間
の総減速比の逆数を乗算することにより、下式(4)に示
すスリップ制御用の目標駆動トルクＴ_Oを算出する。 Ｔ_O＝（Ｔ_B−Ｔ_PID）／（ρ_m・ρ_d・ρ_T） ・・・ (4)Thereafter, the addition section 232 adds the proportional integral correction torque T _PI and the differential correction torque T _D, and the final correction torque T _PID obtained by the addition is subtracted by the subtraction section 214 to obtain the reference drive torque. Subtract from T _B , and further multiply by 233
By multiplying by the reciprocal of the total reduction ratio between the engine 11 and the axles 89, 90 of the front wheels 59R, 59L, the target drive torque T _O for slip control shown in the following equation (4) is calculated. T _O = (T _B −T _PID ) / (ρ _m · ρ _d · ρ _T ) (4)

【０１０９】 但し、ρ_dは差動歯車減速比、ρ_Tはトル
クコンバータ比であり、自動変速機１３がアップシフト
の変速操作を行う際には、その変速終了後に高速段側の
変速比ρ_mが出力されるようになっている。つまり、自
動変速機１３のアップシフトの変速操作の場合には、変
速信号の出力時点で高速段側の変速比ρ_mを採用する
と、上記(4)式からも明らかなように、変速中に目標駆
動トルクＴ_Oが増大して機関１１が吹け上がってしまう
ため、変速開始の信号を出力してから変速操作が完了す
る、例えば１.５秒間は、目標駆動トルクＴ_Oをより小さ
くできる低速段側の変速比ρ_mが保持され、変速開始の
信号を出力してから１.５秒後に高速段側の変速比ρ_mが
採用される。同様な理由から、自動変速機１３のダウン
シフトの変速操作の場合には、変速信号の出力時点で低
速段側の変速比ρ_mが直ちに採用される。[0109] Here, ρ _d is a differential gear reduction ratio, ρ _T is a torque converter ratio, and when the automatic transmission 13 performs an upshift speed change operation, the speed ratio ρ _m on the high speed side is output after the end of the speed change. It is supposed to be. That is, when the shift operation of the shift-up action of the automatic transmission 13, when adopting a gear ratio [rho _m of the high-speed stage side output time point of the transmission signal, the (4) As is apparent from the equation, in the shift Since the target drive torque T _O increases and the engine 11 blows up, the shift operation is completed after the signal for starting the shift is output. For example, for 1.5 seconds, the target drive torque T _O can be reduced to a lower speed. held gear ratio [rho _m stage side, the speed ratio [rho _m of the high-speed stage side is adopted from the output of the signal of the shift start after 1.5 seconds. For the same reason, when the shift operation of the shift-down action of the automatic transmission 13, the gear ratio [rho _m of the low-speed stage side output time of the transmission signal is employed immediately.

【０１１０】前記(4)式で算出された目標駆動トルクＴ_O
は当然のことながら正の値となるはずであるから、クリ
ップ部234にて演算ミスを防止する目的で目標駆動トル
クＴ_Oを０以上にクリップし、スリップ制御の開始或い
は終了を判定するための開始・終了判定部235での判定
処理に従って、この目標駆動トルクＴ_Oに関する情報が
出力される。The target driving torque T _O calculated by the above equation (4)
Should naturally be a positive value. Therefore, the clipping unit 234 clips the target drive torque T _O to 0 or more in order to prevent a calculation error, and determines whether to start or end the slip control. According to the determination processing by the start / end determination unit 235, information on the target drive torque T _O is output.

【０１１１】開始・終了判定部235は、下記(a)〜(e)に
示す全ての条件を満足した場合にスリップ制御の開始と
判断し、スリップ制御中フラグＦ_Sをセットすると共に
目標駆動トルクＴ_Oに関する情報を出力し、スリップ制
御の終了を判断してスリップ制御中フラグＦ_Sがリセッ
トとなるまでは、この処理を継続する。[0111] start and end determination unit 235, the target driving torque with determining that the start of the slip control when satisfying all of the conditions shown in the following (a) ~ (e), and sets the in slip control flag F _S Print information about T _O, the slip control flag F _S to determine the end of the slip control until the reset, and this process is continued.

【０１１２】(a) 運転者は図示しない手動スイッチを
操作してスリップ制御を希望している。 (b) 運転者の要求している駆動トルクＴ_dは車両を走
行させるのに必要な最小の駆動トルク、例えば４kgｍ以
上である。なお、本実施例ではこの要求駆動トルクＴ_d
をクランク角センサ８７からの検出信号により算出され
た機関回転速度Ｎ_Eと、アクセル開度センサ７６からの
検出信号により算出されたアクセル開度θ_Aとに基づい
て予め設定された図２４に示す如きマップから読み出し
ている。 (c) スリップ量ｓは毎時２km以上である。 (d) スリップ量変化率Ｇ_Sは０.２ｇ以上である。 (e) 駆動輪速Ｖ_Dを微分演算部236にて時間微分した駆
動輪加速度Ｇ_Dは０.２ｇ以上である。(A) The driver operates a manual switch (not shown) to desire slip control. (b) The driving torque _Td required by the driver is the minimum driving torque required for running the vehicle, for example, 4 kgm or more. In this embodiment, the required driving torque T _d
And the engine rotational speed N _E calculated by the detection signal from the crank angle sensor 87, shown in Figure 24 which is set in advance on the basis of the accelerator opening theta _A calculated by the detection signal from the accelerator opening sensor 76 Is read from such a map. (c) The slip amount s is 2 km / h or more. (d) The slip rate of change G _S is 0.2 g or more. (e) driving wheel acceleration G _D obtained by differentiating the time by the driving wheel speed V _D of the differentiating unit 236 is not less than 0.2 g.

【０１１３】一方、前記開始・終了判定部235がスリッ
プ制御の開始を判定した後、下記(f),(g)に示す条件の
内のいずれかを満足した場合には、スリップ制御終了と
判断してスリップ制御中フラグＦ_Sをリセットし、目標
駆動トルクＴ_Oの送信を中止する。On the other hand, if any of the following conditions (f) and (g) is satisfied after the start / end determination section 235 determines the start of the slip control, it is determined that the slip control has ended. Then, the slip control flag F _S is reset, and the transmission of the target drive torque T _O is stopped.

【０１１４】(f) 目標駆動トルクＴ_Oは要求駆動トル
クＴ_d以上であり、且つスリップ量ｓは一定値、例えば
毎時−２km以下である状態が一定時間、例えば０.５秒
以上継続している。 (g) アイドルスイッチ９５がオフからオンに変わった
状態、つまり運転者がアクセルペダル３０を開放した状
態が一定時間、例えば０.５秒以上継続している。(F) The state in which the target drive torque T _O is equal to or more than the required drive torque T _d and the slip amount s is a constant value, for example, −2 km / h or less, continues for a certain time, for example, 0.5 seconds or more. I have. (g) The state in which the idle switch 95 has changed from off to on, that is, the state in which the driver has released the accelerator pedal 30 has continued for a certain period of time, for example, 0.5 seconds or more.

【０１１５】前記車両には、スリップ制御を運転者が選
択するための図示しない手動スイッチが設けられてお
り、運転者がこの手動スイッチを操作してスリップ制御
を選択した場合、以下に説明するスリップ制御の操作を
行う。The vehicle is provided with a manual switch (not shown) for the driver to select the slip control. When the driver operates the manual switch to select the slip control, a slip switch described below is provided. Perform control operations.

【０１１６】このスリップ制御の処理の流れを表す図２
５に示すように、ＥＣＵ１４はＳ１のステップにて上述
した各種データの検出及び演算処理により、目標駆動ト
ルクＴ_Oを算出するが、この演算操作は前記手動スイッ
チの操作とは関係なく行われる。FIG. 2 showing the flow of the slip control process.
As shown in FIG. 5, the ECU 14 calculates the target drive torque T _O by detecting and calculating the various data described above in step S1, but this calculation is performed irrespective of the operation of the manual switch.

【０１１７】次に、Ｓ２のステップにてまずスリップ制
御中フラグＦ_Sがセットされているか否かを判定する
が、最初はスリップ制御中フラグＦ_Sがセットされてい
ないので、ＥＣＵ１４はＳ３のステップにて駆動輪のス
リップ量ｓが予め設定した閾値、例えば毎時２kmよりも
大きいか否かを判定する。[0117] Next, first slip control flag F _S at S2 in step determines whether it is set, because the first slip control flag F _S is not set, S3 step of ECU14 It is determined whether or not the slip amount s of the drive wheel is larger than a preset threshold value, for example, 2 km / h.

【０１１８】このＳ３のステップにてスリップ量ｓが毎
時２kmよりも大きいと判断すると、ＥＣＵ１４はＳ４の
ステップにてスリップ量変化率Ｇ_Sが０.２ｇよりも大き
いか否かを判定する。If it is determined in step S3 that the slip amount s is greater than 2 km / h, the ECU 14 determines in step S4 whether the slip amount change rate G _S is greater than 0.2 g.

【０１１９】このＳ４のステップにてスリップ量変化率
Ｇ_Sが０.２ｇよりも大きいと判断すると、ＥＣＵ１４は
Ｓ５のステップにて運転者の要求駆動トルクＴ_dが車両
を走行させるために必要な最小駆動トルク、例えば４kg
ｍよりも大きいか否か、つまり運転者が車両を走行させ
る意志があるか否かを判定する。If it is determined in step S4 that the slip amount change rate G _S is greater than 0.2 g, the ECU 14 determines in step S5 that the required driving torque _{Td of the} driver is necessary for running the vehicle. Minimum drive torque, eg 4kg
m, that is, whether the driver intends to drive the vehicle.

【０１２０】このＳ５のステップにて要求駆動トルクＴ
_dが４kgｍよりも大きい、即ち運転者は車両を走行させ
る意志があると判断すると、Ｓ６のステップにてスリッ
プ制御中フラグＦ_Sをセットし、Ｓ７のステップにてス
リップ制御中フラグＦ_Sがセットされているか否かを再
度判定する。In step S5, the required driving torque T
_d is greater than 4Kgm, i.e. when the driver determines that there is intention to drive the vehicle, is set through the slip control flag F _S at step S6, the slip control flag F _S is set at step S7 It is determined again whether or not it has been performed.

【０１２１】このＳ７のステップにてスリップ制御中フ
ラグＦ_Sがセット中であると判断した場合には、Ｓ８の
ステップにて機関１１の目標駆動トルクＴ_Oとして前記
(4)式にて予め算出したスリップ制御用の目標駆動トル
クＴ_Oを採用する。[0121] If the step in the slip control flag F _S of the S7 is judged to be in the set, the as target driving torque T _O of the engine 11 at step S8
The target drive torque T _O for slip control calculated in advance by the equation (4) is adopted.

【０１２２】又、前記Ｓ７のステップにてスリップ制御
中フラグＦ_Sがリセットされていると判断した場合に
は、Ｓ９のステップにてＥＣＵ１４は目標駆動トルクＴ
_Oとして機関１１の最大トルクを出力し、これによりＥ
ＣＵ１４がトルク制御用電磁弁５０,５５のデューティ
率を０％側に低下させる結果、機関１１は運転者による
アクセルペダル３０の踏み込み量に応じた駆動トルクを
発生する。[0122] Further, when the step in the slip control flag F _S of the S7 is judged to have been reset, ECU 14 at step S9 is target driving torque T
The maximum torque of the engine 11 is output as _O , and
As a result of the CU 14 reducing the duty ratio of the torque control solenoid valves 50 and 55 to the 0% side, the engine 11 generates a drive torque corresponding to the amount of depression of the accelerator pedal 30 by the driver.

【０１２３】なお、Ｓ３のステップにて駆動輪のスリッ
プ量ｓが毎時２kmよりも小さいと判断した場合、或いは
Ｓ４のステップにてスリップ量変化率Ｇ_Sが０.２ｇより
も小さいと判断した場合、或いはＳ５のステップにて要
求駆動トルクＴ_dが４kgｍよりも小さいと判断した場合
には、それぞれ前記Ｓ７のステップに移行し、Ｓ９のス
テップにてＥＣＵ１４は目標駆動トルクＴ_Oとして機関
１１の最大トルクを出力し、これによりＥＣＵ１４がト
ルク制御用電磁弁５０,５５のデューティ率を０％側に
低下させる結果、機関１１は運転者によるアクセルペダ
ル３０の踏み込み量に応じた駆動トルクを発生する。When it is determined in step S3 that the slip amount s of the drive wheels is smaller than 2 km / h, or when it is determined in step S4 that the slip amount change rate G _S is smaller than 0.2 g. Alternatively, if it is determined in step S5 that the required drive torque _Td is smaller than 4 kgm, the process proceeds to step S7, and in step S9, the ECU 14 sets the target drive torque T _O to the maximum value of the engine 11. As a result, the ECU 14 reduces the duty ratio of the torque control solenoid valves 50 and 55 to the 0% side. As a result, the engine 11 generates a drive torque corresponding to the amount of depression of the accelerator pedal 30 by the driver.

【０１２４】一方、前記Ｓ２のステップにてスリップ制
御中フラグＦ_Sがセットされていると判断した場合に
は、Ｓ１０のステップにて駆動輪のスリップ量ｓが前述
した閾値である毎時−２km以下であり且つ要求駆動トル
クＴ_dがＳ１のステップにて算出された目標駆動トルク
Ｔ_O以下の状態が０.５秒以上継続しているか否かを判定
する。[0124] On the other hand, if the step in the slip control flag F _S of the S2 is determined to have been set, hourly -2km below a threshold slip amount s of the driving wheels has been described above in step S10 in it and determines whether the requested driving torque T _d is less target driving torque T _O calculated at S1 in step state continues for 0.5 seconds or more.

【０１２５】このＳ１０のステップにてスリップ量ｓが
毎時−２kmよりも小さく且つ要求駆動トルクＴ_dが目標
駆動トルクＴ_O以下の状態が０.５秒以上継続している、
即ち運転者は車両の加速を既に希望していないと判断す
ると、Ｓ１１のステップにてスリップ制御中フラグＦ_S
をリセットし、前記Ｓ７のステップに移行する。[0125] Step in slip amount s hourly small and the requested driving torque T _d than -2km the target driving torque T _O The following state of S10 is continues for 0.5 seconds or more,
That is, if the driver determines that the driver has not already requested acceleration of the vehicle, the slip control flag F _{S is set in} step S11.
Is reset, and the routine goes to the step S7.

【０１２６】前記Ｓ１０のステップにてスリップ量ｓが
毎時−２kmよりも大きいか、或いは要求駆動トルクＴ_d
が目標駆動トルクＴ_O以下の状態が０.５秒以上継続して
いない、即ち運転者は車両の加速を希望していると判断
すると、ＥＣＵ１４はＳ１２のステップにてアイドルス
イッチ９５がオン、即ちスロットル弁１９の全閉状態が
０.５秒以上継続しているか否かを判定する。In step S10, the slip amount s is greater than -2 km / h, or the required driving torque T _d
When the ECU 14 determines that the state below the target drive torque T _O has not continued for 0.5 seconds or more, that is, the driver desires acceleration of the vehicle, the ECU 14 turns on the idle switch 95 in step S12, It is determined whether or not the fully closed state of the throttle valve 19 has continued for 0.5 seconds or more.

【０１２７】このＳ１２のステップにてアイドルスイッ
チ９５がオンであると判断した場合、運転者がアクセル
ペダル３０を踏み込んでいないことから、Ｓ１１のステ
ップに移行してスリップ制御中フラグＦ_Sをリセットす
る。逆に、アイドルスイッチ９５がオフであると判断し
た場合、運転者はアクセルペダル３０を踏み込んでいる
ので、再びＳ７のステップに移行する。[0127] idle switch 95 at this step S12 if it is determined to be turned on, since the driver is not depressing the accelerator pedal 30, to reset the slip control flag F _S proceeds to step S11 . Conversely, if it is determined that the idle switch 95 is off, the driver has depressed the accelerator pedal 30, and the process returns to step S7.

【０１２８】なお、上述した実施例では四輪駆動形式の
車両について説明したが、二輪駆動形式の車両にも本発
明を当然応用することができる。Although the four-wheel drive type vehicle has been described in the above-described embodiment, the present invention can naturally be applied to a two-wheel drive type vehicle.

【０１２９】[0129]

【発明の効果】本発明の車両の出力制御装置によると、
車両が旋回中には、横加速度演算手段にて算出される横
加速度が前後加速度制限器に出力され、前後加速度制限
器ではこの横加速度の大きさに応じて前後加速度の最大
値を制限した状態で基準駆動トルク設定手段に出力する
結果、横加速度の大きさに応じて最大値を制限した前後
加速度が基準駆動トルク設定手段に出力されるため、基
準トルク設定手段にて設定される機関の基準となる駆動
トルクが横加速度の大きさに応じて低減された状態とな
る。これにより、駆動輪のスリップ量に応じたフィード
バック補正トルクを基準駆動トルクから減算することに
より、充分なフィードバック補正の効果を得ることがで
き、四輪駆動形式の車両であっても機関の目標駆動トル
クを効果的に低減させることが可能である。According to the vehicle output control apparatus of the present invention,
While the vehicle is turning, the lateral acceleration calculated by the lateral acceleration calculating means is output to the longitudinal acceleration limiter, and the longitudinal acceleration limiter limits the maximum value of the longitudinal acceleration according to the magnitude of the lateral acceleration. As a result, the longitudinal acceleration, whose maximum value is limited in accordance with the magnitude of the lateral acceleration, is output to the reference drive torque setting means, so that the engine reference set by the reference torque setting means is output. Is reduced in accordance with the magnitude of the lateral acceleration. Thus, by subtracting the feedback correction torque corresponding to the slip amount of the drive wheels from the reference drive torque, a sufficient feedback correction effect can be obtained. It is possible to effectively reduce the torque.

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

【図１】本発明による車両の出力制御装置を前進４段後
進１段の油圧式自動変速機を組み込んだ四輪駆動形式の
車両に応用した一実施例における吸排気系の部分の概念
図である。FIG. 1 is a conceptual diagram of a portion of an intake / exhaust system in an embodiment in which a vehicle output control device according to the present invention is applied to a four-wheel drive type vehicle incorporating a hydraulic automatic transmission having four forward stages and one reverse stage. is there.

【図２】本実施例における駆動系の部分の概念図であ
る。FIG. 2 is a conceptual diagram of a drive system in the embodiment.

【図３】そのスロットル弁の駆動機構を表す断面図であ
る。FIG. 3 is a sectional view showing a drive mechanism of the throttle valve.

【図４】センターデフに組み付けられた油圧多板クラッ
チに対する本実施例における油圧制御回路図である。FIG. 4 is a hydraulic control circuit diagram in this embodiment for a hydraulic multi-plate clutch assembled to a center differential.

【図５】その圧力制御弁の部分の油圧制御回路図であ
る。FIG. 5 is a hydraulic control circuit diagram of a portion of the pressure control valve.

【図６】本実施例における油圧多板クラッチの係合圧と
クラッチ制御用電磁弁のデューティ率との関係を表すグ
ラフである。FIG. 6 is a graph showing a relationship between an engagement pressure of a hydraulic multi-plate clutch and a duty ratio of a clutch control solenoid valve in the embodiment.

【図７】本実施例における制御の全体の流れを表すフロ
ーチャートである。FIG. 7 is a flowchart illustrating an overall flow of control in the present embodiment.

【図８】横加速度と操舵角比との関係を表すグラフであ
る。FIG. 8 is a graph showing a relationship between a lateral acceleration and a steering angle ratio.

【図９】図１０と共に本実施例におけるスリップ制御用
の目標駆動トルクの演算手順を表すブロック図である。FIG. 9 is a block diagram showing a calculation procedure of a target drive torque for slip control in the present embodiment together with FIG.

【図１０】図９と共に本実施例におけるスリップ制御用
の目標駆動トルクの演算手順を表すブロック図である。FIG. 10 is a block diagram showing a calculation procedure of a target drive torque for slip control in the embodiment together with FIG. 9;

【図１１】本実施例における推定横加速度と修正横加速
度との選択手順を表すフローチャートである。FIG. 11 is a flowchart illustrating a procedure for selecting an estimated lateral acceleration and a corrected lateral acceleration in the embodiment.

【図１２】本実施例における推定横加速度と最大前後加
速度との関係を表すマップである。FIG. 12 is a map showing a relationship between an estimated lateral acceleration and a maximum longitudinal acceleration in the embodiment.

【図１３】駆動輪に装着されたタイヤと路面との摩擦係
数と、このタイヤのスリップ率との関係を表すグラフで
ある。FIG. 13 is a graph showing a relationship between a coefficient of friction between a tire mounted on a driving wheel and a road surface and a slip ratio of the tire.

【図１４】本実施例における車速と走行抵抗との関係を
表すマップである。FIG. 14 is a map showing the relationship between the vehicle speed and the running resistance in the embodiment.

【図１５】本実施例における操舵軸の旋回角とコーナリ
ングドラッグ補正トルクとの関係を表すマップである。FIG. 15 is a map showing the relationship between the turning angle of the steering shaft and the cornering drag correction torque in the embodiment.

【図１６】本実施例における制御開始経過時間と基準駆
動トルクの最小値との関係を表すマップである。FIG. 16 is a map showing a relationship between a control start elapsed time and a minimum value of a reference drive torque in the embodiment.

【図１７】本実施例における修正前後加速度とスリップ
補正量との関係を表すマップである。FIG. 17 is a map showing a relationship between a corrected longitudinal acceleration and a slip correction amount in the embodiment.

【図１８】本実施例における横加速度とスリップ補正量
との関係を表すマップである。FIG. 18 is a map showing a relationship between a lateral acceleration and a slip correction amount in the embodiment.

【図１９】本実施例における車速とスリップ補正量に対
する補正係数との関係を表すマップである。FIG. 19 is a map showing a relationship between a vehicle speed and a correction coefficient for a slip correction amount in the embodiment.

【図２０】本実施例におけるスリップ量と比例係数との
関係を表すマップである。FIG. 20 is a map showing a relationship between a slip amount and a proportional coefficient in the embodiment.

【図２１】本実施例における車速と積分補正トルクの最
小値との関係を表すマップである。FIG. 21 is a map showing the relationship between the vehicle speed and the minimum value of the integral correction torque in the embodiment.

【図２２】スリップ量に応じた本実施例における積分補
正トルクの変化状態を表すグラフである。FIG. 22 is a graph showing a change state of an integral correction torque in the present embodiment according to a slip amount.

【図２３】本実施例における自動変速機の各変速段と補
正トルクに対応する補正係数との関係を表すマップであ
る。FIG. 23 is a map showing a relationship between each shift speed of the automatic transmission and a correction coefficient corresponding to a correction torque in the embodiment.

【図２４】本実施例における機関回転速度と要求駆動ト
ルクとアクセル開度との関係を表すマップである。FIG. 24 is a map showing a relationship among an engine rotation speed, a required drive torque, and an accelerator opening in the present embodiment.

【図２５】本実施例におけるスリップ制御の流れを表す
フローチャートである。FIG. 25 is a flowchart illustrating a flow of a slip control in the present embodiment.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

１１は機関、１２はトルクコンバータ、１３は自動変速
機、１４はＥＣＵ、１５はエアクリーナ、１６は燃焼
室、１７は吸気管、１８は吸気通路、１９はスロットル
弁、２０はスロットルボディ₁ ２１はスロットル軸、２
２はアクセルレバー、２３はスロットルレバー、２４は
筒部、２５はブシュ、２６はスペーサ、２７は座金、２
８はナット、２９はケーブル受け、３０はアクセルペダ
ル、３１はケーブル、３２はカラー、３３は爪部、３４
はストッパ、３５はねじりコイルばね、３６,３７はば
ね受け、３８はストッパピン、３９はねじりコイルば
ね、４０はアクチュエータ、４１はダイヤフラム、４２
は制御棒、４３は圧力室、４４は圧縮コイルばね、４５
はサージタンク、４６は接続配管、４７はバキュームタ
ンク、４８は逆止め弁、４９は配管、５０はトルク制御
用電磁弁、５１はプランジャ、５２は弁座、５３はば
ね、５４は配管、５５はトルク制御用電磁弁、５６はプ
ランジャ、５７はばね、５８は出力軸、５９R,５９Lは
前輪、６０R,６０Lは後輪、６１はセンターデフ、６２
は中間歯車、６３は太陽歯車、６４は遊星歯車、６５は
内歯歯車、６６は遊星キャリア、６７は前輪用出力軸、
６８は減速歯車、６９はフロントデフ、７０は後輪用出
力軸、７１は傘歯車群、７２はプロペラ軸、７３R,７３
Lは前車軸、７４は傘歯車群、７５はリヤディファレン
シャル、７６R,７６L後車軸、７７は油圧多板クラッ
チ、７８は油溜め、７９は油ポンプ、８０は圧力制御
弁、801はランド、802はランド、803はスプール、804は
戻しばね、８１は圧力スイッチ、８２はリリーフ弁、８
３はレデューシング弁、831はランド、832はランド、83
3はスプール、834は戻しばね、８４はクラッチ制御用電
磁弁、841はソレノイド、842は弁体、843戻しばね、８
５はスロットル開度センサ、８６はアクセル開度セン
サ、８７はクランク角センサ、８８は操舵ハンドル、８
９は操舵軸、９０は操舵角センサ、９１は前後加速度セ
ンサ、９２a,９２bは横加速度センサ、９３R,９３Lは前
輪回転センサ、９４R,９４Lは後輪回転センサ、９５は
アイドルスイッチ、９６はイグニッションキースイッ
チ、101は油路、102は分岐油路、103は排油路、104は油
路、105は油路、106は排油路、107は油路、108はオリフ
ィス、109は制御油路、110は排油路、201は積分演算
部、202は推定横加速度演算部、203は横加速度演算部、
204はフィルタ部、205は上限クリップ部、206はフィル
タ部、207はトルク換算部、208はクリップ部、209は走
行抵抗算出部、210は加算部、211はコーナリングドラッ
グ補正量算出部、212は加算部、213は可変クリップ部、
214は減算部、215は駆動輪速選択部、216は乗算部、217
は加速度補正部、218は加算部、219は旋回補正部、220
は乗算部、221は減算部、222は減算部、223はクリップ
部、224は乗算部、225は乗算部、226は積分演算部、227
は乗算部、228は加算部、229は微分演算部、230は乗算
部、231はクリップ部、232は加算部、233は乗算部、234
はクリップ部、235は開始・終了判定部、236は微分演算
部である。又、Ａはスタビリティファクタ、Ｆ_Sはスリ
ップ制御中フラグ、Ｇ_sはスリップ量変化率、Ｇ_Xは前後
加速度、Ｇ_XFは修正前後加速度、Ｇ_Yは横加速度、Ｇ_YF
は修正横加速度、Ｇ_YEは推定横加速度、Ｋ_Dは微分係
数、Ｋ_Pは比例係数、Ｎ_Eは機関回転速度、Ｓはタイヤの
スリップ率、Ｓ_Oは目標スリップ率、ｓはスリップ量、
Ｔ_Bは基準駆動トルク、Ｔ_BLは基準駆動トルクの最小
値、Ｔ_Cはコーナリングドラッグ補正トルク、Ｔ_Dは微分
補正トルク、Ｔ_dは要求駆動トルク、Ｔ_Iは積分補正トル
ク、Ｔ_ILは積分補正トルクの最小値、Ｔ_Oは目標駆動ト
ルク、Ｔ_Pは比例補正トルク、Ｔ_PIは比例積分補正トル
ク、Ｔ_PIDは最終補正トルク、Ｔ_Rは走行抵抗、ΔＴ_Iは
積分定数、Ｖは車速、Ｖ_Dは駆動輪速、Ｖ_FOは目標駆動
輪速、Ｖ_FSは補正トルク算出用目標駆動輪速、Ｖ_Kはス
リップ補正量、Ｖ_KCはスリップ補正量、δ_Hは旋回角、
θ_Aはアクセル開度、ρ_dは差動歯車減速比、ρ_KIは補正
係数、ρ_KPは補正係数、ρ_mは自動変速機の変速比、ρ_T
はトルクコンバータ比である。11 engine, 12 is a torque converter, 13 an automatic transmission, 14 ECU, 15 an air cleaner, 16 a combustion chamber, 17 is an intake pipe, 18 an intake passage, 19 throttle valve 20 throttle body ₁ 21 Throttle shaft, 2
2 is an accelerator lever, 23 is a throttle lever, 24 is a cylinder, 25 is a bush, 26 is a spacer, 27 is a washer,
8 is a nut, 29 is a cable receiver, 30 is an accelerator pedal, 31 is a cable, 32 is a collar, 33 is a claw, 34
Is a stopper, 35 is a torsion coil spring, 36 and 37 are spring receivers, 38 is a stopper pin, 39 is a torsion coil spring, 40 is an actuator, 41 is a diaphragm, 42
Is a control rod, 43 is a pressure chamber, 44 is a compression coil spring, 45
Is a surge tank, 46 is a connection pipe, 47 is a vacuum tank, 48 is a check valve, 49 is a pipe, 50 is a solenoid valve for torque control, 51 is a plunger, 52 is a valve seat, 53 is a spring, 54 is a pipe, 55 Is a solenoid valve for controlling torque, 56 is a plunger, 57 is a spring, 58 is an output shaft, 59R and 59L are front wheels, 60R and 60L are rear wheels, 61 is a center differential, 62
Is an intermediate gear, 63 is a sun gear, 64 is a planetary gear, 65 is an internal gear, 66 is a planetary carrier, 67 is an output shaft for a front wheel,
68 is a reduction gear, 69 is a front differential, 70 is a rear wheel output shaft, 71 is a bevel gear group, 72 is a propeller shaft, 73R, 73
L is a front axle, 74 is a bevel gear group, 75 is a rear differential, 76R, 76L rear axle, 77 is a hydraulic multi-plate clutch, 78 is an oil sump, 79 is an oil pump, 80 is a pressure control valve, 801 is a land, 802 Is a land, 803 is a spool, 804 is a return spring, 81 is a pressure switch, 82 is a relief valve, 8
3 is a reducing valve, 831 is a land, 832 is a land, 83
3 is a spool, 834 is a return spring, 84 is a solenoid valve for clutch control, 841 is a solenoid, 842 is a valve body, 843 return spring, 8
5 is a throttle opening sensor, 86 is an accelerator opening sensor, 87 is a crank angle sensor, 88 is a steering wheel, 8
9 is a steering shaft, 90 is a steering angle sensor, 91 is a longitudinal acceleration sensor, 92a and 92b are lateral acceleration sensors, 93R and 93L are front wheel rotation sensors, 94R and 94L are rear wheel rotation sensors, 95 is an idle switch, and 96 is an ignition switch. Key switch, 101 is an oil line, 102 is a branch oil line, 103 is a drain line, 104 is an oil line, 105 is an oil line, 106 is an oil line, 107 is an oil line, 108 is an orifice, and 109 is a control oil line. , 110 is an oil drainage channel, 201 is an integral operation unit, 202 is an estimated lateral acceleration operation unit, 203 is a lateral acceleration operation unit,
204 is a filter unit, 205 is an upper limit clip unit, 206 is a filter unit, 207 is a torque conversion unit, 208 is a clip unit, 209 is a running resistance calculation unit, 210 is an addition unit, 211 is a cornering drag correction amount calculation unit, 212 is Addition section, 213 is a variable clip section,
214 is a subtraction section, 215 is a driving wheel speed selection section, 216 is a multiplication section, 217
Is an acceleration correction unit, 218 is an addition unit, 219 is a turning correction unit, 220
Is a multiplication unit, 221 is a subtraction unit, 222 is a subtraction unit, 223 is a clipping unit, 224 is a multiplication unit, 225 is a multiplication unit, 226 is an integration operation unit, 227
Is a multiplication unit, 228 is an addition unit, 229 is a differentiation operation unit, 230 is a multiplication unit, 231 is a clipping unit, 232 is an addition unit, 233 is a multiplication unit, and 234
Denotes a clip unit, 235 denotes a start / end determination unit, and 236 denotes a differential operation unit. A is a stability factor, F _S is a slip control flag, G _s is a slip rate change rate, G _X is longitudinal acceleration, G _XF is corrected longitudinal acceleration, G _Y is lateral acceleration, and G _YF
The modified lateral acceleration, G _YE is estimated lateral acceleration, K _D is a differential coefficient, K _P is a proportionality coefficient, N _E is engine speed, S is the slip ratio of the tire, S _O is the target slip ratio, s is slip amount,
T _B is the reference drive torque, T _BL is the minimum value of the reference drive torque, T _C is the cornering drag correction torque, T _D is the differential correction torque, T _d is the required drive torque, T _I is the integration correction torque, and T _IL is the integration. The minimum value of the correction torque, T _O is the target drive torque, T _P is the proportional correction torque, T _PI is the proportional-integral correction torque, T _PID is the final correction torque, T _R is the running resistance, ΔT _I is the integration constant, and V is the vehicle speed. , V _D is the drive wheel speed, V _FO is the target drive wheel speed, V _FS correction torque calculation target driven wheel speed, V _K slip correction amount, V _KC slip correction amount, [delta] _H is the turning angle,
θ _A is the accelerator opening, ρ _d is the differential gear reduction ratio, ρ _KI is the correction coefficient, ρ _KP is the correction coefficient, ρ _m is the transmission ratio of the automatic transmission, ρ _T
Is the torque converter ratio.

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (56)参考文献 特開 昭58−54270（ＪＰ，Ａ) 特開 昭61−31749（ＪＰ，Ａ) 特表 平４−501749（ＪＰ，Ａ) 特開 平３−258934（ＪＰ，Ａ) 特開 平３−242436（ＪＰ，Ａ) 特開 平３−92435（ＪＰ，Ａ) 特開 昭61−235231（ＪＰ，Ａ) 特開 平３−258935（ＪＰ，Ａ) 特開 平３−258937（ＪＰ，Ａ) ──────────────────────────────────────────────────続 き Continuation of the front page (56) References JP-A-58-54270 (JP, A) JP-A-61-31749 (JP, A) JP-A-4-501749 (JP, A) 258934 (JP, A) JP-A-3-242436 (JP, A) JP-A-3-92435 (JP, A) JP-A-61-235231 (JP, A) JP-A-3-258935 (JP, A) JP-A-3-258937 (JP, A)

Claims (1)

(57)【特許請求の範囲】(57) [Claims] 【請求項１】 運転者による操作とは独立に機関の駆動
トルクを低減させるトルク低減手段と、車両の前後方向
の加速度を検出する前後加速度検出手段と、この前後加
速度検出手段からの検出信号に基づいて前記機関の基準
となる駆動トルクを設定する基準駆動トルク設定手段
と、この基準駆動トルク設定手段により設定された基準
駆動トルクから駆動輪の周速度に基づいて前記機関の目
標となる駆動トルクを設定する目標駆動トルク設定手段
と、前記機関の駆動トルクがこの目標駆動トルク設定手
段により設定された目標駆動トルクとなるように前記ト
ルク低減手段の作動を制御する電子制御ユニットとを有
する車両において、この車両の旋回中に発生する左右方
向の加速度を算出する横加速度演算手段と、この横加速
度演算手段により算出される前記左右方向の加速度の大
きさに応じて前記基準駆動トルク設定手段に出力される
前記前後方向の加速度の最大値を制限する前後加速度制
限器とを具えたことを特徴とする車両の出力制御装置。1. A torque reducing means for reducing a driving torque of an engine independently of an operation by a driver, a longitudinal acceleration detecting means for detecting a longitudinal acceleration of a vehicle, and a detection signal from the longitudinal acceleration detecting means. Reference drive torque setting means for setting a reference drive torque for the engine based on the reference drive torque set by the reference drive torque setting means, and a target drive torque for the engine based on the peripheral speed of the drive wheels. And a control unit for controlling the operation of the torque reducing means so that the driving torque of the engine becomes the target driving torque set by the target driving torque setting means. A lateral acceleration calculating means for calculating a lateral acceleration generated during turning of the vehicle; and a lateral acceleration calculating means for calculating the lateral acceleration. A longitudinal acceleration limiter for limiting a maximum value of the longitudinal acceleration output to the reference driving torque setting means according to the magnitude of the lateral acceleration to be outputted. Control device.