JPH09323561A - Control device for power transmission between right and left wheel for vehicle - Google Patents

Control device for power transmission between right and left wheel for vehicle

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JPH09323561A
JPH09323561A JP14730396A JP14730396A JPH09323561A JP H09323561 A JPH09323561 A JP H09323561A JP 14730396 A JP14730396 A JP 14730396A JP 14730396 A JP14730396 A JP 14730396A JP H09323561 A JPH09323561 A JP H09323561A
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vehicle
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禎 吉岡
Kaoru Sawase
薫 澤瀬
Kenichiro Shinada
健一郎 品田
Hiroyuki Suzuki
啓之 鈴木
Kazunori Ishiguro
和紀 石黒
Satoyuki Manabe
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Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To suppress the under-steering apt to be caused in accelerating turning of a vehicle, and stabilize the posture of the vehicle by calculating the output control quantity so as to temporarily increase the rotating propulsive force on the turning outer wheel side after the turning of the vehicle is started on the basis of the judgment whether the vehicle is under turning or not. SOLUTION: When transfer G (ggy) is a prescribed value or more, the basic control quantity tehd of accelerating turning control is set, and it is corrected according to acceleration or accelerator opening, or corrected according to multiplication of acceleration coefficients keh1, keh2 and vehicle speed, or multiplied by a vehicle speed coefficient keh3. Further, correction by a drift correction coefficient 5 (srp5) is performed to provide a final accelerating turning control quantity teh. This control quantity is outputted under the condition where it is not under control to tack-in. When the transfer G (ggy) is detected even if fine, the control quantity may be calculated so as to increase the rotating propulsive force of the turning outer wheel.

Description

【発明の詳細な説明】Detailed Description of the Invention

【０００１】[0001]

【発明の属する技術分野】本発明は、車両の左右輪の間
にそなえられ、この左右輪が駆動輪である場合には駆動
力配分を制御しながら左右輪へ伝達し、この左右輪が従
動輪である場合には左右輪に生じた回転力を左右輪間で
授受させる車両用左右輪間動力伝達制御装置に関し、特
に、車両の旋回時おける車体姿勢の安定性を高めるため
の左右輪間の動力伝達制御に用いて好適の、車両用左右
輪間動力伝達制御装置に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention is provided between left and right wheels of a vehicle. When the left and right wheels are driving wheels, the driving force distribution is transmitted to the left and right wheels while controlling the driving force distribution. The present invention relates to a power transmission control device for a left and right wheel for a vehicle, which transfers the rotational force generated in the left and right wheels between the left and right wheels when the wheel is a moving wheel, and in particular, between the left and right wheels for improving stability of a vehicle body posture during turning of a vehicle. The present invention relates to a power transmission control device for a left and right wheels for a vehicle, which is suitable for use in power transmission control.

【０００２】[0002]

【従来の技術】自動車では、その駆動輪である左右輪間
に、旋回時等に生じる差動を許容するための差動機構が
設けられているが、この差動機構では、左右輪のうちの
一方の車輪が例えば砂にはまるなどして空転すると、こ
の一方の車輪のみが回転して他方の車輪はほとんど回転
しなくなって、路面に駆動トルクを伝達できない状態が
生じることがある。2. Description of the Related Art In a motor vehicle, a differential mechanism is provided between left and right wheels, which are driving wheels, for allowing a differential generated at the time of turning or the like. If one of the wheels spins, for example, if it gets stuck in the sand, there may be a case where only one of the wheels rotates and the other wheel hardly rotates, and the driving torque cannot be transmitted to the road surface.

【０００３】そこで、このような場合に、その差動を制
限できる差動制限機構（ＬＳＤ＝リミテットスリップデ
フ）が開発されている。このような左右輪の差動制限機
構には、左右輪の回転速度差に比例するタイプのもの
や、入力トルクに比例するタイプのものがある。左右輪
回転速度差比例タイプには、液体の粘性を利用したＶＣ
（ビスカスカップリング）式ＬＳＤなどのものがあり、
車両の走行安定性を向上しうる利点がある。一方、入力
トルク比例タイプのものには、一般的なＬＯＭ（ロック
オートマチック）式ＬＳＤなどのフリクションタイプの
ものなどのメカニカルタイプのものがあり、車両の旋回
性能を向上しうる利点がある。Therefore, in such a case, a differential limiting mechanism (LSD = Limited Slip Differential) capable of limiting the differential has been developed. Such a left and right wheel differential limiting mechanism includes a type that is proportional to the rotational speed difference between the left and right wheels and a type that is proportional to the input torque. The right and left wheel rotation speed difference proportional type uses VC that utilizes the viscosity of the liquid.
(Viscous coupling) type LSD, etc.
There is an advantage that the running stability of the vehicle can be improved. On the other hand, the input torque proportional type includes a mechanical type such as a friction type such as a general LOM (lock automatic) type LSD, and has an advantage that the turning performance of the vehicle can be improved.

【０００４】しかしながら、上述のような各種の差動制
限機構では、その差動制御特性が物性などによって定ま
っており、必ずしも常に適切に差動制御を行なえるよう
に差動制御特性を調整できるようにはなっていない。ま
た、ＬＳＤを電子制御化したいわゆる電子制御ＬＳＤと
呼ばれるシステムもあるが、このようなものにおいても
車輪間のトルク移動は、高速側から低速側へのみに限ら
れており、したがって、例えば特に車両の旋回走行中等
に、その走行性能を十分に高めることまではできないも
のと考えられる。However, in the various differential limiting mechanisms described above, the differential control characteristics are determined by physical properties and the like, and the differential control characteristics can always be adjusted so that the differential control can always be appropriately performed. Has not become. There is also a system called an electronically controlled LSD in which the LSD is electronically controlled. However, even in such a system, the torque transfer between the wheels is limited only from a high speed side to a low speed side. It is considered that the traveling performance cannot be sufficiently improved during the turning traveling of the vehicle.

【０００５】そこで、本出願人は、大きなトルクロスや
エネルギロスを招かずに車両の種々の走行状態において
左右輪間でのトルク配分を行なえるようにすべく、例え
ば特開平５−１３１８５５号，特開平７−１０８８４０
号，特開平７−１０８８４１号，７−１０８８４２号，
特開平７−１０８８４３号，特開平７−１５６６８１号
の各公報等に開示されているような、車両用左右輪間ト
ルク移動制御装置を提案した。The applicant of the present invention has proposed, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. Hei 5-131855, which discloses that torque can be distributed between left and right wheels in various running states of a vehicle without causing a large torque loss or energy loss. Kaihei 7-108840
JP-A-7-108841, JP-A-7-108842,
Japanese Patent Laying-Open Nos. Hei 7-108843 and Hei 7-156681 have proposed a torque transfer control device for left and right wheels for a vehicle, as disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open Nos. Hei 7-108843 and Hei 7-156681.

【０００６】この左右輪間トルク移動制御装置は、同軸
上に配設された２つの回転体を互いに回転速度の異なる
状態で摺接させると、回転速度の高い方の回転体から回
転速度の低い方の回転体へとトルクが伝達するという特
性を利用したものである。すなわち、この装置は、例え
ば、差動装置に入力された回転速度又は一方の車輪軸の
回転速度を高速並びに低速に変速して出力する変速機構
と、この変速機構のそれぞれの出力を受けて差動装置又
は一方の車輪軸とは異なる回転速度で回転する複数の変
速連動部材と、左右輪のうちの他方の車輪軸と等しい速
度で回転する等速連動部材と、これらの変速連動部材と
等速連動部材との間に設けられた湿式多板クラッチ等の
複数のトルク伝達カップリングをそなえたものである。In this torque transfer control device between the left and right wheels, when two rotating bodies arranged coaxially are brought into sliding contact with each other at different rotational speeds, the rotating body having the higher rotational speed is rotated at the lower rotational speed. This utilizes the characteristic that torque is transmitted to the other rotating body. That is, for example, this device is provided with a transmission mechanism that changes the rotation speed input to the differential device or the rotation speed of one of the wheel shafts to high and low speeds and outputs the same, and receives the respective outputs of the transmission mechanism to make a difference. A plurality of speed change interlocking members that rotate at a rotation speed different from the driving device or one of the wheel shafts, a constant speed interlocking member that rotates at the same speed as the other wheel axle of the left and right wheels, and these speed change interlocking members. It is provided with a plurality of torque transmission couplings such as a wet multi-plate clutch provided between the transmission and the speed interlocking member.

【０００７】このような装置では、左右輪が例え等速で
回転していても、トルク伝達カップリングにおいては、
変速連動部材側と等速連動部材側とで回転速度が異なる
ため、湿式多板クラッチを係合させるなどしてトルク伝
達カップリングを作用させれば、変速連動部材側と等速
連動部材側とのうち速度の高い方から速度の低い方へと
トルクが伝達される。変速機構による変速度合を一定以
上に大きくしておけば、旋回時に回転速度の低い内輪側
から回転速度の高い外輪側へのトルク伝達も実現する。In such a device, even if the left and right wheels are rotating at a constant speed, the torque transmission coupling requires:
Since the rotational speed is different between the speed change interlocking member side and the constant speed interlocking member side, if the torque transmission coupling is actuated by engaging a wet multi-plate clutch or the like, the speed change interlocking member side and the constant speed interlocking member side become The torque is transmitted from the higher speed to the lower speed. If the degree of speed change by the speed change mechanism is set to be greater than or equal to a certain value, torque can be transmitted from the inner wheel having a lower rotation speed to the outer wheel having a higher rotation speed during turning.

【０００８】また、例えば湿式多板クラッチのようなト
ルク伝達カップリングでは、それぞれの湿式多板クラッ
チの係合の切換並びに係合度合等の制御を行なうことに
より、一方の車輪軸への伝達トルクを増加又は減少させ
たり、他方の車輪軸への伝達トルクを増加又は減少させ
たりすることができる。したがって、伝達トルク容量を
可変制御できるため、左右輪において所望の方向へ所望
の伝達トルク容量でトルクを伝達させることができる。In a torque transmission coupling such as a wet multi-plate clutch, for example, by controlling the switching of the engagement of each wet multi-plate clutch and the degree of engagement, the transmission torque to one wheel axle is controlled. Can be increased or decreased, and the transmission torque to the other wheel axle can be increased or decreased. Therefore, since the transmission torque capacity can be variably controlled, the torque can be transmitted to the left and right wheels in a desired direction with a desired transmission torque capacity.

【０００９】このような装置は、左右輪が駆動輪であっ
ても従動輪であっても適用でき、左右輪が駆動輪であれ
ば、エンジンからの駆動力の左右輪への配分を調整する
ことができ、左右輪が従動輪であれば、トルク伝達によ
って、トルク伝達をされる側の車輪は駆動力を受けるこ
とになり、トルク伝達をする側の車輪は制動力を受ける
ことになる。Such a device can be applied whether the left and right wheels are driving wheels or driven wheels, and if the left and right wheels are driving wheels, the distribution of the driving force from the engine to the left and right wheels is adjusted. If the left and right wheels are driven wheels, the wheels on the torque transmitting side will receive the driving force by the torque transmission, and the wheels on the torque transmitting side will receive the braking force.

【００１０】いずれにしても、左右の各車輪と路面との
間で発揮される駆動力又は制動力の大きさを左右不均衡
にし、これにより、車両にヨーモーメントを発生させて
車両の挙動を制御することができる。In any case, the magnitude of the driving force or the braking force exerted between the left and right wheels and the road surface is unbalanced in the left-right direction, whereby a yaw moment is generated in the vehicle and the behavior of the vehicle is changed. Can be controlled.

【００１１】[0011]

【発明が解決しようとする課題】ところで、上述のよう
な車両の左右輪間でトルクの伝達を行なえる装置では、
車両にヨーモーメントを発生させて車両の挙動を制御す
るにあたり、車両の走行状態に応じて車両に加えるべき
ヨーモーメントの方向や強さが異なってくるため、左右
輪間でのトルク伝達の方向や大きさをどのような観点か
ら制御するかが重要な課題となる。By the way, in a device capable of transmitting torque between the left and right wheels of a vehicle as described above,
In controlling the behavior of the vehicle by generating a yaw moment in the vehicle, the direction and strength of the yaw moment to be applied to the vehicle differ according to the running state of the vehicle, so the direction of torque transmission between the left and right wheels and An important issue is how to control the size.

【００１２】本発明は、上述の課題に鑑み創案されたも
ので、車両の走行状態に応じて左右輪間での動力伝達を
適切に制御できるようにして、所望の車両挙動の制御を
実現できるようにした、車両用左右輪間動力伝達制御装
置を提供することを目的とし、特に、旋回中における車
両の旋回特性を適正に向上させることができるようにし
た、車両用左右輪間動力伝達制御装置を提供することを
目的とする。The present invention was devised in view of the above-mentioned problems, and can realize desired control of vehicle behavior by appropriately controlling power transmission between the left and right wheels in accordance with the running state of the vehicle. It is an object of the present invention to provide a power transmission control device for a left and right wheels for a vehicle, and particularly, a power transmission control for a left and right wheels for a vehicle that can appropriately improve the turning characteristics of the vehicle during turning. The purpose is to provide a device.

【００１３】[0013]

【課題を解決するための手段】このため、請求項１記載
の本発明の車両用左右輪間動力伝達制御装置は、前輪又
は後輪の左右車輪間に関連して設けられ、動力装置から
の駆動力を該左右車輪のうちの少なくともいずれか一方
の左右車輪に伝達し、或いは該左右車輪の回転に伴う回
転力を該左右車輪間で授受させて、該左右車輪の回転推
進力を変化させる回転推進力配分調整機構と、車両の走
行状態に応じた上記回転推進力配分調整機構の出力制御
量を算出する制御量算出手段と、上記制御量算出手段で
算出された出力制御量に基づいて上記回転推進力配分調
整機構を制御する制御手段と、をそなえた車両用左右輪
間動力伝達制御装置において、上記制御量算出手段が、
上記車両が旋回中であるか否かの判定に基づいて該車両
の旋回開始後一時的に旋回外輪側の回転推進力を増大せ
しめるよう上記出力制御量を算出する加速旋回制御手段
をそなえていることを特徴としている。Therefore, the vehicle power transmission control device between the left and right wheels of the present invention according to claim 1 is provided in association with the left and right wheels of the front wheels or the rear wheels, and The driving force is transmitted to at least one of the left and right wheels, or the rotational force associated with the rotation of the left and right wheels is transmitted and received between the left and right wheels to change the rotational propulsive force of the left and right wheels. Based on the output control amount calculated by the rotational propulsion force distribution adjustment mechanism, the control amount calculation means for calculating the output control amount of the rotation propulsion force distribution adjustment mechanism according to the running state of the vehicle, and the control amount calculation means. A control means for controlling the rotational propulsive force distribution adjusting mechanism, and a vehicle power transmission control device between left and right wheels, comprising:
The vehicle is provided with an acceleration turning control means for calculating the output control amount so as to temporarily increase the rotational propulsive force on the turning outer wheel side after the turning of the vehicle is started based on the determination whether the vehicle is turning. It is characterized by that.

【００１４】請求項２記載の本発明の車両用左右輪間動
力伝達制御装置は、前輪又は後輪の左右車輪間に関連し
て設けられ、動力装置からの駆動力を該左右車輪のうち
の少なくともいずれか一方の左右車輪に伝達し、或いは
該左右車輪の回転に伴う回転力を該左右車輪間で授受さ
せて、該左右車輪の回転推進力を変化させる回転推進力
配分調整機構と、車両の走行状態に応じた上記回転推進
力配分調整機構の出力制御量を算出する制御量算出手段
と、上記制御量算出手段で算出された出力制御量に基づ
いて上記回転推進力配分調整機構を制御する制御手段
と、をそなえた車両用左右輪間動力伝達制御装置におい
て、上記制御量算出手段が、上記車両の旋回状態に対応
したヨー角又は左右車輪回転数差の目標値を算出又は記
憶する目標値算出手段と、上記目標値と上記車両におけ
る実際のヨー角又は左右車輪回転数差とを比較してこの
実際のヨー角又は左右車輪回転数差が該目標値に近づく
ように、上記回転推進力を変更するための上記出力制御
量を算出する回転推進力制御手段と、上記車両が旋回中
であるか否かの判定に基づいて該車両の旋回中には旋回
外輪側の回転推進力の増大度合が強化されるよう上記目
標値を変化させる加速旋回制御手段とをそなえているこ
とを特徴としている。According to another aspect of the present invention, there is provided a power transmission control device for a left and right wheels for a vehicle, which is provided between left and right wheels of a front wheel or a rear wheel, and a driving force from the power device is applied to the left and right wheels. A rotational propulsion force distribution adjusting mechanism that changes the rotational propulsion force of the left and right wheels by transmitting the rotational force to the at least one of the left and right wheels or transmitting and receiving the rotational force associated with the rotation of the left and right wheels between the left and right wheels, and a vehicle. Control amount calculating means for calculating an output control amount of the rotational propulsion force distribution adjusting mechanism according to the traveling state of the vehicle, and controlling the rotational propulsion force distribution adjusting mechanism based on the output control amount calculated by the control amount calculating means. In the vehicle power transmission control device between the left and right wheels, the control amount calculation means calculates or stores a target value of the yaw angle or the difference between the left and right wheel rotation speeds corresponding to the turning state of the vehicle. Target value calculator And comparing the target value with the actual yaw angle or the left / right wheel rotational speed difference in the vehicle, and changing the rotational propulsive force so that the actual yaw angle or the left / right wheel rotational speed difference approaches the target value. The rotational propulsion force control means for calculating the output control amount for controlling the rotational propulsion force and the degree of increase of the rotational propulsion force on the outer turning wheel side during the turning of the vehicle based on the determination as to whether or not the vehicle is turning. It is characterized in that it is provided with an acceleration turning control means for changing the target value so as to be strengthened.

【００１５】請求項３記載の本発明の車両用左右輪間動
力伝達制御装置は、前輪又は後輪の左右車輪間に関連し
て設けられ、動力装置からの駆動力を該左右車輪のうち
の少なくともいずれか一方の左右車輪に伝達し、或いは
該左右車輪の回転に伴う回転力を該左右車輪間で授受さ
せて、該左右車輪の回転推進力を変化させる回転推進力
配分調整機構と、車両の走行状態に応じた上記回転推進
力配分調整機構の出力制御量を算出する制御量算出手段
と、上記制御量算出手段で算出された出力制御量に基づ
いて上記回転推進力配分調整機構を制御する制御手段
と、をそなえた車両用左右輪間動力伝達制御装置におい
て、上記制御量算出手段が、上記車両の旋回状態に対応
したヨー角又は左右車輪回転数差の目標値を算出又は記
憶する目標値算出手段と、上記目標値と上記車両におけ
る実際のヨー角又は左右車輪回転数差とを比較してこの
実際のヨー角又は左右車輪回転数差が該目標値に近づく
ように、上記回転推進力を変更するための第１の制御量
を算出する定常旋回制御手段と、上記車両が旋回中であ
るか否かの判定に基づいて該車両の旋回中には旋回外輪
側の回転推進力を増大せしめるように、上記定常旋回制
御手段とは独立して上記回転推進力を変更するための第
２の制御量を算出する加速旋回制御手段とを有し、上記
第１及び第２の制御量のうち第２の制御量の方を優先的
に使用して、或いは該第１の制御量と該第２の制御量と
を総合して、上記出力制御量を算出することを特徴とし
ている。According to a third aspect of the present invention, there is provided a power transmission control device for a left and right wheels for a vehicle, which is provided in relation to left and right wheels of a front wheel or a rear wheel, and a driving force from the power device is applied to the left and right wheels. A rotational propulsion force distribution adjusting mechanism that changes the rotational propulsion force of the left and right wheels by transmitting the rotational force to the at least one of the left and right wheels or transmitting and receiving the rotational force associated with the rotation of the left and right wheels between the left and right wheels, and a vehicle. Control amount calculating means for calculating an output control amount of the rotational propulsion force distribution adjusting mechanism according to the traveling state of the vehicle, and controlling the rotational propulsion force distribution adjusting mechanism based on the output control amount calculated by the control amount calculating means. In the vehicle power transmission control device between the left and right wheels, the control amount calculation means calculates or stores a target value of the yaw angle or the difference between the left and right wheel rotation speeds corresponding to the turning state of the vehicle. Target value calculator And comparing the target value with the actual yaw angle or the left / right wheel rotational speed difference in the vehicle, and changing the rotational propulsive force so that the actual yaw angle or the left / right wheel rotational speed difference approaches the target value. A steady turning control means for calculating a first control amount for performing the turning control, and increasing the rotational propulsive force on the turning outer wheel side during turning of the vehicle based on the determination as to whether or not the vehicle is turning. And an acceleration turning control means for calculating a second control amount for changing the rotational propulsive force, independently of the steady turning control means, and a second control amount of the first and second control amounts. The output control amount is calculated by preferentially using the second control amount or by combining the first control amount and the second control amount.

【００１６】請求項４記載の本発明の車両用左右輪間動
力伝達制御装置は、前輪又は後輪の左右車輪間に関連し
て設けられ、動力装置からの駆動力を該左右車輪のうち
の少なくともいずれか一方の左右車輪に伝達し、或いは
該左右車輪の回転に伴う回転力を該左右車輪間で授受さ
せて、該左右車輪の回転推進力を変化させる回転推進力
配分調整機構と、車両の走行状態に応じた上記回転推進
力配分調整機構の出力制御量を算出する制御量算出手段
と、上記制御量算出手段で算出された出力制御量に基づ
いて上記回転推進力配分調整機構を制御する制御手段
と、をそなえた車両用左右輪間動力伝達制御装置におい
て、上記制御量算出手段が、上記車両のタックインを予
測してこれを抑制するように旋回内輪側の回転推進力が
増大するような第１の制御量を設定するタックイン対応
制御手段と、上記車両が旋回中であるか否かの判定に基
づいて、旋回中には旋回外輪側の回転推進力が増大する
ような第２の制御量を設定する加速旋回制御手段と、上
記車両の運転状態に応じて、上記タックイン対応制御手
段で設定された第１の制御量及び上記加速旋回制御手段
で設定された第２の制御量のうちのいずれか一方を選択
して、或いはこれらの第１および第２の制御量を総合し
て、上記出力制御量を設定する出力制御量設定手段とを
有することを特徴としている。According to a fourth aspect of the present invention, there is provided a power transmission control device for a left and right wheels between a vehicle and a front wheel or a rear wheel. The power transmission control device is provided in association with the left and right wheels. A rotational propulsion force distribution adjusting mechanism that changes the rotational propulsion force of the left and right wheels by transmitting the rotational force to the at least one of the left and right wheels or transmitting and receiving the rotational force associated with the rotation of the left and right wheels between the left and right wheels, and a vehicle. Control amount calculating means for calculating an output control amount of the rotational propulsion force distribution adjusting mechanism according to the traveling state of the vehicle, and controlling the rotational propulsion force distribution adjusting mechanism based on the output control amount calculated by the control amount calculating means. In the vehicle power transmission control device between the left and right wheels, the control amount calculation means predicts the tack-in of the vehicle and suppresses the tack-in of the vehicle, and the rotational propulsive force on the turning inner wheel side increases. First like Based on the tuck-in control means for setting the control amount and the judgment as to whether or not the vehicle is turning, the second control amount is set so that the rotational propulsive force on the turning outer wheel side increases during the turning. Either the first control amount set by the tuck-in response control unit or the second control amount set by the acceleration turn control unit according to the driving state of the vehicle. It is characterized in that it has an output control amount setting means for setting one of the above-mentioned output control amounts by selecting one or by combining these first and second control amounts.

【００１７】なお、好ましくは、タックインの予測は、
車両の高速旋回のような急旋回中に減速運転に移行した
こと等を検出することによって行なう。また、請求項５
記載の本発明の車両用左右輪間動力伝達制御装置は、請
求項４記載の装置において、上記タックイン対応制御手
段と上記加速旋回制御手段とが、上記車両の横加速度情
報に基づいて上記の各制御量を設定することを特徴とし
ている。Preferably, the tuck-in prediction is
This is performed by detecting that the vehicle has shifted to deceleration operation during a sharp turn such as a high-speed turn of the vehicle. In addition, claim 5
According to a fourth aspect of the present invention, there is provided a vehicle power transmission control device between left and right wheels according to the fourth aspect, wherein the tuck-in response control means and the acceleration turning control means are based on lateral acceleration information of the vehicle. It is characterized by setting the control amount.

【００１８】なお、各請求項の本発明の車両用左右輪間
動力伝達制御装置にかかる上記加速旋回制御手段は、操
舵応答性を高めるために車両に作用する横加速度を検出
して、この横加速度に応じて旋回外輪側の回転推進力が
増大するように、又は旋回外輪側の回転推進力の増大度
合が増加するように、回転推進力配分制御機構を制御す
る。また、急旋回つまり横加速度が所定値以上のときに
のみ、このような回転推進力配分制御機構の制御を行な
ってもよい。この場合の横加速度は、操舵角と車速とか
ら算出できる基準横加速度を用いてもよく、或いは、横
加速度センサにより検出した実横加速度を用いてもよ
い。The acceleration and turning control means of the vehicle power transmission control device for the left and right wheels according to the present invention detects lateral acceleration acting on the vehicle in order to improve steering response, and detects the lateral acceleration. The rotational propulsion force distribution control mechanism is controlled so that the rotational propulsion force on the turning outer wheel side increases or the degree of increase of the rotational propulsion force on the turning outer wheel side increases in accordance with the acceleration. Further, such control of the rotational propulsion force distribution control mechanism may be performed only when the vehicle makes a sharp turn, that is, when the lateral acceleration is equal to or greater than a predetermined value. As the lateral acceleration in this case, a reference lateral acceleration that can be calculated from the steering angle and the vehicle speed may be used, or an actual lateral acceleration detected by a lateral acceleration sensor may be used.

【００１９】さらに、好ましくは、加速旋回制御手段
は、操舵応答性をより高めるためにスロットル開度や前
後加速度によってゲイン調整して、スロットル開度や前
後加速度が大きいほど回転推進力を増大せしめるように
制御量又は目標値を設定するように構成する。さらに、
好ましくは、加速旋回制御手段は、車両の車体速によっ
てゲイン調整して、車体速がある一定値を越えると加速
旋回制御を禁止するように構成する。また、この車体速
にかかる一定値の近傍では徐々に加速旋回制御を減少さ
せるように設定してもよい。また、この場合の車体速
は、車輪速と、車両固有の定数（例えば、スタビリティ
ファクタ，ホイールベース，トレッド幅，ハンドルギヤ
比など）と、操舵角とにより算出することができる。Further, preferably, the acceleration turning control means adjusts the gain by the throttle opening and the longitudinal acceleration in order to further improve the steering response, and increases the rotational propulsive force as the throttle opening and the longitudinal acceleration increase. It is configured to set the control amount or the target value. further,
Preferably, the acceleration turning control means is configured to adjust the gain according to the vehicle body speed of the vehicle and prohibit the acceleration turning control when the vehicle body speed exceeds a certain value. Further, the acceleration turning control may be set to be gradually decreased in the vicinity of a constant value of the vehicle speed. In addition, the vehicle body speed in this case can be calculated from the wheel speed, a constant peculiar to the vehicle (for example, stability factor, wheel base, tread width, steering gear ratio, etc.) and the steering angle.

【００２０】[0020]

〔目次〕〔table of contents〕

１．本装置のシステム概要 １．１本装置のハードウェア構成の概念 １．２本装置のハードウェア構成 １．３本装置の制御概要 １．４本装置の制御により得ようとする作用及び効果 ２．本装置の制御内容 ２．１入力演算処理 ２．２ドリフト判定ロジック ２．３車両運動制御ロジック ２．３．１目標ΔＮ追従制御 ２．３．２加速旋回制御 ２．３．３タックイン対応制御 ２．３．４操舵過渡応答制御 ２．４路面μ推定 ２．４．１定常旋回時の路面μ推定 ２．４．２非線形旋回時の路面μ推定 ２．４．３発進時の路面μ推定 ２．４．４出力値設定 ２．５アクチュエータ駆動 ２．５．１比例弁・方向弁制御 ２．５．２油圧ポンプモータ制御 ２．５．３インジケータ表示制御 ２．５．４出力値設定 ３．本装置による効果 〔実施形態〕 １．本装置のシステム概要 １．１本装置のハードウェア構成の概念 まず、本装置のハードウェア構成の概念を説明すると、
本車両用左右輪間動力伝達制御装置は、同軸上に配設さ
れた２つの回転体を互いに回転速度の異なる状態で摺接
させると、回転速度の高い方の回転体から回転速度の低
い方の回転体へとトルクが伝達するという特性を利用し
たものである。1. 1. System outline of this device 1.1 Concept of hardware configuration of this device 1.2 Hardware configuration of this device 1.3 Outline of control of this device 1.4 Functions and effects to be obtained by control of this device 2. Control contents of this device 2.1 Input calculation process 2.2 Drift judgment logic 2.3 Vehicle motion control logic 2.3.1 Target ΔN tracking control 2.3.2 Accelerated turning control 2.3.3 Tuck-in compatible control 2 3.3.4 Steering transient response control 2.4 Road surface μ estimation 2.4.1 Road surface μ estimation during steady turning 2.4.2 Road surface μ estimation during non-linear turning 2.4.3 Road surface μ estimation during starting 2 4.4.4 Output value setting 2.5 Actuator drive 2.5.1 Proportional valve / directional valve control 2.5.2 Hydraulic pump motor control 2.5.3 Indicator display control 2.5.4 Output value setting 3. Effects of the present apparatus [Embodiment] 1. 1. System overview of this device 1.1 Concept of hardware configuration of this device First, the concept of hardware configuration of this device will be described.
The power transmission control device for left and right wheels for a vehicle, when two rotating bodies disposed coaxially are slid in contact with each other at different rotating speeds, the rotating body having the higher rotating speed has the lower rotating speed. This utilizes the characteristic that torque is transmitted to the rotating body.

【００２１】すなわち、図５に示すように、互いに同軸
上に設置された左輪側回転部材と右輪側回転部材とのう
ち一方（ここでは左輪側）の回転速度ＮＬが他方（ここ
では右輪側）の回転速度ＮＲよりも大きいと、このとき
の速度差、即ち、スリップ速度（＝ＮＬ−ＮＲ）と、摺
接力、即ち、左輪側回転部材と右輪側回転部材との押圧
力Ｐとに応じた大きさＴｃのトルクが、左輪側（図５
中、左側）から右輪側（図５中、右側）へと伝達され
る。That is, as shown in FIG. 5, the rotational speed NL of one (here, the left wheel side) of the left wheel side rotating member and the right wheel side rotating member installed coaxially with each other is the other (here, the right wheel side rotating member). Side), the speed difference at this time, namely, the slip speed (= NL-NR), and the sliding contact force, ie, the pressing force P between the left wheel side rotating member and the right wheel side rotating member. The torque of the magnitude Tc corresponding to the left wheel side (FIG. 5)
It is transmitted from the middle and left sides to the right wheel side (right side in FIG. 5).

【００２２】このように左輪側と右輪側との間で、左輪
側の方が右輪側よりも大きい状態であれば、左輪側から
右輪側へのトルク伝達を容易に行なうことが、右輪側の
方が左輪側よりも大きい状態とであれば、右輪側から左
輪側へのトルク伝達を容易に行なうことができる。そこ
で、本来、左右輪が等速で回転する領域においても、左
輪側の方が右輪側よりも大きい状態を実現するには、例
えば左輪側に左輪側の回転速度ＶＬを高速に変速する変
速機構を設ければ、左右輪が等速で回転していても、こ
の変速機構の出力を受ける左輪側部材と、右輪と等しい
速度ＶＲで回転する右輪側部材との間では、左輪側の回
転速度が右輪側よりも大きい状態を実現できる。また、
例えば右輪側に右輪側の回転速度ＶＲを低速に変速する
変速機構を設ければ、左右輪が等速で回転していても、
左輪と等しい速度ＶＬで回転する左輪側部材と、この変
速機構の出力を受ける右輪側部材との間では、左輪側の
回転速度が右輪側よりも大きい状態を実現できる。As described above, if the left wheel side is larger than the right wheel side between the left wheel side and the right wheel side, torque transmission from the left wheel side to the right wheel side can be easily performed. If the right wheel side is larger than the left wheel side, torque transmission from the right wheel side to the left wheel side can be easily performed. Therefore, in order to realize a state in which the left wheel side is larger than the right wheel side even in a region where the left and right wheels rotate at a constant speed, for example, a shift in which the left wheel side rotational speed VL is shifted to the left wheel side at a high speed. If the mechanism is provided, even if the left and right wheels rotate at a constant speed, the left wheel side between the left wheel side member receiving the output of the transmission mechanism and the right wheel side member rotating at the same speed VR as the right wheel. Can be realized in a state where the rotation speed of the wheel is higher than that of the right wheel. Also,
For example, if a transmission mechanism for shifting the rotation speed VR of the right wheel side to a low speed is provided on the right wheel side, even if the left and right wheels are rotating at a constant speed,
A state in which the rotation speed on the left wheel side is higher than that on the right wheel side can be realized between the left wheel side member rotating at the same speed VL as the left wheel and the right wheel side member receiving the output of the transmission mechanism.

【００２３】また、右輪側についても、これと左右対称
に構成すれば、右輪側の方が左輪側よりも大きい状態を
常に実現することができる。車両の旋回時には、旋回内
輪は旋回外輪よりも低速回転になるが、変速機構の変速
比の設定に応じて、車両の旋回時にも、内輪側の回転部
材を外輪側の回転部材よりも高い速度に変速することが
できる。If the right wheel side is also configured symmetrically to this, a state where the right wheel side is larger than the left wheel side can always be realized. When turning the vehicle, the turning inner wheel rotates at a lower speed than the turning outer wheel.However, depending on the speed ratio setting of the transmission mechanism, the turning member on the inner wheel side also has a higher speed than the rotating member on the outer wheel side during turning of the vehicle. Can be shifted.

【００２４】そして、このように速度差を与えられた左
輪側回転部材と右輪側回転部材との間にトルク伝達カッ
プリングを設ければ、このトルク伝達カップリングを適
当に作用させることで、一定の走行条件下では、左輪側
から右輪側へも、右輪側から左輪側へも常時トルク伝達
を行なうことができる。もちろん、最大舵角での旋回時
にも内輪側の駆動トルクが外輪側に伝達されるように、
変速機構による変速比を設定すれば、全走行条件下で、
左輪側から右輪側へも、右輪側から左輪側へも常時トル
ク伝達を行なうことができる。If a torque transmitting coupling is provided between the left wheel side rotating member and the right wheel side rotating member provided with the speed difference as described above, the torque transmitting coupling is made to act appropriately. Under certain traveling conditions, torque can be constantly transmitted from the left wheel side to the right wheel side and from the right wheel side to the left wheel side. Of course, even when turning at the maximum steering angle, the drive torque on the inner wheel side is transmitted to the outer wheel side,
By setting the gear ratio by the transmission mechanism, under all driving conditions,
Torque can be constantly transmitted from the left wheel side to the right wheel side and from the right wheel side to the left wheel side.

【００２５】また、湿式多板クラッチ機構などのトルク
伝達容量可変型のカップリングでは、係合圧力（押圧力
Ｐ）等に応じて伝達トルク量を調整することができる。
ところで、右輪側と左輪側との間に介装する変速機構及
びカップリングは、右輪側と左輪側との間に直接設ける
他に、例えば駆動輪の場合には、デファレンシャルの入
力部分と車輪側（右輪側又は左輪側）との間に、これら
の変速機構及びカップリングを設けるようにして、デフ
ァレンシャルの入力部分を介して、左輪側と右輪側との
間での動力伝達（トルク移動）を実現してもよい。In a coupling of variable torque transmission capacity such as a wet multi-plate clutch mechanism, the amount of transmission torque can be adjusted according to the engagement pressure (pressing force P) and the like.
Incidentally, the transmission mechanism and the coupling interposed between the right wheel side and the left wheel side are provided directly between the right wheel side and the left wheel side. By providing these transmission mechanisms and couplings between the wheel side (right wheel side or left wheel side), power transmission between the left wheel side and right wheel side via an input part of the differential ( Torque transfer).

【００２６】このような原理による車両の左右輪間での
動力伝達（トルク移動）は、左右輪が駆動輪であっても
従動輪であっても適用でき、左右輪が駆動輪であれば、
エンジンからの駆動力の左右輪への配分を調整すること
になり、左右輪が従動輪であれば、トルク伝達によっ
て、トルク伝達をされる側の車輪は駆動力を受けること
になり、トルク伝達をする側の車輪は制動力を受けるこ
とになる。いずれにしても、左右の各車輪と路面との間
で発揮される駆動力又は制動力の大きさを左右不均衡に
制御して、これにより、車両にヨーモーメントを発生さ
せて車両の挙動を制御することができる。Power transmission (torque transfer) between the left and right wheels of the vehicle according to such a principle can be applied to both the left and right wheels as driven wheels and driven wheels.
The distribution of the driving force from the engine to the left and right wheels will be adjusted. If the left and right wheels are driven wheels, the torque transmitting wheels will receive the driving force by torque transmission, and the torque transmission The wheel on the side that performs the braking receives the braking force. In any case, the magnitude of the driving force or the braking force exerted between each of the left and right wheels and the road surface is imbalanced in the left and right directions, thereby generating a yaw moment in the vehicle and thereby changing the behavior of the vehicle. Can be controlled.

【００２７】１．２本装置のハードウェア構成 次に、このような理論による本車両用左右輪間動力伝達
制御装置のハードウェア構成について図１，図２を参照
して説明する。 １．２．１本装置にかかる車両の動力伝達系の構成 本実施形態の車両用左右輪間動力伝達制御装置は、図１
に示すように、四輪駆動車の後輪にそなえられる。1.2 Hardware Configuration of the Apparatus Next, the hardware configuration of the power transmission control apparatus for left and right wheels for a vehicle based on the above-described theory will be described with reference to FIGS. 1.2.1 Configuration of Power Transmission System for Vehicle According to Apparatus The power transmission control apparatus for left and right wheels for a vehicle according to the present embodiment is shown in FIG.
As shown in the figure, it is provided on the rear wheel of a four-wheel drive vehicle.

【００２８】図１において、符号２はエンジンであり、
このエンジン２の出力はトランスミッション４及び中間
ギア機構６を介して差動歯車機構（＝センタディファレ
ンシャル、以下、センタデフという）８に伝達されるよ
うになっている。このセンタデフ８の出力は、一方にお
いて前輪用の差動歯車機構（＝フロントディファレンシ
ャル、以下、フロントデフという）１０を介して車軸１
２Ｌ，１２Ｒから左右の前輪１４，１６に伝達され、他
方においてベベルギヤ機構１８，プロペラシャフト２０
及びベベルギヤ機構２２，後輪用の差動歯車装置（＝リ
ヤディファレンシャル、以下、リヤデフという）２４を
介して車軸２６Ｌ，２６Ｒから左右の後輪２８，３０に
伝達されるようになっている。本左右輪間動力伝達制御
装置の回転推進力配分制御機構（以下、トルク移動機構
という）５０はこのリヤデフ２４の部分に設けられてい
る。In FIG. 1, reference numeral 2 denotes an engine,
The output of the engine 2 is transmitted to a differential gear mechanism (= center differential, hereinafter, referred to as a center differential) 8 via a transmission 4 and an intermediate gear mechanism 6. The output of the center differential 8 is transmitted to the axle 1 via a front differential gear mechanism (= front differential, hereinafter referred to as front differential) 10 on the one hand.
2L, 12R to the left and right front wheels 14, 16, while the bevel gear mechanism 18, the propeller shaft 20
The transmission is transmitted from the axles 26L, 26R to the left and right rear wheels 28, 30 via a bevel gear mechanism 22, and a rear wheel differential gear device (= rear differential, hereinafter, referred to as a rear differential) 24. A rotary propulsion force distribution control mechanism (hereinafter, referred to as a torque movement mechanism) 50 of the power transmission control device between the left and right wheels is provided in the rear differential 24.

【００２９】センタデフ８は、従来周知のものと同様
に、デファレンシャルピニオン８Ａ，８Ｂと、これらの
デファレンシャルピニオン８Ａ，８Ｂと噛合するサイド
ギヤ８Ｃ，８Ｄとからなり、デファレンシャルピニオン
８Ａ，８Ｂから入力された回転トルクは、サイドギヤ８
Ｃ，８Ｄに伝達され、サイドギヤ８Ｃからは前輪側へ、
サイドギヤ８Ｄからは後輪側へと、それぞれの差動を許
容されながら伝達されるようになっている。The center differential 8 is composed of differential pinions 8A and 8B and side gears 8C and 8D meshed with the differential pinions 8A and 8B, similarly to conventional ones, and the rotation inputted from the differential pinions 8A and 8B. The torque is applied to the side gear 8
C, 8D, from the side gear 8C to the front wheel side,
The differential is transmitted from the side gear 8D to the rear wheel side while being allowed.

【００３０】ここでは、サイドギヤ８Ｃからは前輪用出
力軸３２を介して前輪側のフロントデフ１０へ、サイド
ギヤ８Ｄからは後輪用出力軸３４及びベベルギヤ機構１
８を介してプロペラシャフト２０から後輪側へトルクが
伝達される。このセンタデフ８には、その前輪側出力部
と後輪側出力部との差動を拘束（又は制限）することに
より前輪側と後輪側とのエンジンの出力トルク（回転推
進力）の配分を制御しうる差動制限手段〔即ち、リミテ
ッドスリップデフ（ＬＳＤ）〕としてビスカスカップリ
ングユニット（ＶＣＵ）３６が付設されている。Here, from the side gear 8C to the front differential 10 on the front wheel side via the front wheel output shaft 32, from the side gear 8D, the rear wheel output shaft 34 and the bevel gear mechanism 1 are provided.
8, torque is transmitted from the propeller shaft 20 to the rear wheel side. The center differential 8 restricts (or restricts) the differential between the front-wheel output portion and the rear-wheel output portion to distribute the output torque (rotational propulsion) of the engine between the front and rear wheels. A viscous coupling unit (VCU) 36 is provided as a controllable differential limiting means (ie, a limited slip differential (LSD)).

【００３１】このＶＣＵ３６は、前輪用出力軸３２と後
輪用出力軸３４との間に介装されており、差動状態に応
じた力で、前輪側と後輪側との差動を制限することで、
前後輪の軽負荷側だけが空転して重負荷側に回転トルク
が伝達されないような事態を回避しうるようになってい
る。 １．２．２本装置の回転推進力配分制御機構の構成 ところで、本左右輪間動力伝達制御装置は、デフキャリ
ア５１内に設けられた回転推進力配分制御機構（トルク
移動機構）５０と、その制御手段（回転推進力配分制御
手段）である電子制御ユニット（以下、ＥＣＵという）
４２とから構成されるが、ここで、リヤデフ２４及びこ
のリヤデフ２４と車軸２６Ｌ，２６Ｒとの間に嵌挿され
たトルク移動機構５０の構成を、図２を参照して説明す
る。The VCU 36 is interposed between the front wheel output shaft 32 and the rear wheel output shaft 34, and limits the differential between the front wheel side and the rear wheel side with a force according to the differential state. by doing,
It is possible to avoid a situation in which only the light load side of the front and rear wheels idles and the rotational torque is not transmitted to the heavy load side. 1.2.2 Configuration of Rotational Propulsion Force Distribution Control Mechanism of This Device The present left-right wheel power transmission control device includes a rotation propulsion force distribution control mechanism (torque moving mechanism) 50 provided in the differential carrier 51, An electronic control unit (hereinafter referred to as an ECU) that is the control means (rotational propulsion force distribution control means)
42, the configuration of the rear differential 24 and the torque moving mechanism 50 fitted between the rear differential 24 and the axles 26L and 26R will be described with reference to FIG.

【００３２】図２に示すように、入力軸５２がプロペラ
シャフト２０の後端に結合されており、入力軸５２には
ドライブピニオンギヤ５４が一体回転するように結合さ
れている。このドライブピニオンギヤ５４には、デファ
レンシャルケース（デフケース）５８の外周に設けられ
たクラウンギヤ５６が噛合しており、エンジンの出力
は、入力軸５２からドライブピニオンギヤ５４，クラウ
ンギヤ５６を介してリヤデフ２４に伝えられるようにな
っている。As shown in FIG. 2, an input shaft 52 is connected to the rear end of the propeller shaft 20, and a drive pinion gear 54 is connected to the input shaft 52 so as to rotate integrally. The drive pinion gear 54 meshes with a crown gear 56 provided on the outer periphery of a differential case (differential case) 58. The output of the engine is transmitted from the input shaft 52 to the rear differential 24 via the drive pinion gear 54 and the crown gear 56. It is being conveyed.

【００３３】リヤデフ２４は、従来周知のものと同様
に、デフケース５８内に設けられた２対のピニオン、即
ち、デファレンシャルピニオン６０Ａ，６０Ｂと、これ
らのデファレンシャルピニオン６０Ａ，６０Ｂと噛合す
るサイドギヤ６２，６４とからなり、デファレンシャル
ピニオン６０Ａ，６０Ｂから入力された回転トルクは、
サイドギヤ６２，６４に伝達され、サイドギヤ６２から
は左輪側の回転軸６６へ、サイドギヤ６４からは右輪側
の回転軸６８へと、それぞれの差動を許容されながら伝
達されるようになっている。また、左右の回転軸６６，
６８は、図１に示すように、左右の後輪２８，３０に結
合した車軸２６Ｌ，２６Ｒに連結されている。The rear differential 24 has two pairs of pinions provided in a differential case 58, that is, differential pinions 60A and 60B, and side gears 62 and 64 meshed with these differential pinions 60A and 60B, similarly to the conventional one. The rotational torque input from the differential pinions 60A and 60B is
The differential gears are transmitted to the side gears 62 and 64 and transmitted from the side gear 62 to the left-wheel rotating shaft 66 and from the side gear 64 to the right-wheel rotating shaft 68 while allowing the respective differentials to be allowed. . Also, left and right rotating shafts 66,
1, 68 is connected to axles 26L, 26R connected to the left and right rear wheels 28, 30 as shown in FIG.

【００３４】本実施形態のトルク移動機構５０は、後輪
の左右駆動輪で駆動力を配分するリヤデフ２４のデフケ
ース５８と右輪側回転軸６８との間に設けられており、
変速機構７０と伝達容量可変制御式トルク伝達機構９０
とから構成され、デフケース５８を介して、左輪側と右
輪側との間での回転推進力の伝達、即ち、動力伝達（ト
ルク移動）を行なうようになっている。The torque transfer mechanism 50 of the present embodiment is provided between the differential case 58 of the rear differential 24 for distributing the driving force between the left and right driving wheels of the rear wheel and the right wheel side rotating shaft 68.
Transmission mechanism 70 and transmission capacity variable control torque transmission mechanism 90
The transmission of rotational propulsion between the left wheel side and the right wheel side, that is, power transmission (torque movement), is performed via the differential case 58.

【００３５】変速機構７０は、リヤデフ２４の入力部分
即ちデフケース５８の回転速度を増速して左右輪の一方
側（ここでは、右輪側）に出力する増速機構７０Ａと、
減速して一方側（右輪側）に出力する減速機構７０Ｂと
を一体にそなえているので、増減速機構とも称する。ま
た、伝達容量可変制御式トルク伝達機構９０は、制御油
圧に応じて伝達容量を調整できる湿式油圧多板クラッチ
機構（以下、クラッチとも称する）が用いられており、
変速機構７０の減速機構７０Ｂの出力側と右輪側との間
に設けられて左輪側へトルク伝達をするクラッチ（左ク
ラッチ）９０Ｌと、変速機構７０の増速機構７０Ａの出
力側と右輪側との間に設けられて右輪側へトルク伝達を
するクラッチ（右クラッチ）９０Ｒとが一体に形成され
ている。このような伝達容量可変制御式トルク伝達機構
９０を、一体式カップリング又は単にカップリングとも
称する。The speed change mechanism 70 includes a speed increasing mechanism 70A for increasing the rotational speed of an input portion of the rear differential 24, that is, the differential case 58, and outputting the rotational speed to one of the left and right wheels (here, the right wheel side).
Since it is integrally provided with a speed reduction mechanism 70B for decelerating and outputting to one side (right wheel side), it is also referred to as an acceleration / deceleration mechanism. The transmission capacity variable control type torque transmission mechanism 90 uses a wet hydraulic multi-plate clutch mechanism (hereinafter, also referred to as a clutch) capable of adjusting the transmission capacity according to the control oil pressure.
A clutch (left clutch) 90L provided between the output side of the speed reduction mechanism 70B of the transmission mechanism 70 and the right wheel side to transmit torque to the left wheel side, and the output side of the speed increasing mechanism 70A of the transmission mechanism 70 and the right wheel. A clutch (right clutch) 90 </ b> R provided between the right side and the right side to transmit torque is integrally formed. Such a transmission capacity variable control type torque transmission mechanism 90 is also referred to as an integral coupling or simply a coupling.

【００３６】増減速機構７０を説明すると、この増減速
機構７０は、デフケース５８と一体回転するように結合
された中空の中間軸７２と、右クラッチ９０Ｒに接続さ
れた中空の中間軸７４と、左クラッチ９０Ｌに接続され
た中空の中間軸７６との間に介装されている。なお、こ
れらの中間軸７２，７４，７６はいずれも中空軸であ
り、中間軸７２，７４は、右輪側回転軸６８の外周に相
対回転できるように装備され、中間軸７６は、中間軸７
４のさらに外周にこれも相対回転できるように装備され
ている。The acceleration / deceleration mechanism 70 will be described. The acceleration / deceleration mechanism 70 includes a hollow intermediate shaft 72 connected to rotate integrally with the differential case 58, a hollow intermediate shaft 74 connected to the right clutch 90R, It is interposed between a hollow intermediate shaft 76 connected to the left clutch 90L. Each of the intermediate shafts 72, 74, 76 is a hollow shaft, and the intermediate shafts 72, 74 are mounted on the outer periphery of the right wheel side rotation shaft 68 so as to be able to relatively rotate. 7
4 is also provided on the outer circumference so that it can also be rotated relative to each other.

【００３７】これらの中間軸７２，７４，７６には、そ
れぞれギヤ７８Ａ，８０Ａ，８２Ａが設けられて、ま
た、これらの中間軸７２，７４，７６の外周にはカウン
タシャフト８４が配設され、このカウンタシャフト８４
には３連ギヤ８６がそなえられている。３連ギヤ８６
は、ギヤ７８Ｂ，８０Ｂ，８２Ｂから構成され、ギヤ７
８Ｂは中間軸７２のギヤ７８Ａに、ギヤ８０Ｂは中間軸
７４のギヤ８０Ａに、ギヤ８２Ｂは中間軸７６のギヤ８
２Ａに、それぞれ噛合している。Gears 78A, 80A, and 82A are provided on these intermediate shafts 72, 74, and 76, respectively, and a counter shaft 84 is provided on the outer periphery of these intermediate shafts 72, 74, and 76. This counter shaft 84
Is provided with a triple gear 86. Triple gear 86
Is composed of gears 78B, 80B, 82B,
8B is the gear 78A of the intermediate shaft 72, the gear 80B is the gear 80A of the intermediate shaft 74, and the gear 82B is the gear 8 of the intermediate shaft 76.
2A meshes with each other.

【００３８】増減速機構７０は、このようなギヤ７８
Ａ，８０Ａ，８２Ａを有する中間軸７２，７４，７６
と、カウンタシャフト８４と、ギヤ７８Ｂ，８０Ｂ，８
２Ｂを有する３連ギヤ８６とから構成されている。な
お、カウンタシャフト８４は、図３に示すように、中間
軸７２，７４，７６の外周にドライブピニオン５４と位
相をずらして複数（ここでは３つ）そなえられている。
これにより、リングギヤをそなえないが、ギヤ７８Ａ，
８０Ａ，８２Ａをサンギヤとしてギヤ７８Ｂ，８０Ｂ，
８２Ｂをプラネタリピニオンとする、３連式の遊星歯車
機構と同様の配列に構成されている。The acceleration / deceleration mechanism 70 is provided with such a gear 78
Intermediate shafts 72, 74, 76 having A, 80A, 82A
, Counter shaft 84, gears 78B, 80B, 8
And a triple gear 86 having 2B. As shown in FIG. 3, a plurality (three in this case) of countershafts 84 are provided on the outer periphery of the intermediate shafts 72, 74, 76 with a phase shifted from that of the drive pinion 54.
As a result, although the ring gear is not provided, the gear 78A,
80A and 82A as sun gears and gears 78B and 80B,
The arrangement is similar to that of a triple planetary gear mechanism using 82B as a planetary pinion.

【００３９】なお、各カウンタシャフト８４は、デフキ
ャリア５１に設けられた壁部５１Ａに固定されている。
したがって、ギヤ７８Ｂ，８０Ｂ，８２Ｂはカウンタシ
ャフト８４を軸心として自転のみ行なう。これにより、
中間軸７２，７４，７６のラジアル方向への支持は、ギ
ヤ７８Ａ，８０Ａ，８２Ａとギヤ７８Ｂ，８０Ｂ，８２
Ｂとの噛合を通じて、上述のように壁部５１Ａに固定さ
れた複数のカウンタシャフト８４によっても行なわれて
いる。Each counter shaft 84 is fixed to a wall 51A provided on the differential carrier 51.
Therefore, the gears 78B, 80B, and 82B only rotate about the counter shaft 84 as the axis. This allows
The intermediate shafts 72, 74, 76 are supported in the radial direction by gears 78A, 80A, 82A and gears 78B, 80B, 82.
Through the engagement with B, it is also performed by the plurality of counter shafts 84 fixed to the wall 51A as described above.

【００４０】図３中、９６はころ軸受けである。そし
て、これらのギヤ７８Ａ，８０Ａ，８２Ａの歯数をそれ
ぞれＺ1 ，Ｚ2 ，Ｚ3 とすると、Ｚ2 ＜Ｚ1 ＜Ｚ3 の関
係に設定されている。また、ギヤ７８Ｂ，８０Ｂ，８２
Ｂの歯数をそれぞれＺ4 ，Ｚ5 ，Ｚ6 とすると、Ｚ6 ＜
Ｚ4 ＜Ｚ5の関係に設定されている。In FIG. 3, reference numeral 96 denotes a roller bearing. Then, the gears 78A, 80A, when 82A number of teeth of the with Z 1, Z 2, Z 3 respectively, are set to satisfy the relationship of Z 2 <Z 1 <Z 3 . Also, the gears 78B, 80B, 82
Assuming that the number of teeth of B is Z 4 , Z 5 , and Z 6 , Z 6 <
Z 4 <Z 5 is set.

【００４１】これにより、変速機構（増減速機構）７０
では、ギヤ７８Ａ，ギヤ７８Ｂ，ギヤ８０Ａ，ギヤ８０
Ｂの組み合わせで、リヤデフ２４に入力された回転を増
速して右輪側へ出力する増速機構７０Ａが構成され、ギ
ヤ７８Ａ，ギヤ７８Ｂ，ギヤ８２Ａ，ギヤ８２Ｂの組み
合わせで、リヤデフ２４に入力された回転を減速して右
輪側へ出力する減速機構７０Ｂが構成される。Thus, the transmission mechanism (acceleration / deceleration mechanism) 70
Then, gear 78A, gear 78B, gear 80A, gear 80
The combination of gears B constitutes a speed increasing mechanism 70A for increasing the rotation input to the rear differential 24 and outputting the rotation to the right wheel side. The combination of the gears 78A, 78B, 82A, and 82B is input to the rear differential 24. A deceleration mechanism 70B that decelerates the applied rotation and outputs the decelerated rotation to the right wheel side is configured.

【００４２】すなわち、変速機構（増減速機構）７０で
は、リヤデフ２４に入力された回転トルクによりデフケ
ース５８が回転すると、このデフケース５８の回転は、
中間軸７２を介してギヤ７８Ａからギヤ７８Ａの外周の
複数のギヤ７８Ｂへと伝達される。そして、各ギヤ７８
Ｂと共に各ギヤ８０Ｂ，８２Ｂがカウンタシャフト８４
を軸心として回転して、各ギヤ８０Ｂ，８２Ｂと噛合す
るギヤ８０Ａ，８２Ａが回転する。That is, in the transmission mechanism (acceleration / deceleration mechanism) 70, when the differential case 58 is rotated by the rotational torque input to the rear differential 24, the rotation of the differential case 58
The power is transmitted from the gear 78A to the plurality of gears 78B on the outer periphery of the gear 78A via the intermediate shaft 72. And each gear 78
B together with each gear 80B, 82B
, The gears 80A and 82A meshing with the gears 80B and 82B rotate.

【００４３】このとき、ギヤ７８Ｂ，８０Ｂ，８２Ｂは
一体に等速回転するが、これらのギヤ７８Ｂ，８０Ｂ，
８２Ｂと噛合するギヤ７８Ａ，８０Ａ，８２Ａは上述の
ような端数の設定により、互いに異なる速度で回転す
る。つまり、増速機構７０Ａに関するギヤ７８Ａ，８０
Ａ，７８Ｂ，８０Ｂについては、ギヤ７８Ａ，８０Ａの
歯数Ｚ1 ，Ｚ2 は、Ｚ1 ＞Ｚ2 の関係にあり、ギヤ７８
Ｂ，８０Ｂの歯数Ｚ4 ，Ｚ5 は、Ｚ4 ＜Ｚ5 の関係にあ
るので、ギヤ８０Ａはギヤ７８Ａよりも高速に増速され
て回転する。At this time, the gears 78B, 80B, 82B rotate at a constant speed integrally, but these gears 78B, 80B,
The gears 78A, 80A, and 82A that mesh with the gear 82B rotate at mutually different speeds depending on the setting of the fraction as described above. That is, the gears 78A, 80 related to the speed increasing mechanism 70A.
A, 78B, and 80B, the numbers of teeth Z 1 and Z 2 of the gears 78A and 80A are in a relation of Z 1 > Z 2 , and the gear 78
Since the numbers of teeth Z 4 and Z 5 of B and 80B satisfy the relationship of Z 4 <Z 5 , the gear 80A is rotated at a higher speed than the gear 78A.

【００４４】この場合の増速比、即ち、ギヤ８０Ａのギ
ヤ７８Ａに対する回転速度比を考えると、ギヤ７８Ｂ，
８０Ｂの回転数（即ち、３連ギヤ８６の回転数）とギヤ
７８Ａの回転数との比（ギヤ７８Ａが１回転する際のギ
ヤ７８Ｂ，８０Ｂの回転数の値）は、Ｚ1 ／Ｚ4 、ギヤ
８０Ａの回転数とギヤ７８Ｂ，８０Ｂの回転数（即ち、
３連ギヤ８６の回転数）との比（ギヤ７８Ｂ，８０Ｂが
１回転する際のギヤ８０Ａの回転数の値）は、Ｚ5 ／Ｚ
2 であり、ギヤ８０Ａのギヤ７８Ａに対する回転速度比
は、（Ｚ1 ・Ｚ5 ）／（Ｚ2 ・Ｚ4 ）となる。Considering the speed increase ratio in this case, that is, the rotational speed ratio of the gear 80A to the gear 78A,
The ratio of the rotation speed of the gear 80B (that is, the rotation speed of the triple gear 86) to the rotation speed of the gear 78A (the value of the rotation speed of the gears 78B and 80B when the gear 78A makes one rotation) is Z 1 / Z 4. , The rotation speed of the gear 80A and the rotation speed of the gears 78B, 80B (ie,
The ratio (the number of rotations of the gear 80A when the gears 78B and 80B make one rotation) is Z 5 / Z.
2 , and the rotation speed ratio of the gear 80A to the gear 78A is (Z 1 · Z 5 ) / (Z 2 · Z 4 ).

【００４５】また、減速機構７０Ｂに関するギヤ７８
Ａ，８２Ａ，７８Ｂ，８２Ｂについては、ギヤ７８Ａ，
８２Ａの歯数Ｚ1 ，Ｚ3 は、Ｚ1 ＜Ｚ3 の関係にあり、
ギヤ７８Ｂ，８２Ｂの歯数Ｚ4 ，Ｚ6 は、Ｚ4 ＞Ｚ6 の
関係にあるので、ギヤ８２Ａはギヤ７８Ａよりも低速に
減速されて回転する。この場合の減速比、即ち、ギヤ８
２Ａのギヤ７８Ａに対する回転速度比を考えると、ギヤ
７８Ｂ，８２Ｂの回転数（即ち、３連ギヤ８６の回転
数）とギヤ７８Ａの回転数との比（ギヤ７８Ａが１回転
する際のギヤ７８Ｂ，８２Ｂの回転数の値）は、Ｚ1 ／
Ｚ4 、ギヤ８２Ａの回転数とギヤ７８Ｂ，８２Ｂの回転
数（即ち、３連ギヤ８６の回転数）との比（ギヤ７８
Ｂ，８２Ｂが１回転する際のギヤ８２Ａの回転数の値）
は、Ｚ6 ／Ｚ3 であり、ギヤ８２Ａのギヤ７８Ａに対す
る回転速度比は、（Ｚ1 ・Ｚ6 ）／（Ｚ3 ・Ｚ4 ）とな
る。The gear 78 relating to the speed reduction mechanism 70B
A, 82A, 78B, and 82B are gears 78A,
Number of teeth Z 1, Z 3 of 82A are in relation of Z 1 <Z 3,
Since the numbers of teeth Z 4 and Z 6 of the gears 78B and 82B satisfy the relationship of Z 4 > Z 6 , the gear 82A rotates at a lower speed than the gear 78A. The reduction ratio in this case, that is, the gear 8
Considering the rotation speed ratio of the gear 2A to the gear 78A, the ratio between the rotation speed of the gears 78B and 82B (that is, the rotation speed of the triple gear 86) and the rotation speed of the gear 78A (the gear 78B when the gear 78A makes one rotation). , 82B) is Z 1 /
Z 4, rotational speed and the gear 78B of the gear 82A, 82B of the rotational speed (i.e., the rotational speed of the triple gear 86) and the ratio of (the gear 78
(The value of the rotation speed of the gear 82A when B and 82B make one rotation)
Is Z 6 / Z 3 , and the rotation speed ratio of the gear 82A to the gear 78A is (Z 1 · Z 6 ) / (Z 3 · Z 4 ).

【００４６】ところで、これらの増減速機構７０の出力
を入力される伝達容量可変制御式トルク伝達機構９０、
即ち、左クラッチ９０Ｌ及び右クラッチ９０Ｒは、図２
に示すように、デフキャリア５１内の増減速機構７０よ
りも右輪側の空間部に設置されている。これらの油圧多
板クラッチ９０Ｌ，９０Ｒは、右輪側回転軸６８と一体
回転するようにクラッチケース９２に結合されたクラッ
チ板９０ＡＬ，９０ＡＲと、中間軸７４及び７６と一体
回転するように結合されたクラッチ板９０ＢＲ，９０Ｂ
Ｌと、各クラッチ９０Ｌ，９０Ｒにそれぞれ油圧（クラ
ッチ圧）を加える図示しない２つのピストンとをそなえ
ており、コントローラ４２の電子制御によって２つの油
圧ピストンの駆動油圧が油圧ユニット３８を通じて調整
されて、クラッチ９０Ｌ，９０Ｒの係合状態が調整され
るようになっている。By the way, the transmission capacity variable control type torque transmission mechanism 90 to which the output of the acceleration / deceleration mechanism 70 is input,
That is, the left clutch 90L and the right clutch 90R are
As shown in the figure, the differential gear 51 is installed in a space on the right wheel side of the acceleration / deceleration mechanism 70 in the differential carrier 51. These hydraulic multi-plate clutches 90L, 90R are connected to clutch plates 90AL, 90AR, which are connected to a clutch case 92 so as to rotate integrally with the right wheel side rotation shaft 68, and to rotate integrally with the intermediate shafts 74, 76. Clutch plates 90BR, 90B
L, and two pistons (not shown) for applying hydraulic pressure (clutch pressure) to the clutches 90L and 90R, respectively. The drive hydraulic pressures of the two hydraulic pistons are adjusted through the hydraulic unit 38 by electronic control of the controller 42. The engagement state of the clutches 90L and 90R is adjusted.

【００４７】左クラッチ９０Ｌは、右輪側回転軸６８と
一体回転する右輪側クラッチ板９０ＡＬと、中間軸７６
と一体回転するように結合された減速機構７０Ｂの出力
側のクラッチ板９０ＢＬとから構成される。クラッチ板
９０ＢＬは、中間軸７６とともに減速機構７０Ｂで減速
されたギヤ８２Ａと一体回転するので、右輪に対する左
輪の速度比が大きくならないかぎり、クラッチ板９０Ｂ
Ｌは、右輪側回転軸６８と一体回転する右輪側クラッチ
板９０ＡＬよりも低速回転する。The left clutch 90L has a right wheel side clutch plate 90AL which rotates integrally with the right wheel side rotation shaft 68, and an intermediate shaft 76.
And a clutch plate 90BL on the output side of the speed reduction mechanism 70B that is coupled so as to rotate integrally. Since the clutch plate 90BL rotates integrally with the gear 82A reduced by the reduction mechanism 70B together with the intermediate shaft 76, the clutch plate 90B is rotated unless the speed ratio of the left wheel to the right wheel increases.
L rotates at a lower speed than the right wheel side clutch plate 90AL that rotates integrally with the right wheel side rotation shaft 68.

【００４８】したがって、クラッチ９０Ｌを係合させれ
ば、右旋回時であって右輪が左輪よりも低速回転してい
ても、右輪側クラッチ板９０ＡＬ側からクラッチ板９０
ＢＬへと、即ち、右輪側からリヤデフの入力側へとトル
クが伝達されることになり、エンジンからのトルクの右
輪側への配分量を減少させて、左輪側への配分量を増加
させることができる。Therefore, when the clutch 90L is engaged, even when the vehicle turns right and the right wheel rotates at a lower speed than the left wheel, the clutch plate 90AL is provided from the right wheel side clutch plate 90AL.
The torque is transmitted to the BL, that is, from the right wheel to the input side of the rear differential, and the amount of torque from the engine to the right wheel is reduced, and the amount of torque to the left wheel is increased. Can be done.

【００４９】また、右クラッチ９０Ｒは、右輪側回転軸
６８と一体回転する右輪側クラッチ板９０ＡＲと、中間
軸７４と一体回転するように結合された増速機構７０Ａ
の出力側のクラッチ板９０ＢＲとから構成される。クラ
ッチ板９０ＢＲは、中間軸７４とともに増速機構７０Ａ
で増速されたギヤ８０Ａと一体回転するので、左輪に対
する右輪の速度比が大きくならないかぎり、クラッチ板
９０ＢＲは、右輪側回転軸６８と一体回転する右輪側ク
ラッチ板９０ＡＲよりも高速回転する。The right clutch 90R has a right wheel side clutch plate 90AR which rotates integrally with the right wheel side rotation shaft 68, and a speed increasing mechanism 70A which is connected so as to rotate integrally with the intermediate shaft 74.
And an output side clutch plate 90BR. The clutch plate 90BR includes the intermediate shaft 74 and the speed increasing mechanism 70A.
As a result, the clutch plate 90BR rotates at a higher speed than the right wheel side clutch plate 90AR which rotates integrally with the right wheel side rotation shaft 68 unless the speed ratio of the right wheel to the left wheel increases. I do.

【００５０】したがって、クラッチ９０Ｒを係合させれ
ば、左旋回時であって左輪が右輪よりも低速回転してい
ても、クラッチ板９０ＢＲ側から右輪側クラッチ板９０
ＡＲ側へと、即ち、リヤデフの入力部側から右輪側へと
トルクが伝達されることになり、エンジンからのトルク
の右輪側への配分量を増加させて、左輪側への配分量を
減少させることができる。Therefore, if the clutch 90R is engaged, even if the left wheel is rotating at a lower speed than the right wheel at the time of turning left, the clutch plate 90BR side to the right wheel side clutch plate 90
The torque is transmitted to the AR side, that is, from the input portion side of the rear differential to the right wheel side, so that the amount of torque from the engine to the right wheel side is increased, and the amount of distribution to the left wheel side is increased. Can be reduced.

【００５１】なお、伝達容量可変制御式トルク伝達機構
としては、伝達トルク容量が可変制御できる機構であれ
ばよく、この実施形態の機構のほかに、電磁式油圧多板
クラッチ機構等の他の湿式多板クラッチ機構や、これら
の多板クラッチ機構の他に、油圧式又は電磁式の摩擦ク
ラッチや、油圧式又は電磁式の制御可能なＶＣＵ（ビス
カスカップリングユニット）や、油圧式又は電磁式の制
御可能なＨＣＵ（ハイドーリックカップリングユニット
＝差動ポンプ式油圧カップリング）、さらには、電磁流
体式あるいは電磁粉体式クラッチ等の他のカップリング
を用いることもできる。The transmission capacity variable control type torque transmission mechanism may be any mechanism capable of variably controlling the transmission torque capacity. In addition to the mechanism of this embodiment, another wet type such as an electromagnetic hydraulic multi-plate clutch mechanism may be used. In addition to the multi-plate clutch mechanism, these multi-plate clutch mechanisms, a hydraulic or electromagnetic friction clutch, a hydraulic or electromagnetic type controllable VCU (Viscous Coupling Unit), a hydraulic or electromagnetic type A controllable HCU (Hydric coupling unit = differential pump type hydraulic coupling), and other couplings such as an electromagnetic fluid type or an electromagnetic powder type clutch can also be used.

【００５２】ところで、湿式油圧多板クラッチ機構９０
Ｌ，９０Ｒが係合されると、係合する各クラッチ板間
（９０ＡＬと９０ＢＬ，９０ＡＲと９０ＢＲ）の差動量
の大小と、係合の強さに応じて、トルクが伝達される。
すなわち、クラッチ板間の差動量を考慮しながら制御油
圧を調整してクラッチ機構９０Ｌ，９０Ｒの係合の強さ
を調整すれば、トルクの移動量を確実に制御することが
できる。Incidentally, the wet hydraulic multi-plate clutch mechanism 90
When L and 90R are engaged, torque is transmitted according to the magnitude of the differential amount between the engaged clutch plates (90AL and 90BL, 90AR and 90BR) and the strength of engagement.
That is, if the control oil pressure is adjusted in consideration of the differential amount between the clutch plates to adjust the strength of engagement of the clutch mechanisms 90L and 90R, the amount of torque movement can be reliably controlled.

【００５３】そこで、油圧ユニット３８におけるクラッ
チ９０Ｌ，９０Ｒへの油圧調整部も、左右の後輪へトル
ク配分が所望の状態になるように、ＥＣＵ４２を通じて
制御される。この場合、ＥＣＵ４２では、エンジン情
報，ＡＢＳ情報，車輪速情報，ハンドル角情報（操舵角
情報），車体の横加速度や前後加速度に関する情報等に
基づいて油圧ユニット３８の所要部を制御する。Therefore, the hydraulic pressure adjusting units for the clutches 90L and 90R in the hydraulic unit 38 are also controlled through the ECU 42 so that the torque distribution to the right and left rear wheels is in a desired state. In this case, the ECU 42 controls required parts of the hydraulic unit 38 based on engine information, ABS information, wheel speed information, steering wheel angle information (steering angle information), information on lateral acceleration and longitudinal acceleration of the vehicle body, and the like.

【００５４】例えば、入力軸５２からの駆動トルクを左
輪回転軸６６により多く配分したい場合には、その配分
したい程度（配分比）に応じて左クラッチ９０Ｌを適当
な制御圧力で係合させればよく、入力軸５２からの駆動
トルクを右輪回転軸６８により多く配分したい場合に
は、その配分したい程度（配分比）に応じて右クラッチ
９０Ｒを適当な制御圧力で係合させればよい。For example, when it is desired to distribute the drive torque from the input shaft 52 to the left wheel rotating shaft 66 more, the left clutch 90L can be engaged with an appropriate control pressure according to the degree of the distribution (distribution ratio). When it is desired to distribute the drive torque from the input shaft 52 to the right wheel rotating shaft 68 more, the right clutch 90R may be engaged with an appropriate control pressure in accordance with the degree of distribution (distribution ratio).

【００５５】また、左右の両クラッチ９０Ｌ，９０Ｒが
同時に完全係合することのないように設定されており、
左右のクラッチ９０Ｌ，９０Ｒのうち一方が完全係合し
たら他方は係合しないようになっている。つまり、クラ
ッチ９０Ｌ，９０Ｒの作動モードは、左クラッチ９０Ｌ
のみが係合するモードと、右クラッチ９０Ｒのみが係合
するモードと、何れも係合しない中立モードとがある。The left and right clutches 90L and 90R are set so as not to be completely engaged at the same time.
When one of the left and right clutches 90L, 90R is completely engaged, the other is not engaged. That is, the operation mode of the clutches 90L and 90R is
There is a mode in which only the right clutch 90R is engaged, and a neutral mode in which neither is engaged.

【００５６】このように、トルク移動機構５０では、ト
ルクを移動させることで左右トルクの配分を調整できる
ので、単に片輪を制動することで左右トルクの配分を調
整する場合に比べてトルクロスが極めて少なく、トルク
の配分調整もより広範囲で行なえ、例えば車両にヨーモ
ーメントを生じさせることも違和感なく行なえるという
特徴がある。As described above, in the torque transfer mechanism 50, the distribution of the left and right torque can be adjusted by moving the torque. Therefore, the torque loss is extremely much smaller than in the case where the distribution of the right and left torque is adjusted by simply braking one wheel. There is a feature that the torque distribution can be adjusted over a wider range, and a yaw moment can be generated in the vehicle without discomfort, for example.

【００５７】１．２．３本装置にかかる油圧ユニットの
構成 ここで、油圧ユニット３８の構成を図４を参照して説明
する。この油圧ユニット３８は、図４に示すように、作
動油を蓄圧する蓄圧部１０１と、蓄圧部１０１に蓄圧さ
れた作動油を適宜圧力調整してクラッチ９０Ｌ，９０Ｒ
の油室（図示省略）に供給する制御圧出力部１０２とか
らなる。1.2.3 Configuration of Hydraulic Unit According to the Present Apparatus Here, the configuration of the hydraulic unit 38 will be described with reference to FIG. As shown in FIG. 4, the hydraulic unit 38 appropriately adjusts the pressure of the pressure accumulating portion 101 for accumulating the hydraulic oil and the hydraulic oil accumulated in the pressure accumulating portion 101, and the clutches 90L, 90R.
Control pressure output unit 102 for supplying to the oil chamber (not shown).

【００５８】蓄圧部１０１は、アキュムレータ１０３
と、アキュムレータ１０３内の作動油を所定圧に加圧す
るモータポンプ１０４と、モータポンプ１０４で加圧さ
れた差動油圧を監視する圧力スイッチ１０５とをそなえ
ている。また、制御圧出力部１０２は、モータポンプ１
０４を通じて圧力調整されたアキュムレータ１０３内の
作動油を、圧力調整する電磁比例圧力制御弁（比例弁と
略す）１０６と、この比例弁１０６で調圧された作動油
を左右いずれのクラッチ９０Ｌ，９０Ｒの油室（図示省
略）に供給するかを切り換える電磁方向制御弁（方向切
換弁）１０７とをそなえている。The accumulator 101 includes an accumulator 103
And a motor pump 104 for pressurizing the working oil in the accumulator 103 to a predetermined pressure, and a pressure switch 105 for monitoring the differential oil pressure pressurized by the motor pump 104. Further, the control pressure output unit 102 is connected to the motor pump 1
An electromagnetic proportional pressure control valve (abbreviated as a proportional valve) 106 for adjusting the pressure of the hydraulic oil in the accumulator 103 whose pressure has been adjusted through the pressure valve 04, and a hydraulic oil adjusted by the proportional valve 106 are connected to the left or right clutch 90L, 90R. And an electromagnetic directional control valve (directional switching valve) 107 for switching between supply to an oil chamber (not shown).

【００５９】このような油圧ユニット３８は、ＥＣＵ４
２により作動を制御されるが、ＥＣＵ４２には、車輪速
センサ４８Ａ，ハンドル角センサ４８Ｂ，前後加速度セ
ンサ（前後Ｇセンサ）４８Ｃ，横加速度センサ（横Ｇセ
ンサ）４８Ｄ，スロットルポジションセンサ（ＴＰＳ）
４８Ｅ及び圧力スイッチ１０５等のセンサ類が接続され
ている。The hydraulic unit 38 is provided by the ECU 4
2, the ECU 42 includes a wheel speed sensor 48A, a steering wheel angle sensor 48B, a longitudinal acceleration sensor (longitudinal G sensor) 48C, a lateral acceleration sensor (lateral G sensor) 48D, and a throttle position sensor (TPS).
48E and sensors such as the pressure switch 105 are connected.

【００６０】そして、ＥＣＵ４２では、これらのセンサ
類からの情報に基づいて、車両の走行状態、即ち、車速
や操舵状態や車体の運動状態等に応じて、油圧ユニット
３８のモータポンプ１０４や比例弁１０６や方向切換弁
１０７の制御を行なうようになっている。この比例弁１
０６や方向切換弁１０７の制御を通じた差動制限制御、
即ち、トルク移動制御の詳細については後述する。The ECU 42 controls the motor pump 104 and the proportional valve of the hydraulic unit 38 in accordance with the running state of the vehicle, that is, the vehicle speed, the steering state, and the motion state of the vehicle body, based on the information from these sensors. 106 and the direction switching valve 107 are controlled. This proportional valve 1
06 and differential limiting control through the control of the direction switching valve 107,
That is, the details of the torque transfer control will be described later.

【００６１】なお、図４中、符号１０８はバッテリ、１
０９はモータリレーであり、モータポンプ１０４の制御
は、このモータリレー１０９を通じたバッテリ１０８か
らの電力の供給制御により行なわれ、蓄圧部１０１によ
る蓄圧管理は、圧力スイッチ１０５の検出情報に基づい
てモータリレー１０９を通じてモータポンプ１０４の作
動を制御しながら行なうようになっている。また、符号
１１０は、油圧ユニット３８による差動制限制御、即
ち、トルク移動制御を行なっているか否かを表示するイ
ンジケータランプである。In FIG. 4, reference numeral 108 denotes a battery, 1
Reference numeral 09 denotes a motor relay, which controls the motor pump 104 by controlling the supply of electric power from the battery 108 through the motor relay 109, and manages the accumulated pressure by the accumulator 101 based on the detection information of the pressure switch 105. The operation of the motor pump 104 is controlled through the relay 109 while being controlled. Further, reference numeral 110 is an indicator lamp for displaying whether or not the differential limiting control by the hydraulic unit 38, that is, the torque movement control is being performed.

【００６２】また、油圧ユニット３８を通じた差動制限
制御は、エンジン出力制御と連係させる必要があるの
で、ここでは、ＥＣＵ４２からは、油圧ユニット３８へ
制御指令を出力するとともに、エンジン出力制御を制御
する図示しないエンジン用ＥＣＵへも出力低減情報が送
られるようになっている。なお、ＥＣＵ４２は、図示し
ないが後述する制御に必要なＣＰＵ，ＲＯＭ，ＲＡＭ，
インタフェイス等をそなえている。Since the differential limiting control through the hydraulic unit 38 needs to be linked with the engine output control, the ECU 42 outputs a control command to the hydraulic unit 38 and controls the engine output control. The output reduction information is also sent to an engine ECU (not shown). The ECU 42 includes a CPU (not shown), a ROM, a RAM,
It has an interface.

【００６３】１．３本装置の制御概要 ここで、図６の本装置の制御にかかる機能構成を示す制
御ブロック図を参照して、本装置の制御概要について説
明する。図６に示すように、本制御による処理は、セン
サ入力を受けるセンサ入力処理と、これらのセンサ入力
値に基づいて各種の値の演算を行なう演算処理と、演算
処理結果に基づいて車両の運動制御の各制御量を算出す
る制御量算出処理と、算出された各制御量に基づいて各
アクチュエータを駆動する駆動処理とに分けることがで
きる。1.3 Outline of Control of the Present Apparatus Here, an outline of control of the present apparatus will be described with reference to a control block diagram showing a functional configuration related to control of the present apparatus in FIG. As shown in FIG. 6, the process according to the present control includes a sensor input process for receiving a sensor input, a calculation process for performing various calculations based on these sensor input values, and a vehicle motion based on the calculation process result. Control amount calculation processing for calculating each control amount of control and drive processing for driving each actuator based on each calculated control amount can be divided.

【００６４】このうち、センサ入力処理では、４輪の車
輪速センサ４８Ａ，ハンドル角センサ４８Ｂ，前後加速
度センサ（前後Ｇセンサ）４８Ｃ，横加速度センサ（横
Ｇセンサ）４８Ｄ，スロットルポジションセンサ（ＴＰ
Ｓ）４８Ｅ等からのセンサ入力を受ける。演算処理で
は、後輪の左右輪の速度差について、その実測値とその
理論値とが算出される。実測値（実回転数差）は４輪の
車輪速センサ４８Ａからの車輪速値に基づいて、また、
理論値（理論回転数差）はハンドル角センサ４８Ｂから
の操舵角と、４輪の車輪速センサ４８Ａからの車輪速値
から得られる車体速度（車速）とに基づいて、それぞれ
算出される。また、前後Ｇセンサ４８Ｃ，横Ｇセンサ４
８Ｄからの検出値に基づいて、計算前後Ｇ（ｇｂ），計
算横Ｇ（ｇｙ）が計算される。また、演算処理では、さ
らに、ドリフト判定及び路面μ推定が行なわれる。Of these, in the sensor input processing, four wheel speed sensors 48A, steering wheel angle sensors 48B, longitudinal acceleration sensors (longitudinal G sensors) 48C, lateral acceleration sensors (lateral G sensors) 48D, and throttle position sensors (TP)
S) Receive a sensor input from 48E or the like. In the calculation process, the actual measurement value and the theoretical value thereof are calculated for the speed difference between the left and right rear wheels. The actual measurement value (actual rotation speed difference) is based on the wheel speed values from the four wheel speed sensors 48A,
The theoretical value (theoretical rotational speed difference) is calculated based on the steering angle from the steering wheel angle sensor 48B and the vehicle body speed (vehicle speed) obtained from the wheel speed values from the four wheel speed sensors 48A. In addition, the front and rear G sensor 48C, the lateral G sensor 4
Before and after calculation G (gb) and calculation lateral G (gy) are calculated based on the detected values from 8D. In the arithmetic processing, drift determination and road surface μ estimation are further performed.

【００６５】制御量算出処理では、このような各演算結
果に基づいて車両の運動制御の各制御量を算定するが、
本制御では、通常旋回時の制御に関する目標回転数差追
従制御（目標ΔＮ追従制御）の制御量（目標ΔＮ追従制
御量）と、加速旋回時に関する加速旋回制御の制御量
（加速旋回制御量）と、車両のタックイン時に関するタ
ックイン対応制御の制御量（タックイン対応制御量）
と、操舵過渡時に関する操舵過渡応答制御の制御量（操
舵過渡応答制御量）とがそれぞれ設けられ、これらの各
制御量を加算してこの加算制御量を出力するようになっ
ている。In the control amount calculation process, each control amount of the motion control of the vehicle is calculated based on each calculation result.
In this control, the control amount (target ΔN follow-up control amount) of the target rotation speed difference follow-up control (target ΔN follow-up control) related to the control during normal turning, and the control amount (acceleration turn control amount) of the acceleration turning control during the acceleration turn And the control amount of the tuck-in corresponding control at the time of tack-in of the vehicle (tack-in corresponding control amount)
And a control amount of steering transient response control (steering transient response control amount) relating to steering transition, and these added control amounts are added and output.

【００６６】なお、制御量算出処理を行なう機能を制御
量算出手段と呼び、この機能（制御量算出手段）の中で
も、目標ΔＮ追従制御に関する制御量を設定する機能を
回転推進力制御手段（或いはΔＮ追従制御手段又は目標
回転数差追従制御手段）、加速旋回制御の制御量を設定
する機能を加速旋回制御手段、タックイン対応制御の制
御量を設定する機能をタックイン対応制御手段、操舵過
渡時に関する操舵過渡応答制御の制御量を設定する機能
を操舵過渡応答制御手段とそれぞれ呼ぶ。The function of performing the control amount calculation process is called control amount calculation means. Among these functions (control amount calculation means), the function of setting the control amount related to the target ΔN follow-up control is the rotational propulsion force control means (or ΔN follow-up control means or target rotational speed difference follow-up control means), acceleration turning control means for setting a control amount for acceleration turning control, tuck-in handling control means for setting a control amount for tack-in handling control, and steering transient The function of setting the control amount of the steering transient response control is called steering transient response control means.

【００６７】また、目標ΔＮ追従制御に関しては、車両
の旋回状態に対応したヨー角又は左右車輪回転数差の目
標値を算出又は記憶する機能（目標値算出手段）を有
し、さらに、定常旋回時における目標値に応じた制御量
を算出する機能（定常旋回制御手段）を有している。ま
た、駆動処理では、トルク移動量を調整するために比例
弁１０６に指令信号を出力する比例弁出力と、トルク移
動方向を設定するために方向弁（方向切換弁）１０７に
指令信号を出力する方向弁出力と、インジケータランプ
１１０に表示指令信号を出力するインジケータ表示出力
とを行なうようになっている。The target .DELTA.N tracking control has a function (target value calculating means) for calculating or storing a target value of the yaw angle or the difference between the left and right wheel rotational speeds corresponding to the turning state of the vehicle. It has a function of calculating a control amount according to the target value at the time (steady turning control means). In the drive processing, a proportional valve output for outputting a command signal to the proportional valve 106 to adjust the amount of torque movement, and a command signal to a directional valve (direction switching valve) 107 for setting the direction of torque movement. A direction valve output and an indicator display output for outputting a display command signal to the indicator lamp 110 are performed.

【００６８】以下にこれらの各処理を詳述する。 １．４本装置の制御により得ようとする作用及び効果 本装置は、（１）旋回性能の向上、（２）旋回減速時の
車両の安定性の確保、（３）発進性能，加速性能の向上
を目標として開発したものであり、これらの観点からそ
の制御原理を説明する。Each of these processes will be described in detail below. 1.4 Actions and Effects to be Obtained by Control of the Apparatus The present apparatus is capable of (1) improving the turning performance, (2) ensuring the stability of the vehicle at the time of turning deceleration, and (3) improving the starting performance and acceleration performance. It was developed with the aim of improvement, and its control principle will be described from these viewpoints.

【００６９】１．４．１旋回性能の向上加速旋回時には
車両の操舵特性がアンダステア側に強まるので、ドライ
バの意図した急旋回を行ない難い。特に、前輪にもエン
ジンの駆動力を伝達すると前輪の駆動力負担に応じて前
輪に生じるコーナリングフォースが減少してアンダステ
ア化が強まりやすい。1.4.1 Improvement of Turning Performance Since the steering characteristic of the vehicle is strengthened to the understeer side during accelerated turning, it is difficult to make a sharp turn intended by the driver. In particular, when the driving force of the engine is also transmitted to the front wheels, the cornering force generated on the front wheels according to the driving force load on the front wheels is reduced, and understeering is likely to increase.

【００７０】そこで、加速旋回時には、旋回外輪側へト
ルクを移動させることで、旋回方向へ向けてヨーモーメ
ントを発生させて、前後加速度の大きい領域での前輪の
コーナリングフォースを増大させてアンダステア化を抑
制する。これにより、同様な加速旋回操作を行なった場
合で、加速旋回時の車両の走行軌跡を比較すると、図７
に示すように、制御無の状態から制御有の状態へと向上
する。Therefore, at the time of acceleration turning, by moving the torque to the turning outer wheel side, a yaw moment is generated in the turning direction, and the cornering force of the front wheel is increased in a region where the longitudinal acceleration is large to realize understeering. Suppress. As a result, when the same acceleration turning operation is performed and the traveling loci of the vehicle during the acceleration turning are compared, FIG.
As shown in, the state without control is improved to the state with control.

【００７１】また、図８は、旋回時に生じる横Ｇ（旋回
Ｇ）に応じた操舵比（＝θｈ／θｈ０，θｈ：実ハンド
ル角，θｈ０：理論的に要求されるハンドル角）の一例
を示すもので、図中の操舵比が急増する領域が旋回限界
領域に相当する。図示するように、旋回外輪側へのトル
ク移動制御により、旋回限界が向上することがわかる。
また、このような旋回性能の向上のための制御開始は、
制御無で操舵比が非線形的に増加した場合に行なうよう
にすることで、制御頻度を低減することができる。FIG. 8 shows an example of a steering ratio (= θh / θh0, θh: actual steering wheel angle, θh0: steering wheel angle theoretically required) in accordance with the lateral G (turning G) generated during turning. The region where the steering ratio sharply increases in the figure corresponds to the turning limit region. As shown in the figure, it is understood that the turning limit is improved by controlling the torque transfer to the turning outer wheel.
In addition, the start of control for improving the turning performance is as follows.
By performing the control when the steering ratio non-linearly increases without control, the control frequency can be reduced.

【００７２】１．４．２旋回減速時の車両の安定性の確
保 減速旋回時には、加速旋回とは逆に、車両の操舵特性が
オーバステア側に強まるので、車両がタックインを生じ
やすくなる。そこで、減速旋回時には、加速旋回とは逆
に、旋回内輪側へトルクを移動させることで、旋回抑制
方向へ向けてヨーモーメントを発生させて、前輪のコー
ナリングフォースを減少させてオーバステア化を抑制す
る。これにより、図９に制御無として示す状態から制御
有として示す状態へと示すように、車両のタックインが
抑制される。1.4.2 Ensuring vehicle stability during deceleration turning At the time of deceleration turning, the steering characteristics of the vehicle are strengthened on the oversteer side, contrary to the acceleration turning, so that the vehicle is liable to cause tack-in. Therefore, at the time of decelerating turning, contrary to the accelerating turning, the torque is moved to the turning inner wheel side, thereby generating a yaw moment in the turning suppressing direction, reducing the cornering force of the front wheel and suppressing oversteering. . As a result, the tack-in of the vehicle is suppressed, as shown in FIG. 9 from the state indicated as no control to the state indicated as control.

【００７３】また、図１０はヨーレイトの時間変化の一
例を示すもので、実線は制御有を示し鎖線は制御無を示
す。図示するように、アクセルホフの直後に、制御無で
はヨーレイトが大きくなって車両姿勢が急変したことが
わかり、制御有ではヨーレイトが大きくなることなく滑
らかに収束しており、車両姿勢の安定が保持されること
がわかる。FIG. 10 shows an example of the time change of the yaw rate. The solid line indicates control and the chain line indicates no control. As shown in the figure, immediately after the accelerator hoff, it was found that the yaw rate increased without control and the vehicle attitude changed abruptly.With control, the yaw rate converged smoothly without increasing, and the vehicle attitude remained stable. I understand that it will be done.

【００７４】１．４．３発進性能，加速性能の向上 本装置では、左右輪で路面の摩擦抵抗が異なる状態での
発進性能や加速性能を向上できるように、トルク制御を
行なう。つまり、左右輪の一方の車輪の接触する路面が
他方の車輪の接触する路面に比べて低μである場合に
は、発進時（これをμスプリット発進という）や加速時
に、低μ側の車輪の負荷が小さくなるため差動機構が働
き、低μ側の車輪へ駆動力が増す一方で高μ路側の車輪
への駆動力が減少する。1.4.3 Improvement of Starting Performance and Acceleration Performance In this device, torque control is performed so that the starting performance and acceleration performance can be improved when the frictional resistance of the road surface is different between the left and right wheels. In other words, when the road surface contacted by one of the left and right wheels is lower μ than the road surface contacted by the other wheel, the wheel on the lower μ side during starting (this is called μ split start) or during acceleration Since the load on the wheel becomes smaller, the differential mechanism works, and the driving force on the wheel on the low μ side increases, while the driving force on the wheel on the high μ road side decreases.

【００７５】この結果、低μ側の車輪はエンジンからの
駆動力の大部分を供給されながらもスリップして路面へ
駆動力を十分に伝達できず、また、高μ路側の車輪はエ
ンジンからの駆動力がほとんど供給されないためやは
り、図１１に制御無として示すように、路面へ駆動力を
十分に伝達することができずに、車両がなかなか進まな
い。As a result, the wheels on the low μ side cannot slip enough to transmit the driving force to the road surface even though most of the driving force from the engine is supplied, and the wheels on the high μ road side can not be transmitted from the engine. Since the driving force is hardly supplied, the driving force cannot be sufficiently transmitted to the road surface, and the vehicle does not easily move, as shown in FIG. 11 without control.

【００７６】そこで、このようなμスプリット状態で
は、低μ車輪側から高μ路車輪側へとトルクを移動させ
る。これにより、図１１に制御有として示すように、高
μ路側の車輪から路面へ伝達される駆動力が増大するよ
うになり、車両の発進や加速をより速やかに、また、効
率よく行なうことができる。例えば図１２はμスプリッ
ト発進による加速Ｇの時間変化の一例を示すもので、実
線は制御有を示し鎖線は制御無を示す。図示するよう
に、トルク移動制御により、加速Ｇが向上することがわ
かる。Therefore, in such a μ split state, the torque is moved from the low μ wheel side to the high μ road wheel side. As a result, as shown in FIG. 11 as having control, the driving force transmitted from the wheels on the high μ road side to the road surface is increased, and the vehicle can be started and accelerated more quickly and efficiently. it can. For example, FIG. 12 shows an example of a time change of the acceleration G due to the μ-split start. The solid line indicates control and the chain line indicates no control. As shown, it can be seen that the acceleration G is improved by the torque transfer control.

【００７７】２．本装置の制御内容 ここで、上述のようなトルク制御の内容を、入力演算処
理、ドリフト判定ロジック、車両運動制御ロジック、路
面μ推定、アクチュエータ駆動の順に、より具体的に説
明する。 ２．１入力演算処理 入力演算処理では、図１３に示すように、後左車輪速度
ｖｒｌ，後右車輪速度ｖｒｒ，ハンドル角度θｈ，車体
速度ｖｂ，ハンドル角速度ｄθｈ，前左車輪速度ｖｆ
ｌ，前右車輪速度ｖｆｒにかかる検出信号を各センサか
ら受けるとともに、全開の計算値（トルク移動量ｔａ，
路面μ判定係数γ）及び圧力スイッチ，アイドルスイッ
チ，横Ｇセンサ，ＴＰＳ（スロットルポジションセン
サ）等からの検出信号を受けて、以下のような数値の演
算処理を行なう。2. Control Contents of the Apparatus Here, the contents of the above-described torque control will be described more specifically in the order of input calculation processing, drift determination logic, vehicle motion control logic, road surface μ estimation, and actuator drive. 2.1 Input Calculation Process In the input calculation process, as shown in FIG. 13, the rear left wheel speed vrl, the rear right wheel speed vrr, the steering wheel angle θh, the vehicle body speed vb, the steering wheel angular speed dθh, the front left wheel speed vf.
l, the detection signal concerning the front right wheel speed vfr is received from each sensor, and the calculated value of full opening (torque moving amount ta,
In response to a road surface μ determination coefficient γ) and detection signals from a pressure switch, an idle switch, a lateral G sensor, a TPS (throttle position sensor) and the like, the following numerical values are calculated.

【００７８】２．１．１後輪左右の速度差（ｄｖｒｄ） 後左車輪速度ｖｒｌ及び後右車輪速度ｖｒｒとの差を演
算して、旋回時やトルク移動制御によって発生する後輪
左右の実速度差ｄｖｒｄ（＝ｖｒｌ−ｖｒｒ）を得る。 ２．１．２後輪左右の速度差のデジタルフィルタ値（ｄ
ｖｒｆ） 実速度差ｄｖｒｄは、トルク移動制御の作動状態を判別
するために用いるため、実速度差ｄｖｒｄをデジタルフ
ィルタ（例えば、５Ｈｚのローパスフィルタ）でフィル
タ処理して、ノイズ影響を取り除く。ここでは、式（2.
1.2.1)のようにスムージング処理を行なう式（2.1.2.2)
に示すようにフィルタ処理を行なう。2.1.1 Rear-wheel left-right speed difference (dvrd) The difference between the rear-left wheel speed vrl and the rear-right wheel speed vrr is calculated to generate the actual left-right wheel speed generated during turning or torque transfer control. The speed difference dvrd (= vrl-vrr) is obtained. 2.1.2 Digital filter value (d
vrf) Since the actual speed difference dvrd is used to determine the operating state of the torque transfer control, the actual speed difference dvrd is filtered by a digital filter (for example, a 5 Hz low-pass filter) to remove the noise effect. Here, the formula (2.
Expression (2.1.2.2) that performs smoothing processing like (1.2.1)
Filter processing is performed as shown in.

【００７９】 ｄｖｒｆ１＝（ｄｖｒｄ＋ｏｄｖｒｄ）／２ ・・・（2.1.2.1) ｄｖｒｆ ＝ＬＰＦ〔ｄｖｒｄ〕 ＝ＬＰＦ〔ｄｖｒｆ１，ｄｖｒｆ〕 ・・・（2.1.2.2) ただし、ｏｄｖｒｄ：一回前のｄｖｒｄを保持した値 ｄｖｒｆｌ: スムージングした値 ２．１．３後輪の平均速度（ｖｒ） 後左車輪速度ｖｒｌと後右車輪速度ｖｒｒとを平均化す
ることで、後輪の平均速度ｖｒ〔＝（ｖｒｌ＋ｖｒｒ）
／２〕を得て、トルク移動制御の作動状態を判別するた
めに用いる。Dvrf1 = (dvrd + odvrd) / 2 (2.1.2.1) dvrf = LPF [dvrd] = LPF [dvrf1, dvrf] (2.1.2.2) However, odvrd: keeps the previous dvrd Value dvrfl: Smoothed value 2.1.3 Rear wheel average speed (vr) By averaging the rear left wheel speed vrl and the rear right wheel speed vrr, the rear wheel average speed vr [= (vrl + vrr)
/ 2] to determine the operating state of the torque transfer control.

【００８０】２．１．４推定車体速（ｖｂ），旋回半径
（ＲＲ） 推定車体速ｖｂは、左右前輪及び左右後輪の４輪のうち
の３番目に速い車輪速ｖ３に基づいて算出する。これ
は、本自動車は４輪駆動車のため各車輪とも駆動輪とな
り、このような駆動輪は、駆動力を路面に伝達する際に
路面との間で滑りを生じるので、駆動輪に基づいて車体
速を求めると例え僅かであっても実際の車体速よりも速
い値となる。そこで、４つの駆動輪のうちで最も遅い車
輪速が実際の車体速に最も対応する。しかし、車輪速の
検出値がノイズ等により適正な値とならない場合も考え
られるので、検出値の信頼性を考慮して、４つの駆動輪
のうちで２番目に遅い車輪速（即ち、３番目に速い車輪
速）ｖ３を採用して、推定車体速ｖｂを求めている。2.1.4 Estimated vehicle speed (vb), turning radius (RR) The estimated vehicle speed vb is calculated based on the third highest wheel speed v3 of the four wheels, the front left and right wheels and the rear left and right wheels. . This is because this vehicle is a four-wheel drive vehicle, so that each wheel becomes a drive wheel, and such a drive wheel slides on the road surface when transmitting driving force to the road surface. If the vehicle speed is obtained, even if it is slight, it will be faster than the actual vehicle speed. Therefore, the slowest wheel speed among the four drive wheels most corresponds to the actual vehicle speed. However, the detected value of the wheel speed may not be an appropriate value due to noise or the like. Therefore, considering the reliability of the detected value, the second lowest wheel speed of the four drive wheels (that is, the third wheel speed). The vehicle body speed vb is calculated by adopting an extremely fast wheel speed v3.

【００８１】なお、直進時には、車輪速と車体速とが一
定の比率で対応するので、例えば車輪の回転速度に車輪
外周長を乗算して得られる車体速（単純算出車体速）ｖ
ｂｄを車体速ｖｂとできるが、旋回時には旋回半径に応
じた補正が必要になる。すなわち、旋回時には、３番目
に速い車輪速は後輪の内輪となり、この内輪側が単純算
出車体速ｖｂｄとなるものと考えられるので、車体中心
の車体速ｖｂは、図１４に示すような幾何学的関係から
求められる。つまり、内輪側の旋回半径ＲＲｉは内輪側
の車体速ｖｂｄに基づいて、次式（2.1.3.1)により算出
できる。When the vehicle travels straight ahead, the wheel speed and the vehicle body speed correspond to each other at a constant ratio. Therefore, for example, the vehicle body speed (simple calculated vehicle body speed) v obtained by multiplying the wheel rotational speed by the wheel outer peripheral length.
Although bd can be the vehicle speed vb, a correction according to the turning radius is required at the time of turning. That is, at the time of turning, the third highest wheel speed is considered to be the inner wheel of the rear wheel, and the inner wheel side is considered to be the simply calculated vehicle speed vbd. Is required from the relationship. That is, the turning radius RRi on the inner wheel side can be calculated by the following equation (2.1.3.1) based on the vehicle speed vbd on the inner wheel side.

【００８２】 ＲＲｉ＝（１＋Ａ＊ｖｂｄ2 ）＊Ｌｗ／δ ＝（１＋Ａ＊ｖｂｄ2 ）＊Ｌｗ＊ＧＲ／θｈ ・・・（2.1.3.1) ただし、δ：実舵角（＝θｈ／ＧＲ） Ａ：スタビリティファクタ Ｌｗ：ホイールベース Ｌｔ：トレッド幅 ＧＲ：ハンドルギヤ比 また、車体速ｖｂｄと車体速ｖｂとの比は、内輪側の旋
回半径ＲＲｉと車体中心の旋回半径ＲＲとの比に等し
く、旋回半径ＲＲは旋回半径ＲＲｉを用いて次式（2.1.
4.1)のように示すことができるので、車体速ｖｂは、車
両の右旋回時，直進時，左旋回時に分けて、次式（2.1.
4.2)〜（2.1.4.4)のように、車体速ｖｂｄとハンドル角
θｈとから求めることができる。RRi = (1 + A * vbd 2 ) * Lw / δ = (1 + A * vbd 2 ) * Lw * GR / θh (2.1.3.1) where δ: actual steering angle (= θh / GR) A : Stability factor Lw: Wheel base Lt: Tread width GR: Steering wheel gear ratio Further, the ratio between the vehicle body speed vbd and the vehicle body speed vb is equal to the ratio between the turning radius RRi on the inner wheel side and the turning radius RR at the center of the vehicle body, The turning radius RR is calculated from the following formula (2.1.
4.1), the vehicle speed vb is divided into the following formula (2.1.
As in 4.2) to (2.1.4.4), it can be obtained from the vehicle speed vbd and the steering wheel angle θh.

【００８３】 ＲＲ＝ＲＲｉ＋Ｌｔ／２ ・・・（2.1.4.1) 右旋回時 ｖｂ＝（ＲＲｉ＋Ｌｔ／２）／ＲＲｉ＊ｖｂｄ ・・・（2.1.4.2) 直進時 ｖｂ＝ｖｂｄ ・・・（2.1.4.3) 左旋回時 ｖｂ＝（ＲＲｉ−Ｌｔ／２）／ＲＲｉ＊ｖｂｄ ・・・（2.1.4.4) なお、車体中心の旋回半径ＲＲはこのような車体速ｖｂ
に基づき次式（2.1.4.5)のように示すことができる。RR = RRi + Lt / 2 (2.1.4.1) Right turn vb = (RRi + Lt / 2) / RRi * vbd ... (2.1.4.2) Straight ahead vb = vbd ... (2.1. 4.3) When turning left vb = (RRi-Lt / 2) / RRi * vbd (2.1.4.4) The turning radius RR at the center of the vehicle is such a vehicle speed vb.
Based on the following equation (2.1.4.5) can be expressed.

【００８４】 ＲＲ＝（１＋Ａ＊ｖｂ2 ）＊Ｌｗ／δ ＝（１＋Ａ＊ｖｂ2 ）＊Ｌｗ＊ＧＲ／θｈ ・・・（2.1.4.5) ２．１．５前後加速度（ｇｘ） まず、次式（2.1.5.1)のようにして、所定の周期で算出
される単純算出車体速ｖｂｄの変化から算出し、こうし
て求められた前後加速度ｇｘｄは変動が激しいため、ロ
ーパスフィルタで処理して〔（2.1.5.2)参照〕、前後加
速度ｇｘを得る。RR = (1 + A * vb 2 ) * Lw / δ = (1 + A * vb 2 ) * Lw * GR / θh (2.1.4.5) 2.1.5 longitudinal acceleration (gx) As described in (2.1.5.1), the longitudinal acceleration gxd calculated in this way is calculated from the change in the simple calculation vehicle speed vbd calculated in a predetermined cycle. .5.2)], the longitudinal acceleration gx is obtained.

【００８５】 ｇｘｄ＝ｖｂｄ−ｏｖｂｄ ・・・（2.1.5.1) ただし、ｏｖｂｄ：１周期又は所定周期前の単純算出車
体速ｖｂｄ ｇｘ＝ＬＰＦ〔ｇｘｄ〕 ・・・（2.1.5.2) ２．１．６基準横加速度（ｇｙ） 基準横加速度（ｇｙ）は、旋回時の車両に働く遠心力と
考えると、半径ＲＲｉと推定車体速ｖｂとから算出で
き、半径ＲＲｉは上述のようにハンドル角θｈから求め
られるので、基準横加速度（ｇｙ）は、次式（2.1.6.1)
のようにして、ハンドル角θｈ，推定車体速ｖｂから計
算で求める。この基準横加速度（ｇｙ）を計算横Ｇとも
いう。Gxd = vbd-ovbd (2.1.5.1) where ovbd is a simple calculated vehicle speed vbd before one cycle or a predetermined cycle gx = LPF [gxd] (2.1.5.2) 2.1. 6. Reference lateral acceleration (gy) The reference lateral acceleration (gy) can be calculated from the radius RRi and the estimated vehicle speed vb, assuming the centrifugal force acting on the vehicle when turning, and the radius RRi is calculated from the steering wheel angle θh as described above. Therefore, the reference lateral acceleration (gy) can be calculated by the following equation (2.1.6.1).
Is calculated from the steering wheel angle θh and the estimated vehicle speed vb. This reference lateral acceleration (gy) is also referred to as a calculated lateral G.

【００８６】 ｇｙ＝ｖｂ2 ／ＲＲ ＝ｖｂ2 ＊θｈ／〔（１＋Ａ＊ｖｂ2 ）＊Ｌｗ＊ＧＲ〕・・（2.1.6.1) ２．１．７後輪基準回転速度差（ｄｖｈｆ） 後輪基準回転速度差ｄｖｈｆは、旋回時に旋回半径ＲＲ
に応じて、図１５に示すような関係から幾何学的に算出
できる後輪の回転速度差であり、式（2.1.4.5)の関係を
利用して、まず、次式（2.1.7.1)のような推定車体速度
ｖｂ，ハンドル角度θｈの関数により回転速度差ｄｖｈ
ｒを求める。前述した後左車輪速度ｖｒｌ，後右車輪速
度ｖｒｒはローパスフィルタ処理が施されており、これ
らと位相を合わせるために、回転速度差ｄｖｈｒをロー
パスフィルタで処理して〔（2.1.7.2)参照〕、後輪基準
回転速度差ｄｖｒｆを得る。Gy = vb 2 / RR = vb 2 * θh / [(1 + A * vb 2 ) * Lw * GR] (2.1.6.1) 2.1.7 Rear wheel reference rotational speed difference (dvhf) Rear wheel The reference rotational speed difference dvhf is determined by a turning radius RR during turning.
The rotational speed difference of the rear wheel can be geometrically calculated from the relationship shown in FIG. 15 according to the equation (2.1.4.5). The rotation speed difference dvh is calculated by the function of the estimated vehicle speed vb and the steering wheel angle θh.
Find r. The above-mentioned rear left wheel speed vrl and rear right wheel speed vrr have been subjected to low-pass filter processing, and in order to match the phases thereof, the rotation speed difference dvhr is processed by a low-pass filter [see (2.1.7.2)]. , The rear wheel reference rotational speed difference dvrf is obtained.

【００８７】 ｄｖｈｒ＝Ｌｔ＊ｖｂ／ＲＲ ＝Ｌｔ＊ｖｂ＊θｈ／〔（１＋Ａ＊ｖｂ2 ）＊Ｌｗ＊ＧＲ〕 ・・・（2.1.7.1) ｄｖｈｆ＝ＬＰＦ〔ｄｖｈｒ〕 ・・・（2.1.7.2) ２．１．８前輪基準回転速度差（ｄｖｈｆf ） 前輪基準回転速度差ｄｖｒｆf は、旋回時に旋回半径Ｒ
Ｒ，舵角δに応じて、図１５に示すような関係から幾何
学的に算出できる前輪の回転速度差であり、式（2.1.4.
5)の関係を利用して、まず、次式（2.1.8.1)のように、
推定車体速度ｖｂ，ハンドル角度θｈの関数から、回転
速度差ｄｖｈを求めて、これを、ローパスフィルタで処
理して〔（2.1.8.2)参照〕、前輪基準回転速度差ｄｖｒ
ｆｆを得る。Dvhr = Lt * vb / RR = Lt * vb * θh / [(1 + A * vb 2 ) * Lw * GR] (2.1.7.1) dvhf = LPF [dvhr] (2.1.7.2) 2.1.8 Front Wheel Reference Rotation Speed Difference (dvhff) The front wheel reference rotation speed difference dvrfff is determined by the turning radius R at the time of turning.
R is the rotational speed difference of the front wheels that can be geometrically calculated from the relationship shown in FIG. 15 according to the steering angle δ, and is given by the formula (2.1.4.
Using the relationship of 5), first, as in the following equation (2.1.8.1),
A rotation speed difference dvh is obtained from a function of the estimated vehicle speed vb and the steering wheel angle θh, and is processed by a low-pass filter [see (2.1.8.2)] to obtain a front wheel reference rotation speed difference dvr.
ff.

【００８８】 ｄｖｒｆ＝Ｌｔ＊ｖｂ＊ｃｏｓ（θｈ／ＧＲ）／ＲＲ ＝Ｌｔ＊ｖｂ＊ｃｏｓ（θｈ／ＧＲ）＊〔θｈ／〔（１＋Ａ＊ｖｂ2 ）＊Ｌｗ＊ＧＲ〕 ・・・（2.1.8.1) ｄｖｒｆｆ＝ＬＰＦ〔ｄｖｒｆ〕 ・・・（2.1.8.2) ２．１．９前輪左右の速度差（ｄｖｆｄ） 前左車輪速度ｖｆｌ及び前右車輪速度ｖｆｒとの差を演
算して、旋回時等に発生する後輪左右の実速度差ｄｖｆ
ｄ（＝ｖｆｌ−ｖｆｒ）を得る。Dvrf = Lt * vb * cos (θh / GR) / RR = Lt * vb * cos (θh / GR) * [θh / [(1 + A * vb 2 ) * Lw * GR] (2.1. 8.1) dvrfff = LPF [dvrf] (2.1.8.2) 2.1.9 Front wheel left / right speed difference (dvfd) The difference between front left wheel speed vfl and front right wheel speed vfr is calculated, and the vehicle is turning. And the actual speed difference dvf between the left and right rear wheels
d (= vfl-vfr) is obtained.

【００８９】２．１．１０トルク移動量（ｔａｆ：一時
遅れ値） トルク移動は、その指令値が出力されてから実際の車両
挙動として現れるまでに時間遅れが生じることから、ト
ルク移動の指令値ｔａにローパスフィルタをかけて位相
を合わせ〔(2.1.10.1)参照〕、トルク移動量ｔａｆを得
る。 ｔａｆ＝ＬＰＦ〔ｔａ〕 ・・・(2.1.10.1) ２．２ドリフト判定ロジック 本制御では、車両がドリフトしようとしているか否かを
判定して、この判定結果を左右輪のトルク移動制御を通
じた車両の運動制御に用いる。このため、本制御では、
図１６に示すような各処理によってドリフト判定を行な
っている。2.1.10 Amount of Torque Movement (taf: Temporary Delay Value) The torque movement has a time delay from when its command value is output until it appears as actual vehicle behavior. A low-pass filter is applied to ta to adjust the phases (see (2.1.10.1)) to obtain a torque movement amount taf. taf = LPF [ta] (2.1.10.1) 2.2 Drift determination logic In this control, it is determined whether or not the vehicle is about to drift, and the result of this determination is determined by the vehicle through the torque movement control of the left and right wheels. It is used for motion control. Therefore, in this control,
Drift determination is performed by each processing as shown in FIG.

【００９０】つまり、本制御では、タイヤが横滑りや縦
滑りを生じた場合にドリフトが発生すると判定する。タ
イヤの横滑りは、計算横Ｇと実横Ｇとの関係が非線形に
なった場合に判定でき、タイヤの縦滑りは、推定車体速
度ｖｂと後述する前後Ｇ推定車体速度ｖｂｓとの関係が
非線形になった場合に判定できる。通常は、車両のドリ
フト時には、横滑りや縦滑りを伴うので、本制御では両
者を考慮する。That is, in this control, it is determined that drift occurs when the tire slips or slips. Tire sideslip can be determined when the relationship between the calculated lateral G and the actual lateral G becomes non-linear, and the vertical slip of the tire becomes non-linear when the relationship between the estimated vehicle speed vb and the longitudinal G estimated vehicle speed vbs described later is non-linear. It can be determined when it has become. Usually, when the vehicle drifts, the vehicle is accompanied by skidding or vertical skidding.

【００９１】そこで、本制御では、図１６に示すよう
に、タイヤの横滑り状態に応じた係数（タイヤの横滑り
係数）ｄｇｙ及びタイヤの縦滑り状態に応じた係数（タ
イヤの縦滑り係数）ｄｖｖｂｓに基づいて、ドリフト判
定係数ｓｒｐを設定しこれを出力するとともに、さら
に、このドリフト判定係数ｓｒｐに基づいてドリフト補
正係数ｓｒｐ１〜ｓｒｐ５を設定する。Therefore, in this control, as shown in FIG. 16, a coefficient (tire slip coefficient) dgy corresponding to the tire skid state and a coefficient (tire vertical slip coefficient) dvvbs corresponding to the tire slip state are set. Based on this, the drift determination coefficient srp is set and output, and further, the drift correction coefficients srp1 to srp5 are set based on the drift determination coefficient srp.

【００９２】２．２．１タイヤの横滑り係数（ｄｇｙ） 本制御では、前述のように、ハンドル角θｈと推定車体
速ｖｂとから計算横Ｇ、即ち、基準横加速度ｇｙを計算
するが、この一方で、横Ｇセンサにより、実際の横加速
度（実横Ｇ）ｒｇｙを検出する。車両が横滑りすること
なく走行している場合には、計算横Ｇと実横Ｇとの関係
が線形になる。そこで、ドリフト判定を行なうために、
計算横Ｇと実横Ｇとを比較する。2.2.1 Tire Sideslip Coefficient (dgy) In this control, as described above, the calculated lateral G, that is, the reference lateral acceleration gy is calculated from the steering wheel angle θh and the estimated vehicle speed vb. On the other hand, the lateral G sensor detects the actual lateral acceleration (actual lateral G) rgy. When the vehicle is traveling without skidding, the relationship between the calculated lateral G and the actual lateral G becomes linear. Therefore, in order to make a drift determination,
The calculated horizontal G and the actual horizontal G are compared.

【００９３】しかし、計算横Ｇ（ｇｙ）は、ハンドル角
θｈ等の入力情報から横Ｇを算出しており、ハンドルに
応じて車両に横Ｇが生じるまでには、位相遅れが生じる
ので、本制御では、計算横Ｇをローパスフィルタでフィ
ルタ処理して、位相合わせを行なう〔（2.2.1.1)参
照〕。 ｇｙｆ＝ＬＰＦ〔ｇｙ〕 ・・・（2.2.1.1) また、タイヤの影響やギヤ比等の違いにより、線形領域
でも計算横Ｇ（ｇｙ）と実横Ｇ（ｒｇｙ）との間に、誤
差が生じるので、次式（2.2.1.2)のように係数ｋにより
実横Ｇ（ｒｇｙ）を補正して係数合わせを行なう。However, the calculated lateral G (gy) calculates the lateral G from the input information such as the steering wheel angle θh, and a phase delay occurs before the lateral G occurs in the vehicle depending on the steering wheel. In control, the calculated lateral G is filtered by a low-pass filter to perform phase matching [see (2.2.1.1)]. gyf = LPF [gy] (2.2.1.1) Also, due to the influence of tires and differences in gear ratio, etc., an error exists between the calculated lateral G (gy) and the actual lateral G (rgy) even in the linear region. Therefore, the actual horizontal G (rgy) is corrected by the coefficient k as shown in the following equation (2.2.1.2) to perform coefficient adjustment.

【００９４】 ｒｇｙｈ＝ｋ＊ｒｇｙ ・・・（2.2.1.2) これにより、位相を合わせた計算横Ｇ（ｇｙｆ）と係数
を合わせた実横Ｇ（ｒｇｙｈ）とを比較することができ
るが、ここでは、次式（2.2.1.3)で算出される計算横Ｇ
（ｇｙｆ）と実横Ｇ（ｒｇｙｈ）とを無次元化した値
（タイヤの横滑り係数）ｄｇｙに基づいて、計算横Ｇと
実横Ｇとの間に生じる非線形、即ち、タイヤの横方向に
生じる非線形を判定する。Rgyh = k * rgy (2.2.1.2) Thus, it is possible to compare the calculated horizontal G (gyf) with the matched phase and the actual horizontal G (rgyh) with the matched coefficient. Then, the calculated horizontal G calculated by the following equation (2.2.1.3)
(Gyf) and the actual lateral G (rgyh) based on the dimensionless value (tire slip coefficient) dgy, which is non-linear between the calculated lateral G and the actual lateral G, ie, occurs in the lateral direction of the tire. Determine non-linearity.

【００９５】図１７は実横Ｇ（ｒｇｙ）と計算横Ｇとの
対応例を示す図であり、タイヤの横滑り等がなければ、
直線Ａのように、実横Ｇ（ｒｇｙ）と計算横Ｇとが線形
の関係になるが、実際には、タイヤのグリップ限界を過
ぎると横滑り等を生じて、実横Ｇは計算横Ｇのようには
増加しない。高μ路では曲線Ｂのように横Ｇの高い領域
まで線形が保たれるが、低μ路では曲線Ｃのように横Ｇ
の低い領域で線形を保てなくなってしまう。FIG. 17 is a view showing an example of the correspondence between the actual lateral G (rgy) and the calculated lateral G.
Like the straight line A, the actual lateral G (rgy) and the calculated lateral G have a linear relationship. However, actually, when the tire exceeds the grip limit of the tire, a skid or the like occurs. Does not increase. On the high μ road, the linearity is maintained up to the region where the lateral G is high as shown by the curve B, but on the low μ road, the lateral G is
Can not maintain the linearity in the low region.

【００９６】タイヤの横滑り係数ｄｇｙは、次式（2.2.
1.3)のように定義する。 ｄｇｙ＝｜（ｇｙｆ−ｒｇｙｈ）／ｒｇｙｈ｜ ・・・（2.2.1.3) ただし、このようなタイヤの横滑り係数ｄｇｙの計算に
は、次式（2.2.1.4)のような計算開始条件、及び、次式
（2.2.1.5)のようなクリヤ条件が設けられている。これ
は、実横Ｇ（ｒｇｙｈ）の大きさや、計算横Ｇと実横Ｇ
との差（ｇｙｆ−ｒｇｙｈ）の大きさが、一定以上大き
くならないと車両にドリフトが生じるおそれがないの
で、このような場合には、横滑り係数ｄｇｙの計算を行
なわないようにして、計算頻度を低減しているのであ
る。The tire side slip coefficient dgy is calculated by the following equation (2.2.
Define as 1.3). dgy = | (gyf-rgyh) / rgyh | (2.2.1.3) However, in the calculation of the side slip coefficient dgy of such a tire, a calculation start condition such as the following equation (2.2.1.4) and A clear condition such as the following equation (2.2.1.5) is provided. This is due to the size of the actual horizontal G (rgyh), the calculated horizontal G and the actual horizontal G
If the magnitude of the difference (gyf-rgyh) does not increase beyond a certain value, there is no danger that the vehicle will drift. In such a case, the calculation of the side slip coefficient dgy is not performed, and the calculation frequency is reduced. It is decreasing.

【００９７】 ｜ｒｇｙｈ｜＞ａ〔ｍ／ｓ2 〕and ｜ｇｙｆ−ｒｇｙｈ｜＞ｂ〔ｍ／ｓ2 〕 ただし、計算時に｜ｒｇｙｈ｜＞ｃ〔ｍ／ｓ2 〕なら 横滑り係数ｄｇｙは所定速度で０へ近づける ・・・（2.2.1.4) ｜ｒｇｙｈ｜≦ｄ〔ｍ／ｓ2 〕and ｜ｇｙｆ−ｒｇｙｈ｜≦ｅ〔ｍ／ｓ2 〕 ・・・（2.2.1.5) ただし、ａ，ｂ，ｃ，ｄ，ｅは定数 一般に、実横Ｇと計算横Ｇとの線形領域を過ぎると、実
横Ｇは計算横Ｇのようには増加しないので、上式（2.2.
1.3)は、次のように変形できる。| Rgyh |> a [m / s 2 ] and | gyf-rgyh |> b [m / s 2 ] However, if | rgyh |> c [m / s 2 ] is calculated, the skid coefficient dgy is the predetermined speed. (2.2.1.4) | rgyh | ≦ d [m / s 2 ] and | gyf-rgyh | ≦ e [m / s 2 ] (2.2.1.5) where a, b , C, d, e are constants. In general, the actual lateral G does not increase like the calculated lateral G after passing the linear region of the actual lateral G and the calculated lateral G, so the above equation (2.2.
1.3) can be transformed as follows.

【００９８】 ｇｙｆ＝（１＋ｄｇｙ）ｒｇｙｈ ・・・（2.2.1.3.a) 線形領域を脱した際には、ｄｇｙは０から次第に増加し
ていき、上式（2.2.1.3.a)の関係は、例えば図１７中の
直線Ｄのように示すことができる。そこで、理論上は、
横滑り係数ｄｇｙが０以外になったら線形がくずれたと
も判定できるが、実際には、実横Ｇや計算横Ｇについて
位相合わせや係数合わせを行なっても、常に完全にマッ
チングさせることは困難なので、実際に線形領域にあっ
ても、横滑り係数ｄｇｙが生じる（０以外になる）こと
が多い。このため、本制御では、図１８に示すように、
横滑り係数ｄｇｙが第１所定値（ｄｇｙ１）以下ならば
線形領域、横滑り係数ｄｇｙが第２所定値（ｄｇｙ２）
以上ならば完全非線形領域として、横滑り係数ｄｇｙが
第１所定値と第２所定値との間にあると、第２所定値に
近づくにしたがって、非線形度合が高まっているものと
する。Gyf = (1 + dgy) rgyh (2.2.1.3.a) When the signal leaves the linear region, dgy gradually increases from 0, and the relation of the above equation (2.2.1.3.a) is For example, it can be shown as a straight line D in FIG. So, in theory,
If the sideslip coefficient dgy becomes a value other than 0, it can be determined that the linearity has been distorted. However, in practice, it is difficult to always perfectly match even if the phase adjustment and the coefficient adjustment are performed for the actual lateral G and the calculated lateral G, Even in the actual linear region, the slip coefficient dgy often occurs (becomes other than 0) in many cases. For this reason, in this control, as shown in FIG.
If the sideslip coefficient dgy is equal to or less than a first predetermined value (dgy1), the linear slip region dgy is set to a second predetermined value (dgy2).
In this case, if the sideslip coefficient dgy is between the first predetermined value and the second predetermined value, the degree of non-linearity increases as the value approaches the second predetermined value.

【００９９】２．２．２タイヤの縦滑り係数（ｄｖｖｂ
ｓ） 本制御では、前述のように、４輪のうちの３番目に速い
車輪速ｖ３に基づいて推定車体速ｖｂを算出するが、タ
イヤが大きくスリップしたらこのような車輪速ｖ３に基
づく車体速ｖｂは実車速よりも大きいものになってしま
う。そこで、タイヤのスリップ発生を推定したら、車輪
速ではなくこの時の車速と前後Ｇとに基づいて、前後Ｇ
推定車体速度ｖｂｓを算出する。2.2.2 Tire longitudinal slip coefficient (dvvb)
s) In this control, as described above, the estimated vehicle speed vb is calculated based on the third highest wheel speed v3 of the four wheels, but if the tire slips significantly, the vehicle speed based on such wheel speed v3 is calculated. vb becomes larger than the actual vehicle speed. Therefore, when the occurrence of tire slip is estimated, based on the vehicle speed at this time and the front and rear G instead of the wheel speed, the front and rear G
The estimated vehicle speed vbs is calculated.

【０１００】この前後Ｇ推定車体速度ｖｂｓは、前後Ｇ
センサで検出した車体の前後Ｇに基づいてタイヤのスリ
ップ発生時における車体速ｖｂSLと前後Ｇ（ｇｘ）SLの
検出値とから次式（2.2.2.1)により算出する。なお、ｔ
はスリップ発生後の経過時間であり、車輪速（例えば、
３番目に速い車輪速ｖ３）が急増した場合にスリップが
発生したと推定することができる。The estimated vehicle speed vbs before and after G is
Based on the front and rear G of the vehicle detected by the sensor, the vehicle speed vb SL when the tire slips and the detected value of the front and rear G (gx) SL are calculated by the following equation (2.2.2.1). Note that t
Is the elapsed time since the slip occurred, and the wheel speed (for example,
It can be estimated that a slip has occurred when the third fastest wheel speed v3) increases sharply.

【０１０１】 ｖｂｓ＝＝ｇｘSL・ｔ＋ｖｂSL ・・・（2.2.2.1) タイヤの縦滑り係数ｄｖｖｂｓは、上述のように算出さ
れる前後Ｇ推定車体速度ｖｂｓと、これと同時に検出さ
れる３番目に速い車輪速ｖ３とに基づいて次式（2.2.2.
2)により算出するが、この算出値ｄｖｖｂｓｄに関する
ノイズ影響等を考慮して、これを更にローパスフィルタ
でフィルタリングして〔（2.2.2.3)参照〕、タイヤの縦
滑り係数ｄｖｖｂｓを求める。Vbs == gx SL · t + vb SL (2.2.2.1) The longitudinal slip coefficient dvvbs of the tire is the front and rear G estimated vehicle speed vbs calculated as described above, and the third detected simultaneously with this. The following equation (2.2.2.
The calculated value dvvbsd is taken into account in consideration of the noise effect and the like, and this is further filtered with a low-pass filter [see (2.2.2.3)] to determine the tire longitudinal slip coefficient dvvbs.

【０１０２】 ｄｖｖｂｓｄ＝ｖ３−ｖｂｓ ・・・（2.2.2.2) ｄｖｖｂｓ＝ＬＰＦ〔ｄｖｖｂｓｄ〕 ・・・（2.2.2.3) 図１９は車両のスリップ発生時に、車輪速（３番目に速
い車輪速ｖ３）及び前後Ｇ推定車体速度ｖｂｓの推移し
ていく一例を示す図である。ここでは、実際の車体速度
ＶＲがほぼ一定で走行中に極低μ路に進入してタイヤに
スリップが発生しその後このスリップが収束していく場
合を示している。図示するように、タイヤにスリップが
発生すると車輪速ｖ３が急増し、前後Ｇ推定車体速度ｖ
ｂｓが算出されるようになる。Dvvbsd = v3-vbs (2.2.2.2) dvvbs = LPF [dvvbsd] (2.2.2.3) FIG. 19 shows the wheel speed (third fastest wheel speed v3) when the vehicle slips. FIG. 7 is a diagram showing an example in which the estimated vehicle body speed vbs changes before and after. Here, a case is shown in which the actual vehicle speed VR is substantially constant, the vehicle enters the extremely low μ road during traveling, a slip occurs on the tire, and the slip converges thereafter. As shown in the figure, when a slip occurs in the tire, the wheel speed v3 rapidly increases, and the estimated vehicle speed v
bs is calculated.

【０１０３】このスリップ発生の直後には、車輪速ｖ３
が増加するため、この車輪速ｖ３と前後Ｇ推定車体速度
ｖｂｓとの差、即ち、タイヤの縦滑り係数ｄｖｖｂｓが
増大する。そして、スリップが収束していくと車輪速ｖ
３が減少して前後Ｇ推定車体速度ｖｂｓに接近してくる
ので、タイヤの縦滑り係数ｄｖｖｂｓが減少する。した
がって、タイヤの縦滑り係数ｄｖｖｂｓに基づいて、タ
イヤのスリップ状態、即ち、タイヤがスリップしていな
い線形域か、或いは、タイヤがスリップしている非線形
域かを推定することができる。Immediately after the occurrence of the slip, the wheel speed v3
Increases, the difference between the wheel speed v3 and the estimated front and rear G vehicle body speed vbs, that is, the tire longitudinal slip coefficient dvvbs increases. When the slip converges, the wheel speed v
3 decreases and approaches the longitudinal G estimated vehicle speed vbs, so that the tire longitudinal slip coefficient dvvbs decreases. Therefore, based on the longitudinal slip coefficient dvvbs of the tire, it is possible to estimate a slip state of the tire, that is, a linear region where the tire is not slipping or a nonlinear region where the tire is slipping.

【０１０４】そこで、理論上は、縦滑り係数ｄｖｖｂｓ
が０以外になったら非線形になったとも判定できるが、
実際には、スリップ発生の推定や前後Ｇ推定車体速度ｖ
ｂｓの推定にも誤差が生じるので、本制御では、図２０
に示すように、縦滑り係数ｄｖｖｂｓが第１所定値（ｄ
ｖｖｂｓ１）以下ならば線形領域、縦滑り係数ｄｖｖｂ
ｓが第２所定値（ｄｖｖｂｓ２）以上ならば完全非線形
領域として、縦滑り係数ｄｖｖｂｓが第１所定値と第２
所定値との間にあると、第２所定値に近づくにしたがっ
て、非線形度合が高まっているものとする。Therefore, theoretically, the vertical slip coefficient dvvbs
If becomes non-zero, it can be determined that it has become nonlinear,
Actually, the slip occurrence estimation and the longitudinal G estimated vehicle speed v
Since an error also occurs in the estimation of bs, in this control, FIG.
As shown in the figure, the longitudinal slip coefficient dvvbs is equal to the first predetermined value (d
vvbs1) if less than, linear region, longitudinal slip coefficient dvvb
If s is equal to or larger than a second predetermined value (dvvbs2), the longitudinal slip coefficient dvvbs is set to the first predetermined value and the second predetermined value.
When the value is between the predetermined value and the second predetermined value, the degree of nonlinearity is assumed to increase.

【０１０５】２．２．３ドリフト判定係数（ｓｒｐ） 本装置では、上述のような横滑り係数ｄｇｙと縦滑り係
数ｄｖｖｂｓとを共に考慮してドリフト判定を行なう。
そこで、次式（2.2.3.1)により、横滑り係数ｄｇｙと縦
滑り係数ｄｖｖｂｓとを合成した値（これを、ドリフト
判定係数という）ｓｒｐ（＝ｓｒｐｄ2 ）を算出して、
ドリフト判定に用いる。2.2.3 Drift determination coefficient (srp) In the present apparatus, drift determination is performed in consideration of both the side slip coefficient dgy and the vertical slip coefficient dvvbs as described above.
Therefore, a value obtained by combining the sideslip coefficient dgy and the longitudinal slip coefficient dvvbs (this is referred to as a drift determination coefficient) srp (= srpd 2 ) is calculated by the following equation (2.2.3.1).
Used for drift judgment.

【０１０６】 ｓｒｐ＝（ａ・ｄｇｙ）2 ＋（ｂ・ｄｖｖｂｓ）2 ・・・（2.2.3.1) ただし、ａ，ｂは円にするための係数調整 このドリフト判定係数ｓｒｐは、図２１に示すようなド
リフト判定円（摩擦円）によって評価することができ
る。図２１は、横滑り係数ｄｇｙを係数調整した値（ａ
・ｄｇｙ），縦滑り係数ｄｖｖｂｓを係数調整した値
（ｂ・ｄｖｖｂｓ）をそれぞれ横軸，縦軸として直行座
標を示し、ドリフト判定係数ｓｒｐは、この座標におけ
る原点からの距離の二乗に相当する。Srp = (a · dgy) 2 + (b · dvvbs) 2 (2.2.3.1) However, coefficient adjustment for making a and b circles The drift determination coefficient srp is shown in FIG. It can be evaluated by such a drift judgment circle (friction circle). FIG. 21 shows a value (a) obtained by coefficient-adjusting the sideslip coefficient dgy.
• dgy) and the value (b · dvvbs) obtained by adjusting the longitudinal slip coefficient dvvbs on the horizontal axis and the vertical axis, respectively, indicating orthogonal coordinates, and the drift determination coefficient srp corresponds to the square of the distance from the origin in these coordinates.

【０１０７】ドリフト判定円は、このような座標の原点
を中心とした円であって、第１の半径ｒ1 ，第２の半径
ｒ2 （ｒ1 ＜ｒ2 ）の各円からなる。そして、半径ｒ1
の円内を線形領域（タイヤがスリップしていない領
域）、半径ｒ1 の円外を非線形領域（タイヤがスリップ
している）、そして、非線形領域のうちの半径ｒ2 の円
外をドリフト領域と設定している。The drift determination circle is a circle centered on the origin of such coordinates, and includes a first radius r 1 and a second radius r 2 (r 1 <r 2 ). And the radius r 1
The linear region (the region where the tire is not slipping) is inside the circle, the nonlinear region (the tire is slipping) outside the radius r 1 , and the drift region is outside the radius r 2 of the nonlinear region. Is set.

【０１０８】つまり、ドリフト判定係数ｓｒｐの平方根
（ｓｒｐ1/2 ）が半径ｒ1 内（即ち、ｓｒｐ1/2 ≦
ｒ1 ）であれば線形領域、ｓｒｐ1/2 が半径ｒ1 よりも
大（即ち、ｓｒｐ1/2 ＞ｒ1 ）であれば非線形領域、さ
らに、ｓｒｐ1/2 が半径ｒ2 よりも大（即ち、ｓｒｐ
1/2 ＞ｒ2 ）であればドリフト領域にあるとしている。
なお、非線形領域のうち、ｒ1 ＜ｓｒｐ1/2 ≦ｒ2 の領
域は、完全なドリフトではないが、ドリフト判定係数ｓ
ｒｐに相応した度合のドリフト傾向にあるものとする。That is, the square root (srp 1/2 ) of the drift determination coefficient srp is within the radius r 1 (that is, srp 1/2 ≤).
r 1 ) is a linear region, srp 1/2 is larger than the radius r 1 (that is, srp 1/2 > r 1 ), and srp 1/2 is larger than the radius r 2. (That is, srp
If 1/2 > r 2 ) it is said to be in the drift region.
In the non-linear region, the region where r 1 <srp 1/2 ≦ r 2 is not a complete drift, but the drift determination coefficient s
It is assumed that there is a degree of drift tendency corresponding to rp.

【０１０９】例えば図２２は、ドリフト判定係数ｓｒｐ
に対するドリフト判定の対応を示すもので、ｓｒｐが半
径ｒ1 2以下（即ち、ｓｒｐ≦ｒ1 2）であれば線形領域、
ｓｒｐが半径ｒ2 2よりも大（即ち、ｓｒｐ＞ｒ2 2）であ
ればドリフト領域、ｓｒｐがｒ1 2＜ｓｒｐ≦ｒ2 2の領域
は、完全なドリフトではないが、ドリフト判定係数ｓｒ
ｐに相応したドリフト度合であるとしている。For example, FIG. 22 shows the drift determination coefficient srp
Intended to show the drift determination for, srp is the radius r 1 2 or less (i.e., srp ≦ r 1 2) the linear region if,
srp than the radius r 2 2 large (i.e., srp> r 2 2) drift region if, srp is r 1 2 <srp ≦ r 2 2 regions is not a full drift, drift determination coefficient sr
It is assumed that the degree of drift corresponds to p.

【０１１０】（ドリフト対応制御開始条件）ドリフト判
定係数ｓｒｐが所定値以上で、且つ、カウンタステアが
切られてこのカウンタステアのハンドル角速度が所定速
度以上に速ければ、ドリフト走行と判定する。なお、カ
ウンタステアが切られたと判定するのは操舵角が中立位
置を越えた場合、即ち、計算横Ｇの方向と実横Ｇの方向
とが逆の場合とする。即ち、次の３つの式の条件がいず
れも同時に成立した場合に、ドリフト走行と判定してド
リフト対応制御を開始する。 ・ドリフト判定係数ｓｒｐが所定値以上であること ｓｒｐ＞ｓｒｐ０ ・・・（2.2.6.1) ・計算横Ｇ（ｇｙ）の方向と実横Ｇ（ｒｇｙｈ）の方向
とが逆であること ｇｙ・ｒｇｙｈ＜０ ・・・（2.2.6.2) ・ハンドル角速度Δθｈが所定速度Δθ1 以上であるこ
と Δθｈ≧Δθ1 （ｄｅｇ／ｓ） ・・・（2.2.6.3) また、上記３つの式の条件が同時に成立しない場合であ
っても、ドリフト判定係数ｓｒｐが所定値以上又はカウ
ンタステア状態のときにドリフト走行と判定してもよ
い。(Drift Corresponding Control Starting Condition) If the drift determination coefficient srp is equal to or greater than a predetermined value and the counter steer is turned off and the steering wheel angular velocity of the counter steer is equal to or higher than the predetermined velocity, it is determined that the vehicle is drifting. It is determined that the countersteer is turned off when the steering angle exceeds the neutral position, that is, when the direction of the calculated lateral G is opposite to the direction of the actual lateral G. That is, when all the conditions of the following three equations are satisfied at the same time, it is determined that the vehicle is drifting and the drift response control is started.・ Drift judgment coefficient srp is greater than or equal to a predetermined value srp> srp0 (2.2.6.1) ・ Calculation lateral G (gy) direction and actual lateral G (rgyh) direction are opposite gy ・ rgyh <0 ・ ・ ・ (2.2.6.2) ・ The steering wheel angular velocity Δθh is greater than or equal to the predetermined velocity Δθ 1 Δθh ≧ Δθ 1 (deg / s) ・ ・ ・ (2.2.6.3) In addition, the conditions of the above three equations are the same. Even if it is not established, it may be determined that the vehicle is drifting when the drift determination coefficient srp is equal to or greater than a predetermined value or in the counter steering state.

【０１１１】（ドリフト対応制御終了条件）操舵角が再
び中立位置に戻ったときに、即ち、計算横Ｇの方向と実
横Ｇの方向とが等しくなったとき、ドリフト走行終了と
判定して、ドリフト対応制御を中止する。 ・計算横Ｇ（ｇｙ）の方向と実横Ｇ（ｒｇｙｈ）の方向
とが同方向であること ｇｙ・ｒｇｙｈ＞０ ・・・（2.2.6.4) また、上述の条件式によりドリフト走行でない判定され
ると、ドリフト判定係数ｓｒｐは零に設定される（ｓｒ
ｐ＝０）。(Drift-Compatible Control Termination Condition) When the steering angle returns to the neutral position again, that is, when the calculated lateral G direction is equal to the actual lateral G direction, it is determined that drift traveling has been terminated. Stop the drift control. The direction of the calculated lateral G (gy) and the direction of the actual lateral G (rgyh) are the same direction. Gy · rgyh> 0 (2.2.6.4) Also, it is determined that the vehicle is not drifting by the above conditional expression. Then, the drift determination coefficient srp is set to zero (sr
p = 0).

【０１１２】２．２．４ドリフト補正係数１（ｓｒｐ
１） ドリフト補正係数１（ｓｒｐ１）は、ドリフト対応制御
開始条件によりドリフト走行と判定されると、図２３に
示すようなマップを用いてドリフト判定係数ｓｒｐに基
づき設定される。そして、ドリフト判定時には目標ΔＮ
追従制御にこのドリフト補正係数１（ｓｒｐ１）を乗算
することで補正を施す。これにより、基準となる後輪左
右の速度差ｄｖｈｆに補正係数ｓｒｐ１により補正をか
けることで、ヨーレイトフィードバック制御をやめて、
回転数差に反応するＬＳＤ（リミテッドスリップデフ）
機能、即ち差動制限とする。また、操舵速度によりゲイ
ンを落とす操舵過渡応答係数（ｋｄｈ）に補正をかけ
て、ゲインを落とさないようにする。2.2.4 Drift correction coefficient 1 (srp
1) The drift correction coefficient 1 (srp1) is set based on the drift determination coefficient srp using a map as shown in FIG. At the time of drift determination, the target ΔN
The correction is performed by multiplying the tracking control by the drift correction coefficient 1 (srp1). As a result, the yaw rate feedback control is stopped by correcting the speed difference dvhf between the left and right rear wheels, which is the reference, by the correction coefficient srp1.
LSD (Limited slip differential) that responds to rotational speed difference
Function, ie, differential limiting. Further, the steering transient response coefficient (kdh) for decreasing the gain according to the steering speed is corrected so as not to decrease the gain.

【０１１３】２．２．５ドリフト補正係数２〜５（ｓｒ
ｐ２〜５） ドリフト補正係数２及び３（ｓｒｐ２，３）は、ドリフ
ト対応制御開始条件によりドリフト走行と判定される
と、目標ΔＮ追従制御によるＬＳＤの効きの強さを設定
するものであり、図２４，図２５に示すようなマップを
用いてドリフト判定係数ｓｒｐに基づき設定される。こ
のうち、ドリフト補正係数２（ｓｒｐ２）は高μ路用ゲ
インを設定するためのもので、ドリフト時にはゲインを
落とす。ドリフト補正係数３（ｓｒｐ３）は低μ路用ゲ
インを設定するためのもので、ドリフト時にはゲインを
上げる。2.2.5 Drift correction coefficients 2 to 5 (sr
p2 to 5) Drift correction coefficients 2 and 3 (srp2, 3) are used to set the strength of the effect of the LSD by the target ΔN tracking control when it is determined that the vehicle is drifting on the basis of the drift control start condition. 24, and is set based on the drift determination coefficient srp using a map as shown in FIG. Among them, the drift correction coefficient 2 (srp2) is for setting the gain for the high μ road, and the gain is reduced during drift. The drift correction coefficient 3 (srp3) is for setting a low μ road gain, and increases the gain during drift.

【０１１４】図２８は回転数差（ｄｖｈｆ−ｄｖｒｄ）
に対するトルク移動量を示すものである。この図２８に
示すように、ドリフト補正係数２（ｓｒｐ２）は本装置
の高μ路用ゲインを下げることで、又、ドリフト補正係
数３（ｓｒｐ３）は低μ路用ゲインを上げることで、い
ずれも機械式ＬＳＤの特性に近づけようとするものであ
る。FIG. 28 shows the rotational speed difference (dvhf-dvrd).
5 shows the amount of torque movement with respect to. As shown in FIG. 28, the drift correction coefficient 2 (srp2) is reduced by lowering the high μ road gain of the present apparatus, and the drift correction coefficient 3 (srp3) is increased by lowering the low μ road gain. Also attempts to approximate the characteristics of a mechanical LSD.

【０１１５】ドリフト補正係数４（ｓｒｐ４）は、ドリ
フト判定時に、操舵角速度比例制御項の制御ゲインを適
性な制御ゲインに調整するためのものであり、図２６に
示すようなマップを用いてドリフト判定係数ｓｒｐに基
づき設定される。The drift correction coefficient 4 (srp4) is for adjusting the control gain of the steering angular velocity proportional control term to an appropriate control gain at the time of drift judgment, and the drift judgment coefficient is used by using a map as shown in FIG. It is set based on the coefficient srp.

【０１１６】ドリフト補正係数５（ｓｒｐ５）は、ドリ
フト判定時に、加速旋回制御項及びタックイン対応制御
項の制御ゲインを適性な制御ゲインに調整するためのも
のであり、図２７に示すようなマップを用いてドリフト
判定係数ｓｒｐに基づき設定される。 ２．２．６旋回横Ｇ（ドリフト対応，ｇｇｙ） ところで、本制御では、旋回時に車両に加わる横加速度
（旋回横Ｇ）に基づいたトルク移動制御があり、例えば
タックイン対応制御や加速旋回制御がこれに相当する。
この旋回横Ｇは前述の計算横Ｇや実横Ｇが対応するが、
タイヤが路面をしっかりとグリップして走行している時
（グリップ走行時）には計算横Ｇと実横Ｇとの差がない
ので、計算横Ｇも実横Ｇとともに車両の挙動に対応する
ものになり、旋回横Ｇとして実横Ｇよりも処理速度の速
い計算横Ｇを用いることができる。しかし、ドリフト走
行時には計算横Ｇと実横Ｇとの間に大きな差が生じるの
で、計算横Ｇは用いることができず、この場合には、旋
回横Ｇとして車両の挙動に対応した実横Ｇを用いる必要
がある。The drift correction coefficient 5 (srp5) is for adjusting the control gains of the acceleration and turn control term and the tack-in response control term to appropriate control gains at the time of drift determination, and a map as shown in FIG. 27 is used. It is set based on the drift determination coefficient srp. 2.2.6 Turning lateral G (drift correspondence, ggy) By the way, in this control, there is a torque movement control based on a lateral acceleration (turning lateral G) applied to the vehicle at the time of turning. For example, tack-in response control and acceleration turning control are performed. This corresponds to this.
The turning side G corresponds to the calculated side G and the actual side G described above.
When there is no difference between the calculated lateral G and the actual lateral G when the tire is gripping the road surface (during grip traveling), the computed lateral G and the actual lateral G correspond to the behavior of the vehicle. Thus, the calculated lateral G having a higher processing speed than the actual lateral G can be used as the turning lateral G. However, when the vehicle is drifting, a large difference occurs between the calculated lateral G and the actual lateral G. Therefore, the calculated lateral G cannot be used. In this case, the actual lateral G corresponding to the behavior of the vehicle is used as the turning lateral G. Must be used.

【０１１７】そこで、本装置では、通常は計算横Ｇを使
用して、この計算横Ｇでは実情に対応できない場合に実
横Ｇを用いるようにしている。このため、ドリフト対応
制御開始条件でドリフト走行と判定されると、旋回横Ｇ
として計算横Ｇの採用から実横Ｇの採用へと切り替わ
り、ドリフト対応制御終了条件でドリフト走行終了と判
定されると、実横Ｇの採用から計算横Ｇの採用へと復帰
するように設定されている。Therefore, in this apparatus, the calculated lateral G is normally used, and when the calculated lateral G cannot cope with the actual situation, the actual lateral G is used. For this reason, when it is determined that the vehicle is drifting under the drift-dependent control start condition, the turning lateral G
Is switched from the adoption of the calculated lateral G to the adoption of the actual lateral G, and when it is determined that the drift running is ended under the drift-corresponding control termination condition, the adoption of the actual lateral G is changed to the adoption of the calculated lateral G. ing.

【０１１８】なお、横Ｇの選択は、横Ｇ選択係数ｄｏｒ
ｉにより表し、計算横Ｇ選択時にはｄｏｒｉ＝０とし、
実横Ｇ選択時にはｄｏｒｉ＝ｄｏｒｉ１（定数）とす
る。ドリフト対応の旋回横Ｇ：ｇｇｙは、横Ｇ選択係数
ｄｏｒｉにより、次式のように示すことができる。 ｇｇｙ＝〔ｄｏｒｉ・ｒｇｙｈ＋（ｄｏｒｉ１−ｄｏｒ
ｉ）・ｇｙ〕／ｄｏｒｉ１ ただし、ｇｙ：計算横Ｇ，ｒｇｙｈ：実横Ｇ さらに、このようなドリフト対応にかかる旋回横Ｇの選
択例を図５３を参照して説明する。図５３中、実線は計
算横Ｇ（ｇｙ）を、破線は実横Ｇ（ｒｇｙｈ）を示し、
図示するように、車両の旋回時には車両に横Ｇが発生
し、グリップ走行時には計算横Ｇと実横Ｇとの差がない
が、ドリフト状態になると実横Ｇは大きな変化がないの
に計算横Ｇは急変する。このように計算横Ｇが急変する
のは、ドリフト状態になるとドライバがハンドル操作を
加えるためであり、ハンドル操作が加えられると、式
（2.1.6.1)のようにハンドル角θｈに基づいて算出され
る計算横Ｇが大きく変化するのである。特に、ドリフト
時に、カウンタステアが切られると計算横Ｇは、実横Ｇ
と逆方向へ変化する。この計算横Ｇが実横Ｇと逆方向へ
変化して、計算横Ｇが実横Ｇと同方向になるまでの間だ
け、即ち、図５３中に「ドリフト制御中」と示す期間だ
け、計算横Ｇに代えて実横Ｇ入力を採用する。Note that the horizontal G selection coefficient is the horizontal G selection coefficient dor.
i, and when calculation horizontal G is selected, dori = 0,
When the actual horizontal G is selected, dori = dori1 (constant). The turning side G: ggy corresponding to the drift can be expressed by the following equation by the side G selection coefficient dori. ggy = [dori · rgyh + (dori1-dor)
i) .gy] / dori1 where gy: calculated lateral G, rgyh: actual lateral G. Further, an example of selecting the turning lateral G according to such drift will be described with reference to FIG. In FIG. 53, the solid line indicates the calculated horizontal G (gy), the broken line indicates the real horizontal G (rgyh),
As shown in the figure, when the vehicle turns, a lateral G occurs in the vehicle, and there is no difference between the calculated lateral G and the actual lateral G during the grip traveling. G changes suddenly. The sudden change in the calculated lateral G is because the driver applies the steering wheel operation in the drift state. When the steering wheel operation is applied, the calculated lateral G is calculated based on the steering wheel angle θh as in the equation (2.1.6.1). That is, the calculated lateral G greatly changes. In particular, when the counter steer is turned off during drift, the calculated lateral G becomes the actual lateral G.
Changes in the opposite direction. The calculation is performed only until the calculated lateral G changes in the direction opposite to the actual lateral G and the calculated lateral G becomes the same direction as the actual lateral G, that is, only during the period indicated as “drift control” in FIG. Instead of the horizontal G, an actual horizontal G input is adopted.

【０１１９】２．３車両運動制御ロジック 前述のように、本動力伝達制御装置では、制御モードと
して、目標回転数差追従制御（目標ΔＮ追従制御）と、
加速旋回制御と、タックイン対応制御と、操舵過渡応答
制御とが設けられているが、ここで、これらの各制御に
ついて詳細に説明する。2.3 Vehicle Motion Control Logic As described above, in this power transmission control device, the target rotation speed difference follow-up control (target ΔN follow-up control) is set as the control mode.
Acceleration turning control, tack-in response control, and steering transient response control are provided. Here, each of these controls will be described in detail.

【０１２０】２．３．１目標ΔＮ追従制御 目標ΔＮ追従制御は、ヨーレートフィードバック制御と
しての作用（ヨーレートＦＢＣ作用）とＬＳＤとしての
作用（ＬＳＤ作用）との両方を狙った制御であり、式
（2.1.7.2)により前述のようにして得られる後輪基準回
転速度差（理論値，ｄｖｈｆ）と後輪の左右輪の速度差
（実速度差，ｄｖｒｄ）との差をなくすようにゲイン調
整を行なう。このため、図２９，図３０の破線のブロッ
クＢ３１内に示すようにして、各制御量（高μ路用制御
量ｔｂｈ，低μ路用制御量ｔｂｌ）が設定される。2.3.1 Target ΔN Tracking Control The target ΔN tracking control is a control aimed at both the action as the yaw rate feedback control (yaw rate FBC action) and the action as the LSD (LSD action). The gain adjustment is performed so as to eliminate the difference between the rear wheel reference rotational speed difference (theoretical value, dvhf) obtained as described above in 2.1.7.2) and the left and right rear wheel speed difference (actual speed difference, dvrd). To do. Therefore, the respective control amounts (the control amount tbh for the high μ road and the control amount tbl for the low μ road) are set as shown in the dashed block B31 in FIGS.

【０１２１】例えば加減速旋回時には、車両のスタビリ
ティが非線形となり後輪基準回転速度差（理論値、ｄｖ
ｈｆ）と後輪の左右輪の実際の速度差（実速度差、ｄｖ
ｒｄ）との差ｄｄｖｒ（＝ｄｖｈｆ−ｄｖｒｄ）が異な
るため、理論値ｄｖｈｆと実速度差ｄｖｒｄとの差ｄｄ
ｖｒを解消するように制御を行なう。つまり、加速旋回
時には、車両の操舵特性がアンダステア側に強まって差
ｄｄｖｒが負の値となるため、この差ｄｄｖｒを増加さ
せる方向つまり旋回外輪側へトルクを移動させるように
制御を行なう。また、減速旋回時には、車両の操舵特性
がオーバステア側に強まって差ｄｄｖｒが正の値となる
ため、この差ｄｄｖｒを減少させる方向つまり旋回内輪
側へトルクを移動させるように制御を行なう。For example, during acceleration / deceleration turning, the vehicle stability becomes non-linear, and the rear wheel reference rotational speed difference (theoretical value, dv
hf) and the actual speed difference between the right and left rear wheels (actual speed difference, dv)
rd), the difference ddvr (= dvhf−dvrd) is different from the theoretical value dvhf and the actual speed difference dvrd.
Control is performed so as to eliminate vr. That is, during acceleration turning, the steering characteristic of the vehicle increases toward the understeer side, and the difference ddvr takes a negative value. Therefore, control is performed so as to move the torque in a direction to increase the difference ddvr, that is, toward the turning outer wheel. In addition, during deceleration turning, the steering characteristic of the vehicle increases toward the oversteer side, and the difference ddvr takes a positive value. Therefore, control is performed so as to move the torque in a direction to decrease the difference ddvr, that is, toward the turning inner wheel.

【０１２２】（１）回転速度差比例制御（ｔｂｈｄ，ｔ
ｂｌｄ） まず、下式（2.3.1.1)により、後輪基準回転速度差（理
論値，ｄｖｈｆ）と後輪の左右輪の実際の速度差（実速
度差，ｄｖｒｄ）との差ｄｄｖｒを求め、この差ｄｄｖ
ｒに関して、図３１，図４２に示すようなマップから対
応する基本制御量、即ち、高μ路用基本制御量ｔｂｈ
ｄ，低μ路用基本制御量ｔｂｌｄを設定する。(1) Rotational speed difference proportional control (tbhd, t
bld) First, a difference ddvr between a rear wheel reference rotational speed difference (theoretical value, dvhf) and an actual speed difference between the right and left rear wheels (actual speed difference, dvrd) is obtained by the following equation (2.3.1.1). This difference ddv
Regarding r, the basic control amount corresponding to the map shown in FIGS. 31 and 42, that is, the basic control amount tbh for the high μ road.
d, the basic control amount tbld for the low μ road is set.

【０１２３】 ｄｄｖｒ＝ｄｖｈｆ−ｄｖｒｄ ・・・・・・（2.3.1.1) ただし、ドリフト制御中は、次式のように、基準となる
後輪基準回転速度差（ｄｖｈｆ）に前記ドリフト補正係
数１（ｓｒｐ１）を乗算することで、ヨーレイトＦＢＣ
作用を無くして回転速度差に反応するＬＳＤ作用のみの
制御にする。 ｄｖｈｆ＝ｄｖｈｆ・ｓｒｐ１／ｓｒｐ１max ・・・・・・（2.3.1.2) そして、この基本制御量ｔｂｄ（ｔｂｈｄ，ｔｂｌｄ）
に、図２９，図３０に示すように、スムージング処理，
フィルタ処理や、操舵過渡応答係数（ｋｂｈ，ｋｂ
ｌ），車速係数（ｋｂｈ２，ｋｂｌ２），ドリフト補正
係数２，３（ｓｒｐ２，ｓｒｐ３）を乗算することによ
る補正を施して、最終的な制御量ｔｂ（ｔｂｈ，ｔｂ
ｌ）を得るようになっている。Ddvr = dvhf-dvrd (2.3.1.1) However, during the drift control, the drift correction coefficient 1 is added to the reference rear wheel reference rotational speed difference (dvhf) as shown in the following equation. By multiplying (srp1), the yaw rate FBC
The operation is eliminated, and only the LSD operation that responds to the rotational speed difference is controlled. dvhf = dvhf · srp1 / srp1max (2.3.1.2) Then, this basic control amount tbd (tbhd, tbld)
29 and 30, smoothing processing,
Filter processing and steering transient response coefficients (kbh, kb
l), a vehicle speed coefficient (kbh2, kbl2), and a drift correction coefficient 2, 3 (srp2, srp3) are multiplied to make a final control amount tb (tbh, tb).
1).

【０１２４】（２）スムージング処理，フィルタ処理
（ｔｂｈｄｆ２，ｔｂｌｄｆ２） 制御ハンチングの抑制のために、スムージング処理とリ
ミッタ型フィルタ処理とを行なう。スムージング処理は
例えば次式（2.3.1.3)のように、前回の制御量ｔｂ（ｎ
−１）、即ち、ｔｂｈ（ｎ−１）又はｔｂｌ（ｎ−１）
と、今回の基本制御量ｔｂｄ（ｎ）、即ち、ｔｂｈｄ
（ｎ）又はｔｂｌｄ（ｎ）とを、平均化することで行な
う。(2) Smoothing processing and filter processing (tbhdf2, tbldf2) In order to suppress control hunting, smoothing processing and limiter type filter processing are performed. In the smoothing process, for example, the following control amount tb (n
-1), that is, tbh (n-1) or tbl (n-1)
And the current basic control amount tbd (n), that is, tbhd
(N) or tbld (n) is averaged.

【０１２５】 ｔｂｄｆ１（ｎ）＝〔ｔｂｄ（ｎ）＋ｔｂ（ｎ−１）〕／２ ・・・（2.3.1.3) また、リミッタ型フィルタとしては、増加時と減少時と
で異なる勾配のものを使用する。そして、フィルタリン
グした値を、ｔｂｄｆ２（即ち、高μ路用はｔｂｈｄｆ
２，低μ路用はｔｂｌｄｆ２）とする。Tbdf1 (n) = [tbd (n) + tb (n-1)] / 2 (2.3.1.3) Further, as the limiter type filter, a filter having different slopes when increasing and when decreasing is used. use. Then, the filtered value is set to tbdf2 (that is, tbhdf for the high μ road).
2, tbldf2) for low μ roads.

【０１２６】（３）操舵過渡応答係数（ｋｂｈ１，ｋｂ
ｌ１） 急操舵を行なった場合、目標ΔＮ追従制御では、遅れて
信号を出力することから車両の挙動に悪影響を及ぼす。
そこで、ハンドル角速度のピークホールド値を用いて、
速い操舵の後は、しばらくの間、このハンドル角速度に
応じて目標ΔＮ追従制御にかかる制御ゲインを低下させ
る。(3) Steering transient response coefficient (kbh1, kb
l1) When the vehicle is steered suddenly, in the target ΔN tracking control, a signal is output with a delay, which adversely affects the behavior of the vehicle.
Therefore, using the peak hold value of the steering wheel angular velocity,
After the fast steering, the control gain for the target ΔN tracking control is reduced for a while according to the steering wheel angular velocity.

【０１２７】ハンドル角速度のピークホールド値ｄｓｔ
ｆは、検出されたハンドル角速度ｄθｈの絶対値（｜ｄ
θｈ｜）に関して、次式（2.3.1.4)のような条件が成立
すると次式（2.3.1.5)のように設定され、この条件が成
立しなければ次式（2.3.1.6)のように設定される。 条件：ｄｓｔｆ≦｜ｄθｈ｜＋２ ・・・・・・（2.3.1.4) ｄｓｔｆ＝｜ｄθｈ｜ ・・・・・・（2.3.1.5) ｄｓｔｆ≦ｄｓｔｆ−２ ・・・・・・（2.3.1.6) また、ドリフト制御中は、ハンドル操舵の影響を取り除
くため、ピークホールドした値ｄｓｔｆに、次のように
ドリフト補正係数１（ｓｒｐ１）を乗算する。Peak hold value dst of steering wheel angular velocity
f is the absolute value of the detected steering wheel angular velocity dθh (| d
θh |) is set as in the following equation (2.3.1.5) if the condition as in the following equation (2.3.1.4) is satisfied, and set as in the following equation (2.3.1.6) if this condition is not satisfied. Is done. Condition: dstf ≦ | dθh | +2 (2.3.1.4) dstf = | dθh | (2.3.1.5) dstf ≦ dstf-2 (2.3.1.6) Also, during the drift control, the value dstf of the peak hold is multiplied by a drift correction coefficient 1 (srp1) as follows in order to remove the influence of the steering wheel.

【０１２８】 ｄｓｔｆ＝ｄｓｔｆ・ｓｒｐ１／ｓｒｐ１max ・・・・・・（2.3.1.7) なお、ピークホールド値ｄｓｔｆに関するピークホール
ド係数に応じて、ハンドル角速度ｄθｈの推移は、図５
４に示すような特性として現れ、ピークホールド係数が
小さいほどハンドル角速度ｄθｈは緩やかに０へ戻る。
操舵過渡応答係数（ｋｂｈ，ｋｂｌ）については、この
ようにドリフト補正係数１（ｓｒｐ１）で補正したピー
クホールド値ｄｓｔｆに基づいて、図３２，図４３に示
すようなマップから対応する値を設定する。なお、図３
２は高μ路用マップであり、図４３は低μ路用マップで
あるが、ここでは、これらのマップは同様に構成され
る。Dstf = dstf · srp1 / srp1max (2.3.1.7) Note that the transition of the steering wheel angular velocity dθh is shown in FIG. 5 according to the peak hold coefficient related to the peak hold value dstf.
The steering wheel angular velocity dθh gradually returns to 0 as the peak hold coefficient is smaller.
As for the steering transient response coefficient (kbh, kbl), a corresponding value is set from a map as shown in FIGS. 32 and 43 based on the peak hold value dstf corrected by the drift correction coefficient 1 (srp1) in this manner. . Note that FIG.
2 is a map for a high μ road, and FIG. 43 is a map for a low μ road. Here, these maps are configured similarly.

【０１２９】（４）車速係数（ｋｂｈ２，ｋｂｌ２） また、車速が高くなるほど目標ΔＮ追従制御の車両挙動
への影響が強くなるので、車速が高まると、車両の挙動
安定性を重視するようにして目標ΔＮ追従制御のゲイン
を低下させるようにしている。このゲインを、ここでは
車速係数（ｋｂｈ２，ｋｂｌ２）とするが、車速係数
（ｋｂｈ２，ｋｂｌ２）は、例えば図３３，図４４に示
すようなマップから推定車体速度ｖｂに基づいて設定す
る。そして、設定された車速係数（ｋｂｈ２，ｋｂｌ
２）を乗算する。(4) Vehicle speed coefficient (kbh2, kbl2) Further, as the vehicle speed becomes higher, the influence of the target ΔN tracking control on the vehicle behavior becomes stronger. Therefore, when the vehicle speed increases, the behavior stability of the vehicle should be emphasized. The gain of the target ΔN tracking control is reduced. Here, the gain is set to a vehicle speed coefficient (kbh2, kbl2). The vehicle speed coefficient (kbh2, kbl2) is set based on the estimated vehicle speed vb from a map as shown in FIGS. 33 and 44, for example. Then, the set vehicle speed coefficient (kbh2, kbl
2) is multiplied.

【０１３０】（５）ドリフト補正係数２，３（ｓｒｐ
２，ｓｒｐ３） このドリフト補正係数２及び３（ｓｒｐ２，３）は、前
述のように目標ΔＮ追従制御によるＬＳＤの効きの強さ
を設定するものである。ドリフト補正係数２（ｓｒｐ
２）は高μ路用ゲインを設定するためのものであり、ド
リフト時にはゲインを落とす。ドリフト補正係数３（ｓ
ｒｐ３）は低μ路用ゲインを設定するためのもので、ド
リフト時にはゲインを上げる。(5) Drift correction coefficient 2, 3 (srp
2, drift 3) The drift correction coefficients 2 and 3 (srp2, 3) set the strength of the LSD effect by the target ΔN tracking control as described above. Drift correction coefficient 2 (srp
2) is for setting the gain for the high μ road, and lowers the gain when drifting. Drift correction coefficient 3 (s
rp3) is for setting a low-μ road gain, and increases the gain when drifting.

【０１３１】２．３．２加速旋回制御 加速旋回制御は、前述のように急旋回時のアンダステア
傾向の増加を抑制する制御であり、この制御が必要とな
るのは、車両のスタビリティが非線形となる場合であ
る。つまり、図５５に示すように、球心加速度（即ち、
旋回Ｇに相当する）と操舵比との関係が線形領域を外れ
た場合（破線部参照）には、図５６に破線で示すよう
に、車両の旋回半径が拡大してしまう。これは、急旋回
時には車両の操舵特性がアンダステア側に強まるためで
ある。2.3.2 Accelerating Turning Control The acceleration turning control is a control for suppressing an increase in the understeer tendency during a sharp turning as described above. This control is required because the vehicle stability is non-linear. Is the case. That is, as shown in FIG.
If the relationship between the turning G and the steering ratio deviates from the linear region (see the broken line portion), the turning radius of the vehicle increases as shown by the broken line in FIG. This is because during a sharp turn, the steering characteristics of the vehicle increase toward the understeer side.

【０１３２】前述したように、急旋回時には、目標ΔＮ
追従制御において、旋回外輪側へトルクを移動させて旋
回方向のモーメントを発生させて前輪のコーナリングフ
ォースを増大させているが、目標ΔＮ追従制御はフィー
ドバック制御のため若干の反応遅れが生じる。そこで、
このような急旋回時には、旋回外輪側へトルクを移動さ
せる加速旋回制御を行なって、旋回方向へ向けてヨーモ
ーメントを増加させ、前後加速度の大きい領域での前輪
のコーナリングフォースを増大させてアンダステア化を
抑制するようにしているのである。As described above, during a sharp turn, the target ΔN
In the following control, the torque is moved to the turning outer wheel to generate a moment in the turning direction to increase the cornering force of the front wheels. However, the target ΔN following control has a slight reaction delay due to feedback control. Therefore,
During such a sharp turn, the acceleration steering control is performed to move the torque to the outer wheel side of the turn, the yaw moment is increased in the turning direction, and the cornering force of the front wheels is increased in the region of large longitudinal acceleration to understeer. Is being controlled.

【０１３３】（１）加速旋回制御量（ｔｅｈ，ｔｅｌ） 本制御では、図２９，図３０のブロックＢ３２内に示す
ように、旋回横Ｇ（ｇｇｙ）が所定値以上のとき、加速
旋回時制御の基本制御量ｔｅｈｄ，ｔｅｌｄを設定し、
これに、加速度又はアクセル開度に応じた補正（即ち、
加速度係数ｋｅｈ１，ｋｅｈ２，ｋｅｌ１，ｋｅｌ２の
乗算）及び車速に応じた補正（即ち、車速係数ｋｅｈ
３，ｋｅｌ３の乗算）を行なって、ドリフト補正係数
〔ドリフト補正係数５（ｓｒｐ５）〕による補正を行な
って、最終的な加速旋回時制御量ｔｅｈ，ｔｅｌを得る
ようになっている。また、この制御量はタックイン対応
制御中でないことを条件に出力される。なお、基本制御
量ｔｅｈｄ，ｔｅｌｄは、図３４，図４５に示すような
マップにより旋回横Ｇ（ｇｇｙ）が所定値以上のときに
旋回横Ｇ（ｇｇｙ）に基づいて急旋回と判定して設定さ
れるので、操舵応答性が良くなる。(1) Acceleration turning control amount (teh, tel) In this control, as shown in the block B32 of FIGS. 29 and 30, when the turning lateral G (ggy) is equal to or larger than a predetermined value, control during acceleration turning is performed. Set the basic control variables tehd and teld of
In addition to this, correction according to acceleration or accelerator opening (that is,
Multiplication of acceleration coefficients keh1, keh2, kel1, kel2) and correction according to vehicle speed (ie, vehicle speed coefficient keh)
3, multiplication by kel3), and a correction by a drift correction coefficient [drift correction coefficient 5 (srp5)] is performed to obtain a final control amount at the time of acceleration turning, teh, tel. This control amount is output on condition that the tack-in correspondence control is not being performed. The basic control amounts tehd and teld are set based on the turning lateral G (ggy) when the turning lateral G (ggy) is equal to or larger than a predetermined value by the maps shown in FIGS. 34 and 45. As a result, steering response is improved.

【０１３４】なお、本実施例においては、旋回横Ｇ（ｇ
ｇｙ）が所定値以上のときに急旋回と判定しているが、
旋回横Ｇ（ｇｇｙ）が微小でも検出されると旋回外輪の
回転推進力を増大せしめるように制御量を算出してもよ
い。 （２）加速度係数（ｋｅｈ１，ｋｅｈ２，ｋｅｌ１，ｋ
ｅｌ２） 急加速時には、前輪のコーナリングフォースが小さくな
り、強アンダステアとなるため、加速旋回制御にかかる
制御量ｔｅｈ，ｔｅｌのゲインを上げて、前輪のコーナ
リングフォースを増大させる。このため、加速度係数ｋ
ｅｈ１，ｋｅｈ２，ｋｅｌ１，ｋｅｌ２を設定して、基
本制御量ｔｅｈｄ，ｔｅｌｄにこの加速度係数ｋｅｈ
１，ｋｅｈ２，ｋｅｌ１，ｋｅｌ２を乗算することで制
御量ｔｅｈ，ｔｅｌのゲインを上げるようにしている。
加速度係数（スロットル開度係数）ｋｅｈ１，ｋｅｌ１
は、図３５，図４６に示すようなマップによりスロット
ル開度（ｔｐｓ）に基づいて設定され、加速度係数ｋｅ
ｈ２，ｋｅｌ２は、図３６，図４７に示すようなマップ
により計算前後Ｇ（ｇｂ）に基づいて設定される。In this embodiment, the turning lateral G (g
gy) is determined to be a sharp turn when it is equal to or greater than a predetermined value,
The control amount may be calculated so as to increase the rotation propulsion force of the turning outer wheel when the turning lateral G (ggy) is detected even if it is minute. (2) acceleration coefficient (keh1, keh2, kel1, k
el2) At the time of rapid acceleration, the cornering force of the front wheels decreases and the vehicle understeers strongly. Therefore, the gains of the control amounts teh and tel related to the acceleration turning control are increased, and the cornering forces of the front wheels are increased. Therefore, the acceleration coefficient k
eh1, keh2, kel1, kel2 are set, and the acceleration coefficient keh is set in the basic control amounts tehd, teld.
The gain of the control amounts teh and tel is increased by multiplying 1, keh2, kel1 and kel2.
Acceleration coefficient (throttle opening coefficient) keh1, kel1
Is set based on the throttle opening (tps) using a map as shown in FIGS. 35 and 46, and the acceleration coefficient ke
h2 and kel2 are set based on G (gb) before and after the calculation using maps as shown in FIGS.

【０１３５】よって、前後加速度によるゲイン調整によ
って操舵応答性が良くなるとともに、スロットル開度に
よるゲイン調整により、前後加速度によるゲイン調整の
応答遅れをカバーでき、さらに、操舵応答性が良くな
る。言うまでもなく、前後加速度又はスロットル開度の
どちらか一方によるゲイン調整だけでも、操舵応答性が
良くなる。Therefore, the steering response is improved by the gain adjustment by the longitudinal acceleration, and the response delay of the gain adjustment by the longitudinal acceleration can be covered by the gain adjustment by the throttle opening, and the steering response is further improved. Needless to say, the steering response is improved only by adjusting the gain by either the longitudinal acceleration or the throttle opening.

【０１３６】（３）車速係数（ｋｅｈ３，ｋｅｌ３） 高速走行時には、トルク移動制御により車両の挙動安定
性が低下し易いので、車両の安定性を保持できるよう
に、加速旋回制御量ｔｅｈ，ｔｅｌのゲインを減少させ
る。そこで、このゲインにかかる車速係数ｋｅｈ３，ｋ
ｅｌ３を設定して、制御量（基本制御量ｔｅｈｄ，ｔｅ
ｌｄに加速度係数ｋｅｈ１，ｋｅｈ２，ｋｅｌ１，ｋｅ
ｌ２を乗算したもの）にこの車速係数ｋｅｈ３，ｋｅｌ
３を乗算することで制御量ｔｅｈ，ｔｅｌのゲインを上
げるようにしている。車速係数ｋｅｈ３，ｋｅｌ３は、
図３７，図４８に示すようなマップにより推定車体速度
（ｖｂ）に基づいて設定する。よって、所定車速以上で
制御を禁止又は弱めることによりオーバステア現象を抑
えることができる。(3) Vehicle speed coefficient (keh3, kel3) During high-speed traveling, the behavior stability of the vehicle is likely to deteriorate due to the torque movement control. Therefore, in order to maintain the stability of the vehicle, the acceleration / turning control amounts teh, tel are set. Reduce the gain. Therefore, the vehicle speed coefficient keh3, k related to this gain
el3 is set, and the control amount (basic control amount tehd, te
In ld, acceleration coefficients keh1, keh2, kel1, ke
l2) multiplied by this vehicle speed coefficient keh3, kel
By multiplying by 3, the gains of the control amounts teh and tel are increased. The vehicle speed coefficients keh3 and kel3 are
The setting is made based on the estimated vehicle speed (vb) using maps as shown in FIGS. Therefore, the oversteer phenomenon can be suppressed by prohibiting or weakening the control at or above the predetermined vehicle speed.

【０１３７】（４）タックイン対応制御に関するスイッ
チ 前述のように、タックイン対応制御中には、加速旋回制
御を停止する。これは、加速旋回制御よりもタックイン
対応制御を確実に優先させて、タックイン防止というよ
り緊急な制御を確実に行なうためのものである。そこ
で、図２９，図３０に示すように、以下のように作動す
るスイッチ（スイッチ機能）が設けられている。(4) Switch for Tack-in Handling Control As described above, the acceleration turning control is stopped during the tack-in handling control. This is to ensure that the tack-in response control is given priority over the acceleration turning control, and that more urgent control of tack-in prevention is performed. Therefore, as shown in FIGS. 29 and 30, a switch (switch function) that operates as follows is provided.

【０１３８】ｔｄｈ２ｄ＝０のとき ＳＷ：オン，ｔｄ
ｈ２ｄ≠０のとき ＳＷ：オフ ｔｄｌ２ｄ＝０のとき ＳＷ：オン，ｔｄｌ２ｄ≠０の
とき ＳＷ：オフ なお、加速旋回制御用の制御量と後述するタックイン対
応制御用の制御量とは、上述の如く択一的に使用するこ
ともできるが、車両の状況に応じてタックイン対応の必
要度合が高いときに校舎の制御量の反映度合が大きくな
るようにして両データを総合して制御データを求めても
よい。When tdh2d = 0 SW: ON, td
When h2d ≠ 0 SW: Off When tdl2d = 0 SW: On, When tdl2d ≠ 0 SW: Off In addition, the control amount for acceleration turn control and the control amount for tack-in response control described later are as described above. It can be used alternatively, but when the degree of need for tuck-in response is high depending on the vehicle condition, the degree of reflection of the control amount of the school building becomes large, and both data are combined to obtain control data. Good.

【０１３９】（５）ドリフト補正係数５（ｓｒｐ５） ドリフト制御中には、旋回横Ｇの入力を計算横Ｇから実
横Ｇ入力に切り替えるので、制御量（基本制御量ｔｅｈ
ｄ，ｔｅｌｄに加速度係数ｋｅｈ１，ｋｅｈ２，ｋｅｌ
１，ｋｅｌ２，車速係数ｋｅｈ３，ｋｅｌ３を乗算した
もの）に、前述のドリフト補正係数５を乗算することで
制御量ｔｅｈ，ｔｅｌのゲインを適正なものに調整して
いる。(5) Drift correction coefficient 5 (srp5) During the drift control, the input of the turning lateral G is switched from the calculated lateral G to the actual lateral G input, so the control amount (basic control amount teh
acceleration coefficients keh1, keh2, kel for d and teld
1, kel2, the vehicle speed coefficient keh3, and kel3) are multiplied by the above-described drift correction coefficient 5 to adjust the gains of the control amounts teh and tel to appropriate values.

【０１４０】２．３．３タックイン対応制御 前述のように、減速旋回時には加速旋回とは逆に前輪の
コーナリングフォースの増大に伴って車両の操舵特性が
オーバステア傾向に強まり、車両がタックインを生じや
すくなる。前述したように、減速旋回時には、目標ΔＮ
追従制御において、旋回内輪側へトルク移動させて旋回
抑制方向のヨーモーメントを発生させて、これにより、
オーバステア化を抑制しているが、目標ΔＮ追従制御
は、フィードバック制御のため、若干の反応遅れが生じ
る。2.3.3 Control for Tack-in As described above, during deceleration turning, the steering characteristics of the vehicle tend to oversteer as the cornering force of the front wheels increases, as opposed to acceleration turning, and the vehicle is apt to tack-in. Become. As described above, during deceleration turning, the target ΔN
In the follow-up control, the torque is moved to the turning inner wheel side to generate a yaw moment in the turning restraining direction, and thereby,
Although the oversteering is suppressed, the target ΔN follow-up control causes a slight reaction delay because it is a feedback control.

【０１４１】そこで、旋回内輪側へトルクを移動させる
ことで、旋回抑制方向へのヨーモーメントを増加させる
タックイン対応制御を行ない、前輪のコーナリングフォ
ースを減少させてオーバステア化を抑制する。これによ
り、車両の旋回挙動を、図５７に破線で示す状態から実
線で示す状態へと制御して、車両のタックインやタック
インによるスピン等を回避する。Therefore, by moving the torque to the inside of the turning wheel, the tack-in response control for increasing the yaw moment in the turning suppression direction is performed, and the cornering force of the front wheel is reduced to suppress oversteering. As a result, the turning behavior of the vehicle is controlled from the state shown by the dashed line in FIG. 57 to the state shown by the solid line, thereby avoiding the tuck-in of the vehicle and the spin caused by the tuck-in.

【０１４２】（１）タックイン対応制御（ｔｄｈ，ｔｄ
ｌ） そこで、このような減速旋回時には、旋回内輪側へトル
クを移動させるタックイン抑制の制御を行なうが、本制
御では、図２９，図３０のブロックＢ３２内に示すよう
に、タックイン対応制御の基本制御量ｔｄｈｄ，ｔｄｌ
ｄを設定し、これに、タックイン対応制御条件に応じた
操作、つまり、タックイン対応制御条件が成り立てば基
本制御量ｔｄｈｄ，ｔｄｌｄをそのまま採用し、タック
イン対応制御条件が成り立たなければ基本制御量ｔｄｈ
ｄ，ｔｄｌｄを０とする。そして、さらに、ドリフト補
正係数〔ドリフト補正係数５（ｓｒｐ５）〕を含めた各
種補正を行なって、最終的なタックイン対応制御量ｔｄ
ｈ，ｔｄｌを得るようになっている。また、この制御量
はセット・クリヤ指令に応じて出力される。なお、基本
制御量ｔｄｈｄ，ｔｄｌｄは、図３８，図４９に示すよ
うなマップにより旋回横Ｇ（ｇｇｙ）に基づいて設定す
る。(1) Tack-in compliant control (tdh, td
l) Therefore, at the time of such decelerating turning, the control for suppressing the tack-in for moving the torque to the turning inner wheel side is performed. In this control, as shown in the block B32 of FIGS. Control amount tdhd, tdl
The basic control amounts tdhd and tdld are adopted as they are if the operation according to the tack-in corresponding control condition is satisfied, that is, if the tack-in corresponding control condition is satisfied, and the basic control amount tdh if the tack-in corresponding control condition is not satisfied.
d and tdld are set to 0. Further, various corrections including a drift correction coefficient [drift correction coefficient 5 (srp5)] are performed, and a final tack-in corresponding control amount td is obtained.
h, tdl. This control amount is output in response to a set / clear command. Note that the basic control amounts tdhd and tdld are set based on the turning side G (ggy) using maps as shown in FIGS.

【０１４３】（２）タックイン対応制御の開始条件，終
了条件（ｋｄｈｄ，ｋｄｌｄ） タックイン対応制御は、その開始条件が成立したら開始
し、終了条件が成立したら終了するが、ここでは、タッ
クイン対応制御の条件に応じた補正係数ｋｄｈｄ，ｋｄ
ｌｄを基本制御量ｔｄｈｄ，ｔｄｌｄに乗算すること
で、条件に応じた制御量を出力させるようにしている。(2) Tack-in Corresponding Control Start Condition and End Condition (kdhd, kdld) The tack-in corresponding control starts when the start condition is satisfied and ends when the end condition is satisfied. Correction factors kdhd, kd according to conditions
By multiplying the basic control amounts tdhd and tdld by ld, a control amount corresponding to a condition is output.

【０１４４】（開始条件）タックイン対応制御は、旋回
時に減速が開始された場合に必要となるため運転者によ
る減速指令操作や実際の車両の減速挙動の開始等をとら
えて、タックイン対応制御の開始条件としている。一例
としては、スロットルポジションセンサ（ＴＰＳ）４８
Ｅで検出されたスロットル開度ｔｐｓと共にスロットル
開度の時間変化ｄｔｐｓを各閾値ｔｐｓ１，ｄｔｐｓ１
（ｄｔｐｓ１＜０）と比較し、次の条件が成立すると、
タックイン対応制御の開始条件が成立したとして補正係
数ｋｄｈｄ，ｋｄｌｄを１とする。(Starting condition) Since the tack-in response control is required when deceleration is started during turning, the tack-in response control is started by catching the driver's deceleration command operation and the actual deceleration behavior of the vehicle. It is a condition. As an example, a throttle position sensor (TPS) 48
The time change dtps of the throttle opening along with the throttle opening tp detected at E is set to each of the threshold values tps1, dtps1.
(Dtps1 <0), and when the following condition is satisfied,
Assuming that the start condition of the tack-in correspondence control is satisfied, the correction coefficients kdhd and kdld are set to 1.

【０１４５】ｔｐｓ＜ｔｐｓ１ 且つ ｄｔｐｓ＜
ｄｔｐｓ１ （終了条件）タックイン対応制御は、旋回時に減速が終
了した場合や旋回自体が終了した場合に不要となるの
で、ここでは、減速操作が終了したこと又は旋回横Ｇが
なくなったことをタックイン対応制御の終了条件として
いる。減速操作が終了したか否かは、スロットル開度が
所定開度ｔｐｓ２（この開度ｔｐｓ２は、開始条件開度
ｔｐｓ１よりも大）よりも大きくなったか否かで判定で
きる。Tps <tps1 and dtps <
dtps1 (end condition) The tack-in response control becomes unnecessary when the deceleration ends during turning or when the turning itself ends. Therefore, here, tuck-in response indicates that the deceleration operation has ended or the turning lateral G has disappeared. It is used as a control end condition. Whether or not the deceleration operation has been completed can be determined based on whether or not the throttle opening has become larger than a predetermined opening tps2 (this opening tps2 is larger than the start condition opening tps1).

【０１４６】そこで、次式のように、スロットルポジシ
ョンセンサ（ＴＰＳ）４８Ｅで検出されたスロットル開
度ｔｐｓが閾値ｔｐｓ２よりも大が成立するか、又は、
旋回横Ｇ（ｇｇｙ）が０となるかのいずれかが戦慄すれ
ばタックイン対応制御の終了条件が成立したとして補正
係数ｋｄｈ１，ｋｄｌ１を０とする。 ｔｐｓ＞ｔｐｓ２ 又は ｇｇｙ＝０ （３）タックイン対応制御の禁止に関するスイッチ（ｆ
ｔｄ） タックイン対応制御を効かせたくない場合のために、ス
イッチが設けられており、スイッチ信号ｆｔｄに応じて
以下のようにスイッチ指令が行なわれ、スイッチＳＷが
オンなら制御量ｔｄｈ，ｔｄｌが出力され、オフなら出
力されない。Therefore, as shown in the following equation, the throttle opening tps detected by the throttle position sensor (TPS) 48E is greater than the threshold value tps2, or
If any of the turning laterals G (ggy) becomes 0, the end of the tack-in correspondence control is satisfied, and the correction coefficients kdh1 and kdl1 are set to 0. tps> tps2 or ggy = 0 (3) Switch (f) related to prohibition of tack-in correspondence control
td) A switch is provided for the case where the tack-in correspondence control is not desired to be effective, and a switch command is issued as follows according to the switch signal ftd. If the switch SW is on, the control amounts tdh and tdl are output. No output if off.

【０１４７】ｆｔｄ＝0 のとき ＳＷ：オフ， ｆｔｄ
＝１のとき ＳＷ：オン （４）ドリフト補正係数５（ｓｒｐ５） ドリフト制御中には、旋回横Ｇの入力を計算横Ｇから実
横Ｇ入力に切り替えるので、制御量ｔｄｈ，ｔｄｌ）
に、前述のドリフト補正係数５を乗算することで制御量
ｔｄｈ，ｔｄｌのゲインを適正なものに調整している。When ftd = 0, SW: off, ftd
= 1 SW: ON (4) Drift correction coefficient 5 (srp5) During drift control, the input of the turning lateral G is switched from the calculated lateral G to the actual lateral G input, so control amounts tdh, tdl)
Is multiplied by the above-mentioned drift correction coefficient 5 to adjust the gains of the control amounts tdh and tdl to appropriate ones.

【０１４８】２．３．４操舵過渡応答制御 操舵過渡応答制御は、操舵過渡時に行なう制御であり、
図２９，図３０のブロックＢ３３内に示すように操舵角
の変化、即ち、操舵角速度に比例するように制御を行な
う。つまり、操舵角速度ｄθｈに応じた基本制御量ｔｃ
ｈｄ，ｔｃｌｄを設定し、これに、車速に応じた補正、
ハンドルの切り込みや切り戻しに応じた補正、及びドリ
フト補正係数４（ｓｒｐ４）によりドリフト補正を施
し、こうして得られた制御量ｔｃｈ，ｔｃｌにより制御
を行なう。2.3.4 Steering transient response control Steering transient response control is control performed during steering transient,
As shown in a block B33 in FIGS. 29 and 30, control is performed so as to be proportional to the change in the steering angle, that is, the steering angular velocity. That is, the basic control amount tc according to the steering angular velocity dθh
hd, tcld, and a correction according to the vehicle speed,
Drift correction is performed by the correction according to the steering wheel turning or turning back, and the drift correction coefficient 4 (srp4), and the control is performed by the control amounts tch and tcl thus obtained.

【０１４９】（１）操舵角速度比例制御 操舵角速度ｄθｈに応じて基本制御量ｔｃｈｄ，ｔｃｌ
ｄを設定するが、ここでは、図３９，図５０に示すよう
なマップを用いて操舵角速度ｄθｈにほぼ比例するよう
に操舵角速度ｄθｈに応じて基本制御量ｔｃｈｄ，ｔｃ
ｌｄを設定する。これにより、操舵角速度ｄθｈに応じ
たトルク移動制御を行なえることになり、過渡特性、即
ち、ハンドル操舵に対する初期応答性が向上する。(1) Steering angular velocity proportional control Basic control variables tchd, tcl according to the steering angular velocity dθh.
Here, d is set. Here, the basic control amounts tchd and tc are set in accordance with the steering angular velocity dθh so as to be substantially proportional to the steering angular velocity dθh using maps as shown in FIGS.
Set ld. As a result, torque transfer control according to the steering angular velocity dθh can be performed, and the transient characteristics, that is, the initial response to steering wheel steering, are improved.

【０１５０】（２）車速係数（ｋｃｈ，ｋｃｌ） 低速時には、制御応答性を特に高める必要はなく、した
がって操舵過渡応答制御の要求度は低いため、操舵過渡
応答制御量関するゲインを低減させ、一方、高速時に
は、ハンドルの切り込み時や切り戻し時に操舵角速度ｄ
θｈに応じたトルク移動制御を行なうと、却って車両の
挙動を不安定にするおそれがあるので、このような不安
定性を招来しないように、高速時にもゲインを低減させ
るように、車速係数ｋｃｈ，ｋｃｌを設定する。(2) Vehicle speed coefficient (kch, kcl) At low speeds, it is not necessary to particularly enhance the control responsiveness, and therefore, the degree of demand for steering transient response control is low. At high speeds, the steering angular velocity d when turning or returning the steering wheel
If the torque transfer control according to θh is performed, the behavior of the vehicle may be destabilized. Therefore, in order to avoid such instability, the vehicle speed coefficient kch, Set kcl.

【０１５１】このような車速係数ｋｃｈ，ｋｃｌは、例
えば、切り込み時には、図４０（Ａ），図５１（Ａ）に
示すようなマップを用いて設定し、切り戻し時には、図
４０（Ｂ），図５１（Ｂ）に示すようなマップを用いて
設定する。なお、ハンドルの切り込み及び切り戻しにつ
いては、例えば図５８に示すように、ハンドル角（操舵
角）θｈとハンドル角速度（操舵角速度）ｄθｈとが同
符号（同方向）のときに切り込みと判定し、ハンドル角
θｈとハンドル角速度ｄθｈとが異符号（異方向）のと
きに切り戻しと判定する。即ち、ハンドル角θｈとハン
ドル角速度ｄθｈとの積（θｈ・ｄθｈ）が正〔即ち、
θｈ・ｄθｈ≧０〕のときには切り込み、負〔即ち、θ
ｈ・ｄθｈ＜０〕のときには切り戻しと判定する。Such vehicle speed coefficients kch and kcl are set using a map as shown in FIGS. 40 (A) and 51 (A) at the time of cutting, and shown in FIG. 40 (B) at the time of switching back, for example. It is set using a map as shown in FIG. For example, as shown in FIG. 58, when the steering wheel angle (steering angle) θh and the steering wheel angular velocity (steering angular velocity) dθh have the same sign (the same direction), it is determined that the steering wheel is to be cut and returned. When the steering wheel angle θh and the steering wheel angular velocity dθh have different signs (different directions), it is determined that the steering wheel is returned. That is, the product (θh · dθh) of the handle angle θh and the handle angular velocity dθh is positive [ie,
When θh · dθh ≧ 0], the cut is made negative (that is, θ
When h · dθh <0], it is determined that the vehicle is returned.

【０１５２】（３）ゲインアップ係数（ｋｃｈ２，ｋｃ
ｌ２） ハンドルの切り込みや切り戻しに対してゲインアップす
ると、旋回時の応答性が高まるので、ハンドル角速度ｄ
θｈに応じてゲインアップｋｃｈ２，ｋｃｌ２を設定し
て制御量を補正する。ゲインアップ係数ｋｃｈ２，ｋｃ
ｌ２は、例えば、切り込み時には、図４０（Ａ），図５
１（Ａ）に示すようなマップを用いて設定し、切り戻し
時には、図４０（Ｂ），図５１（Ｂ）に示すようなマッ
プを用いて設定する。切り戻し時は、ヨーレイトの応答
遅れが生じるので、この応答遅れを解消するように、切
り戻し時の方が切り込み時よりもゲインアップ係数が大
きく設定されている。また、低μ路の方がヨーレイトの
遅れが大きいので、低μ路の方が高μ路よりもゲインア
ップ係数が大きく設定されている。(3) Gain-up coefficient (kch2, kc
l2) If the gain is increased with respect to the incision or return of the steering wheel, the responsiveness at the time of turning increases, and the steering wheel angular velocity d
The gains kch2 and kcl2 are set according to θh to correct the control amount. Gain up coefficient kch2, kc
l2 is, for example, at the time of cutting, as shown in FIGS.
The setting is performed using a map as shown in FIG. 1 (A), and at the time of switching back, the setting is performed using a map as shown in FIGS. 40 (B) and 51 (B). At the time of turning back, a response delay of the yaw rate occurs, so that the gain up coefficient is set to be larger at the time of turning back than at the time of turning so as to eliminate the response delay. Further, since the yaw rate delay is larger on the low μ road, the gain-up coefficient is set to be larger on the low μ road than on the high μ road.

【０１５３】（４）ドリフト補正係数（ｓｒｐ４） ドリフト制御中には、前述したように制御量（基本制御
量ｔｃｈｄ，ｔｃｌｄに車速係数ｋｃｈ，ｋｃｌを乗算
したもの）にドリフト補正係数ｓｒｐ４を乗算すること
で、制御量ｔｃｈ，ｔｃｌのゲインを適正なものに調整
している。 ２．４路面μ推定 ここでは、路面μの推定を、定常旋回時のμ推定，
発進時のμ推定，非線形時のμ推定の３段階について
行なう。これらの定常旋回時，発進時，非線形時
の各段階は、旋回横Ｇと車速とに関して図５９に示すよ
うな領域に存在する。なお、の発進時のμ推定は、路
面μに関する初期値を設定するものである。また、の
非線形時とは、車両がハンドル操舵に対して非線形とな
る場合である。ここでは、これらの各場合において、路
面μ判定係数（即ち、路面μの度合いを表す係数）γを
求め、この路面μ判定係数γ値より各制御量の出力ゲイ
ン値（出力値）を決定する。(4) Drift correction coefficient (srp4) During the drift control, as described above, the control amount (basic control amounts tchd, tcld multiplied by the vehicle speed coefficients kch, kcl) is multiplied by the drift correction coefficient srp4. Thus, the gains of the control amounts tch and tcl are adjusted to appropriate values. 2.4 Road surface μ estimation Here, the road surface μ is estimated by
The estimation is performed at three stages: μ estimation at the time of starting and μ estimation at the time of nonlinearity. Each stage of the steady turning, the starting, and the non-linear turning exists in a region shown in FIG. 59 with respect to the turning lateral G and the vehicle speed. Note that the μ estimation at the time of starting sets an initial value relating to the road surface μ. The non-linear time is a case where the vehicle is non-linear with respect to the steering of the steering wheel. Here, in each of these cases, the road surface μ determination coefficient (that is, a coefficient representing the degree of the road surface μ) γ is obtained, and the output gain value (output value) of each control amount is determined from this road surface μ determination coefficient γ value. .

【０１５４】・出力値設定 前述のように、各制御量としては、目標ΔＮ追従制御制
御量ｔｂｈ，ｔｂｌ，加速旋回制御量ｔｅｈ，ｔｅｌ，
タックイン対応制御ｔｄｈ，ｔｄｌ，操舵過渡応答制御
量ｔｃｈ，ｔｃｌと、それぞれ、高μ路用制御量と低μ
路用制御量とが設定されるが、各制御量ともに、これら
の高μ路用のものと低μ路用のものとの間で、路面μ判
定係数γの値に応じて無段階にゲイン調整した値を出力
値（出力ゲイン）とする。Output Value Setting As described above, as the respective control amounts, the target ΔN tracking control control amounts tbh, tbl, the acceleration turning control amounts teh, tel,
Tack-in correspondence control tdh, tdl, steering transient response control amount tch, tcl, high μ road control amount and low μ
A road control amount is set, and each of the control amounts is steplessly gained between the high μ road and the low μ road according to the value of the road surface μ determination coefficient γ. The adjusted value is used as an output value (output gain).

【０１５５】例えば、高μ路用制御量（高μ路用制御ゲ
イン）をｔｘｈ，低μ路用制御量（低μ路用制御ゲイ
ン）をｔｘｌとすると、出力値（出力ゲイン）ｔｘは、
路面μ判定係数γから次式で算出する。なお、路面μ判
定係数γは０〜γmax の整数値とする。 ｔｘ＝｛γ・ｔｘｈ−（γmax −γ）・ｔｘｈ｝／γma
x このようにして、路面μ判定係数γに応じて、目標ΔＮ
追従制御制御量ｔｂ，加速旋回制御量ｔｅ，タックイン
対応制御ｔｄ，操舵過渡応答制御量ｔｃを算出したら、
図６に示すように、目標ΔＮ追従制御制御量ｔｂと加速
旋回制御量ｔｅとタックイン対応制御ｔｄとを加算し
て、この加算値とこの加算値の微分値を加算するように
ハイパス処理した上で、さらに、操舵過渡応答制御量ｔ
ｃを加算して、出力値ｔａｄを得る。For example, if the control amount for high μ road (control gain for high μ road) is txh and the control amount for low μ road (control gain for low μ road) is txl, the output value (output gain) tx is
It is calculated from the road surface μ judgment coefficient γ by the following equation. The road surface μ determination coefficient γ is an integer value of 0 to γmax. tx = {γ · txh− (γmax−γ) · txh} / γma
x In this way, according to the road surface μ determination coefficient γ, the target ΔN
When the following control amount tb, the acceleration turning control amount te, the tuck-in response control td, and the steering transient response control amount tc are calculated,
As shown in FIG. 6, the target ΔN tracking control control amount tb, the acceleration turning control amount te, and the tuck-in correspondence control td are added, and high-pass processing is performed so as to add the added value and the differential value of the added value. Then, the steering transient response control amount t
c is added to obtain the output value tad.

【０１５６】目標ΔＮ追従制御制御量ｔｂ，加速旋回制
御量ｔｅ，タックイン対応制御ｔｄの加算値をハイパス
処理するのは、ハード上の応答遅れを解決するためのも
ので、ハイパス処理によってこれらの各制御項の位相を
進めるためである。 ２．５アクチュエータ駆動 駆動処理（アクチュエータ駆動処理又は比例弁・方向弁
切換制御処理）では、図６０に示すように、上記の出力
値（トルク移動量）ｔａｄを受けて、この出力値ｔａｄ
から出力値ｔａｄに応じた方向及び量のトルク移動を行
なうためのアクチュエータ駆動信号に変換して、トルク
移動量に応じて比例弁１０６に比例弁制御信号を出力
し、トルク移動方向に応じて方向弁（方向切換弁）１０
７に方向弁制御信号を出力して、これらの比例弁１０
６，方向弁１０７を駆動させる。また、同時に、インジ
ケータランプ１１０に表示指令信号を出力する（符号１
０６，１０７，１１０は図４参照）。The high pass processing of the added value of the target ΔN following control control amount tb, the acceleration turning control amount te, and the tack-in response control td is for solving the response delay on the hardware. This is to advance the phase of the control term. 2.5 Actuator drive In the drive processing (actuator drive processing or proportional valve / directional valve switching control processing), as shown in FIG. 60, the output value (torque moving amount) tad is received, and the output value tad is received.
To the actuator drive signal for performing the torque movement in the direction and the amount according to the output value tad, and outputs the proportional valve control signal to the proportional valve 106 according to the torque movement amount, and the direction according to the torque movement direction. Valve (directional switching valve) 10
7, a directional valve control signal is output to these proportional valves 10
6, The direction valve 107 is driven. At the same time, a display command signal is output to the indicator lamp 110 (reference numeral 1).
06, 107 and 110 are shown in FIG. 4).

【０１５７】２．５．１比例弁・方向弁制御 （１）比例弁出力 最終出力値ｔａから、トルク移動−電流マップ（図６１
参照）及び電流補正マップ（図６２参照）を用いて、目
標電流ｂａｓｅｈに変換する。 （２）方向弁出力 左右駆動力移動機構は、低速大舵角旋回やμスプリット
路走行などでは、左右回転速度差（ｄｖｒｆ）が増減速
ギヤ比以上の速度になると、高回転側車輪へトルクが移
動できなくなる。そこで、以降の表１に示すように、デ
フ差動状態に応じて場合分けして、適切なクラッチを選
択しこれを結合してトルク移動を行なう。2.5.1 Proportional Valve / Directional Valve Control (1) Proportional valve output From the final output value ta, the torque transfer-current map (Fig. 61).
Using the current correction map (see FIG. 62) and the current correction map (see FIG. 62). (2) Directional valve output The left-right driving force movement mechanism causes torque to the high-rotation wheels when the left-right rotational speed difference (dvrf) reaches a speed equal to or higher than the acceleration / deceleration gear ratio during low-speed large-steering angle turning or μ-split road traveling. Cannot move. Therefore, as shown in Table 1 later, and if divided in accordance with the differential differential state, the torque transfer by combining it select the appropriate clutch.

【０１５８】ここで、制御に必要な情報は、増減速ギ
ヤ比を示す速度比Ｓｍ，デフケースの回転速度ｖｒ，
後輪左右の速度差（デジタルフィルタ処理した値）ｄ
ｖｈｆであり、これらの値は、図６３に示すように、後
輪の左輪速度，右輪速度をそれぞれｖｒｌ，ｖｒｒ、ギ
ヤ７８Ａ，８０Ａ，８２Ａの歯数をそれぞれＺ１，Ｚ
２，Ｚ３、ギヤ７８Ｂ，８０Ｂ，８２Ｂの歯数をそれぞ
れＺ４，Ｚ５，Ｚ６とすると、次式（2.5.2.1)〜（2.5.
2.3)の関係から算出することができる。Here, the information necessary for control is the speed ratio Sm indicating the speed increasing / decreasing gear ratio, the rotation speed vr of the differential case,
Rear wheel left and right speed difference (digital filtered value) d
vhf, as shown in FIG. 63, the left wheel speed and the right wheel speed of the rear wheel are vrl and vrr, respectively, and the number of teeth of the gears 78A, 80A and 82A are Z1 and Z, respectively.
2, Z3 and gears 78B, 80B and 82B have the numbers of teeth Z4, Z5 and Z6 respectively, the following equations (2.5.2.1) to (2.5.
It can be calculated from the relationship in 2.3).

【０１５９】 Ｓｍ＝１−Ｚ６・Ｚ１／（Ｚ３・Ｚ４）＝Ｚ５・Ｚ１／（Ｚ２・Ｚ４）−１ ・・・（2.5.2.1) ｖｒ＝（ｖｒｌ＋ｖｒｒ）／２ ・・・（2.5.2.2) ｄｖｈｆ＝デジタルフィルタ〔ｖｒｌ−ｖｒｒ〕 ・・・（2.5.2.3)Sm = 1-Z6.Z1 / (Z3.Z4) = Z5.Z1 / (Z2.Z4) -1 (2.5.2.1) vr = (vrl + vrr) / 2 (2.5.2.2) ) dvhf = digital filter [vrl-vrr] (2.5.2.3)

【０１６０】[0160]

【表１】 [Table 1]

【０１６１】・左右駆動力移動デフの差動状態の判別 表１に示すように、ここでは、左右駆動力移動にかかる
リヤデフの差動状態を５つに判別して、制御を行なう
が、ここで、デフの差動状態の判別について、説明す
る。Discrimination of Left / Right Driving Force Movement Differential Differential State As shown in Table 1, here, control is performed by discriminating into five differential states of the rear differential relating to left / right driving force movement. Now, the determination of the differential state of the differential will be described.

【０１６２】まず、図６４の速度線図を参照して説明す
る。この速度線図では、横軸がギヤ７８Ｂと７８Ａ，８
０Ｂと８０Ａ，８２Ｂと８２Ａに関するギヤ比（Ｚ６／
Ｚ３，Ｚ５／Ｚ２，Ｚ４／Ｚ１）であり、縦軸が速度を
示し、ここでは、後輪の左右輪速度ｖｒｌ，ｖｒｒ，増
速ギヤ８０Ｂの速度Ａ，減速ギヤ８２Ｂの速度Ｂ，デフ
ケース５８の速度Ｃが示されている。First, description will be made with reference to the velocity diagram of FIG. In this velocity diagram, the abscissa indicates the gears 78B and 78A, 8
0B and 80A, 82B and 82A (Z6 /
Z3, Z5 / Z2, Z4 / Z1), and the vertical axis indicates the speed. Here, the left and right wheel speeds vrl, vrr of the rear wheels, the speed A of the speed increasing gear 80B, the speed B of the speed reducing gear 82B, and the differential case 58. Is shown.

【０１６３】この図６４は通常走行時を示し、通常走行
時には、後輪の左右輪速度ｖｒｌ，ｖｒｒの差ｄｖｒｆ
の大きさ（｜ｄｖｒｆ｜）が小さいため、左クラッチ９
０Ｌを接触させれば、右輪３０側から左輪２８側へとト
ルク移動が行なわれ、、右クラッチ９０Ｒを接触させれ
ば、左輪２８側から右輪３０側へとトルク移動が行なわ
れることがわかる。This FIG. 64 shows the normal running, and during the normal running, the difference dvrf between the left and right wheel speeds vrl, vrr of the rear wheels.
Is small (| dvrf |), the left clutch 9
When 0L is brought into contact, torque is moved from the right wheel 30 to the left wheel 28, and when the right clutch 90R is brought into contact, torque is moved from the left wheel 28 to the right wheel 30. Recognize.

【０１６４】ところが、差ｄｖｒｆの大きさ（｜ｄｖｒ
ｆ｜）が大きくなって、２Ｓｍ・ｖｒを越えると、一方
へのトルク移動が行なえなくなる。つまり、｜ｄｖｒｆ
｜＝２Ｓｍ・ｖｒを境界に、トルク移動制御の内容を変
更する必要がある。ここでは、回転速度差ｄｖｒｆが、
−２Ｓｍ・ｖｒ又は２Ｓｍ・ｖｒの付近で増減すると制
御にハンチングが生じて好ましくないので、｜ｄｖｒｆ
｜＝２Ｓｍ・ｖｒに一定の不感帯領域（±δ，δは微小
係数）を設けて、以下のように場合分けしている。However, the magnitude of the difference dvrf (| dvr
When f |) becomes large and exceeds 2 Sm · vr, torque movement to one side cannot be performed. That is, | dvrf
It is necessary to change the content of the torque transfer control at the boundary of | = 2Sm · vr. Here, the rotational speed difference dvrf is
When increasing or decreasing around -2Sm · vr or 2Sm · vr, hunting occurs in the control, which is not preferable.
A fixed dead zone region (± δ, δ is a small coefficient) is provided in | = 2Sm · vr, and the cases are classified as follows.

【０１６５】ｄｖｒｆ＞２・Ｓｍ・ｖｒ＋δ ２・Ｓｍ・ｖｒ＋δ≧ｄｖｒｆ≧２・Ｓｍ・ｖｒ−δ ２・Ｓｍ・ｖｒ−δ＞ｄｖｒｆ＞−２・Ｓｍ・ｖｒ＋
δ −２・Ｓｍ・ｖｒ＋δ≧ｄｖｒｆ≧−２・Ｓｍ・ｖｒ
−δ −２・Ｓｍ・ｖｒ−δ≧ｄｖｒｆ これらの差動条件は、図６５のように示すこともでき
る。図６５において横軸は後輪左右の速度差ｄｖｒｆで
あり縦軸はデフケースの回転速度ｖｒである。Dvrf> 2 · Sm · vr + δ 2 · Sm · vr + δ ≧ dvrf ≧ 2 · Sm · vr−δ 2 · Sm · vr−δ>dvrf> −2 · Sm · vr +
δ-2 · Sm · vr + δ ≧ dvrf ≧ −2 · Sm · vr
−δ−2 · Sm · vr−δ ≧ dvrf These differential conditions can be shown as in FIG. In FIG. 65, the abscissa represents the speed difference dvrf between the left and right rear wheels, and the ordinate represents the rotational speed vr of the differential case.

【０１６６】は通常時に比べて左クラッチ速度におけ
るクラッチ板間の速度関係が逆転した場合であり、図６
６の速度線図に示すような場合である。なお、この速度
線図（以下の図６７〜図６９も同様）では、左輪速度を
Ｌ，右輪速度をＲと示す。このような場合には、左右い
ずれのクラッチを接続しても、左輪から右輪へとトルク
移動するため、表１に示すように、最終出力値ｔａｄが
負（ｔａｄ＜０）の場合、即ち、右輪へトルク移動させ
たい場合には、左クラッチを接続する（表１中では、Ｌ
と示す）。これは、左クラッチの方が、クラッチ板間の
速度差が小さいのでクラッチ接続ショックの少ない滑ら
かなトルク移動を実現することができるためである。最
終出力値ｔａｄが０（ｔａｄ＝０）又は正（ｔａｄ＞
０）の場合には、左右両クラッチとも接続しない（表１
中では、Ｎと示す）。特に、最終出力値ｔａｄが正（ｔ
ａｄ＞０）の場合にいずれのクラッチも接続しないの
は、左輪へトルク移動は実現しないからであり、この場
合は制御禁止を行なうことになる。6 shows the case where the speed relationship between the clutch plates at the left clutch speed is reversed as compared with the normal time.
This is the case as shown in the velocity diagram of FIG. In this velocity diagram (the same applies to FIGS. 67 to 69 below), the left wheel speed is represented by L, and the right wheel speed is represented by R. In such a case, regardless of whether the left or right clutch is connected, the torque moves from the left wheel to the right wheel. Therefore, as shown in Table 1, when the final output value tad is negative (tad <0), If it is desired to move the torque to the right wheel, the left clutch is connected (in Table 1, L
Shown). This is because the left clutch has a smaller speed difference between the clutch plates, so that a smooth torque movement with less clutch connection shock can be realized. The final output value tad is 0 (tad = 0) or positive (tad>
0), both the left and right clutches are not connected (Table 1).
In the figure, it is indicated as N). In particular, when the final output value tad is positive (t
The reason why none of the clutches is connected in the case of ad> 0) is that torque movement to the left wheel is not realized. In this case, control is prohibited.

【０１６７】は左クラッチ速度におけるクラッチ板間
の速度関係がほぼ０の場合であり、図６７の速度線図に
示すような場合である。このような場合には、右クラッ
チを接続することで左輪から右輪へとトルク移動させる
ことができるため、表１に示すように、最終出力値ｔａ
ｄが、負（ｔａｄ＜０）の場合、即ち、右輪へトルク移
動させたい場合には、右クラッチを接続する（表１中で
は、Ｒと示す）。その他、つまり、最終出力値ｔａｄが
０（ｔａｄ＝０）又は正（ｔａｄ＞０）の場合には、左
右両クラッチとも接続しない（表１中では、Ｎと示
す）。特に、最終出力値ｔａｄが正（ｔａｄ＞０）の場
合にいずれのクラッチも接続しないのは、制御ハンチン
グが生じるのを防止するためであり、この場合は制御禁
止を行なうことになる。The case where the speed relationship between the clutch plates at the left clutch speed is almost 0 is the case as shown in the speed diagram of FIG. In such a case, since the torque can be moved from the left wheel to the right wheel by connecting the right clutch, as shown in Table 1, the final output value ta
If d is negative (tad <0), that is, if it is desired to move the torque to the right wheel, the right clutch is connected (shown as R in Table 1). In other cases, that is, when the final output value tad is 0 (tad = 0) or positive (tad> 0), neither the left or right clutch is connected (indicated as N in Table 1). In particular, when the final output value tad is positive (tad> 0), neither clutch is engaged in order to prevent control hunting from occurring. In this case, control is prohibited.

【０１６８】は通常状態、つまり、左クラッチを接続
すると左側へトルクが移動し右クラッチを接続すると右
側へトルクが移動する場合であり、図６４の速度線図に
示すような場合である。このような場合には、表１に示
すように、最終出力値ｔａｄが正（ｔａｄ＞０）の場合
には、左クラッチを接続することで右輪から左輪へとト
ルク移動させ、最終出力値ｔａｄが０（ｔａｄ＝０）の
場合には、左右両クラッチとも接続ぜずに、最終出力値
ｔａｄが負（ｔａｄ＜０）の場合には、右クラッチを接
続して左輪から右輪へトルク移動させる。In the normal state, that is, when the left clutch is engaged, the torque moves to the left side, and when the right clutch is engaged, the torque moves to the right side, as shown in the velocity diagram of FIG. In such a case, as shown in Table 1, when the final output value tad is positive (tad> 0), the torque is moved from the right wheel to the left wheel by connecting the left clutch, and the final output value When tad is 0 (tad = 0), the left and right clutches are not connected, and when the final output value tad is negative (tad <0), the right clutch is connected and the torque from the left wheel to the right wheel is increased. Move.

【０１６９】は右クラッチ速度におけるクラッチ板間
の速度関係がほぼ０の場合であり、図６８の速度線図に
示すような場合である。このような場合には、左クラッ
チを接続することで右輪から左輪へとトルク移動させる
ことができるため、表１に示すように、最終出力値ｔａ
ｄが、正（ｔａｄ＜０）の場合、即ち、左輪へトルク移
動させたい場合には、左クラッチを接続し、その他、つ
まり、最終出力値ｔａｄが０（ｔａｄ＝０）又は負（ｔ
ａｄ＜０）の場合には、左右両クラッチとも接続しな
い。特に、最終出力値ｔａｄが正（ｔａｄ＞０）の場合
にいずれのクラッチも接続しないのは、制御ハンチング
が生じるのを防止するためであり、この場合は制御禁止
を行なうことになる。The case where the speed relationship between the clutch plates at the right clutch speed is almost 0 is the case shown in the speed diagram of FIG. In such a case, the torque can be moved from the right wheel to the left wheel by connecting the left clutch, and as shown in Table 1, the final output value ta
When d is positive (tad <0), that is, when it is desired to move the torque to the left wheel, the left clutch is connected, and the other, that is, the final output value tad is 0 (tad = 0) or negative (td).
In the case of ad <0), both the left and right clutches are not connected. In particular, when the final output value tad is positive (tad> 0), neither clutch is engaged in order to prevent control hunting from occurring. In this case, control is prohibited.

【０１７０】は通常時に比べて右クラッチ速度におけ
るクラッチ板間の速度関係が逆転した場合であり、図６
９の速度線図に示すような場合である。このような場合
には、左右いずれのクラッチを接続しても、右輪から左
輪へとトルク移動するため、表１に示すように、最終出
力値ｔａｄが正（ｔａｄ＞０）の場合、即ち、左輪へト
ルク移動させたい場合には、右クラッチを接続する。こ
れは、右クラッチの方が、クラッチ板間の速度差が小さ
いのでクラッチ接続ショックの少ない滑らかなトルク移
動を実現することができるためである。これ以外、つま
り、最終出力値ｔａｄが０（ｔａｄ＝０）又は負（ｔａ
ｄ＜０）の場合には、左右両クラッチとも接続しない。
特に、最終出力値ｔａｄが正（ｔａｄ＞０）の場合にい
ずれのクラッチも接続しないのは、右輪へトルク移動は
実現しないからであり、この場合は制御禁止を行なうこ
とになる。6 shows the case where the speed relationship between the clutch plates at the right clutch speed is reversed as compared with the normal time.
This is the case as shown in the velocity diagram of FIG. In such a case, regardless of whether the left or right clutch is engaged, the torque moves from the right wheel to the left wheel. Therefore, as shown in Table 1, when the final output value tad is positive (tad> 0), that is, If it is desired to move the torque to the left wheel, the right clutch is connected. This is because the right clutch has a smaller speed difference between the clutch plates, so that a smooth torque movement with less clutch connection shock can be realized. In other cases, that is, when the final output value tad is 0 (tad = 0) or negative (ta
In the case of d <0), both the left and right clutches are not connected.
In particular, when the final output value tad is positive (tad> 0), no clutch is connected because torque movement to the right wheel is not realized, and in this case, control is prohibited.

【０１７１】２．５．２油圧ポンプモータ制御 油圧ポンプモータには、モータリレーの作動条件と、停
止条件とが設けられている。 （作動条件）圧力スイッチ１０５（図４参照）が所定値
以下の場合には、以下の場合を除き、モータリレーを作
動させる。 ・油圧ポンプ系のフェイル時 ・イグニッションスイッチのオン後所定時間）以内 ・制御中でない時（即ち、ｔａｄ＝０） 圧力スイッチ１０５が所定値以上という条件、及び、油
圧ポンプ系のフェイル時以外という条件から、過大な油
圧がクラッチに作用することを回避することができ、ま
た、イグニッションスイッチのオン後所定時間以後とい
う条件から、機関のスタート直後に油圧ポンプに十分な
油圧が発するのを待って制御することになり、確実な制
御を実現することができる。また、制御中でない時には
モータリレーを作動させないことで、油圧ポンプモータ
の不要な作動を回避して効率よい運転を行なうことがで
きる。2.5.2 Hydraulic Pump Motor Control The hydraulic pump motor is provided with operating conditions and stopping conditions for the motor relay. (Operating conditions) When the pressure switch 105 (see FIG. 4) is lower than a predetermined value, the motor relay is operated except in the following cases. -When the hydraulic pump system fails-Within a predetermined time after the ignition switch is turned on-When not controlling (that is, tad = 0) The condition that the pressure switch 105 is equal to or more than the predetermined value, and the condition other than when the hydraulic pump system fails As a result, it is possible to prevent the excessive hydraulic pressure from acting on the clutch, and from a condition that a predetermined time after the ignition switch is turned on, control is performed after a sufficient hydraulic pressure is generated in the hydraulic pump immediately after the start of the engine. Therefore, reliable control can be realized. In addition, when the motor relay is not operated when the control is not being performed, unnecessary operation of the hydraulic pump motor can be avoided and efficient operation can be performed.

【０１７２】（停止条件）圧力スイッチ１０５が所定値
以上の場合、及び、以下の場合には、モータリレーを停
止させる。 ・モータリレーを作動させてから所定時間以上経過した
とき、油圧ポンプ系のフェイルが確定したとき 圧力スイッチ１０５が所定値以上でモータリレーを停止
することで、過大な油圧がクラッチに作用することを回
避することができ、モータリレーを作動させてから所定
時間以上経過したとき停止することで、油圧ポンプの負
荷を軽減することができ、油圧ポンプ系のフェイルが確
定したとき停止することで、過大な油圧がクラッチに作
用することや制御の混乱を回避することができる。(Stopping condition) The motor relay is stopped when the pressure switch 105 is equal to or more than a predetermined value or in the following cases.・ When a predetermined time or more has elapsed after the motor relay was activated, and when the hydraulic pump system failed was confirmed. When the pressure switch 105 stops the motor relay at a predetermined value or more, it is possible to prevent excessive hydraulic pressure from acting on the clutch. This can be avoided, and the load on the hydraulic pump can be reduced by stopping when the motor relay has been activated for a predetermined time or more, and by stopping when the hydraulic pump system failure has been confirmed, it becomes excessive. It is possible to prevent a large hydraulic pressure from acting on the clutch and confusion of control.

【０１７３】３．本装置による効果 以上のようにして、目標ΔＮ追従制御によれば、基準車
輪速度差に追従したトルク移動制御を、適切に実現する
ことができ、車両の定常旋回特性、即ち、ステア特性を
好みの状態に設定できる。加速旋回制御によれば、旋回
外輪側へトルクを移動させることで、旋回方向へ向けて
ヨーモーメントを発生させて、前後加速度の大きい領域
での前輪のコーナリングフォースを増大させてアンダス
テア化を抑制して、図７に示すように、制御無の状態か
ら制御有の状態へと向上する。3. As described above, according to the target ΔN follow-up control, the torque transfer control that follows the reference wheel speed difference can be appropriately realized, and the steady turning characteristic of the vehicle, that is, the steering characteristic is preferred. Can be set to the state. According to the acceleration turning control, the torque is moved to the turning outer wheel side to generate a yaw moment in the turning direction, thereby increasing the cornering force of the front wheel in a region where the longitudinal acceleration is large, thereby suppressing understeering. Thus, as shown in FIG. 7, the state is improved from the state without control to the state with control.

【０１７４】また、タックイン抑制制御によれば、加速
旋回とは逆に、旋回内輪側へトルクを移動させること
で、旋回抑制方向へ向けてヨーモーメントを発生させ
て、前輪のコーナリングフォースを減少させてオーバス
テア化を抑制することで、図９に示すように、車両のタ
ックインが抑制される。また、操舵過渡制御によれば、
運転者の操舵操作つまり操舵角速度に応じたトルク移動
制御を適正に実現することができ、車両の旋回性能を向
上させることができる。According to the tuck-in suppression control, the torque is moved to the inner wheel side of the turn, which is opposite to the acceleration turn, so that the yaw moment is generated in the turn suppression direction to reduce the cornering force of the front wheels. As a result of suppressing oversteering, tuck-in of the vehicle is suppressed as shown in FIG. According to the steering transient control,
The steering operation by the driver, that is, the torque transfer control according to the steering angular velocity can be appropriately realized, and the turning performance of the vehicle can be improved.

【０１７５】さらに、路面μに応じたトルク移動制御に
より、μスプリット状態では、低μ車輪側から高μ路車
輪側へとトルクを移動させる。これにより、図１１に示
すように、高μ路側の車輪から路面へ伝達される駆動力
が増大するようになり、車両の発進や加速をより速やか
に、また、効率よく行なうことができる。また、目標Δ
Ｎ追従制御と加速旋回制御とタックイン抑制制御と操舵
過渡制御とについての各制御量を加算することで最終制
御量ｔａｄを決定して、制御を行なうので、目標ΔＮ追
従制御と加速旋回制御とタックイン抑制制御と操舵過渡
制御とがいずれも反映されたトルク移動制御が実現す
る。Further, by the torque movement control according to the road surface μ, in the μ split state, the torque is moved from the low μ wheel side to the high μ road wheel side. As a result, as shown in FIG. 11, the driving force transmitted from the wheels on the high μ road side to the road surface increases, and the vehicle can be started and accelerated more quickly and efficiently. Also, the target Δ
The final control amount tad is determined by adding the control amounts of the N following control, the acceleration turning control, the tack-in suppression control, and the steering transient control, and the control is performed. Therefore, the target ΔN following control, the acceleration turning control, and the tack-in Torque transfer control in which both the suppression control and the steering transient control are reflected is realized.

【０１７６】なお、上記実施例では、目標ΔＮ追従制御
量ｔｂと加速旋回制御量ｔｅとを加算して加速急旋回の
旋回性能を確保するように構成したが、これについて
は、加速急旋回の開始直後は一時的に加速旋回制御量に
より制御を行ない、その後は、定常制御用の目標ΔＮ追
従制御量に切り換えるような制御にしてもよい。要する
に、急旋回開始直後から旋回外輪の回転力が増大される
ように制御することが重要なのである。In the above embodiment, the target ΔN follow-up control amount tb and the acceleration turning control amount te are added to ensure the turning performance of the acceleration sharp turning. Immediately after the start, control may be performed temporarily by the acceleration turn control amount, and thereafter, control may be switched to the target ΔN tracking control amount for steady control. In short, it is important to control so that the turning force of the turning outer wheel is increased immediately after the start of the sharp turning.

【０１７７】[0177]

【発明の効果】以上詳述したように、請求項１又は２記
載の本発明の車両用左右輪間動力伝達制御装置によれ
ば、車両の加速旋回中に生じやすいアンダステア化が抑
制され、車両の姿勢を安定させながら、より小さい旋回
円での旋回をおこなえるようになり、旋回性能を大きく
向上させることができる。As described in detail above, according to the power transmission control device for the left and right wheels for a vehicle of the present invention as defined in claim 1 or 2, understeering that tends to occur during acceleration of the vehicle is suppressed, and the vehicle is suppressed. It becomes possible to make a turn in a smaller turning circle while stabilizing the posture of the above, and the turning performance can be greatly improved.

【０１７８】請求項３記載の本発明の車両用左右輪間動
力伝達制御装置によれば、定常旋回のための安定した制
御と、加速旋回のための過渡制御とを、互いに干渉する
ことなく行なうことができ、旋回性能を大きく向上させ
ることができる。請求項４記載の本発明の車両用左右輪
間動力伝達制御装置によれば、急旋回中のアンダステア
を抑制しつつその直後の減速時に生じやすいオーバステ
ア化を抑制して、車両のタックインを抑制することがで
きるので、車両の姿勢を安定させながら、より小さい旋
回円での旋回をおこなえるようになり、旋回性能を大き
く向上させることができる。According to the power transmission control device for the left and right wheels for the vehicle of the third aspect of the present invention, stable control for steady turning and transient control for accelerated turning are performed without interfering with each other. Therefore, the turning performance can be greatly improved. According to the vehicle power transmission control device for the left and right wheels of the present invention as defined in claim 4, while suppressing understeer during a sharp turn, oversteering that tends to occur during deceleration immediately after that is suppressed, thereby suppressing vehicle tack-in. Therefore, it is possible to make a turn in a smaller turning circle while stabilizing the posture of the vehicle, and it is possible to greatly improve the turning performance.

【０１７９】請求項５記載の本発明の車両用左右輪間動
力伝達制御装置によれば、各制御量を確実に設定するこ
とができる。According to the vehicle power transmission control device for the left and right wheels of the fifth aspect of the present invention, each control amount can be reliably set.

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

【図１】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動力
伝達制御装置をそなえた車両の駆動系の模式的な全体構
成図である。FIG. 1 is a schematic overall configuration diagram of a drive system of a vehicle including a vehicle left and right wheel power transmission control device as one embodiment of the present invention.

【図２】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動力
伝達制御装置の回転推進力配分制御機構（トルク移動機
構）を示す模式的な構成図である。FIG. 2 is a schematic configuration diagram showing a rotational propulsion force distribution control mechanism (torque moving mechanism) of the vehicle left-right wheel power transmission control device as one embodiment of the present invention.

【図３】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動力
伝達制御装置の回転推進力配分制御機構（トルク移動機
構）の軸配置構成を示す模式的な配置図である。FIG. 3 is a schematic layout diagram showing a shaft layout configuration of a rotational propulsion force distribution control mechanism (torque movement mechanism) of the vehicle left-right wheel power transmission control device as one embodiment of the present invention.

【図４】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動力
伝達制御装置を回転推進力配分制御機構（トルク移動機
構）の油圧ユニット及び制御系の構成を示す模式図であ
る。FIG. 4 is a schematic diagram showing a configuration of a hydraulic unit and a control system of a rotational propulsion force distribution control mechanism (torque moving mechanism) in a vehicle left / right wheel power transmission control device as an embodiment of the present invention.

【図５】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動力
伝達制御装置を回転推進力配分制御機構（トルク移動機
構）の作動原理を説明する模式図である。FIG. 5 is a schematic diagram for explaining the operating principle of the rotational propulsion force distribution control mechanism (torque moving mechanism) of the vehicle left-right wheel power transmission control device as one embodiment of the present invention.

【図６】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動力
伝達制御装置の制御ブロック図である。FIG. 6 is a control block diagram of a power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図７】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動力
伝達制御装置の目的とする制御内容を説明する図であ
る。FIG. 7 is a diagram for explaining the target control content of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図８】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動力
伝達制御装置の目的とする制御内容を説明する図であ
る。FIG. 8 is a diagram for explaining the target control content of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図９】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動力
伝達制御装置の目的とする制御内容を説明する図であ
る。FIG. 9 is a diagram for explaining the target control content of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図１０】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の目的とする制御内容を説明する図であ
る。FIG. 10 is a diagram for explaining target control contents of a power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図１１】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の目的とする制御内容を説明する図であ
る。FIG. 11 is a diagram for explaining the target control content of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図１２】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の目的とする制御内容を説明する図であ
る。FIG. 12 is a diagram for explaining target control contents of a power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図１３】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の入力演算処理に関する制御ブロック図
である。FIG. 13 is a control block diagram relating to input calculation processing of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図１４】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の入力演算処理に関して説明する図であ
る。FIG. 14 is a diagram illustrating an input calculation process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図１５】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の入力演算処理に関して説明する図であ
る。FIG. 15 is a diagram illustrating an input calculation process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図１６】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のドリフト判定処理に関する制御ブロッ
ク図である。FIG. 16 is a control block diagram relating to a drift determination process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図１７】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のドリフト判定処理に関して説明する図
である。FIG. 17 is a diagram illustrating a drift determination process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図１８】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のドリフト判定処理に関して説明する図
である。FIG. 18 is a diagram illustrating a drift determination process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図１９】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のドリフト判定処理に関して説明する図
である。FIG. 19 is a diagram illustrating a drift determination process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図２０】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のドリフト判定処理に関して説明する図
である。FIG. 20 is a diagram illustrating a drift determination process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図２１】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のドリフト判定処理に関して説明する図
である。FIG. 21 is a diagram illustrating a drift determination process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図２２】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のドリフト判定処理に関して説明する図
である。FIG. 22 is a diagram illustrating a drift determination process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図２３】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のドリフト判定処理に関するドリフト補
正係数を示す図である。FIG. 23 is a diagram illustrating a drift correction coefficient relating to a drift determination process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図２４】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のドリフト判定処理に関するドリフト補
正係数を示す図である。FIG. 24 is a diagram showing a drift correction coefficient relating to a drift determination process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図２５】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のドリフト判定処理に関するドリフト補
正係数を示す図である。FIG. 25 is a diagram showing a drift correction coefficient relating to a drift determination process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図２６】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のドリフト判定処理に関するドリフト補
正係数を示す図である。FIG. 26 is a diagram illustrating a drift correction coefficient relating to a drift determination process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図２７】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のドリフト判定処理に関するドリフト補
正係数を示す図である。FIG. 27 is a diagram showing a drift correction coefficient relating to a drift determination process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図２８】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のドリフト判定処理に関するドリフト補
正係数について説明する図である。FIG. 28 is a diagram illustrating a drift correction coefficient related to a drift determination process of the vehicle left-right wheel power transmission control device as an example of the present invention.

【図２９】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の制御量算出処理（高μ路用処理）に関
する制御ブロック図である。FIG. 29 is a control block diagram relating to a control amount calculation process (process for a high μ road) of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図３０】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の制御量算出処理（低μ路用処理）に関
する制御ブロック図である。FIG. 30 is a control block diagram relating to a control amount calculation process (process for a low μ road) of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図３１】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のΔＮ追従制御にかかるマップ（高μ
路）を示す図である。FIG. 31 is a map (high μ) related to ΔN tracking control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention;
FIG.

【図３２】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のΔＮ追従制御にかかるマップ（高μ
路）を示す図である。FIG. 32 is a map (high μ) related to ΔN tracking control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
FIG.

【図３３】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のΔＮ追従制御にかかるマップ（高μ
路）を示す図である。FIG. 33 is a map (high μ) related to ΔN tracking control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
FIG.

【図３４】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の加速旋回制御にかかるマップ（高μ
路）を示す図である。FIG. 34 is a map (high μ) related to acceleration turning control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
FIG.

【図３５】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の加速旋回制御にかかるマップ（高μ
路）を示す図である。FIG. 35 is a map (high μ) related to acceleration turning control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
FIG.

【図３６】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の加速旋回制御にかかるマップ（高μ
路）を示す図である。FIG. 36 is a map (high μ) related to acceleration turning control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
FIG.

【図３７】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の加速旋回制御にかかるマップ（高μ
路）を示す図である。FIG. 37 is a map (high μ) relating to acceleration turning control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
FIG.

【図３８】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のタックイン対応制御にかかるマップ
（高μ路）を示す図である。FIG. 38 is a diagram showing a map (high μ road) relating to tack-in correspondence control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図３９】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の操舵過渡応答制御にかかるマップ（高
μ路）を示す図である。FIG. 39 is a diagram showing a map (high μ road) relating to steering transient response control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図４０】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の操舵過渡応答制御にかかるマップ（高
μ路）を示す図である。FIG. 40 is a diagram showing a map (high μ road) related to steering transient response control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図４１】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の操舵過渡応答制御にかかるマップ（高
μ路）を示す図である。FIG. 41 is a diagram showing a map (high μ road) relating to steering transient response control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図４２】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のΔＮ追従制御にかかるマップ（低μ
路）を示す図である。FIG. 42 is a map (low μ) related to ΔN tracking control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention;
FIG.

【図４３】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のΔＮ追従制御にかかるマップ（低μ
路）を示す図である。FIG. 43 is a map (low μ) related to ΔN tracking control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
FIG.

【図４４】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のΔＮ追従制御にかかるマップ（低μ
路）を示す図である。FIG. 44 is a map (low μ) related to ΔN tracking control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
FIG.

【図４５】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の加速旋回制御にかかるマップ（低μ
路）を示す図である。FIG. 45 is a map (low μ) relating to acceleration turning control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
FIG.

【図４６】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の加速旋回制御にかかるマップ（低μ
路）を示す図である。FIG. 46 is a map (low μ) related to acceleration turning control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
FIG.

【図４７】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の加速旋回制御にかかるマップ（低μ
路）を示す図である。FIG. 47 is a map (low μ) related to acceleration turning control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
FIG.

【図４８】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の加速旋回制御にかかるマップ（低μ
路）を示す図である。FIG. 48 is a map (low μ) related to acceleration turning control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
FIG.

【図４９】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のタックイン対応制御にかかるマップ
（低μ路）を示す図である。FIG. 49 is a diagram showing a map (low μ road) related to tack-in correspondence control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図５０】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の操舵過渡応答制御にかかるマップ（低
μ路）を示す図である。FIG. 50 is a diagram showing a map (low μ road) related to steering transient response control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図５１】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の操舵過渡応答制御にかかるマップ（低
μ路）を示す図である。FIG. 51 is a diagram showing a map (low μ road) relating to steering transient response control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図５２】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の操舵過渡応答制御にかかるマップ（低
μ路）を示す図である。FIG. 52 is a diagram showing a map (low μ road) relating to steering transient response control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図５３】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のドリフト対応制御を説明する図であ
る。FIG. 53 is a diagram for explaining drift control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図５４】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のΔＮ追従制御を説明する図である。FIG. 54 is a diagram illustrating ΔN tracking control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図５５】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の加速旋回制御を説明する図である。FIG. 55 is a diagram illustrating acceleration turning control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図５６】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の加速旋回制御を説明する図である。FIG. 56 is a diagram illustrating acceleration turning control of the vehicle left-right wheel power transmission control device as an embodiment of the present invention.

【図５７】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のタックイン対応制御を説明する図であ
る。FIG. 57 is a diagram illustrating tack-in response control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図５８】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の操舵過渡応答制御を説明する図であ
る。FIG. 58 is a diagram illustrating steering transient response control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図５９】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の路面μ判定を説明する図である。FIG. 59 is a diagram illustrating road surface μ determination of the vehicle left-right wheel power transmission control device as one embodiment of the present invention.

【図６０】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の駆動処理に関する制御ブロック図であ
る。FIG. 60 is a control block diagram relating to drive processing of a vehicle left-right wheel power transmission control device as one embodiment of the present invention.

【図６１】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の駆動処理に関して説明するマップを示
す図である。FIG. 61 is a diagram illustrating a map for describing a drive process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図６２】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の駆動処理に関して説明するマップを示
す図である。FIG. 62 is a diagram illustrating a map for explaining a driving process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図６３】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の駆動処理の差動判別を説明するための
図である。FIG. 63 is a diagram for explaining differential discrimination of drive processing of the vehicle left-right wheel power transmission control device as one embodiment of the present invention.

【図６４】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の駆動処理の差動判別を説明するための
図である。FIG. 64 is a diagram for explaining differential discrimination in drive processing of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図６５】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の駆動処理の差動判別を説明するための
図である。FIG. 65 is a diagram illustrating a differential determination of a driving process of the power transmission control device for the left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図６６】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の駆動処理の差動判別を説明するための
図である。FIG. 66 is a diagram for explaining a differential determination of a driving process of the power transmission control device for a left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図６７】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の駆動処理の差動判別を説明するための
図である。FIG. 67 is a diagram illustrating a differential determination of a driving process of the power transmission control device for the left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図６８】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の駆動処理の差動判別を説明するための
図である。FIG. 68 is a diagram illustrating a differential determination of a driving process of the vehicle left-right wheel power transmission control device as one embodiment of the present invention.

【図６９】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の駆動処理の差動判別を説明するための
図である。FIG. 69 is a diagram illustrating a differential determination of a driving process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

２ エンジン ４ トランスミッション ６ 中間ギア機構 ８ 差動歯車機構〔センタディファレンシャル（センタ
デフ）〕 ８Ａ，８Ｂ デファレンシャルピニオン ８Ｃ，８Ｄ サイドギヤ １０ 前輪用差動歯車機構〔フロントディファレンシャ
ル（フロントデフ）〕 １２Ｌ，１２Ｒ 車軸 １４，１６ 前輪 １８ ベベルギヤ機構 ２０ プロペラシャフト ２２ ベベルギヤ機構 ２４ 後輪用の差動歯車装置〔リヤディファレンシャル
（リヤデフ）〕 ２６Ｌ，２６Ｒ 車軸 ２８，３０ 後輪 ３２ 前輪用出力軸 ３４ 後輪用出力軸 ３６ 差動制限手段としてのビスカスカップリングユニ
ット（ＶＣＵ） ４２ 制御手段（回転推進力配分制御手段）としての電
子制御ユニット（ＥＣＵ，又はコントローラ） ４８Ａ 車輪速センサ ４８Ｂ ハンドル角センサ ４８Ｃ 前後加速度センサ（前後Ｇセンサ） ４８Ｄ 横加速度センサ（横Ｇセンサ） ４８Ｅ スロットルポジションセンサ（ＴＰＳ） ５０ 回転推進力配分制御機構（トルク移動機構） ５１ デフキャリア ５１Ａ 壁部 ５２ 入力軸 ５４ ドライブピニオンギヤ ５６ クラウンギヤ ５８ デファレンシャルケース（デフケース） ６０Ａ，６０Ｂ デファレンシャルピニオン ６２，６４ サイドギヤ ６６ 左輪側回転軸 ６８ 右輪側回転軸 ７０ 変速機構 ７０Ａ 増速機構 ７０Ｂ 減速機構 ７２，７４，７６ 中間軸 ７８Ａ，８０Ａ，８２Ａ ギヤ（サンギヤ） ７８Ｂ，８０Ｂ，８２Ｂ ギヤ（プラネタリピニオン） ８４ カウンタシャフト ８６ ３連ギヤ ９０ 伝達容量可変制御式トルク伝達機構 ９０Ｌ クラッチ（左クラッチ） ９０Ｒ クラッチ（右クラッチ） ９０ＡＬ，９０ＡＲ，９０ＢＬ，９０ＢＲ クラッチ板 ９２ クラッチケース ９６ ころ軸受け ３８ 油圧ユニット １０１ 蓄圧部 １０２ 制御圧出力部 １０３ アキュムレータ １０４ モータポンプ １０５ 圧力スイッチ １０６ 電磁比例圧力制御弁（比例弁） １０７ 電磁方向制御弁（方向切換弁） １０８ バッテリ １０９ モータリレー １１０ インジケータランプReference Signs List 2 engine 4 transmission 6 intermediate gear mechanism 8 differential gear mechanism [center differential (center differential)] 8A, 8B differential pinion 8C, 8D side gear 10 front wheel differential gear mechanism [front differential (front differential)] 12L, 12R axle 14, Reference Signs List 16 front wheel 18 bevel gear mechanism 20 propeller shaft 22 bevel gear mechanism 24 differential gear device for rear wheel [rear differential (rear differential)] 26L, 26R axle 28, 30 rear wheel 32 output shaft for front wheel 34 output shaft for rear wheel 36 differential Viscous coupling unit (VCU) as limiting means 42 Electronic control unit (ECU or controller) as controlling means (rotational propulsion force distribution controlling means) 48A Wheel speed sensor 48B Handle angle sensor 48C Front and rear Acceleration sensor (front and rear G sensor) 48D Lateral acceleration sensor (lateral G sensor) 48E Throttle position sensor (TPS) 50 Rotational propulsion force distribution control mechanism (torque moving mechanism) 51 Differential carrier 51A Wall portion 52 Input shaft 54 Drive pinion gear 56 Crown gear 58 differential case (differential case) 60A, 60B differential pinion 62, 64 side gear 66 left wheel side rotary shaft 68 right wheel side rotary shaft 70 transmission mechanism 70A speed increasing mechanism 70B reduction mechanism 72, 74, 76 intermediate shaft 78A, 80A, 82A gear ( Sun gear) 78B, 80B, 82B gear (planetary pinion) 84 counter shaft 86 triple gear 90 transmission capacity variable control type torque transmission mechanism 90L clutch (left clutch) 90R clutch (right clutch) 90AL , 90AR, 90BL, 90BR Clutch plate 92 Clutch case 96 Roller bearing 38 Hydraulic unit 101 Accumulator 102 Control pressure output 103 Accumulator 104 Motor pump 105 Pressure switch 106 Electromagnetic proportional pressure control valve (proportional valve) 107 Electromagnetic directional control valve (direction) Switching valve) 108 battery 109 motor relay 110 indicator lamp

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 鈴木 啓之 東京都港区芝五丁目33番８号 三菱自動車 工業株式会社内 (72)発明者 石黒 和紀 東京都港区芝五丁目33番８号 三菱自動車 工業株式会社内 (72)発明者 真鍋 聡之 東京都港区芝五丁目33番８号 三菱自動車 工業株式会社内 ──────────────────────────────────────────────────続 き Continued on the front page (72) Inventor Hiroyuki Suzuki 5-33-8 Shiba, Minato-ku, Tokyo Inside Mitsubishi Motors Corporation (72) Inventor Kazuki Ishiguro 5-33-8 Shiba, Minato-ku, Tokyo Mitsubishi (72) Inventor Toshiyuki Manabe 5-33-8 Shiba, Minato-ku, Tokyo Mitsubishi Motors Corporation

Claims (5)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項１】 前輪又は後輪の左右車輪間に関連して設
けられ、動力装置からの駆動力を該左右車輪のうちの少
なくともいずれか一方の左右車輪に伝達し、或いは該左
右車輪の回転に伴う回転力を該左右車輪間で授受させ
て、該左右車輪の回転推進力を変化させる回転推進力配
分調整機構と、 車両の走行状態に応じた上記回転推進力配分調整機構の
出力制御量を算出する制御量算出手段と、 上記制御量算出手段で算出された出力制御量に基づいて
上記回転推進力配分調整機構を制御する制御手段と、を
そなえた車両用左右輪間動力伝達制御装置において、 上記制御量算出手段が、 上記車両が旋回中であるか否かの判定に基づいて該車両
の旋回開始後一時的に旋回外輪側の回転推進力を増大せ
しめるよう上記出力制御量を算出する加速旋回制御手段
をそなえていることを特徴とする、車両用左右輪間動力
伝達制御装置。1. A front wheel or a rear wheel, which is provided between left and right wheels, transmits a driving force from a power unit to at least one of the left and right wheels, or rotates the left and right wheels. A rotational propulsion force adjustment mechanism that transmits and receives the rotational force associated with the left and right wheels to change the rotational propulsion force of the left and right wheels, and the output control amount of the rotational propulsion force distribution adjustment mechanism according to the running state of the vehicle. And a control means for controlling the rotational propulsion force distribution adjusting mechanism on the basis of the output control amount calculated by the control amount calculating means. In the above, the control amount calculating means calculates the output control amount so as to temporarily increase the rotational propulsion force on the outer wheel turning side after the start of turning of the vehicle based on the determination whether the vehicle is turning. Acceleration turning system Characterized in that it includes a means, between the right and the left wheel power transmission control device for a vehicle. 【請求項２】 前輪又は後輪の左右車輪間に関連して設
けられ、動力装置からの駆動力を該左右車輪のうちの少
なくともいずれか一方の左右車輪に伝達し、或いは該左
右車輪の回転に伴う回転力を該左右車輪間で授受させ
て、該左右車輪の回転推進力を変化させる回転推進力配
分調整機構と、 車両の走行状態に応じた上記回転推進力配分調整機構の
出力制御量を算出する制御量算出手段と、 上記制御量算出手段で算出された出力制御量に基づいて
上記回転推進力配分調整機構を制御する制御手段と、を
そなえた車両用左右輪間動力伝達制御装置において、 上記制御量算出手段が、 上記車両の旋回状態に対応したヨー角又は左右車輪回転
数差の目標値を算出又は記憶する目標値算出手段と、 上記目標値と上記車両における実際のヨー角又は左右車
輪回転数差とを比較してこの実際のヨー角又は左右車輪
回転数差が該目標値に近づくように、上記回転推進力を
変更するための上記出力制御量を算出する回転推進力制
御手段と、 上記車両が旋回中であるか否かの判定に基づいて該車両
の旋回中には旋回外輪側の回転推進力の増大度合が強化
されるよう上記目標値を変化させる加速旋回制御手段と
をそなえていることを特徴とする、車両用左右輪間動力
伝達制御装置。2. A front wheel or a rear wheel provided between the left and right wheels to transmit a driving force from a power unit to at least one of the left and right wheels, or to rotate the left and right wheels. A rotational propulsion force adjustment mechanism that transmits and receives the rotational force associated with the left and right wheels to change the rotational propulsion force of the left and right wheels, and the output control amount of the rotational propulsion force distribution adjustment mechanism according to the running state of the vehicle. And a control means for controlling the rotational propulsion force distribution adjusting mechanism on the basis of the output control amount calculated by the control amount calculating means. In the above, the control amount calculation means calculates or stores a target value of the yaw angle or the left / right wheel rotation speed difference corresponding to the turning state of the vehicle, and the target value and the actual yaw angle of the vehicle. Or left A rotational propulsion force control means for comparing the wheel rotational speed difference and calculating the output control amount for changing the rotational propulsive force so that the actual yaw angle or the left and right wheel rotational speed difference approaches the target value. And an acceleration turning control means for changing the target value so that the degree of increase of the rotational propulsive force on the turning outer wheel side is strengthened while the vehicle is turning based on the determination as to whether or not the vehicle is turning. A power transmission control device for a left and right wheels for a vehicle, characterized by comprising: 【請求項３】 前輪又は後輪の左右車輪間に関連して設
けられ、動力装置からの駆動力を該左右車輪のうちの少
なくともいずれか一方の左右車輪に伝達し、或いは該左
右車輪の回転に伴う回転力を該左右車輪間で授受させ
て、該左右車輪の回転推進力を変化させる回転推進力配
分調整機構と、 車両の走行状態に応じた上記回転推進力配分調整機構の
出力制御量を算出する制御量算出手段と、 上記制御量算出手段で算出された出力制御量に基づいて
上記回転推進力配分調整機構を制御する制御手段と、を
そなえた車両用左右輪間動力伝達制御装置において、 上記制御量算出手段が、 上記車両の旋回状態に対応したヨー角又は左右車輪回転
数差の目標値を算出又は記憶する目標値算出手段と、 上記目標値と上記車両における実際のヨー角又は左右車
輪回転数差とを比較してこの実際のヨー角又は左右車輪
回転数差が該目標値に近づくように、上記回転推進力を
変更するための第１の制御量を算出する定常旋回制御手
段と、 上記車両が旋回中であるか否かの判定に基づいて該車両
の旋回中には旋回外輪側の回転推進力を増大せしめるよ
うに、上記定常旋回制御手段とは独立して上記回転推進
力を変更するための第２の制御量を算出する加速旋回制
御手段とを有し、 上記第１及び第２の制御量のうち第２の制御量の方を優
先的に使用して、或いは該第１の制御量と該第２の制御
量とを総合して、上記出力制御量を算出することを特徴
とする、車両用左右輪間動力伝達制御装置。3. A front wheel or a rear wheel, which is provided between left and right wheels, transmits a driving force from a power unit to at least one of the left and right wheels, or rotates the left and right wheels. A rotational propulsion force adjustment mechanism that transmits and receives the rotational force associated with the left and right wheels to change the rotational propulsion force of the left and right wheels, and the output control amount of the rotational propulsion force distribution adjustment mechanism according to the running state of the vehicle. And a control means for controlling the rotational propulsion force distribution adjusting mechanism on the basis of the output control amount calculated by the control amount calculating means. In the above, the control amount calculation means calculates or stores a target value of the yaw angle or the left / right wheel rotation speed difference corresponding to the turning state of the vehicle, and the target value and the actual yaw angle of the vehicle. Or left Steering control means for comparing the wheel rotational speed difference and calculating a first control amount for changing the rotational propulsive force so that the actual yaw angle or the left and right wheel rotational speed difference approaches the target value. In order to increase the rotational propulsion force on the outer side of the turning wheel while the vehicle is turning based on the determination as to whether or not the vehicle is turning, the rotational propulsion is independent of the steady turning control means. An acceleration turning control means for calculating a second control amount for changing the force, and preferentially using the second control amount of the first and second control amounts, or A left-right wheel power transmission control device for a vehicle, characterized in that the output control amount is calculated by integrating the first control amount and the second control amount. 【請求項４】 前輪又は後輪の左右車輪間に関連して設
けられ、動力装置からの駆動力を該左右車輪のうちの少
なくともいずれか一方の左右車輪に伝達し、或いは該左
右車輪の回転に伴う回転力を該左右車輪間で授受させ
て、該左右車輪の回転推進力を変化させる回転推進力配
分調整機構と、 車両の走行状態に応じた上記回転推進力配分調整機構の
出力制御量を算出する制御量算出手段と、 上記制御量算出手段で算出された出力制御量に基づいて
上記回転推進力配分調整機構を制御する制御手段と、を
そなえた車両用左右輪間動力伝達制御装置において、 上記制御量算出手段が、 上記車両のタックインを予測してこれを抑制するように
旋回内輪側の回転推進力が増大するような第１の制御量
を設定するタックイン対応制御手段と、 上記車両が旋回中であるか否かの判定に基づいて、旋回
中には旋回外輪側の回転推進力が増大するような第２の
制御量を設定する加速旋回制御手段と、 上記車両の運転状態に応じて、上記タックイン対応制御
手段で設定された第１の制御量及び上記加速旋回制御手
段で設定された第２の制御量のうちのいずれか一方を選
択して、或いはこれらの第１および第２の制御量を総合
して、上記出力制御量を設定する出力制御量設定手段と
を有することを特徴とする、車両用左右輪間動力伝達制
御装置。4. A front wheel or a rear wheel, which is provided between left and right wheels, transmits a driving force from a power unit to at least one of the left and right wheels, or rotates the left and right wheels. A rotational propulsion force adjustment mechanism that transmits and receives the rotational force associated with the left and right wheels to change the rotational propulsion force of the left and right wheels, and the output control amount of the rotational propulsion force distribution adjustment mechanism according to the running state of the vehicle. And a control means for controlling the rotational propulsion force distribution adjusting mechanism on the basis of the output control amount calculated by the control amount calculating means. In the above, the control amount calculation means predicts tuck-in of the vehicle, and sets the first control amount such that the rotational propulsive force on the turning inner wheel side increases so as to suppress the tuck-in, and the tuck-in handling control means, vehicle Acceleration turning control means for setting a second control amount such that the rotational propulsive force on the turning outer wheel side increases during turning based on a determination as to whether the vehicle is turning or not. Then, either one of the first control amount set by the tuck-in response control means and the second control amount set by the acceleration turning control means is selected, or the first and second control amounts are selected. And an output control amount setting means for setting the output control amount by integrating the control amounts of the above. 【請求項５】 上記タックイン対応制御手段と上記加速
旋回制御手段とが、上記車両の横加速度情報に基づいて
上記の各制御量を設定することを特徴とする、請求項４
記載の車両用左右輪間動力伝達制御装置。5. The tuck-in response control means and the acceleration turn control means set each of the control amounts on the basis of lateral acceleration information of the vehicle.
The power transmission control device for the left and right wheels for a vehicle described.
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