JP2897590B2 - 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、四輪駆動形式の車両に
おいて、車両の加速時等に、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するものである。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a four-wheel drive type vehicle which, when the vehicle is accelerating, rapidly reduces the driving torque of the engine in accordance with the slip amount so that the vehicle can travel safely. The present invention relates to an output control device for a 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
結路等の路面を二輪駆動形式（２ＷＤ）の車両が発進や
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、熟練者であっても非常に難しいものである。2. Description of the Related Art A two-wheel drive (2WD) vehicle starts or runs on a road surface having a low coefficient of friction, such as a snowy road or an icy road, where the road surface condition changes suddenly while the vehicle is running. In this case, the drive wheels may run idle. In such a case, it is very difficult even for 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
られている。そして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 causes the output to be controlled has been considered. And, it has been announced that the driver can select between running using the output control device and normal running in which the output of the engine is controlled according to the amount of depression of the accelerator pedal, if necessary. .

【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、
次のものを挙げることができる。即ち、まず車両の走行
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
す。次に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
トルクを設定する。そして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。[0004] Among those related to the output control of the vehicle based on such a viewpoint, those that are conventionally known include:
The following can be mentioned. That is, first, the traveling speed of the vehicle (hereinafter, referred to as the vehicle speed) and the rotational speed of the drive wheels are detected, and the difference between them is regarded as the slip amount of the drive wheels. Next, the feedback correction torque calculated based on the slip amount of the drive wheels and the like is subtracted from the reference drive torque calculated based on the acceleration along the longitudinal direction of the vehicle (hereinafter referred to as longitudinal acceleration). To set the target drive torque of the engine. Then, the opening degree of the throttle valve, the ignition timing, and the like are controlled so that the driving torque of the engine becomes the target driving torque.

【０００５】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。更に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。[0005] Incidentally, 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 more specific configuration, a configuration in which the compression ratio of the engine is reduced may be employed.

【０００６】[0006]

【発明が解決しようとする課題】上述した従来の「車両
の出力制御装置」は、２ＷＤ車両に適用するものであっ
た。四輪駆動形式（４ＷＤ）の車両では４輪が全て回転
駆動するため、２ＷＤ車両に適用する「車両の出力制御
装置」をそのまま用いることはできない。The above-mentioned conventional "vehicle output control apparatus" has been applied to a 2WD vehicle. In a four-wheel drive (4WD) vehicle, all four wheels are rotationally driven, so the "vehicle output control device" applied to a 2WD vehicle cannot be used as it is.

【０００７】つまり従来の「車両の出力制御装置」では
車速と駆動輪の回転速度（周速度）との差を、駆動輪の
スリップ量とみなす。そしてスリップ量に応じて機関の
駆動トルクを低減する。こうすることにより、雪道や凍
結路などの滑りやすい路面での駆動輪のスリップを抑制
し、発進加速性能や操縦安定性を確保するのである。That is, in the conventional “vehicle output control device”, the difference between the vehicle speed and the rotational speed (peripheral speed) of the drive wheels is regarded as the slip amount of the drive wheels. Then, the driving torque of the engine is reduced according to the slip amount. By doing so, the slip of the drive wheels on slippery road surfaces such as snowy roads and frozen roads is suppressed, and the starting acceleration performance and steering stability are ensured.

【０００８】２ＷＤ車では非駆動輪（後輪）の回転速度
を車速とみなすことができる。また駆動輪の回転速度
は、２つの駆動輪の回転速度の平均から求めていた。と
ころが４ＷＤ車では４輪がすべて回転駆動するため、
「車速」及び「駆動輪回転速度」をどのようにして扱う
かが問題となる。In a 2WD vehicle, the rotation speed of the non-drive wheels (rear wheels) can be regarded as the vehicle speed. In addition, the rotation speed of the drive wheels was determined from the average of the rotation speeds of the two drive wheels. However, in a 4WD vehicle, all four wheels are rotationally driven,
How to deal with "vehicle speed" and "drive wheel rotation speed" is a problem.

【０００９】本発明は、上記実状に鑑み、４ＷＤの車両
に適用して有効な車両の出力制御装置を提供することを
目的とする。なお４ＷＤ車であっても、エンジンの高出
力化やスパイクタイヤの使用規制強化に伴い、スリップ
が発生する事態が生じる。そこで、本願発明者は、４Ｗ
Ｄ車にも「車両の出力制御装置」を採用して、車輪のス
リップを抑制しようとしたのである。The present invention has been made in view of the above circumstances, and has as its object to provide a vehicle output control device which is effective when applied to a 4WD vehicle. It should be noted that even in a 4WD vehicle, a situation occurs in which a slip occurs due to the increase in engine output and the tightening of use of spike tires. Therefore, the inventor of the present application proposes that
The vehicle D was also equipped with a "vehicle output control device" to suppress wheel slippage.

【００１０】[0010]

【課題を解決するための手段】上記課題を解決する本発
明の構成は、四輪駆動形式の車両を運転する運転者によ
る操作とは独立に、前記車両に搭載した機関の駆動トル
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
検出手段により検出した前後加速度を基に、前記機関の
基準となる基準駆動トルクを設定する基準駆動トルク設
定手段と、前後加速度，操舵軸の旋回角及び各車輪の回
転速度を基に車両の走行速度を演算する車速演算手段
と、車両の走行速度と、各車輪の回転速度のうち複数の
速度の平均速度との差をスリップ量とみなし、このスリ
ップ量に基づき補正トルクを求め、更に基準駆動トルク
から補正トルクを減じた目標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前記目
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、を有する車両の出力制
御装置であって、前記車速演算手段は、(1) 前後加速度
を基に推定車速を演算する推定車速演算部と、(2) 各車
輪の回転速度のうち早い方から所定番目のものを基準車
輪速として出力する基準車輪速選択部と、(3) 推定車速
と基準車輪速の一方を選んでこれを車速として出力する
車速選択出力部と、(4) 基準車輪速を微分した基準車輪
加速度が、前後加速度に比較用変数を加えた値よりも大
きくなったら、前記車速選択出力部における車速を、基
準車輪速から推定車速に切り換える第１の比較部と、
(5) 推定車速が基準車輪速よりも大きくなったら、前記
車速選択出力部における車速を、推定車速から基準車輪
速に戻す第２の比較部と、を備えており、しかも前記第
１の比較部では、比較用変数は、操舵軸の旋回角が所定
角よりも小さく所定角よりも大きいと大きくなっている
ことを特徴とする。SUMMARY OF THE INVENTION The present invention, which solves the above-described problems, reduces the driving torque of an engine mounted on a four-wheel drive type vehicle independently of the operation of the driver. Torque reducing means, longitudinal acceleration detecting means for detecting longitudinal acceleration of the vehicle, and reference driving torque setting for setting a reference driving torque as a reference for the engine based on the longitudinal acceleration detected by the longitudinal acceleration detecting means. Means, a vehicle speed calculating means for calculating the running speed of the vehicle based on the longitudinal acceleration, the turning angle of the steering shaft and the rotating speed of each wheel; an average of a plurality of speeds among the running speed of the vehicle and the rotating speed of each wheel. Target drive torque setting means for assuming a difference from the speed as a slip amount, obtaining a correction torque based on the slip amount, and further setting a target drive torque obtained by subtracting the correction torque from the reference drive torque An electronic control unit that controls the operation of the torque reduction unit so that the drive torque of the engine becomes the target drive torque, wherein the vehicle speed calculation unit includes: An estimated vehicle speed calculator that calculates an estimated vehicle speed based on the longitudinal acceleration, (2) a reference wheel speed selector that outputs a predetermined one of the rotational speeds of the wheels from the earlier as a reference wheel speed, and (3) A vehicle speed selection output unit that selects one of the estimated vehicle speed and the reference wheel speed and outputs it as a vehicle speed, and (4) a reference wheel acceleration obtained by differentiating the reference wheel speed is larger than a value obtained by adding a comparison variable to the longitudinal acceleration. A first comparison unit that switches the vehicle speed at the vehicle speed selection output unit from the reference wheel speed to the estimated vehicle speed;
(5) a second comparing unit for returning the vehicle speed at the vehicle speed selection output unit from the estimated vehicle speed to the reference wheel speed when the estimated vehicle speed becomes higher than the reference wheel speed, and further comprising the first comparison unit In the section, the comparison variable increases when the turning angle of the steering shaft is smaller than the predetermined angle and larger than the predetermined angle.

【００１１】[0011]

【作用】前述したように４ＷＤ車では「駆動輪回転速
度」及び「車速」をどのようにして求めるかが問題とな
る。そこで詳細は後述するが本願発明者は、「車両の出
力制御装置」を４ＷＤ車に適用するため、「駆動輪回転
速度」として複数の車輪の回転速度の平均、具体的には
４輪のうち最も速い車輪とその次に速い車輪の回転速度
の平均を用いることとした。また、速い方から３番目の
車輪を基準車輪とし、基準車輪のスリップがないとみな
したときには（この判定手法は後述）、基準車輪の回転
速度を車速とみなし、基準車輪のスリップが生じたとみ
なしたときには、スリップ発生時の基準車輪の回転速度
と加速度センサ信号から車速を推定演算していた。な
お、４輪のうち、スリップ発生中において車速に最も近
いのは１番遅い（速い方から４番目）の車輪であるた
め、速い方から４番目の車輪を基準車輪とすることも考
えられるが、車輪速度センサの断線等の故障などを考慮
して、精度は若干劣る傾向にあるが、３番目の車輪を基
準車両として車速を求めるようにした。As described above, in a 4WD vehicle, how to determine the "drive wheel rotational speed" and the "vehicle speed" is a problem. Therefore, although the details will be described later, the inventor of the present application applies the “vehicle output control device” to a 4WD vehicle, so the “drive wheel rotation speed” is an average of the rotation speeds of a plurality of wheels, specifically The average of the rotational speeds of the fastest wheel and the next fastest wheel was used. When the third wheel from the fastest wheel is used as a reference wheel and it is determined that there is no slip of the reference wheel (this determination method will be described later), the rotational speed of the reference wheel is regarded as the vehicle speed, and it is assumed that the slip of the reference wheel has occurred. At that time, the vehicle speed was estimated and calculated from the rotation speed of the reference wheel at the time of occurrence of slip and the acceleration sensor signal. Note that among the four wheels, the wheel closest to the vehicle speed during the occurrence of slip is the slowest (fourth from the fastest) wheel, so the fourth wheel from the fastest may be used as the reference wheel. Although the accuracy tends to be slightly lower in consideration of a failure such as a disconnection of the wheel speed sensor, the vehicle speed is determined using the third wheel as a reference vehicle.

【００１２】また、基準車輪の回転速度の微分値が、加
速度センサ信号を基に求めた値（前後加速度＋変数）よ
りも大きくなったことで、基準車輪のスリップが発生し
たとみなす。逆に、加速度センサ信号を基に推定演算し
て求めた車速が基準車輪の回転速度よりも大きくなった
ら、基準車輪のスリップがおさまったとみなす。When the differential value of the rotation speed of the reference wheel becomes larger than the value (longitudinal acceleration + variable) obtained based on the acceleration sensor signal, it is determined that the slip of the reference wheel has occurred. Conversely, when the vehicle speed obtained by the estimation calculation based on the acceleration sensor signal becomes higher than the rotation speed of the reference wheel, it is considered that the slip of the reference wheel has subsided.

【００１３】更に旋回時に補正をするようにしている。
即ち、旋回中には車輪の回転速度が乱れやすく、基準車
輪の回転速度を車速とみなすモードから、加速度センサ
信号を基に車速を推定演算するモードに入りやすい。こ
のとき、旋回中は、加速度センサの向きと車体進行のず
れや、加速度センサの応答遅れにより、加速度センサ信
号値は実車体加速度よりも小さくなる傾向にあり、推定
演算した車速が実際の車速よりも低くなる。このため駆
動輪回転速度と推定演算した車速との差が大きくなり、
大きなスリップが生じたと判定され、機関の駆動トルク
を低減する量が必要以上に大きくなり、加速不良とな
る。そこで本発明では、旋回時には、加速度センサ信号
に基づき車速を推定演算するモードに入りにくくすると
共に、車速を推定演算するモードに入ったときには、加
速度センサ信号を基に推定演算する車速を直進時のとき
よりも高めにする補正をするようにした。Further, correction is made during turning.
In other words, the rotation speed of the wheels is likely to be disturbed during turning, and it is easy to enter a mode for estimating and calculating the vehicle speed based on the acceleration sensor signal from a mode in which the rotation speed of the reference wheel is regarded as the vehicle speed. At this time, during a turn, the acceleration sensor signal value tends to be smaller than the actual vehicle acceleration due to a difference between the direction of the acceleration sensor and the vehicle traveling or a response delay of the acceleration sensor. Will also be lower. For this reason, the difference between the driving wheel rotation speed and the estimated and calculated vehicle speed increases,
It is determined that a large slip has occurred, and the amount by which the drive torque of the engine is reduced becomes unnecessarily large, resulting in poor acceleration. Therefore, according to the present invention, when turning, it is difficult to enter the mode for estimating and calculating the vehicle speed based on the acceleration sensor signal. Correction to make it higher than usual.

【００１４】[0014]

【実施例】図１は、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２はその駆動系の概念を表す。
両図に示すように、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 shows an intake / exhaust system according to an embodiment in which a vehicle output control apparatus according to the present invention is applied to a four-wheel drive type vehicle in which a hydraulic automatic transmission having four forward steps and one reverse step is incorporated. Represents the concept of a system. FIG. 2 shows the concept of the drive system.
As shown in both figures, the engine 11 includes a torque converter 12
The automatic transmission 13 is connected via the. 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).

【００１５】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
れている。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 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 frictional engagement elements which constitute a part of the automatic transmission 13 are incorporated therein. By controlling the on / off operation of energization of these shift control solenoid valves by the ECU 14, a shift operation to any one of four forward speeds and one reverse speed is smoothly achieved.

【００１６】先端側にエアクリーナ１５が取り付けられ
た呼気管１７は、機関１１の燃焼室１６に連通してい
る。吸気管１７の途中にはスロットルボディ２０が介装
されている。スロットルボディ２０には、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を組み込んでいる。An exhalation tube 17 having an air cleaner 15 attached to the distal end communicates with a combustion chamber 16 of the engine 11. A throttle body 20 is interposed in the intake pipe 17. The throttle body 20 incorporates a throttle valve 19 that changes an opening degree of an intake passage 18 formed by the intake pipe 17 to adjust an amount of intake air supplied into the combustion chamber 16.

【００１７】図１及び図３（筒状をなすスロットルボデ
ィ２０の部分の拡大断面構造を表す）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 FIGS. 1 and 3 (representing an enlarged sectional structure of a cylindrical throttle body 20), both ends of a throttle shaft 21 to which a throttle valve 19 is integrally fixed are attached to the throttle body 20. It is rotatably 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.

【００１８】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
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.

【００１９】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 is moved.
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.

【００２０】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
３３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３
８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 pressed against a claw 33 of a collar 32 integral with the accelerator lever 22 to urge the throttle valve 19 in an opening direction. A torsion coil spring 35 is mounted coaxially with the throttle shaft 21 via a pair of cylindrical spring receivers 36 and 37 fitted to the throttle shaft 21.
Also, a stopper pin 3 protruding from the throttle body 20 is provided.
The claw 33 of the collar 32 is pressed between the gear 8 and the accelerator lever 22 against the stopper 34 of the throttle lever 23 to urge the throttle valve 19 in the closing direction, thereby giving the accelerator pedal 30 a detent feeling. A torsion coil spring 39 is mounted on the cylinder portion 24 of the accelerator lever 22 via the collar 32 so as to be coaxial with the throttle shaft 21.

【００２１】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３
０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 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 the opening direction is provided in a pressure chamber 43 formed in the actuator 40. 44 are incorporated. Then, 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.
The throttle valve 19 is not opened unless the operator depresses 0.

【００２２】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
通している。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 downstream of the throttle body 20 to form a part of the intake passage 18
Is connected to a vacuum tank 47 via a connection pipe 46. The vacuum tank 47 and the connection pipe 46
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.

【００２３】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. 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.

【００２４】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 49 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.

【００２５】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
になっている。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 and torque control solenoid valves 50 and 55 based on the command from
The on / off of the energization of the power supply is duty-controlled. In the present embodiment, all of them constitute the torque reducing means of the present invention.

【００２６】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が図１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 ratio of the torque control solenoid valves 50 and 55 is 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 ratio of the torque control solenoid valves 50 and 55 is 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 inclined leftward in FIG. As a result, the throttle valve 19 is closed regardless of the depression amount of the accelerator pedal 30, and the driving torque of the engine 11 is forcibly reduced. In this way,
By adjusting the duty ratio of the torque control solenoid valves 50 and 55, the opening degree of the throttle valve 19 can be changed regardless of the depression amount of the accelerator pedal 30, and the drive torque of the engine 11 can be adjusted arbitrarily.

【００２７】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 of the throttle valves 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.

【００２８】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 has 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.

【００２９】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 has 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.

【００３０】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 through the reduction gear 68 and the front differential 69 to the front axle 7.
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.

【００３１】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 has 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.

【００３２】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る。そ
こでセンターデフ６１は前輪５９R,５９L側及び後輪６
０R,６０L側へ伝達される駆動トルクの配分割合を、例
えば３２：６８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。Therefore, by controlling the clutch engagement pressure with respect to the hydraulic multi-plate clutch 77, the hydraulic multi-plate clutch 77 is maintained in an arbitrary state from a completely released state to a state of being integrally engaged. It becomes possible. Therefore, the center differential 61 includes the front wheels 59R and 59L and the rear wheels 6
The distribution ratio of the drive torque transmitted to the 0R, 60L side can be controlled, for example, from about 32:68 to a ratio (for example, 60:40) corresponding to the ground load of these drive wheels.

【００３３】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).

【００３４】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.

【００３５】図４に、油圧多板クラッチ７７に対する圧
油制御回路の概念を示す。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101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。FIG. 4 shows the concept of a pressure oil control circuit for the hydraulic multi-plate clutch 77. As shown in FIG. 4, a hydraulic multi-plate clutch 77 is connected to an oil pump 79 for sucking oil in an oil reservoir 78 of the automatic transmission 13 via an oil passage 101 provided with a pressure control valve 80 on the way. ing. A pressure switch 81 that detects the oil pressure in the oil passage 101 is provided in the middle of the oil passage 101 between the hydraulic multi-plate clutch 77 and the pressure control valve 80, and a detection signal is output to the ECU 14. It has become.

【００３６】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.

【００３７】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ＥＣＵ１
４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 connecting the hydraulic multi-plate clutch 77 and the oil pump 79 and a second position connecting the hydraulic multi-plate clutch 77 and the oil reservoir 78 of the automatic transmission 13. Are switched to the ECU 1
The duty control is performed by an output signal from the control unit 4.

【００３８】図５に圧力制御弁８０の部分の具体的な油
圧制御回路を示す。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8
03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。FIG. 5 shows a specific hydraulic control circuit of the pressure control valve 80. As shown in FIG. 5, the pressure control valve 80 includes a land 801 that opens and closes an oil passage 101 that communicates the oil pump 79 and the hydraulic multi-plate clutch 77, and an opening and closing of a drain oil passage 103 that communicates with the oil sump 78. 802 and a spool 8 having these two lands 801 and 802 formed at the center and one end.
03, and a return spring 804 for urging the spool 803 rightward in the figure.

【００３９】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。The oil passage 104 branched from the oil passage 101 between the oil pump 79 and the pressure control valve 80 and the oil passage 105 facing the end surface 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.

【００４０】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, referred to as a reducing pressure), the spool 833 is caused 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 rightward in the drawing against the spring force of the return spring 834, and as a result, the oil passage 105
And the oil discharge passage 106 communicate with each other, and the pressure oil in the oil passage 105 is discharged from the oil discharge passage 106 through the reducing valve 83. Thus, the inside of the oil passage 105 is always maintained at a constant reducing pressure. It has become so.

【００４１】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.

【００４２】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.

【００４３】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 surface of the oil pump. As a result, the line pressure supplied from the oil pump 79 via the oil passage 101 becomes
The clutch pressure becomes the clutch engagement pressure by the pressure control valve 80 and is supplied to the hydraulic multiple disc clutch 77, so that the hydraulic multiple disc 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 is spooled by the spring force of the return spring 804 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.

【００４４】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-mentioned 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, the clutch engagement pressure increases as the duty ratio with respect to the clutch control solenoid valve 84 increases (i.e., the amount of energization increases). Has become.

【００４５】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 becomes lower right, and the duty ratio for the clutch control solenoid valve 84 is small (ie, the amount of energization 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).

【００４６】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.

【００４７】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 has 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). 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.

【００４８】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ＥＣ
Ｕ１４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,
Output signals from the steering angle sensor 90, the longitudinal acceleration sensor 91, the lateral acceleration sensors 92a and 92b, the front wheel rotation sensors 93R and 93L, the rear wheel rotation sensors 94R and 94L, the idle switch 95, and the ignition key switch 96 are respectively EC.
It is sent to U14.

【００４９】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、詳細は後述するが、
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と、前後輪の回転センサ９３R,９３L,９４R,
９４Lの信号を基に演算をすることにより、車速Ｖを求
めている。この車速Ｖを求める手法が本発明のポイント
である。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 a two-wheel drive type vehicle) 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. For this reason, although details will be described later,
The acceleration G _X longitudinal detected from the longitudinal acceleration sensor 91 in the present embodiment, the rotation sensor 93R of the front and rear wheels, 93L, 94R,
The vehicle speed V is obtained by calculating based on the 94L signal. The method of obtaining the vehicle speed V is the point of the present invention.

【００５０】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 the present 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. .

【００５１】図７に本実施例による制御の大まかな流れ
を示す。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。FIG. 7 shows a general flow of control according to this embodiment. As shown in FIG. 7, specifically, the control program of the present embodiment is started by turning on the ignition key switch 96. At step M1, first, the initial value of the steering shaft turning position is read and during the slip control described later. Initialization is performed such as resetting the flag F or the like or starting counting of the main timer every 15 milliseconds, which is the sampling period of the slip control.

【００５２】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。[0052] Then, ECU 14 is the longitudinal acceleration G _X based on the detection signals from various sensors at M2 in step, the lateral acceleration G _Y, and calculates a drive wheel speed V _D, etc., neutral steering shaft 89 Following this 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.

【００５３】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, in step M4, the ECU 14 controls 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.

【００５４】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，
５５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。When the driver operates the manual switch (not shown) to desire the slip control, the 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,
The duty ratio of 55 is controlled so that the vehicle can be driven safely without difficulty.

【００５５】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. As a result, the vehicle enters a normal driving state corresponding to the driver's depression amount of the accelerator pedal 30.

【００５６】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.

【００５７】ところで、本実施例では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,９
２bにより実際の横加速度Ｇ_Yを横加速度演算部203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 embodiment, the pair of lateral acceleration sensors 92a, 92
While detecting an actual lateral acceleration G _Y at lateral acceleration calculation unit 203 by 2b, 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 Predicted and actual lateral acceleration G _Y occurring in the vehicle
Previously predictable estimated lateral acceleration G _YE By utilizing preferentially, and corrects the reference driving torque T _B of the engine 11 in a state with little possibility of control delay with respect.

【００５８】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.

【００５９】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.

【００６０】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 ECUs 14 according to the equations (1) and (2) corresponds to the lateral acceleration detecting means. 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.

【００６１】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.

【００６２】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、スリップ
量ｓ（駆動輪速Ｖ_D−目標駆動輪速Ｖ_FO）に基づいて補
正し、目標駆動トルクＴ_Oを算出している。[0062] 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, slip amount s Correction is performed based on (drive wheel speed V _D -target drive wheel speed V _FO ) to calculate the target drive torque T _O.

【００６３】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、１番
目と２番目の大きさのものの平均を駆動輪速Ｖ_Dとして
採用している。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 rotational velocity data of the detected driving wheel by adopts the average of the first and second magnitude of what the drive wheel speed V _D.

【００６４】図９，図１０に機関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示す。両図に示す
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)を検出す
る。この前後加速度Ｇ_X(n)と、操舵角センサ９０により
検出した操舵軸８９の旋回角δ_Hと、前後輪の回転セン
サ９３R,９３L,９４R,９４Lの信号を基に、車速演算部3
00（詳細は図１１を基に説明する）により車速Ｖを演算
する。FIGS. 9 and 10 show calculation blocks for calculating the target drive torque T _O of the engine 11. As shown in both figures, the ECU 14 detects the current longitudinal acceleration G _{X (n)} of the vehicle based on the detection signal from the longitudinal acceleration sensor 91. Based on the longitudinal acceleration G _{X (n)} , the turning angle δ _H of the steering shaft 89 detected by the steering angle sensor 90, and the signals of the front and rear wheel rotation sensors 93R, 93L, 94R, and 94L, the vehicle speed calculation unit 3
The vehicle speed V is calculated from 00 (the details will be described with reference to FIG. 11).

【００６５】ここで車速演算部300の構成及び動作を、
図１１を基に説明する。この車速演算部300は、「車両
の出力制御装置」を４ＷＤ車両に適用するために導入し
たものであり、この部分が本発明のポイントとなるとこ
ろである。Here, the configuration and operation of the vehicle speed calculation unit 300 will be described.
This will be described with reference to FIG. The vehicle speed calculation unit 300 is introduced to apply the “vehicle output control device” to a 4WD vehicle, and this part is the point of the present invention.

【００６６】図１１に示すように、前後加速度センサ９
１から出力された前後加速度Ｇ_Xは、ローパスフィルタ3
01にてノイズ成分が除去されてフィルタ前後加速度Ｇ_Xf
となる。ピークホールド部302は、フィルタ前後加速度
Ｇ_Xfをピークホールド（ピーク後はある時定数でゆっく
り下げる）したピークホールド前後加速度Ｇ_XfPを出力
する。ピークホールドすることにより、前後加速度セン
サ９１の取付精度の不良，センサ自身の精度不良や応答
遅れ、道路勾配などを原因として、実際の車体加速度よ
りも小さい信号成分が出力されても、このような不良信
号成分を解くことができる。As shown in FIG. 11, the longitudinal acceleration sensor 9
Longitudinal acceleration G _X outputted from the 1 low-pass filter 3
In 01, the noise component is removed and the filter longitudinal acceleration G _Xf
Becomes The peak hold unit 302 outputs a peak hold longitudinal acceleration G _XfP obtained by peak-holding the filter longitudinal acceleration G _Xf (lower slowly after a peak with a certain time constant). By performing the peak hold, even if a signal component smaller than the actual vehicle body acceleration is output due to a poor mounting accuracy of the longitudinal acceleration sensor 91, a poor accuracy of the sensor itself, a response delay, a road gradient, or the like, such a component is output. A defective signal component can be solved.

【００６７】スイッチ部303は、車速Ｖ（この値は後述
するように図１１に示すこの車速演算部300により最終
的に決定したものである）が２０［km/h］以上であれば
フィルタ前後加速度Ｇ_Xfを選択して出力し、車速Ｖが２
０［km/h］未満であればピークホールド前後加速度Ｇ
_XfPを選択して出力する。ここではスイッチ部303にて選
択して出力された信号をスイッチ前後加速度Ｇ_XSWとす
る。車速Ｖが２０［km/h］以上であるときにはピークホ
ールドをしていないフィルタ前後加速度Ｇ_Xfを用いてい
るので、高摩擦係数の路面（高μ路面）から雪道等の低
摩擦係数の路面（低μ路面）に飛び込んで加速しても、
雪道等に入り込んだ時点からただちにその状況に応じた
前後加速度値が得られ、高摩擦係数の路面を走行してい
た時の高い前後加速度値の影響を受けることがなくな
り、正しいスリップ制御ができる。逆に言うと、車速Ｖ
が２０［km/h］以上であるときにピークホールド前後加
速度Ｇ _XfPを仮に用いたとすると、高μ路面から低μ路
面に飛び込んで加速すると、低μ₀路面に入っても高μ
路面のときのデーターをホールドしているため、高μ₀
路面並の加速をしているとして次段の推定車速演算部30
4で車速演算が行なわれ、推定車速Ｖ_Bが実際の車速から
大きくはずれ、正しいスリップコントロールができなく
なるのである。よって一度スムーズに発進した後は車速
Ｖが２０［km/h］以上であれば、フィルタ前後加速度Ｇ
_Xfを選択し、発進初期など車速Ｖが２０［km/h］未満で
あればピークホールド前後加速度Ｇ_XfPを選択する。The switch unit 303 controls the vehicle speed V (this value will be described later).
The vehicle speed calculation unit 300 shown in FIG.
Is 20 [km / h] or more
Filter longitudinal acceleration G_XfIs selected and output, and the vehicle speed V is 2
If less than 0 [km / h], peak hold longitudinal acceleration G
_XfPSelect and output. Here, select with switch unit 303
Selectively output signal is the switch longitudinal acceleration G_XSWToss
You. When the vehicle speed V is 20 km / h or more, the peak
Longitudinal acceleration G with no filtering_XfUsing
As a result, the road surface has a high coefficient of friction (high
Even if you dive into a road with low friction coefficient (low μ road) and accelerate,
Immediately after entering the snowy road, etc., adapted to the situation
The longitudinal acceleration value is obtained, and the vehicle is traveling on a road surface with a high coefficient of friction.
Is no longer affected by high longitudinal acceleration values
Thus, correct slip control can be performed. Conversely, vehicle speed V
When peak hold is more than 20 [km / h]
Speed G _XfPAssuming that is used, from the high μ road surface to the low μ road
When jumping into the surface and accelerating, low μ₀High μ even when entering the road surface
Because the data on the road surface is held, high μ₀
Assume that the vehicle is accelerating at the same level as the road surface.
The vehicle speed is calculated at 4 and the estimated vehicle speed V_BFrom the actual vehicle speed
Slip off greatly, unable to perform correct slip control
It becomes. Therefore, once the vehicle starts smoothly, the vehicle speed
If V is 20 [km / h] or more, filter longitudinal acceleration G
_XfIf the vehicle speed V is less than 20 [km / h]
If there is peak hold longitudinal acceleration G_XfPSelect

【００６８】推定車速演算部304は、スイッチ部303から
出力されたスイッチ前後加速度Ｇ_XSW及び操舵角センサ９
０から出力された操舵軸の旋回角δ_Hが入力されると、
次式(A)を用いて推定車速Ｖ_Bを演算する。 Ｖ_B＝Ｖ_B0＋∫β・Ｇ_XSW ｄｔ ・・・(A) 但し、Ｖ_B0は次段の車速選択出力部305が推定車速Ｖ_Bを
選択した時点での基準車輪速Ｖ₃の値である。また変数
βは、旋回角δ_Hが180°未満のときには図１２に示す小
さな特性値（時間の経過により変化する）をとり、旋回
角δ_Hが180°以上のときには図１３に示す大きな特性値
（一定値１.５）をとる。The estimated vehicle speed calculation unit 304 includes a switch longitudinal acceleration G _XSW output from the switch unit 303 and the steering angle sensor 9.
When the turning angle δ _H of the steering shaft output from 0 is input,
It calculates the estimated vehicle speed V _B using the following expression (A). V _B = V _B0 + ∫β · G _XSW dt (A) where V _B0 is the value of the reference wheel speed V _{3 when} the next-stage vehicle speed selection output unit 305 selects the estimated vehicle speed V _B. is there. The variable β takes a small characteristic value (changes over time) shown in FIG. 12 when the turning angle δ _H is less than 180 °, and a large characteristic value shown in FIG. 13 when the turning angle δ _H is 180 ° or more. (Constant value 1.5)

【００６９】結局、旋回角δ_Hが180°以上のときに、変
数βが大きく推定車速Ｖ_Bが大きくなるようにしている
（式(A)、図１１，図１２，図１３参照）。旋回中には
前後加速度センサ９１の向きと車体進行方向のずれや前
後加速度センサ９１の応答遅れにより、前後加速度Ｇ_X
（Ｇ_XSW）が実際の車体速度よりも低めに出る傾向にあ
るので、この不具合を、βの値を旋回角に応じて変化さ
せることにより補償しているのである。このため、旋回
時に推定車速Ｖ_Bが不要に小さくなってスリップが発生
したと判定し、機関の駆動トルクを下げて加速不良とな
る事態に入ることを回避することができる。As a result, when the turning angle δ _H is 180 ° or more, the variable β is increased and the estimated vehicle speed V _B is increased (see equation (A), FIGS. 11, 12 and 13). During the turn, the longitudinal acceleration G _{X is determined} by the difference between the direction of the longitudinal acceleration sensor 91 and the traveling direction of the vehicle body and the response delay of the longitudinal acceleration sensor 91.
Since (G _XSW ) tends to be lower than the actual vehicle speed, this problem is compensated for by changing the value of β according to the turning angle. Therefore, it is possible to avoid that the estimated vehicle speed V _B during turning is determined that slip has occurred becomes unnecessarily small, enters the situation that the poor acceleration by lowering the driving torque of the engine.

【００７０】一方、基準車輪速選択部306は、前後輪の
回転センサ９３R,９３L,９４R,９４Lから各車輪の回転
速度が入力されると、そのうち速い方から３番目の車輪
回転速度を選択しこれを基準車輪速Ｖ₃として出力す
る。基準車輪速Ｖ₃は車速選択出力部305と微分部307に
送られる。微分部307は基準車輪速Ｖ₃を微分して基準車
輪加速度Ｇ₃を演算して出力する。フィルタ308は基準車
輪加速度Ｇ₃をフィルタ処理してノイズ成分を除去しフ
ィルタ基準車輪加速度Ｇ_3fを出力する。On the other hand, when the rotation speed of each wheel is input from the rotation sensors 93R, 93L, 94R, 94L of the front and rear wheels, the reference wheel speed selection unit 306 selects the third wheel rotation speed from the faster one. and outputs it as the reference wheel velocity V _3. The reference wheel speed V ₃ is sent to the vehicle speed selection output unit 305 and the differentiating unit 307. Differentiating section 307 calculates and outputs a reference wheel acceleration G ₃ by differentiating the reference wheel speed V _3. Filter 308 a noise component is removed by the reference wheel acceleration G ₃ to filter outputs the filter reference wheel acceleration G _3f.

【００７１】比較部309は次式(B)で示す比較演算をす
る。 Ｇ_3f＞Ｇ_Xf＋α ・・・(B) 上式において変数α［m/S²］は図１４に示すように、操
舵軸の旋回角δ_H deg］により変える。即ちδ_Hが180°
未満であればα＝２.４５としδ_Hが180°以上であれば
α＝４.９とする。つまり旋回時には(B)式を成立しにく
くしている。なお(B)式が成立したということは、基準
とした車輪がスリップしたことを意味する。The comparison unit 309 performs a comparison operation represented by the following equation (B). G _3f > G _Xf + α (B) In the above equation, the variable α [m / S ² ] is changed according to the turning angle δ _H deg of the steering shaft as shown in FIG. That [delta] _H is 180 °
If less than α = 2.45, and if δ _H is 180 ° or more, α = 4.9. That is, it is difficult to satisfy the expression (B) when turning. The fact that the equation (B) is satisfied means that the reference wheel has slipped.

【００７２】比較部310は次式(C)で示す比較演算をす
る。 Ｖ_B≧Ｖ₃ ・・・(C) この(C)式が成立するということは基準車輪のスリップ
がなくなったということを意味する。The comparison unit 310 performs a comparison operation represented by the following equation (C). V _B ≧ V ₃ (C) The satisfaction of the expression (C) means that the slip of the reference wheel has disappeared.

【００７３】車速選択比較部305は、(B)式が成立する
と、接点305aから接点305bに切り換わり、出力している
車速Ｖを基準車輪速Ｖ₃から推定車輪速Ｖ_Bに変更する。
この場合、図１４に示すようにαの値を設定しているの
で、旋回時には(B)式が成立しにくく、車速ＶをＶ₃とす
るモードからＶ_Bとするモードへ変更されにくくしてい
る。即ち、旋回中には基準車輪速Ｖ₃が乱れやすく、フィ
ルタ基準車輪加速度Ｇ_3fも乱れやすく、この乱れ（本来
の動きではないノイズ的な動き）により、Ｇ_Xfに比べＧ
_3fが大きくなる傾向があるが、このような不良動作判定
を抑えるため、(B)式において旋回時のαの値を大きく
して(B)式を成立しにくくして、Ｖ₃モードからＶ_Bモー
ドへの切換をしにくくしている。[0073] the vehicle speed selection comparison unit 305, the formula (B) is satisfied, switches from the contact 305a to contact 305b, changes the vehicle speed V and outputs the estimated wheel speed V _B from the reference wheel velocity V _3.
In this case, since the set value of α as shown in FIG. 14, pivoting at the time and less likely to be changed to the mode to V _B from equation (B) is hardly established, the mode of the vehicle speed V and V ₃ I have. In other words, tends disturbed reference wheel speed V ₃ during the turning, the filter reference wheel acceleration G _3f also easily disturbed, this disturbance (noise movement other than its primary motion), G compared to G _Xf
Tend _{to 3f} increases, such to suppress the malfunction determination, and difficult to establish (B) by increasing the value of α during turning in formula (B) formula, V from V ₃ mode Switching to _B mode is difficult.

【００７４】また車速選択比較部305は、車速Ｖとして
推定車速Ｖ_Bを選んだ後に、(C)式が成立すると、接点30
5bから接点305aに切り換わり、出力している車速Ｖを推
定車速Ｖ_Bから基準車輪速Ｖ₃に変換する。[0074] The vehicle-speed SET comparing section 305, after selecting the estimated vehicle speed V _B as the vehicle speed V, the when satisfied equation (C), the contact 30
It switches from 5b to the contact 305a, converts the vehicle speed V which is output from the estimated vehicle speed V _B to the reference wheel speed V _3.

【００７５】結局、図１１に示す車速演算部300の動作
をまとめると、次のようになる。 (1) 車速Ｖとして、前後加速度Ｇ_Xを基に(A)式により演
算した推定車速Ｖ_Bか、４輪の車輪速のうち第３番目の
基準車輪速Ｖ₃のいずれかを用いる。 (2) 基準車輪がスリップしたとき、つまり(B)式が成立
したときには、車速Ｖを基準車輪速Ｖ₃から推定車速Ｖ_B
に切り替える。この場合(B)式中のαの値を調整し、旋
回時には切り替えをしにくくする。また(A)式において
βの値を調整し、旋回時の推定車速が小さくなりすぎる
ことを防止している。 (3) 基準車輪のスリップがないとき、つまり(C)式が成
立したときには、車速Ｖを推定車速Ｖ_Bから基準車輪速
Ｖ₃に戻す。After all, the operation of the vehicle speed calculator 300 shown in FIG. 11 is summarized as follows. (1) as the vehicle speed V, the or estimated vehicle speed V _B computed by the formula (A) based on the longitudinal acceleration G _X, using any of the wheel speed of the four wheels the third reference wheel speed V _3. (2) when the reference wheel slips, i.e. when the equation (B) is satisfied, the estimated vehicle speed V _B of the vehicle speed V from the reference wheel speed V ₃
Switch to In this case, the value of α in the expression (B) is adjusted to make it difficult to switch when turning. In the equation (A), the value of β is adjusted to prevent the estimated vehicle speed at the time of turning from becoming too low. (3) when there is no reference wheel slip, when that is the formula (C) is satisfied, return the vehicle speed V from the estimated vehicle speed V _B to the reference wheel speed V _3.

【００７６】かくして４ＷＤ車においても、図１１に示
す車速演算部300を用いることにより、車速Ｖを良好に
求めることができる。本発明のポイントとなる車速演算
部300の説明は、これにて終了する。次は図９，図１０
に戻り、目標駆動トルクＴ₀を算出するための演算ブロ
ックの説明を続ける。Thus, even in a 4WD vehicle, the vehicle speed V can be satisfactorily obtained by using the vehicle speed calculation section 300 shown in FIG. The description of the vehicle speed calculation unit 300, which is the point of the present invention, is now completed. Next is FIG. 9 and FIG.
The description of the calculation block for calculating the target drive torque T ₀ will be continued.

【００７７】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、車速演算部300にて算出された車速
Ｖが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。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 vehicle speed calculating section 300 are calculated by an estimated lateral acceleration calculating section which is one of the lateral acceleration calculating means.
The estimated lateral acceleration calculation unit 202 outputs
The estimated lateral acceleration G _YE is calculated by the equations (1) and (2).

【００７８】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 the steering angle sensor 90 becomes abnormal, 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 .

【００７９】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
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)｝］More 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 calculating section 203 and the filter section 204 are the other lateral acceleration calculating means. In the filter unit 204, the digital computation shown this fix from the currently calculated lateral acceleration G _{Y (n)} and corrected lateral acceleration G _YF previously calculated _(n-1) lateral acceleration G _{YF (n)} to the following formula Low pass processing is being performed. G _{YF (n)} = Σ [(20/256) · ｛G _{Y (n)} −
G _{YF (n-1)} ｝]

【００８０】図１５に、これら推定横加速度Ｇ_YE及び修
正横加速度Ｇ_YFの選択手順を示す。図１５に示すよう
に、ＥＣＵ１４はＹ１のステップにてまずフィルタ部20
4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。FIG. 15 shows a procedure for selecting the estimated lateral acceleration G _YE and the corrected lateral acceleration G _YF . As shown in FIG. 15, in step Y1, the ECU 14 first sets the filter unit 20
The modified lateral acceleration G _YF from 4 adopted, determines whether the slip control flag F _S is set at Y2 step.

【００８１】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.

【００８２】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, then 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.

【００８３】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 the present embodiment, 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.

【００８４】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、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１
６に示す如きマップから読み出し、前後加速度センサ９
１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 changed by the maximum longitudinal acceleration G _{X (n)} by the upper limit clip section 205 which is a longitudinal acceleration limiter. Clip to _{XM (n)} . This maximum longitudinal acceleration G _{XM (n)} is a graph _showing the relationship between the estimated lateral acceleration G _YE previously stored in the ECU 14 and the maximum longitudinal acceleration G _{XM (n)} .
6 is read from the map shown in FIG.
If the longitudinal acceleration G _{X (n)} detected from the value 1 is equal to or greater than the maximum longitudinal acceleration G _{XM (n)} ,
Clip to _{XM (n)} . Further, the filter unit 206 performs a filtering process described later for removing noise to calculate a corrected longitudinal acceleration G _XF .

【００８５】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１７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。As shown in FIG. 17, which represents the relationship between the slip ratio S of the tire and the coefficient of friction between the tire and the road surface, the processing in the filter unit 206 is performed in the longitudinal acceleration G _{X (n)} of the vehicle.
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.

【００８６】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.

【００８７】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。When the current longitudinal acceleration G _{X (n)} clipped to the maximum longitudinal acceleration G _{XM (n)} is _equal to or greater than 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)} .

【００８８】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.

【００８９】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。If the slip control flag F _S is not set, that is, if the driving torque of the engine 11 is not reduced by the slip control, the vehicle is decelerating, so G _{XF (n)} = G _{XF (n− 1) As} −0.002, a decrease in the corrected longitudinal acceleration G _XF is suppressed, and responsiveness to a request for acceleration of the vehicle by the driver is secured.

【００９０】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。Further, even when the slip amount s is positive, that is, when the front wheels 59R and 59L are slightly slipped in a state where the driving torque of the engine 11 is reduced by the slip control,
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.

【００９１】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.

【００９２】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.

【００９３】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。The corrected longitudinal acceleration G _XF , for which noise has been removed by the filter unit 204, is converted into a torque conversion unit 207.
The torque conversion may be performed after the torque conversion in the torque conversion unit 207.

【００９４】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 clipping unit 208 clips the value to 0 or more in order to prevent calculation errors. 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.

【００９５】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。[0095] 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.

【００９６】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１８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。[0096] 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. 18. 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.

【００９７】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１９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 the present 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.

【００９８】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２０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。[0098] 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. 20, so that decrease stepwise in accordance with the time elapsed from the start of the slip control.

【００９９】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
速演算部215にてこれらのうち最も大きいものとその次
に大きいもののデータの平均から駆動輪速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 sets the average from the driving wheel speed V _D of the data as large as the next the largest of these by the driving wheel speed calculating unit 215, the vehicle speed V after setting the correction torque calculation target driving wheel speed V _FS on the basis of the target drive wheel speed V _FO calculated from,
This correction torque calculation target drive wheel speed V _{FS is changed} to the drive wheel speed V _D.
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 slip amount s obtained by subtracting the target drive torque T _O from the engine 11.

【０１００】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１７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 driving torque generated by the engine 11 when the vehicle is accelerating, as shown by the solid line in FIG. 17, the slip ratio S of the tire mounted on the driving wheel during traveling is determined by: 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.

【０１０１】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、前記車速演算部300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, based on the vehicle speed V output from the vehicle speed calculation unit 300, the target drive wheel speed _VFO is set by the multiplication unit 216 according to the following equation. V _FO = 1.1 · V

【０１０２】そして、ＥＣＵ１４は加速度補正部217に
て図２１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.

【０１０３】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１７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。[0103] 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.

【０１０４】一方、図１７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 one-dot chain 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.

【０１０５】そこで、旋回補正部219にて図２２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２２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.

【０１０６】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２２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２３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 ensure 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.

【０１０７】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 drive 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 straight traveling, and the acceleration performance of the vehicle slightly decreases. Good turning performance is ensured.

【０１０８】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 [0108] In this way, 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

【０１０９】次に、減算部222にて駆動輪速演算部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。[0109] Next, the driving wheel speed V _D calculated at drive wheel speed calculating 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.

【０１１０】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（図２７参照）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223でのクリップ処理後のスリップ量ｓに
応じて図２４に示すマップから読み出すようにしてい
る。As the proportional correction, the multiplier 224 multiplies the slip amount s by the proportional coefficient K _P to obtain a basic correction amount, and the multiplier 225 determines the basic correction amount in advance based on the speed ratio ρ _m of the automatic transmission 13. The proportional correction torque T _P is obtained by multiplying by the set correction coefficient ρ _KP (see FIG. 27). Note that the proportional coefficient K _P
Is read from the map shown in FIG. 24 according to the slip amount s after the clip processing in the clip unit 223.

【０１１１】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（図２７参照）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. Multiplied by a preset correction coefficient ρ _KI (see FIG. 27) based on the speed ratio ρ _m of the automatic transmission 13,
To obtain an integral correction torque T _I. 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.

【０１１２】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２５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２６に示す
ように変化する。However, this integral correction torque T _I includes the vehicle speed V
The minimum value T _IL as shown in the map of FIG. 25 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. 26.

【０１１３】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 a proportional-integral correction torque T _PI .

【０１１４】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２７
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.

【０１１５】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.

【０１１６】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)[0116] Thereafter, by adding these proportional integration correction torque T _PI and differential correction torque T _D at the addition unit 232, the above-mentioned reference driving torque final correction torque T _PID thereby obtained by the subtraction unit 214 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 and 90 of the front wheels 59R and 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)

【０１１７】 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。[0117] Where ρ_dIs the differential gear reduction ratio, ρ_TIs torque
Converter ratio and the automatic transmission 13
When performing a gear change operation, change the speed
Speed ratio ρ_mIs output. In other words, automatic
In the case of an upshifting operation of the transmission 13,
The speed ratio ρ of the high-speed gear at the time of signal output_mIf you adopt
As is clear from the above equation (4), the target drive
Luc T_OIncreased and engine 11 blew up
Output the signal to start shifting, and then complete the shifting operation.
For example, for 1.5 seconds, the target driving torque T_OThe smaller
Speed ratio ρ_mIs held,
1.5 seconds after the signal is output, the gear ratio ρ on the high speed side_mBut
Adopted. For the same reason, the automatic transmission 13
In the case of a shift operation, a low
Speed ratio ρ_mIs immediately adopted.

【０１１８】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 drive 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.

【０１１９】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。[0119] 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.

【０１２０】(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２８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 28 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.

【０１２１】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 judging section 235 judges the start of the slip control, it is judged that the slip control is ended. Then, the slip control flag F _S is reset, and the transmission of the target drive torque T _O is stopped.

【０１２２】(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 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, for a constant 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.

【０１２３】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, the slip control described below is performed. Perform control operations.

【０１２４】このスリップ制御の処理の流れを表す図２
９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. 9, the ECU 14 calculates the target drive torque T _O by detecting and calculating the various data described above in step S1, and this calculation is performed irrespective of the operation of the manual switch.

【０１２５】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。[0125] 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.

【０１２６】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.

【０１２７】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。[0127] If the slip amount change rate G _S is determined in step S4 is determined to be larger than 0.2 g, ECU 14 that is necessary for the required driving torque T _d of the driver to drive the vehicle at step S5 Minimum drive torque, eg 4kg
m, that is, whether the driver intends to drive the vehicle.

【０１２８】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。At 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.

【０１２９】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。If it is determined in step S7 that the slip control flag F _S is being set, the target drive torque T _O of the engine 11 is determined in step S8.
The target drive torque T _O for slip control calculated in advance by the equation (4) is adopted.

【０１３０】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。[0130] 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.

【０１３１】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.

【０１３２】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。[0132] 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.

【０１３３】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。[0133] 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.

【０１３４】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 drive 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.

【０１３５】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。[0135] 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.

【０１３６】[0136]

【発明の効果】以上実施例と共に具体的に説明したよう
に本発明によれば、前後加速度を基に演算した推定車速
か、４輪の車輪速のうち速い方から所定番目のものであ
る基準車輪速のいずれかを車両の走行速度とする。また
基準車輪速を微分した基準車輪加速度と、前後加速度に
比較用変数（α）を加えたものとを比較しており、前者
が大きくなったら車速を基準車輪速から推定車速に切り
換える。更に推定車体速と基準車輪速とを比較してお
り、前者が大きくなったら車速を推定車速から基準車輪
速に戻す。この場合、旋回走行時においては直進走行時
に比べ推定車速が大きくなるように演算をしている。こ
のようにすることにより旋回時においても推定車速が実
際の車速に近くなる。つまり旋回時には加速度センサの
特性により検出した前後加速度が実際の加速度よりも小
さくなる傾向にあるので、これを補償しているのであ
る。このようにして求めた車速を用いて車両の出力制御
をすることにより、スリップのない安定した走行ができ
る。According to the present invention, the estimated vehicle speed calculated on the basis of the longitudinal acceleration or the reference value which is the predetermined one of the four wheel speeds, according to the present invention. One of the wheel speeds is defined as the traveling speed of the vehicle. In addition, the reference wheel acceleration obtained by differentiating the reference wheel speed is compared with a value obtained by adding a comparison variable (α) to the longitudinal acceleration, and when the former becomes large, the vehicle speed is switched from the reference wheel speed to the estimated vehicle speed. Further, the estimated vehicle speed is compared with the reference wheel speed. When the former becomes larger, the vehicle speed is returned from the estimated vehicle speed to the reference wheel speed. In this case, the calculation is performed such that the estimated vehicle speed is higher during the turning travel than when traveling straight. By doing so, the estimated vehicle speed becomes close to the actual vehicle speed even when turning. In other words, when turning, the longitudinal acceleration detected by the characteristics of the acceleration sensor tends to be smaller than the actual acceleration, and this is compensated for. By controlling the output of the vehicle using the vehicle speed obtained in this way, stable running without slip can be achieved.

【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 an intake / exhaust system portion 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 with four forward stages and one reverse stage. It is.

【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】車速演算部を示すブロック図である。FIG. 11 is a block diagram illustrating a vehicle speed calculation unit.

【図１２】操舵軸の旋回角が１８０度未満のとき、推定
車速を演算する式に用いる変数βの特性を示す特性図で
ある。FIG. 12 is a characteristic diagram showing characteristics of a variable β used in an equation for calculating an estimated vehicle speed when the turning angle of the steering shaft is less than 180 degrees.

【図１３】操舵軸の旋回角が１８０度以上のとき、推定
車速を演算する式に用いる変数βの特性を示す特性図で
ある。FIG. 13 is a characteristic diagram showing characteristics of a variable β used in an equation for calculating an estimated vehicle speed when the turning angle of the steering shaft is 180 degrees or more.

【図１４】加速度センサで得た加速度と基準車輪加速度
とを比較演算するときに用いる変数αの特性を示す特性
図である。FIG. 14 is a characteristic diagram showing characteristics of a variable α used for comparing and calculating the acceleration obtained by the acceleration sensor and the reference wheel acceleration.

【図１５】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. 15 is a flowchart illustrating a procedure for selecting an estimated lateral acceleration and a corrected lateral acceleration in the embodiment.

【図１６】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. 16 is a map showing a relationship between an estimated lateral acceleration and a maximum longitudinal acceleration in the embodiment.

【図１７】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. 17 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１８】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. 18 is a map showing a relationship between a vehicle speed and a running resistance in the embodiment.

【図１９】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. 19 is a map showing a relationship between a turning angle of a steering shaft and a cornering drag correction torque in the embodiment.

【図２０】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. 20 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２１】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. 21 is a map showing a relationship between a corrected longitudinal acceleration and a slip correction amount in the present embodiment.

【図２２】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. 22 is a map showing a relationship between a lateral acceleration and a slip correction amount in the present embodiment.

【図２３】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. 23 is a map showing a relationship between a vehicle speed and a correction coefficient for a slip correction amount in the present embodiment.

【図２４】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. 24 is a map showing a relationship between a slip amount and a proportionality coefficient in the embodiment.

【図２５】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. 25 is a map showing the relationship between the vehicle speed and the minimum value of the integral correction torque in the embodiment.

【図２６】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. 26 is a graph illustrating a change state of an integral correction torque in the present embodiment according to a slip amount.

【図２７】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. 27 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２８】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. 28 is a map showing a relationship among an engine rotation speed, a required drive torque, and an accelerator opening in the present embodiment.

【図２９】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. 29 is a flowchart illustrating the flow of 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、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、20
5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、21
8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。300は車
速演算部、301はフィルタ、302はピークホールド部、30
3はスイッチ部、304は推定車速演算部、305は車速選択
出力部、306は基準車輪速選択部、307は微分部、308は
フィルタ部、309は比較部、310は比較部である。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_Xfはフィルタ前後加速度、Ｇ_XfPは
ピークホールド前後加速度、Ｇ_XSWはスイッチ前後加速
度、Ｇ₃は基準車輪加速度、Ｇ_3fはフィルタ基準車輪加
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、Ｖ₃は基準車輪速、Ｖ_Bは推定車速、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 is an engine, 12 is a torque converter, 13 is an automatic transmission
, 14 is ECU, 15 is air cleaner, 16 is combustion
Room, 17 is an intake pipe, 18 is an intake passage, 19 is a throttle
Valve, 20 is throttle body₁21 is a throttle shaft, 2
2 is an accelerator lever, 23 is a throttle lever, 24 is
Cylindrical part, 25 is a bush, 26 is a spacer, 27 is a washer, 2
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, and 36 and 37 are
38, stopper pin, 39 torsion coil
Here, 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
Link, 48 is a check valve, 49 is piping, 50 is torque control
Solenoid valve, 51 is a plunger, 52 is a valve seat, 53 is a
It should be noted that 54 is a pipe, 55 is a solenoid valve for controlling torque, and 56 is a valve.
Langer, 57 is a spring, 58 is an output shaft, 59R and 59L are
Front wheel, 60R, 60L are rear wheels, 61 is center differential, 62
Is an intermediate gear, 63 is a sun gear, 64 is a planetary gear, and 65 is
Internal gear, 66 is a planet carrier, 67 is an output shaft for front wheels,
68 is a reduction gear, 69 is a front differential, 70 is a rear wheel output
Force shaft, 71 is bevel gear group, 72 is propeller shaft, 73R, 73
L is the front axle, 74 is the bevel gear group, 75 is the rear differential
Charl, 76R, 76L rear axle, 77
H, 78 is oil reservoir, 79 is oil pump, 80 is pressure control
Valve, 801 is land, 802 is land, 803 is spool, 804 is
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 clutch control
Magnetic valve, 841 is solenoid, 842 is 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 axis, 90 is a steering angle sensor, 91 is a longitudinal acceleration sensor.
Sensors, 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
Idle switch, 96 is ignition key switch
H, 101 is an oil passage, 102 is a branch oil passage, 103 is a drain oil passage, 104 is oil
Road, 105 oil path, 106 oil drain, 107 oil path, 108 orifice
, 109 is the control oil passage, 110 is the drain oil passage, 202 is the estimated lateral acceleration
Degree calculation unit, 203 is lateral acceleration calculation unit, 204 is filter unit, 20
5 is the upper limit clip part, 206 is the filter part, 207 is the torque conversion
Calculation section, 208 is a clip section, 209 is a running resistance calculation section, 210 is
Adder 211, cornering drag correction amount calculator 212
Is an addition unit, 213 is a variable clip unit, 214 is a subtraction unit, 215 is
Drive wheel speed selector, 216 is a multiplier, 217 is an acceleration corrector, 21
8 is an adder, 219 is a turning corrector, 220 is a multiplier, and 221 is a subtractor.
Section, 222 is a subtraction section, 223 is a clip section, 224 is a multiplication section, 225
Is a multiplication unit, 226 is an integration operation unit, 227 is a multiplication unit, and 228 is an addition.
Unit, 229 is a differential operation unit, 230 is a multiplication unit, 231 is a clip
Section, 232 is an addition section, 233 is a multiplication section, 234 is a clip section, 235
Denotes a start / end determination unit, and 236 denotes a differential operation unit. 300 is a car
Speed calculation unit, 301 is a filter, 302 is a peak hold unit, 30
3 is a switch unit, 304 is an estimated vehicle speed calculation unit, and 305 is a vehicle speed selection
Output unit, 306 is a reference wheel speed selection unit, 307 is a differentiation unit, 308 is
A filter unit, 309 is a comparison unit, and 310 is a comparison unit. Also, A
Is the stability factor, F_SIs the flag during slip control.
G_sIs the slip rate change rate, G_XIs the longitudinal acceleration, G_XFIs
Corrected longitudinal acceleration, G_XfIs the longitudinal acceleration of the filter, G_XfPIs
Peak hold longitudinal acceleration, G_XSWIs acceleration before and after the switch
Degree, G_ThreeIs the reference wheel acceleration, G_3fIs the filter reference wheel
Speed, G_YIs the lateral acceleration, G_YFIs the corrected lateral acceleration, G_YEIs
Constant lateral acceleration, K_DIs the derivative, K_PIs the proportionality factor, N_EIs the machine
Seki rotation speed, S is the tire slip rate, S_OIs the target pickpocket
Ratio, s is the slip amount, T_BIs the reference drive torque, T_BL
Is the minimum value of the reference driving torque, T_CIs the cornering drag
Correction torque, T_DIs the differential correction torque, T_dIs the request drive
Luc, T_IIs the integral correction torque, T_ILIs the integral correction torque
Minimum value, T_OIs the target drive torque, T_PIs the proportional correction torque,
T_PIIs the proportional integral correction torque, T_PIDIs the final correction torque,
T_RIs the running resistance, ΔT _IIs the integration constant, V is the vehicle speed, V_DHa drive
Wheel speed, V_FOIs the target drive wheel speed, V_FSIs for correction torque calculation
Target drive wheel speed, V_KIs the slip correction amount, V_KCIs slip
Correction amount, V_ThreeIs the reference wheel speed, V_BIs the estimated vehicle speed, δ_HTurns
Angle, θ_AIs the accelerator opening, ρ_dIs the differential gear reduction ratio, ρ_KIIs
Correction factor, ρ_KPIs the correction coefficient, ρ_mIs the speed change of the automatic transmission
Ratio, ρ_TIs the torque converter ratio.

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (56)参考文献 特開 平４−293653（ＪＰ，Ａ) 特開 平３−43636（ＪＰ，Ａ) 特開 平１−113669（ＪＰ，Ａ) 特開 平１−113665（ＪＰ，Ａ) 特開 平１−262228（ＪＰ，Ａ) 特開 平４−103846（ＪＰ，Ａ) (58)調査した分野(Int.Cl.⁶，ＤＢ名) F02D 29/02 311 ────────────────────────────────────────────────── ─── Continuation of the front page (56) References JP-A-4-293365 (JP, A) JP-A-3-43636 (JP, A) JP-A-1-113669 (JP, A) JP-A-1- 113665 (JP, A) JP-A-1-262228 (JP, A) JP-A-4-103846 (JP, A) (58) Fields investigated (Int. Cl. ⁶ , DB name) F02D 29/02 311

Claims (1)

(57)【特許請求の範囲】(57) [Claims] 【請求項１】 四輪駆動形式の車両を運転する運転者に
よる操作とは独立に、前記車両に搭載した機関の駆動ト
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により検出した前後加速度を基
に、前記機関の基準となる基準駆動トルクを設定する基
準駆動トルク設定手段と、 前後加速度，操舵軸の旋回角及び各車輪の回転速度を基
に車両の走行速度を演算する車速演算手段と、 車両の走行速度と、各車輪の回転速度のうち複数の速度
の平均速度との差をスリップ量とみなし、このスリップ
量に基づき補正トルクを求め、更に基準駆動トルクから
補正トルクを減じた目標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前記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、を有する車両の出力制御装置であって、 前記車速演算手段は、 (1) 前後加速度に演算用変数を乗算したものに対して、
積分演算をして得た値を基に推定車速を演算する推定車
速演算部と、 (2) 各車輪の回転速度のうち早い方から所定番目のもの
を基準車輪速として出力する基準車輪速選択部と、 (3) 推定車速と基準車輪速の一方を選んでこれを車速と
して出力する車速選択出力部と、 (4) 基準車輪速を微分した基準車輪加速度が、前後加速
度に比較用変数を加えた値よりも大きくなったら、前記
車速選択出力部における車速を、基準車輪速から推定車
速に切り換える第１の比較部と、 (5) 推定車速が基準車輪速よりも大きくなったら、前記
車速選択出力部における車速を、推定車速から基準車輪
速に戻す第２の比較部と、を備えており、 しかも前記推定車速演算部では、演算用変数は、操舵軸
の旋回角が所定角よりも小さいと小さく所定角よりも大
きいと大きくなっている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 mounted on a vehicle independently of an operation by a driver who drives a four-wheel drive type vehicle, and before and after detecting a longitudinal acceleration of the vehicle. Acceleration detection means; reference drive torque setting means for setting a reference drive torque serving as a reference for the engine based on the longitudinal acceleration detected by the longitudinal acceleration detection means; longitudinal acceleration, a turning angle of a steering shaft, and Vehicle speed calculating means for calculating a running speed of the vehicle based on the rotation speed; a difference between the running speed of the vehicle and an average speed of a plurality of speeds among the rotation speeds of each wheel is regarded as a slip amount, and based on the slip amount, A target drive torque setting means for obtaining a correction torque and further setting a target drive torque obtained by subtracting the correction torque from the reference drive torque; An electronic control unit for controlling the operation of the torque reducing means, the vehicle speed control means, wherein the vehicle speed calculation means (1) multiplying the longitudinal acceleration by a calculation variable hand,
An estimated vehicle speed calculation unit that calculates an estimated vehicle speed based on a value obtained by performing an integration operation; and (2) a reference wheel speed selection that outputs a predetermined one of the rotational speeds of the wheels from the earlier as a reference wheel speed. (3) a vehicle speed selection output unit that selects one of the estimated vehicle speed and the reference wheel speed and outputs it as the vehicle speed; and (4) a reference wheel acceleration obtained by differentiating the reference wheel speed, A first comparison unit that switches the vehicle speed at the vehicle speed selection output unit from the reference wheel speed to the estimated vehicle speed when the estimated vehicle speed becomes larger than the added value; A second comparison unit that returns the vehicle speed at the selection output unit from the estimated vehicle speed to the reference wheel speed. In the estimated vehicle speed calculation unit, the calculation variable is such that the turning angle of the steering shaft is smaller than a predetermined angle. Small when small, large when larger than the specified angle The output control device for a vehicle, characterized in that it Tsu.