JPH1016599A - Transmission control device of motive power between left and right wheel for vehicle - Google Patents

Transmission control device of motive power between left and right wheel for vehicle

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JPH1016599A
JPH1016599A JP17694596A JP17694596A JPH1016599A JP H1016599 A JPH1016599 A JP H1016599A JP 17694596 A JP17694596 A JP 17694596A JP 17694596 A JP17694596 A JP 17694596A JP H1016599 A JPH1016599 A JP H1016599A
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禎 吉岡
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薫 澤瀬
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健一郎 品田
Hiroyuki Suzuki
啓之 鈴木
Kazunori Ishiguro
和紀 石黒
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  • Arrangement And Mounting Of Devices That Control Transmission Of Motive Force (AREA)

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To eliminate delay of control responsiveness even in the case when vehicle behavior suddenly changes by providing an output control quantity computing means to computer an output control quantity by totaling a vehicles behavior corresponding control quantity and a high-pass processing value. SOLUTION: Delay of each control response against steering input is corrected at the time of sudden change of vehicle behavior. High-pass processing is carried out to a sum tfd of target ΔN follow-up control quantity tb, tack-in corresponding control quantity td and accelerated turning control quantity te. Additionally, speed of output of a control signal is increased. However, steering transient responding control quantity tc does not make the high-pass processing. Output control quantity tf is provided by adding a signal which is not processed to a processed value processed by the high-pass processing. Finally, final output control quantity tad is computed by adding the steering transient response control quantity tc not processed by the high-pass processing to the output control quantity tf. A phase of each control item is advanced by high-pass- processing control delay against high frequency input by fast steering in this way.

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
力をその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の回転に伴う回転力を
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、車両の旋回時に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 is transmitted to the left and right wheels while controlling the distribution of the driving force. The present invention relates to a power transmission control device for left and right wheels for transmitting and receiving torque between the left and right wheels when the left and right wheels are rotated when the is a driven wheel, and in particular, to enhance the stability of the vehicle body posture during turning of the vehicle. The present invention relates to a power transmission control device between left and right wheels for a vehicle, which is suitable for power transmission control between left and right wheels.

【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 left and right wheels, when two rotating bodies arranged coaxially are slid in contact with each other at different rotating speeds, the rotating body having a higher rotating speed has a lower rotating speed. This utilizes the characteristic that torque is transmitted to the 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 can be changed. 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 imbalanced in the left and right directions, thereby generating a yaw moment in the vehicle and reducing the behavior of the vehicle. 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】つまり、例えば旋回中には車速や操舵角等
に応じて左右輪間に速度差が生じるようにトルクを制御
することが適しているものと考えられ、この場合、車両
の旋回中における挙動に応じてトルク伝達の方向や大き
さを設定することが考えられる。車両の挙動を示すパラ
メータとしては、例えば左右輪の回転速度差や車両に生
じる横加速度などが考えられ、このようなパラメータに
基づいた制御を行なうことになるが、この制御では、車
両挙動を検出してこの検出した車両挙動に対応する制御
量を算出するので、応答遅れを伴い、特に、車両挙動が
急変する場合には制御応答の遅れが特に課題となる。That is, for example, it is considered appropriate to control the torque so that a difference in speed occurs between the left and right wheels according to the vehicle speed, the steering angle, and the like during turning. It is conceivable to set the direction and magnitude of the torque transmission according to the behavior. The parameters indicating the behavior of the vehicle include, for example, a difference in rotational speed between the left and right wheels and a lateral acceleration occurring in the vehicle. Control based on such parameters is performed. In this control, the vehicle behavior is detected. Then, since the control amount corresponding to the detected vehicle behavior is calculated, a response delay accompanies. Particularly, when the vehicle behavior changes suddenly, the control response delay is a particular problem.

【００１３】また、油圧により、アクチュエータを作動
させる場合、制御出力信号に対してハード的な作動遅れ
が生じるため、制御の応答遅れが生じることになる。本
発明は、上述の課題に鑑み創案されたもので、制御応答
の遅れを抑制できるようにしながら左右輪間での動力伝
達制御を車両挙動に応じて適切に行なえるようにした、
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。Further, when the actuator is operated by the hydraulic pressure, a hardware operation delay occurs with respect to the control output signal, so that a control response delay occurs. The present invention has been made in view of the above-described problems, and has been made to appropriately perform power transmission control between left and right wheels according to vehicle behavior while suppressing a delay in control response.
It is an object to provide a power transmission control device between left and right wheels for a vehicle.

【００１４】[0014]

【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に伝達しある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、
上記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上記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、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、上記車両の旋回中における挙動を検出し
て該車両挙動に応じて上記回転推進力配分調整機構を制
御するための車両挙動対応制御量を算出する車両挙動対
応制御量算出手段と、上記車両挙動対応制御量にハイパ
ス処理を施してハイパス処理値を算出するハイパス処理
値算出手段と、上記車両挙動対応制御量と上記ハイパス
処理値とを総合して上記出力制御量を算出する出力制御
量演算手段とを有することを特徴としている。According to a first aspect of the present invention, there is provided a power transmission control device for a vehicle between left and right wheels, which is provided in connection with the left or right front wheel or rear wheel, and which is driven by the power unit. A rotating propulsion force distribution adjusting mechanism that transmits a force to the left and right wheels or transmits and receives a rotating force due to the rotation of the left and right wheels between the left and right wheels, and changes a rotating propulsion force of the left and right wheels;
Control amount calculating means for calculating an output control amount of the rotary propulsion force distribution adjusting mechanism according to the traveling state of the vehicle; and the rotational propulsion force distribution adjustment based on the output control amount calculated by the control amount calculation means. In the control means for controlling the mechanism and the power transmission control device for the left and right wheels for a vehicle, the control amount calculating means detects a behavior during turning of the vehicle and distributes the rotational propulsion force according to the vehicle behavior. A vehicle behavior corresponding control amount calculating means for calculating a vehicle behavior corresponding control amount for controlling the adjustment mechanism; a high pass processing value calculating means for performing a high pass process on the vehicle behavior corresponding control amount to calculate a high pass processing value; An output control amount calculating means for calculating the output control amount by integrating the vehicle behavior corresponding control amount and the high-pass processing value is provided.

【００１５】なお、上記の車両挙動を示すパラメータと
しては、上記左右輪間の回転速度差や上記車両に加わる
横加速度などを用いることが、好ましい。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、請求項
１記載の装置において、上記制御量算出手段が、上記車
両の運転操作状態に基づく過渡的制御量を算出する過渡
的制御量算出手段を有するとともに、上記出力制御量演
算手段が、上記車両挙動対応制御量と上記ハイパス処理
値と上記過渡的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。It is preferable to use, as the parameter indicating the vehicle behavior, a difference in rotational speed between the left and right wheels, a lateral acceleration applied to the vehicle, and the like. According to a second aspect of the present invention, there is provided a vehicle power transmission control apparatus according to the first aspect, wherein the control amount calculating means calculates a transient control amount based on a driving operation state of the vehicle. And the output control amount calculating means calculates the output control amount by integrating the vehicle behavior correspondence control amount, the high-pass processing value, and the transient control amount. I have.

【００１６】なお、上記の運転操作状態を示すパラメー
タとしては、操舵角速度やスロットル開閉速度などを用
いることが、好ましい。It is preferable to use a steering angular speed, a throttle opening / closing speed, or the like as the parameter indicating the driving operation state.

【００１７】[0017]

〔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 ２．５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．本装置の動作及び本装置による効果 〔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. 2. Control details of this device 2.1 Input calculation processing 2.2 Drift determination logic 2.3 Vehicle motion control logic 2.3.1 Target ΔN tracking control 2.3.2 Acceleration turning control 2.3.3 Tack-in correspondence control 2 3.3.4 Steering transient response control 2.4 Estimation of road surface μ 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 2.4 Output value setting Operation of the present apparatus and effects of the present apparatus [Embodiment] 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.

【００１８】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).

【００１９】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, it is possible to easily transmit torque from the left wheel side to the right wheel side. 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.

【００２０】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 symmetrically configured, 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.

【００２１】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 transmission coupling is provided between the left wheel side rotating member and the right wheel side rotating member provided with such a speed difference, 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.

【００２２】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).

【００２３】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。The power transmission (torque transfer) between the left and right wheels of the vehicle according to such a principle can be applied to both left and right driving 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.

【００２４】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 such a theory will be described with reference to FIGS. 1.2.1 Configuration of the vehicle power transmission system according to the present apparatus
As shown in the figure, it is provided on the rear wheel of a four-wheel drive vehicle.

【００２５】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調整機構（又は、回転力調整手
段、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. The rotary propulsion force distribution adjusting mechanism (or torque adjusting means, hereinafter, referred to as a torque transfer mechanism) 50 of the power transmission control device between the left and right wheels is provided in the rear differential 24.

【００２６】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 the well-known conventional ones. 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.

【００２７】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
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)).

【００２８】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調整機構の構成 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調整機構（トルク
移動機構）５０と、その制御手段（又は回転推進力配分
制御手段）である油圧ユニット３８及び電子制御ユニッ
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２６
Ｌ，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 Adjusting Mechanism of Present Device The present left and right wheel power transmission control device includes a rotational propulsion force distribution adjusting mechanism (torque moving mechanism) 50 provided in a differential carrier 51, It comprises a hydraulic unit 38 and an electronic control unit (hereinafter referred to as ECU) 42 as control means (or rotational propulsion force distribution control means). Here, the rear differential 24 and the rear differential 24 and the axle 26
The configuration of the torque transfer mechanism 50 inserted between the L and 26R will be described with reference to FIG.

【００２９】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.

【００３０】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.

【００３１】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 according to the present embodiment is provided between a differential case 58 of the rear differential 24 for distributing driving force between left and right driving wheels of the rear wheels and a 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.

【００３２】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 the input portion of the rear differential 24, that is, the rotational speed of 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.

【００３３】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.

【００３４】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, 82A are provided on these intermediate shafts 72, 74, 76, respectively, and a counter shaft 84 is provided on the outer periphery of these intermediate shafts 72, 74, 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, respectively.

【００３５】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.
Thus, 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.

【００３６】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.

【００３７】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.

【００３８】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.

【００３９】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.

【００４０】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, and 82B rotate at a constant speed integrally, but these gears 78B, 80B, and
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.

【００４１】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 ).

【００４２】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 , the ratio of the rotation speed of the gear 82A to the rotation speed of the gears 78B and 82B (ie, the rotation speed of the triple gear 86) (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 ).

【００４３】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 these 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.

【００４４】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.

【００４５】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, if the clutch 90L is engaged, even if the right wheel is rotating at a lower speed than the left wheel during a right turn, the clutch plate 90AL is
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.

【００４６】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.

【００４７】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 during a left turn, 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.

【００４８】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.

【００４９】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.

【００５０】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，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 left and right 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, wheel speed information, steering wheel angle information (steering angle information), information on the lateral acceleration and longitudinal acceleration of the vehicle body, and the like.

【００５１】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 in accordance with the degree of 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).

【００５２】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。Also, the clutches 90L and 90R are set so that they are not 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.

【００５３】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 torques can be adjusted by moving the torque, so that the torque loss is extremely much smaller than in the case of adjusting the distribution of the left and right torques 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.

【００５４】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 includes a pressure accumulating unit 101 for accumulating hydraulic oil and a hydraulic oil accumulated in the pressure accumulating unit 101 by appropriately adjusting the pressure of the clutch 90L, 90R.
And a control pressure output unit 102 for supplying the oil pressure to an oil chamber (not shown).

【００５５】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 either 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).

【００５６】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。Such a 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.

【００５７】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 according to the running state of the vehicle, that is, the vehicle speed, the steering state, the vehicle body movement state, etc., 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.

【００５８】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,
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. Reference numeral 110 denotes an indicator lamp that indicates whether or not differential limiting control by the hydraulic unit 38, that is, torque movement control is being performed.

【００５９】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, here, 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.

【００６０】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 Overview of Control of the Present Apparatus Here, an overview of control of the present apparatus will be described with reference to a control block diagram showing a functional configuration relating 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.

【００６１】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（目標値，理論回転数差）はハンドル角センサ４
８Ｂ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４８Ｄからの検出値に基づいて、計算前後Ｇ（ｇ
ｂ），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 arithmetic processing, an actual measurement value and a theoretical value of the speed difference between the right and left rear wheels are calculated. 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 (target value, theoretical rotational speed difference) is calculated by the steering wheel angle sensor 4
Based on the steering angle from 8B and the vehicle speed (vehicle speed) obtained from the wheel speed values from the four wheel speed sensors 48A,
Each is calculated. The front and rear G sensor 48C, the horizontal G
G (g) before and after the calculation based on the detection value from the sensor 48D
b), calculation horizontal G (gy) is calculated. In the arithmetic processing, drift determination and road surface μ estimation are further performed.

【００６２】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（出力制御量）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 (steering transient response control amount) of the steering transient response control relating to the steering transition time are provided, and the respective control amounts are added to output the added control amount (output control amount). ing.

【００６３】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、
又は、この設定機能及びこの設定により得られた制御量
に基づき制御信号を出力する機能を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、又は、この設定機能及びこの設定により
得られた制御量に基づき制御信号を出力する機能を加速
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、又は、この設定機能及びこの設定により得られた
制御量に基づき制御信号を出力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（過渡的制御量）を設定する機能、又は、この設定
機能及びこの設定により得られた制御量に基づき制御信
号を出力する機能を操舵過渡応答制御手段とそれぞれい
う。特に、目標回転数差追従制御手段，加速旋回制御手
段，タックイン対応制御手段などの車両挙動に対応した
制御量（車両挙動対応制御量）を算出する手段を車両挙
動対応制御量算出手段、ハンドル操作やスロットル操作
などの運転操作状態に基づく制御量（過渡的制御量）を
算出する手段を過渡的制御量手段ともいう。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,
Alternatively, this setting function and a function of outputting a control signal based on the control amount obtained by this setting are performed by ΔN following control means or target rotational speed difference following control means, a function of setting a control amount of acceleration turning control, or The setting function and the function of outputting a control signal based on the control amount obtained by this setting include acceleration / turn control means, the function of setting the control amount of tack-in correspondence control, or the setting function and the control amount obtained by this setting A function of outputting a control signal based on the tuck-in control means, a function of setting a control amount (transient control amount) of steering transient response control related to a steering transient, or a function of this setting function and a control amount obtained by this setting The function of outputting a control signal based on the above is referred to as steering transient response control means. In particular, a means for calculating a control amount (vehicle behavior corresponding control amount) corresponding to the vehicle behavior, such as a target rotational speed difference follow-up control means, an acceleration turning control means, a tack-in correspondence control means, and a vehicle behavior corresponding control amount calculating means, a steering wheel operation. A means for calculating a control amount (transient control amount) based on a driving operation state such as a throttle operation or a throttle operation is also referred to as a transient control amount means.

【００６４】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 ΔN tracking control has a function (target value calculating means) for calculating or storing a target value of a yaw angle or a difference between left and right wheel rotational speeds corresponding to a 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.

【００６５】以下にこれらの各処理を詳述するが、その
前に、本装置の制御により得ようとする作用及び効果を
説明する。 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。Hereinafter, each of these processes will be described in detail, but before that, the functions and effects to be obtained by controlling the present apparatus will be described. 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.

【００６６】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 characteristics of the vehicle increase toward the understeer side during an acceleration turning, it is difficult to perform 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.

【００６７】そこで、旋回時，特に、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 turning, particularly at the time of accelerating turning,
By moving the torque toward the turning outer wheel, a yaw moment is generated in the turning direction to increase the cornering force of the front wheel in a region where the longitudinal acceleration is large, thereby suppressing understeering. Thus, when the traveling locus of the vehicle at the time of the acceleration turning is compared when the same acceleration turning operation is performed, as shown in FIG. 7, the state is improved from the state without the control to the state with the control.

【００６８】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 the steering ratio (= θh / θh0, θh: actual steering wheel angle, θh0: steering wheel angle theoretically required) according to the lateral G (turning G) generated at the time of 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.

【００６９】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 stability of vehicle during turning and deceleration At the time of decelerating turning, contrary to acceleration turning, the steering characteristics of the vehicle are strengthened to the oversteer side, so that the vehicle is liable to cause a 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.

【００７０】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、アクセルオフの直後に、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 was released, it was found that the yaw rate increased without control and the vehicle attitude changed suddenly.With control, the yaw rate converged smoothly without increasing, and the stability of the vehicle attitude was maintained. It is understood that it is done.

【００７１】１．４．３ドリフト走行時の旋回性能の向
上 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
じた車両の旋回制御に用いる。すなわち、車両がドリフ
トした場合には、車輪が横滑りを生じ、車両の走行状態
は通常時とは大きく異なる走行状態となる。そこで、上
述のようなステア特性を調整しうるトルク移動制御やよ
り基本的なトルク移動制御である左右輪の回転数差（回
転速度差）の目標値〔後輪基準回転速度差（ｄｖｈ
ｆ）〕に応じたトルク移動制御等の旋回制御に、このド
リフト走行であるか否かの判定結果を反映させて、より
適切な制御を行なえるようにするものである。つまり、
ドリフトしようとしている場合には、左右輪の差動を制
限する側に制御を行なって、トルク移動制御による旋回
力の発生を抑制して、グリップ力が低下した車輪のグリ
ップ力を回復させるようにするのである。これにより、
ドリフト走行時の旋回性能を高めようとするものであ
る。1.4.3 Improvement of Turning Performance During Drift Driving In this control, it is determined whether or not the vehicle is about to drift, and this determination result is used for turning control of the vehicle through torque movement control of the left and right wheels. Used. That is, when the vehicle drifts, the wheels are skidding, and the traveling state of the vehicle is a traveling state that is significantly different from the normal state. Therefore, the target value [rear wheel reference rotation speed difference (dvh) of the rotation speed difference (rotation speed difference) of the left and right wheels, which is the torque movement control capable of adjusting the steering characteristic as described above or the more basic torque movement control.
f)], so that more appropriate control can be performed by reflecting the result of the determination as to whether or not the vehicle is drifting in the turning control such as the torque transfer control according to the above. That is,
When drifting, control is performed on the side that limits the differential between the left and right wheels, so that the generation of turning force due to torque transfer control is suppressed, and the grip force of the wheel with reduced grip force is restored. You do it. This allows
The purpose is to improve turning performance during drift running.

【００７２】１．４．４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。1.4.4 Improvement of Startup Performance and Acceleration Performance In this device, torque control is performed so that the start performance and acceleration performance can be improved when the frictional resistance of the road surface differs 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.

【００７３】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 wheel on the low μ side slips and cannot sufficiently transmit the driving force to the road surface while being supplied with most of the driving force from the engine, and the wheel on the high μ road side receives the driving force from the engine. Since almost no driving force is supplied, as shown in FIG. 11 without control, the driving force cannot be sufficiently transmitted to the road surface, and the vehicle does not travel easily.

【００７４】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.

【００７５】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、前回の計算値（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 Processing In the input calculation processing, 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, and the front left wheel speed vf
1, a detection signal relating to the front right wheel speed vfr is received from each sensor, and a previous calculated value (torque movement 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.

【００７６】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, and the actual rear wheel left / right speed generated during turning or torque transfer control is calculated. 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 to remove noise effects. Here, filter processing is performed as shown in equation (2.1.2.2) for performing smoothing processing as in equation (2.1.2.1).

【００７７】 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) where, odvrd: holds the previous dvrd Value dvrfl: Smoothed value 2.1.3 Average rear wheel speed (vr) By averaging rear left wheel speed vrl and rear right wheel speed vrr, average rear wheel speed vr [= (vrl + vrr)
/ 2] to determine the operating state of the torque transfer control.

【００７８】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 left and right front wheels and the right and left rear 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, it is conceivable that the detected value of the wheel speed may not be an appropriate value due to noise or the like. Therefore, in consideration of the reliability of the detected value, the second slowest wheel speed (ie, the third wheel speed) among the four drive wheels is considered. The estimated vehicle speed vb is obtained by adopting the faster wheel speed v3.

【００７９】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 is traveling straight, the wheel speed and the vehicle speed correspond at a fixed ratio. For example, the vehicle speed (simple calculated vehicle speed) v obtained by multiplying the wheel rotation speed by the wheel outer peripheral length is obtained.
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.

【００８０】 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: Handle gear ratio The ratio between the vehicle body speed vbd and the vehicle body speed vb is equal to the ratio between the inner wheel side turning radius RRi and the vehicle center center turning radius RR. The turning radius RR is calculated by the following equation (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.

【００８１】 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) Note that the turning radius RR at the center of the vehicle body is such a vehicle speed vb
Based on the following equation (2.1.4.5) can be expressed.

【００８２】 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 from the change in the simply calculated vehicle body speed vbd calculated in a predetermined cycle is greatly fluctuated. .5.2)] to obtain the longitudinal acceleration gx.

【００８３】 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.

【００８４】 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。なお、このような後輪基準
回転速度差ｄｖｒｆを算出する機能を、目標値算出手段
という。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. The function of calculating the rear wheel reference rotation speed difference dvrf is referred to as target value calculation means.

【００８５】 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.
The rotational speed difference between the front wheels, which can be geometrically calculated from the relationship shown in FIG.
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.

【００８６】 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.

【００８７】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。なお、車両がドリフト状態であるか非ドリフ
ト状態であるかの判定を行なう機能については、ドリフ
ト判定手段（旋回状態判定手段）という。2.1.10 Amount of Torque Movement (taf: Temporary Delay Value) Since the torque movement has a time delay from when its command value is output until it appears as actual vehicle behavior, the torque movement command value 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. The function of determining whether the vehicle is in the drift state or the non-drift state is referred to as drift determination means (turning state determination means).

【００８８】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 the present 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.

【００８９】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、車輪の滑り
度合としてのドリフト判定係数ｓｒｐを設定（算出）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〜ｓｒｐ
５を設定する。なお、このような車輪の滑り度合として
のドリフト判定係数ｓｒｐを設定する機能を、滑り度合
検出手段という。また、このようなドリフト判定係数ｓ
ｒｐをトルク移動制御に反映させる制御については、滑
り対応制御ともいう。Therefore, in this control, as shown in FIG. 16, a coefficient (tire slip coefficient) dgy corresponding to the tire slip state and a coefficient (tire slip coefficient) dvvbs corresponding to the tire slip state are shown in FIG. Based on the drift determination coefficient srp, a drift determination coefficient srp as a degree of wheel slip is set (calculated) and output. The drift correction coefficient srp1 to srp is further determined based on the drift determination coefficient srp.
Set 5. The function of setting the drift determination coefficient srp as the degree of slip of the wheel is referred to as slip degree detecting means. Also, such a drift determination coefficient s
Control that reflects rp in the torque transfer control is also referred to as slip control.

【００９０】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 Side Slip 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 actual lateral acceleration (actual lateral G) rgy is detected by the lateral G sensor. 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.

【００９１】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) is calculated from input information such as the steering wheel angle θh, and a phase delay occurs before the lateral G occurs in the vehicle according to the steering wheel. In the control, the calculated horizontal G is filtered by a low-pass filter to perform phase adjustment (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.

【００９２】 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) With this, 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.

【００９３】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.

【００９４】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 side slip coefficient dgy of the tire is given 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.

【００９５】 ｜ｒｇｙｈ｜＜ａ〔ｍ／ｓ2 〕and ｜ｇｙｆ−ｒｇｙｈ｜＜ｂ〔ｍ／ｓ2 〕 ただし、ａ，ｂは定数のとき、 ｄｇｙ＝０ ・・・・・・・・・・・・（2.2.1.4) 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 ] where a and b are constants, and dgy = 0. (2.2.1.4) In general, the actual lateral G does not increase like the computed lateral G beyond the linear region between the computed lateral G and the computed lateral G.
1.3) can be transformed as follows.

【００９６】 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。Ggyf = (1 + dgy) rgyh (2.2.1.3.a) When the linear region is escaped, dgy gradually increases from 0, and the relationship 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.

【００９７】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 Vertical slip coefficient (dvvb) of tire
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.

【００９８】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.

【００９９】 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 estimated front and rear G estimated vehicle speed vbs calculated as described above, and the third detected simultaneously therewith. 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.

【０１００】 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 highest 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.

【０１０１】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.

【０１０２】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, in theory, the longitudinal 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.

【０１０３】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.

【０１０４】 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・ｄｖｖｂ
ｓ）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) where a and b are coefficient adjustments for making a circle. This drift determination coefficient srp is shown in FIG. It can be evaluated by such a drift determination circle (friction circle). FIG.
A value obtained by adjusting the coefficient of the sideslip coefficient dgy (a · dgy) and a value obtained by adjusting the coefficient of the longitudinal slip coefficient dvvbs (b · dvvb)
s) is the horizontal axis and the vertical axis is orthogonal coordinates, and the drift determination coefficient srp is equivalent to the square of the distance from the origin in these coordinates.

【０１０５】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 circle having 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.

【０１０６】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 ≦ｒ
1 ）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、ｓｒｐ1/2
＞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ｓｒ
ｐ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, if srp 1/2 is larger than radius r 1 (ie, srp 1/2 > r 1 ), it is a non-linear region, and further, srp 1/2 is larger than radius r 2 ( That is, srp 1/2
> R 2 ), it is in the drift region. In the non-linear region, the region where r 1 <srp 1/2 ≦ r 2 is not a perfect drift, but the drift determination coefficient sr
It is assumed that there is a drift tendency of a degree corresponding to p.

【０１０７】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.

【０１０８】（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（ドリフト
判定手段又は旋回状態判定手段）。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（滑り対応制御）を開始する。なお、このようなド
リフト対応制御（滑り対応制御）の開始を判定する機能
を開始判定手段という。 ・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が所定値以上のときに
ドリフト走行と判定してもよい。なお、ハンドル角速度
Δθｈ，Δθ1 はそれぞれｄθｈ，ｄθ1 とも表記す
る。(Drift Corresponding Control Start Condition) If the drift determination coefficient srp is equal to or more than a predetermined value and the countersteer is turned off and the steering wheel angular velocity of the countersteer is higher than a predetermined speed, it is determined that the vehicle is drifting (drift determination). Means or turning state determination means). 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 of the following three conditions are satisfied at the same time, it is determined that the vehicle is traveling in drift, and the drift-based control (slip-based control) is started. Note that the function of determining the start of such drift correspondence control (slip correspondence control) is referred to as start determination means. The drift determination coefficient srp is equal to or greater than a predetermined value. Srp> srp0 (2.2.6.1) The direction of the calculated lateral G (gy) and the direction of the actual lateral G (rgyh) are opposite gy · rgyh <0 ··· (2.2.6.2) also handle angular velocity Derutashitah is Δθh ≧ Δθ 1 is at a predetermined speed [Delta] [theta] 1 or more (deg / s) ··· (2.2.6.3 ), the three equations conditions are simultaneously Even when the condition is not satisfied, it may be determined that the vehicle is drifting when the drift determination coefficient srp is equal to or greater than a predetermined value. Incidentally, the steering wheel angular velocity Δθh, Δθ 1, respectively Dishitah, referred both d [theta] 1.

【０１０９】（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。なお、このよ
うなドリフト対応制御（滑り対応制御）の終了を判定す
る機能を終了判定手段という。 ・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 direction of the calculated lateral G is equal to the direction of the actual lateral G, it is determined that drift traveling has been terminated. Stop the drift control. In addition, the function of determining the end of the drift corresponding control (slip corresponding control) is referred to as an end determining unit. 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).

【０１１０】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、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。また、ドリフト対応制御の開
始・終了条件により、ドリフト走行でないと判定される
とドリフト判定係数ｓｒｐは零（ｓｒｐ＝０）となるの
で、図２３に示すように、ドリフト補正係数１（フィー
ドバックゲインｓｒｐ１）は、ｓｒｐ１＝ｓｒｐ１max
（即ち、１）となる。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. Then, at the time of drift determination, correction is performed by multiplying the target ΔN tracking control by the drift correction coefficient 1 (srp1). Thus, the yaw rate feedback control is stopped by correcting the reference left-right speed difference dvhf between the right and left rear wheels by the correction coefficient srp1, and an LSD (limited slip differential) function that responds to the rotational speed difference, that is, a differential limit is set. . 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. Further, if it is determined that the vehicle is not drifting due to the start / end conditions of the drift response control, the drift determination coefficient srp becomes zero (srp = 0). Therefore, as shown in FIG. 23, the drift correction coefficient 1 (the feedback gain srp1) ) Is srp1 = srp1max
(That is, 1).

【０１１１】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（フィードバックゲインｓｒ
ｐ２，３）は、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あり、ドリフト
補正係数３（ｓｒｐ３）は低μ路用ゲインを設定するた
めのものである。2.2.5 Drift correction coefficients 2 to 5 (sr
p2-5) Drift correction coefficients 2 and 3 (feedback gain sr
p2,3) sets the strength of the LSD effect by the target ΔN tracking control, and is set based on the drift determination coefficient srp using a map as shown in FIGS. Among them, the drift correction coefficient 2 (srp2) is for setting a high μ road gain, and the drift correction coefficient 3 (srp3) is for setting a low μ road gain.

【０１１２】即ち、ドリフト対応制御の開始・終了条件
により、ドリフト走行でないと判定されるとドリフト判
定係数ｓｒｐは零（ｓｒｐ＝０）となるので、図２４，
図２５に示すように、ドリフト補正係数２及び３（フィ
ードバックゲインｓｒｐ２及びｓｒｐ３）は、ｓｒｐ２
＝ｓｒｐ２max ＝１，ｓｒｐ３＝１と、いずれも１に設
定されて、目標ΔＮ制御はゲイン調整されない。また、
ドリフト時には、高μ路用ゲイン、つまり、ドリフト補
正係数２（フィードバックゲインｓｒｐ２）は減少さ
せ、低μ路用ゲイン、つまり、ドリフト補正係数３（フ
ィードバックゲインｓｒｐ３）は増大させる。That is, if it is determined that the vehicle is not drifting according to the start / end conditions of the drift response control, the drift determination coefficient srp becomes zero (srp = 0).
As shown in FIG. 25, the drift correction coefficients 2 and 3 (feedback gains srp2 and srp3) are equal to srp2
= Srp2max = 1, srp3 = 1, and both are set to 1, and the gain of the target ΔN control is not adjusted. Also,
At the time of drift, the high μ road gain, that is, the drift correction coefficient 2 (feedback gain srp2) is decreased, and the low μ road gain, that is, the drift correction coefficient 3 (feedback gain srp3) is increased.

【０１１３】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.

【０１１４】つまり、高μ路用制御量については、通常
制御時（ドリフト時以外）には機械式ＬＳＤよりも伝達
トルク量が大きくなるようにすることにより、フィード
バック制御の反応遅れをカバーすることができ、ドリフ
ト時には左右輪がスリップしているため制御のハンチン
グが生じやすくなるが、このときにはゲインを減少させ
ることにより制御のハンチングをすることができる。In other words, the control amount for the high μ road is made to have a larger transmission torque amount than the mechanical LSD during normal control (other than at the time of drift) to cover the reaction delay of the feedback control. When the vehicle drifts, the hunting of the control is likely to occur because the left and right wheels are slipping. At this time, the hunting of the control can be performed by reducing the gain.

【０１１５】また、低μ路用制御量については、通常制
御時（ドリフト時以外）には機械式ＬＳＤよりも伝達ト
ルク量が小さくなるようにすることにより、車輪のスリ
ップを防止することができ、ドリフト時にはゲインを増
大させることにより左右輪の回転速度差を速やかに無く
すことができ、これにより安定した旋回走行を行なうこ
とができる。Further, with regard to the control amount for the low μ road, the slip of the wheels can be prevented by making the amount of transmission torque smaller than that of the mechanical LSD during normal control (other than during drift). By increasing the gain at the time of drift, the difference between the rotational speeds of the left and right wheels can be eliminated promptly, whereby stable turning can be performed.

【０１１６】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 determination, and uses a map as shown in FIG. 26 to determine the drift. It is set based on the coefficient srp.

【０１１７】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 turning control term and the tack-in-compatible 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.

【０１１８】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, the present apparatus normally uses the calculated horizontal G, and uses the calculated horizontal G when the calculated horizontal G cannot cope with the actual situation. For this reason, when it is determined that the vehicle is drifting under the drift-dependent control start condition, the turning lateral G
Then, the mode is switched from the use of the calculated lateral G to the use of the actual lateral G, and if it is determined that the drift traveling has been completed in the drift corresponding control end condition, the setting is made to return from the adoption of the actual lateral G to the use of the calculated lateral G. ing.

【０１１９】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。The selection of the horizontal G is performed by selecting 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.

【０１２０】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 the present power transmission control device, target speed difference follow-up control (target ΔN follow-up control)
Acceleration turning control, tack-in response control, and steering transient response control are provided. Here, each of these controls will be described in detail.

【０１２１】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 aiming 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 according to 2.1.7.2) and the speed difference (actual speed difference, dvrd) between the right and left rear wheels. 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.

【０１２２】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, at the time of acceleration / deceleration turning, the stability of the vehicle becomes nonlinear, 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.

【０１２３】（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, tb
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.

【０１２４】 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. (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, the 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).

【０１２５】（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 process and filter process (tbhdf2, tbldf2) In order to suppress control hunting, a smoothing process and a limiter type filter process 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.

【０１２６】 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, one having a different gradient between 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.

【０１２７】（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.

【０１２８】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。The peak hold value dst of the steering wheel angular velocity
f is the absolute value of the detected steering 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.

【０１２９】 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, according to the peak hold coefficient relating to the peak hold value dstf, the transition of the handle angular velocity dθh is shown in FIG.
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.

【０１３０】（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 increases, the influence of the target ΔN tracking control on the vehicle behavior increases. Therefore, when the vehicle speed increases, the behavior stability of the vehicle is 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.

【０１３１】（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 coefficients 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.

【０１３２】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 Acceleration Turn Control Acceleration turn control is a control for suppressing an increase in the understeer tendency during a sharp turn as described above. This control is necessary because the stability of the vehicle is non-linear. This 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.

【０１３３】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
ーメントを発生又は増加させ、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,
At the time of such a sharp turn, acceleration turning control for moving the torque to the turning outer wheel side is performed to generate or increase the yaw moment in the turning direction, and to increase the cornering force of the front wheels in a region where the longitudinal acceleration is large. This is to prevent understeering.

【０１３４】（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
急旋回と判定して旋回横Ｇ（ｇｇｙ）に基づいて設定さ
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 in FIGS. 29 and 30, when the turning lateral G (ggy) is equal to or more than a predetermined value, the acceleration turning control is performed. The basic control amounts tehd, teld are set,
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. Note that the basic control amounts tehd and teld are set based on the turning side G (ggy) by determining that the turning side G (ggy) is a sharp turn when the turning side G (ggy) is equal to or more than a predetermined value, based on maps as shown in FIGS. Therefore, the steering response is improved.

【０１３５】なお、本実施形態においては、旋回横Ｇ
（ｇｇｙ）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。Note that, in the present embodiment, the turning lateral G
When (ggy) is equal to or more than a predetermined value, it is determined that the vehicle is turning sharply. However, even if the turning lateral G (ggy) is detected as small, even if the control amount is calculated so as to increase the rotational propulsion force of the turning outer wheel. Good. (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.

【０１３６】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。Accordingly, the steering response is improved by the gain adjustment based on the longitudinal acceleration, and the response delay of the gain adjustment based on the longitudinal acceleration can be covered by the gain adjustment based on 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.

【０１３７】（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のゲインを下
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 coefficients (keh3, kel3) During high-speed running, the behavioral stability of the vehicle is likely to be reduced by the torque transfer control, so that the acceleration turning control amounts teh, tel are controlled so as to maintain the stability of the vehicle. Decrease the gain. Therefore, the vehicle speed coefficients keh3, k
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 gain of the control amounts teh and tel is reduced. 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.

【０１３８】（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 related to tack-in control As described above, the acceleration turning control is stopped during the tack-in response 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.

【０１３９】ｔｄｈｄ＝０のとき ＳＷ：オン，ｔｄｈ
ｄ≠０のとき ＳＷ：オフ ｔｄｌｄ＝０のとき ＳＷ：オン，ｔｄｌｄ≠０のとき
ＳＷ：オフ （ｔｄｇｄ，ｔｄｌｄ：後述するタックイン対応制御の
基本制御量） 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後者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 tdhd = 0 SW: ON, tdh
When d ≠ 0 SW: Off When tdld = 0 SW: On, When tdld ≠ 0 SW: Off (tdgd, tdld: Basic control amounts of tack-in correspondence control described later) The control amount for tack-in correspondence control described later can be alternatively used as described above, but the degree of reflection of the latter control amount is large when the necessity of tack-in correspondence is high depending on the situation of the vehicle. Thus, control data may be obtained by integrating both data.

【０１４０】（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 that 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.

【０１４１】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 Tack-in Correspondence Control As described above, during deceleration turning, contrary to acceleration turning, the steering characteristics of the vehicle tend to increase oversteer with an increase in the cornering force of the front wheels, and the vehicle is liable to cause 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 oversteering is suppressed, the target ΔN tracking control has a slight reaction delay due to feedback control.

【０１４２】そこで、減速旋回時には、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
ントを発生又は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, at the time of decelerating turning, tack-in correspondence control for generating or increasing the yaw moment in the turning suppressing direction is performed by moving the torque to the turning inner wheel side, and the cornering force of the front wheels is reduced to suppress oversteering. I do. 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.

【０１４３】（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 correspondence control (tdh, td
l) Therefore, at the time of such a decelerating turn, the control of the tack-in suppression for moving the torque to the turning inner wheel side is performed. In this control, as shown in a block B32 in FIGS. Control amounts 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.

【０１４４】（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) Start condition and end condition (kdhd, kdld) of tack-in control The tack-in control starts when the start condition is satisfied and ends when the end condition is satisfied. Correction coefficients 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.

【０１４５】（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。(Start Condition) Tack-in control is required when deceleration is started during a turn, and therefore, the tack-in control is started by capturing a deceleration command operation by the driver or the start of 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.

【０１４６】 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 (Termination condition) Tack-in correspondence control is not required when deceleration is completed at the time of turning or when the turning itself is ended. The absence of the lateral G is used as an end condition of the tack-in correspondence control. 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).

【０１４７】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, whether the throttle opening tp detected by the throttle position sensor (TPS) 48E is larger 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.

【０１４８】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ｔｄ
ｈ，ｔｄｌのゲインを適正なものに調整している。When ftd = 0 SW: off, ftd
When = 1 SW: ON (4) 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 that the control amounts tdh and tdl are
The control amount td is obtained by multiplying the drift correction coefficient 5 described above.
The gains of h and tdl are adjusted to be appropriate.

【０１４９】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、ＥＣＵ４２内には、操舵過渡応答制御量
（過渡的制御量）を設定する機能、即ち、操舵過渡応答
制御量設定手段（過渡的制御量算出手段）を有してお
り、操舵過渡応答制御量（操舵角速度比例制御量）ｔｃ
を設定しうるようになっている。このため、まず、操舵
角速度ｄθｈに応じた基本制御量ｔｃｈｄ，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 transition.
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 ECU 42 has a function of setting a steering transient response control amount (transient control amount), that is, a steering transient response control amount setting means (transient control amount calculating means). Amount (steering angular velocity proportional control amount) tc
Can be set. For this reason, first, basic control amounts tchd and tcld corresponding to the steering angular velocity dθh are set, and corrections corresponding to the vehicle speed, corrections according to turning or turning back of the steering wheel, and a drift correction coefficient of 4 are set.
Drift correction is performed by (srp4), and control is performed based on the control amounts tch and tcl thus obtained.

【０１５０】（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 amounts tchd, tcl according to 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.

【０１５１】（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, control responsiveness does not need to be particularly enhanced. Therefore, the degree of demand for steering transient response control is low. Therefore, the gain relating to the amount of steering transient response control is reduced. , At high speeds, when turning the steering wheel or turning back, the steering angular velocity d
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.

【０１５２】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, for example, the maps shown in FIGS. 40 (A) and 51 (A) at the time of turning, and at the time of turning back, as shown in FIGS. The setting is performed 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.

【０１５３】（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４１（Ａ），図５
２（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４１（Ｂ），図５２（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 FIG.
The setting is performed using a map as shown in FIG. 2 (A), and at the time of switching back, the setting is performed using a map as shown in FIGS. 41 (B) and 52 (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.

【０１５４】（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（路面摩擦係数、即ち、路面μの度合を表
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。なお、路面μ
を検出する機能、即ち、路面μ判定係数γを求める機能
を、路面摩擦係数検出手段ともいう。(4) Drift Correction Coefficient (srp4) During the drift control, the control amount (basic control amounts tchd and tcld multiplied by the vehicle speed coefficients kch and kcl) is multiplied by the drift correction coefficient srp4 as described above. Thus, the gains of the control amounts tch and tcl are adjusted to be appropriate. 2.4 Estimation of road μ Here, estimation of road μ is performed by estimating μ during steady turning,
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, a road surface μ determination coefficient (road surface friction coefficient, that is, a coefficient representing the degree of road surface μ) γ is obtained, and an output gain value (output value) of each control amount is obtained from the road surface μ determination coefficient γ value. ). The road surface μ
, That is, the function of obtaining the road surface μ determination coefficient γ is also referred to as road surface friction coefficient detection means.

【０１５５】・出力値設定 前述のように、各制御量としては、目標ΔＮ追従制御量
ｔｂｈ，ｔｂｌ，加速旋回制御量ｔｅｈ，ｔｅｌ，タッ
クイン対応制御量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, the control amounts include the target ΔN follow-up control amounts tbh and tbl, the acceleration turning control amounts teh and tel, the tuck-in control amounts tdh and tdl, the steering transient response control amounts tch, tcl and the control amount for the high μ road and the control amount for the low μ road are set, respectively, and each control amount is between these high μ road and low μ road A value obtained by continuously adjusting the gain according to the value of the road surface μ determination coefficient γ is set as an output value (output gain).

【０１５６】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 の値とする。なお、ここでは、路
面μ判定係数γが０の場合を低μ路、路面μ判定係数γ
がγmax の場合を高μ路とし、低μ路と高μ路との間、
即ち、路面μ判定係数γは０〜γmax の中間の値の場合
を中μ路という。For example, assuming that 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 a value of 0 to γmax. Here, the case where the road surface μ determination coefficient γ is 0 is a low μ road, and the road surface μ determination coefficient γ
Is γmax, a high μ road, and between the low μ road and the high μ road,
That is, a case where the road surface μ determination coefficient γ has an intermediate value between 0 and γmax is referred to as a medium μ road.

【０１５７】 ｔｘ＝｛γ・ｔｘｈ＋（γmax −γ）・ｔｘｌ｝／γmax ＝｛（ｔｘｈ−ｔｘｌ）・γ＋γmax ・ｔｘｌ｝／γmax ＝｛（ｔｘｌ−ｔｘｈ）・（γmax −γ）＋γmax ・ｔｘｈ｝／γmax ・・・・・・（2.4.1.1) また、ここでは、制御ゲイン（制御量）ｔｘを、高μ路
側にシフトするように設定したり、低μ路側にシフトす
るように設定したりして、出力値の微調整を行なってい
る。Tx = {γ · txh + (γmax−γ) · txl} / γmax = {(txh−txl) · γ + γmax · txl} / γmax = {(txl−txh) · (γmax−γ) + γmax · txh} / Γmax (2.4.1.1) Here, the control gain (control amount) tx is set so as to shift to the high μ road side or to the low μ road side. Then, the output value is finely adjusted.

【０１５８】制御ゲインｔｘを高μ側に設定（目標Δ
Ｎ追従制御：ｔｂ） 高μ側への出力値微調整式は、補正後の出力値をｔｘ
ａ，出力値微調整係数をａ（ａ＞１）とすると、次式の
ようになる。 ｔｘａ＝｛ａ（ｔｘｈ−ｔｘｌ）・γ＋γmax ・ｔｘｌ｝／γmax ＝｛ａ・γ・ｔｘｈ＋（γmax −ａ・γ）・ｔｘｌ｝／γmax ただし、０≦ａ・γ≦γmax ・・・・・・（2.4.1.2) なお、０≦ａ・γ≦γmax により、ｔｘａはｔｘｈで上
限クリップされる。また、このような高μ側への設定
は、目標ΔＮ追従制御の制御ゲインｔｂに関して行な
う。The control gain tx is set on the high μ side (the target Δ
N follow-up control: tb) The output value fine adjustment formula for the high μ side uses the corrected output value as tx
a, if the output value fine adjustment coefficient is a (a> 1), the following equation is obtained. txa = {a (txh−txl) · γ + γmax · txl} / γmax = {a · γ · txh + (γmax−a · γ) · txl} / γmax where 0 ≦ a · γ ≦ γmax (2.4.1.2) Note that txa is clipped at the upper limit by txh due to 0 ≦ a · γ ≦ γmax. The setting on the high μ side is performed with respect to the control gain tb of the target ΔN tracking control.

【０１５９】制御ゲインｔｘを高μ側と低μ側との中
間に設定〔操舵角速度比例制御（過渡応答制御）：ｔ
ｃ，タックイン対応制御：ｔｄ〕 この場合は、実質的には出力値微調整は行なわず、上式
（2.4.1.1)を用いて制御ゲインｔｘを算出する。このよ
うな算出は、操舵角速度比例制御（過渡応答制御）の制
御ゲイン（制御量）ｔｃ，タックイン対応制御の制御ゲ
イン（制御量）ｔｄに関してそれぞれ行なう。The control gain tx is set between the high μ side and the low μ side. [Steering angular velocity proportional control (transient response control): t
c, tuck-in control: td] In this case, the control gain tx is calculated using the above equation (2.4.1.1) without substantially performing the output value fine adjustment. Such a calculation is performed on the control gain (control amount) tc of the steering angular velocity proportional control (transient response control) and the control gain (control amount) td of the tack-in response control.

【０１６０】制御ゲインｔｘを低μ側に設定（加速旋
回制御：ｔｅ）。 低μ側への出力値微調整式は、補正後の出力値をｔｘ
ｂ，出力値微調整係数をｂ（ｂ＞１）とすると、次式の
ようになる。 ｔｘｂ＝｛ｂ（ｔｘｌ−ｔｘｈ）・（γmax −γ）＋γmax ・ｔｘｈ｝ ／γmax ＝〔ｂ・（γmax −γ）・ｔｘｌ ＋｛γmax −ｂ・（γmax −γ）｝・ｔｘｈ〕／γmax ・・・・・・（2.4.1.3) ただし、０≦ｂ・γ≦γmax として、ｔｘｂはｔｘｌで
下限クリップされる。また、このような低μ側への設定
は、加速旋回制御の制御ゲインｔｅに関して行なう。The control gain tx is set to the low μ side (acceleration turning control: te). The output value fine-adjustment formula for the low μ side calculates the corrected output value as tx
b, when the output value fine adjustment coefficient is b (b> 1), the following equation is obtained. txb = {b (txl−txh) · (γmax−γ) + γmax · txh} / γmax = [b · (γmax−γ) · txl + {γmax−b · (γmax−γ)} · txh] / γmax (2.4.1.3) However, assuming that 0 ≦ b · γ ≦ γmax, txb is clipped at the lower limit by txl. The setting on the low μ side is performed with respect to the control gain te of the acceleration turning control.

【０１６１】このような出力値微調整を適宜行なって得
られる出力値（出力ゲイン）ｔｘ，ｔｘａ，ｔｘｂにつ
いて、路面μに関して図示すると、図７０のように示す
ことができる。図７０において、の一点鎖線は制御ゲ
インｔｘを高μ側に出力値微調整した出力値ｔｘａ（即
ち、目標ΔＮ追従制御量ｔｂ）の特性を示し、の実線
は制御ゲインｔｘを出力値微調整し無い場合の出力値ｔ
ｘ（即ち、タックイン対応制御量ｔｄ，操舵過渡応答制
御量ｔｃ）の特性を示し、の破線は制御ゲインｔｘを
低μ側に出力値微調整した出力値ｔｘｂ（即ち、加速旋
回制御量ｔｅ）の特性を示している。The output values (output gains) tx, txa, txb obtained by appropriately performing such fine adjustment of the output value can be shown as shown in FIG. 70 in relation to the road surface μ. In FIG. 70, the dashed line indicates the characteristic of the output value txa (ie, the target ΔN tracking control amount tb) obtained by finely adjusting the control gain tx to the high μ side, and the solid line indicates the fine adjustment of the control gain tx. Output value t when not
x (that is, the control amount td corresponding to the tack-in, the steering transient response control amount tc), and the broken line indicates the output value txb obtained by finely adjusting the control gain tx to the low μ side (that is, the acceleration turning control amount te). It shows the characteristic of.

【０１６２】なお、図７０に示すように、路面μが低い
ほど（路面μ判定係数γが小さいほど）制御量（出力
値）ｔｘが小さくなるが、これは路面μが低いほど制御
効果が高くなるので、同様な制御効果を得るためには路
面μが低いほど制御量（出力値）ｔｘが小さくする必要
があるためである。また、目標ΔＮ追従制御量ｔｂを中
μ路で高めているのは、目標ΔＮ追従制御は比較的路面
μが低くても車両の挙動安定性を保持しうる制御であ
り、むしろ中μ路ではこの目標ΔＮ追従制御を重視して
車両の挙動を積極的に安定させるようにしたいからであ
る。そして、加速旋回制御量ｔｅを中μ路で低下させて
いるのは、加速旋回制御量ｔｅは路面μが低くなると車
両の挙動安定性を確保しにくい性質があるためである。As shown in FIG. 70, the lower the road surface μ (the smaller the road surface μ determination coefficient γ), the smaller the control amount (output value) tx. The lower the road surface μ, the higher the control effect. Therefore, in order to obtain the same control effect, it is necessary to reduce the control amount (output value) tx as the road surface μ decreases. Further, the reason that the target ΔN following control amount tb is increased on the medium μ road is that the target ΔN following control is a control capable of maintaining the behavior stability of the vehicle even when the road surface μ is relatively low. This is because the target ΔN tracking control is emphasized and it is desired to actively stabilize the behavior of the vehicle. The reason why the acceleration turning control amount te is reduced on the medium μ road is that the acceleration turning control amount te has a property that it is difficult to secure the behavior stability of the vehicle when the road surface μ is low.

【０１６３】（２）ハイパス処理＆最終出力値ｔａｄ ここでは、応答遅れを解決するために、図７４に示すよ
うに、目標ΔＮ追従制御量ｔｂ，タックイン対応制御量
ｔｄ，加速旋回制御量ｔｅについて、ハイパス処理を行
なうようになっている。この処理は、例えば速い操舵に
よる高周波入力に対する制御遅れをハイパス処理によっ
て補正して、これらの各制御項の位相を進めるために行
なう。(2) High-pass processing & final output value tad Here, in order to solve the response delay, as shown in FIG. 74, the target ΔN follow-up control amount tb, the tack-in corresponding control amount td, and the acceleration turning control amount te are determined. , High-pass processing is performed. This process is performed, for example, to correct a control delay with respect to a high-frequency input due to fast steering by a high-pass process and to advance a phase of each of these control items.

【０１６４】つまり、アクチュエータ（回転推進力配分
調整機構）の駆動に際して、制御信号の出力に対してア
クチュエータの応答遅れが生じることは回避できない。
そこで、このアクチュエータの応答遅れが制御性能を低
下させないような処理を行なう必要がある。また、制御
信号の中には、例えばハンドル角又は操舵角（操舵角速
度を含む）θｈやスロットル開度ｔｐｓといった運転操
作状態に基づいて算出された制御量（過渡的制御量）、
例えば操舵過渡応答制御量（操舵角速度比例制御量）ｔ
ｃや、例えば左右輪回転速度差や車両に生じる横加速度
等の車両挙動に基づいて算出された制御量（車両挙動対
応制御量）、例えば目標ΔＮ追従制御量ｔｂ，タックイ
ン対応制御量ｔｄ，加速旋回制御量ｔｅがある。運転操
作は本来制御指令の主要素であり、運転操作に応じた制
御量には特に指令の遅れは問題にはならないが、車両の
挙動は制御指令の結果として生じるものであるため、車
両挙動に基づいて設定される制御量は、制御信号を発し
た時点で既に遅れが生じており、これが問題となる場合
がある。That is, in driving the actuator (rotational propulsion force distribution adjusting mechanism), it is inevitable that the response delay of the actuator with respect to the output of the control signal occurs.
Therefore, it is necessary to perform processing so that the response delay of the actuator does not deteriorate control performance. The control signal includes a control amount (transient control amount) calculated based on a driving operation state such as a steering wheel angle or a steering angle (including a steering angular velocity) θh and a throttle opening tp.
For example, a steering transient response control amount (steering angular velocity proportional control amount) t
c, a control amount calculated based on a vehicle behavior such as a difference between left and right wheel rotational speeds and a lateral acceleration generated in the vehicle (vehicle behavior corresponding control amount), for example, a target ΔN follow-up control amount tb, a tack-in corresponding control amount td, acceleration There is a turning control amount te. Driving operation is essentially the main element of the control command, and the delay of the command does not particularly matter for the control amount according to the driving operation, but since the behavior of the vehicle occurs as a result of the control command, the The control amount set based on the delay has already occurred at the time when the control signal is issued, which may cause a problem.

【０１６５】例えば、車両挙動の急変時には、このよう
な制御量の出力の遅れが制御性能を大きく低下させるこ
とになる。そこで、本装置では、例えば操舵入力に対す
る各制御応答の遅れを補正するために、車両挙動に応じ
た制御量、つまり、目標ΔＮ追従制御量ｔｂ，タックイ
ン対応制御量ｔｄ，加速旋回制御量ｔｅについて、ハイ
パス処理を行なって、制御信号の出力を速めるようにし
ているのである。なお、上述のように、操舵過渡応答制
御量（操舵角速度比例制御量）ｔｃは、位相を進める制
御なので補正の必要はなく、ハイパス処理は行なわな
い。For example, when the behavior of the vehicle changes suddenly, such a delay in the output of the control amount greatly reduces the control performance. Therefore, in the present apparatus, for example, in order to correct the delay of each control response to the steering input, the control amount corresponding to the vehicle behavior, that is, the target ΔN following control amount tb, the tack-in corresponding control amount td, and the acceleration turning control amount te The high-pass processing is performed to speed up the output of the control signal. As described above, since the steering transient response control amount (steering angular velocity proportional control amount) tc is a control for advancing the phase, there is no need for correction, and the high-pass processing is not performed.

【０１６６】また、本制御では、各制御量ｔｂ，ｔｄ，
ｔｅ，ｔｃを加算することで最終出力値ｔａｄを決定す
るようにしている。即ち、ＥＣＵ４２は、各種のパラメ
ータに基づいて各制御量ｔｂ，ｔｅ，ｔｄやｔｃを個々
に演算した上で、これらを統合して出力値ｔａｄを得る
出力制御量算出手段としての機構を果たしている。そこ
で、ここでは、ハイパス処理の必要な制御量ｔｂ，ｔ
ｄ，ｔｅについてはこれらを予め加算した上で、この加
算値ｔｆｄ（＝ｔｂ＋ｔｄ＋ｔｅ）にハイパス処理を行
なうようにしている。In the present control, each control amount tb, td,
The final output value tad is determined by adding te and tc. That is, the ECU 42 functions as an output control amount calculating unit that individually calculates each of the control amounts tb, te, td, and tc based on various parameters, and integrates them to obtain an output value tad. . Therefore, here, the control amounts tb and t necessary for the high-pass processing are described.
For d and te, these are added in advance, and a high-pass process is performed on the added value tfd (= tb + td + te).

【０１６７】・ハイパス処理 ハイパス処理は、ハイパスフィルタにより各制御出力の
うちの高周波成分のみを取り出す処理であるが、ここで
は、ハイパス処理を行なう制御量ｔｂ，ｔｄ，ｔｅの加
算値ｔｆｄについてハイパス処理を行ない、ハイパス処
理値ｔｆｆを得る。High-pass processing The high-pass processing is processing for extracting only high-frequency components from each control output by a high-pass filter. Here, the high-pass processing is performed on the added value tfd of the control amounts tb, td, and te for performing the high-pass processing. To obtain a high-pass processing value tff.

【０１６８】 ｔｆｄ＝ｔｂ＋ｔｄ＋ｔｅ ・・・・・・（2.4.1.4) ｔｆｆ＝ＨＰＦ〔ｔｆｄ〕 ・・・・・・（2.4.1.5) このハイパス処理により、図７５（Ａ）に示すような制
御出力信号ｔｆｄから図７５（Ｂ）に示すようなハイパ
ス処理信号ｔｆｆが出力される。つまり、ハイパス処理
では、制御出力信号ｔｆｄの微分値のうち大きさの大き
い部分のみが信号として出力されるようになる（ハイパ
ス処理値算出手段）。Tfd = tb + td + te (2.4.1.4) tff = HPF [tfd] (2.4.1.5) By this high-pass processing, a control output as shown in FIG. 75 (A) is obtained. A high-pass processing signal tff as shown in FIG. 75B is output from the signal tfd. That is, in the high-pass processing, only a portion having a large magnitude among the differential values of the control output signal tfd is output as a signal (high-pass processing value calculating means).

【０１６９】さらに、このようにハイパス処理された処
理値ｔｆｆをハイパス処理の対象となった制御出力信号
ｔｆｄ（＝ｔｂ＋ｔｄ＋ｔｅ）に加算して〔図７５
（Ｃ）参照〕、出力制御量（総合値）ｔｆを得る（出力
制御量演算手段）。 ｔｆ＝ｔｆｄ＋ｔｆｆ ・・・・・・（2.4.1.6) なお、図７５に示すうに、処理値ｔｆｆをゲイン（ハイ
パス係数）ｋｆにより補正して（即ち、ｔｆｆ＊ｋｆと
して）、他の制御量とのバランスを調整してもよい。Further, the processing value tff subjected to the high-pass processing is added to the control output signal tfd (= tb + td + te) subjected to the high-pass processing [FIG.
(C)] to obtain an output control amount (total value) tf (output control amount calculating means). tf = tfd + tff (2.4.1.6) As shown in FIG. 75, the processing value tff is corrected by the gain (high-pass coefficient) kf (that is, as tff * kf), May be adjusted.

【０１７０】・最終出力値（ｔａｄ） 出力制御量演算手段は、次式のように、出力制御量ｔｆ
にハイパス処理を行なわない操舵過渡応答制御量（操舵
角速度比例制御量）ｔｃとを加算することにより、最終
的な出力制御量（最終出力値）ｔａｄを算出する。 ｔａｄ＝ｔｆ＋ｔｃ ・・・・・・（2.4.1.7) ・リミッタ 左右輪間でのトルク移動制御では、トルク移動量が大き
過ぎると却って車両の挙動安定性を低下させるおそれが
あるので、本制御では、路面の摩擦係数状態（路面μ状
態）に応じて、左右輪間でのトルク移動量の大きさを最
大値（これを、ｌｉｍｉｔとする）以内に制限するよう
にしている。The final output value (tad) The output control amount calculating means calculates the output control amount tf as shown in the following equation.
Is added to the steering transient response control amount (steering angular velocity proportional control amount) tc that does not perform the high-pass processing to calculate the final output control amount (final output value) tad. tad = tf + tc (2.4.1.7) Limiter In the torque transfer control between the left and right wheels, if the amount of torque transfer is too large, the stability of the behavior of the vehicle may be reduced. The magnitude of the amount of torque movement between the left and right wheels is limited to a maximum value (which is referred to as limit) according to the friction coefficient state of the road surface (road surface μ state).

【０１７１】この制限値即ち最大値ｌｉｍｉｔは、図７
４中のブロックＢ８３内の図に示すように、路面μ判定
係数γに対応して直線ＬＩＭの関係に設定するようにな
っている。つまり、制限値ｌｉｍｉｔは、次式により算
出する。 ｌｉｍｉｔ＝ｍｇ・γ＋ｔａｌ１ ・・・・・・（2.4.1.8) ただし、ｍｇは直線ＬＩＭの傾きであり、ｔａｌ１はｌ
ｉｍｉｔの最小値である。図７４のブロックＢ８３内に
示すように、この最小値ｔａｌ１は、低μ路の路面μ判
定係数１に対応した制限値ｌｉｍｉｔであり、さらに、
ｔａｌ２は中μ路の路面μ判定係数γmid に対応した制
限値ｌｉｍｉｔであり、ｔａｌ３は高μ路の路面μ判定
係数γmax に対応した制限値ｌｉｍｉｔである。なお、
中μ路の路面μ判定係数γmid は高μ路の路面μ判定係
数γmax の１／２に設定される（γmid ＝γmax ／
２）。This limit value, that is, the maximum value limit is determined according to FIG.
As shown in the diagram in block B83 of FIG. 4, the relationship is set to a straight line LIM corresponding to the road surface μ determination coefficient γ. That is, the limit value limit is calculated by the following equation. limit = mg · γ + tal1 (2.4.1.8) where mg is the slope of the straight line LIM, and tal1 is l
This is the minimum value of the limit. As shown in block B83 of FIG. 74, this minimum value tal1 is a limit value limit corresponding to a road surface μ determination coefficient 1 of a low μ road, and
tal2 is a limit value limit corresponding to the road μ determination coefficient γmid of the medium μ road, and tal3 is a limit value limit corresponding to the road μ determination coefficient γmax of the high μ road. In addition,
The road μ determination coefficient γmid of the medium μ road is set to １ ／ of the road μ determination coefficient γmax of the high μ road (γmid = γmax /
2).

【０１７２】このような制限値ｌｉｍｉｔにより、最終
出力値ｔａｄは、次のように制限される。なお、次式は
最終出力値ｔａｄがトルク移動方向により負になる場合
も考慮したものである。 −ｌｉｍｉｔ≦ｔａｄ≦ｌｉｍｉｔ ・・・・・・（2.4.1.9)With such a limit value limit, the final output value tad is limited as follows. The following equation also takes into account the case where the final output value tad becomes negative depending on the torque movement direction. −limit ≦ tad ≦ limit ・ ・ ・ ・ ・ ・ (2.4.1.9)

【０１７３】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）。2.5 Actuator Drive In the drive processing (actuator drive processing or proportional valve / directional valve switching control processing), as shown in FIG. tad
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).

【０１７４】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, a 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 and right driving force moving mechanism is such that when the left and right rotation speed difference (dvrf) becomes a speed equal to or higher than the speed increasing / decreasing gear ratio in low-speed large steering angle turning or running on a μ split road, torque is applied to the high speed side wheels. Can not 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.

【０１７５】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 the control includes the speed ratio Sm indicating the gear ratio, the rotational 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 the gears 78B, 80B, and 82B have 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).

【０１７６】 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)

【０１７７】[0177]

【表１】 [Table 1]

【０１７８】・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。Determination of Differential State of Left / Right Driving Force Moving Diff As shown in Table 1, the differential state of the rear differential relating to left / right driving force movement is discriminated into five, and control is performed. The determination of the differential state of the differential will now be described.

【０１７９】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, a description will be given 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.

【０１８０】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。FIG. 64 shows the state of normal running. During normal running, the difference dvrf between the left and right wheel velocities vrl and vrr of the rear wheels is shown.
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.

【０１８１】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.

【０１８２】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.

【０１８３】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。FIG. 6 shows a case where the speed relationship between the clutch plates at the left clutch speed is reversed as compared with the normal case.
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.

【０１８４】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。FIG. 67 shows the case where the speed relationship between the clutch plates at the left clutch speed is almost 0, 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, the reason why none of the clutches is connected when the final output value tad is positive (tad> 0) is to prevent control hunting from occurring, and in this case, control is prohibited.

【０１８５】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, and when the right clutch is engaged, the torque moves to the right, 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.

【０１８６】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。FIG. 68 shows the case where the speed relationship between the clutch plates at the right clutch speed is almost 0, as 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, the reason why none of the clutches is connected when the final output value tad is positive (tad> 0) is to prevent control hunting from occurring, and in this case, control is prohibited.

【０１８７】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。FIG. 6 shows a case where the speed relationship between the clutch plates at the right clutch speed is reversed as compared with the normal case.
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.

【０１８８】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 a motor relay operating condition and a stopping condition. (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.

【０１８９】（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。(Stop Condition) When the pressure switch 105 is equal to or higher than a predetermined value, and in the following cases, the motor relay is stopped. When a predetermined time or more has elapsed since the operation of the motor relay, and when a failure of the hydraulic pump system has been determined.When the pressure switch 105 stops the motor relay at a predetermined value or more, excessive hydraulic pressure acts on the clutch. It is possible to avoid it and stop when a predetermined time or more has elapsed since the operation of the motor relay, so that the load on the hydraulic pump can be reduced. It is possible to avoid that a high hydraulic pressure acts on the clutch and control confusion.

【０１９０】２．５．３インジケータ表示制御 ここで、本実施形態の車両用動力伝達制御装置の表示装
置にかかるインジケータ表示制御について説明する。本
車両用左右輪間動力伝達制御装置には、左右輪間でトル
ク移動制御（即ち、動力伝達制御）を行なっている際の
制御状態を、ドライバが把握できるように、図７１に示
すような表示部２０２を有する表示装置（以下、インジ
ケータという）２０１がそなえられている。2.5.3 Indicator Display Control Here, the indicator display control of the display device of the vehicle power transmission control device of the present embodiment will be described. The power transmission control device for left and right wheels for the vehicle has a control state as shown in FIG. 71 so that the driver can grasp the control state when torque transfer control (that is, power transmission control) is performed between the left and right wheels. A display device (hereinafter, referred to as an indicator) 201 having a display unit 202 is provided.

【０１９１】この例では、表示部２０２は、ＬＥＤで構
成された３つの点灯部２０２Ａ，２０２Ｂ，２０２Ｃか
らなる３ドット表示として構成されている。そして、制
御状態が弱（即ち、トルク移動量が小）のときには、第
１点灯部（ＬＥＤ１）２０２Ａのみが点灯し、制御状態
が中（即ち、トルク移動量が中）のときには、第１点灯
部（ＬＥＤ１）２０２Ａと第２点灯部（ＬＥＤ２）２０
２Ｂとが点灯し、制御状態が強（即ち、トルク移動量が
大）のときには、第１点灯部（ＬＥＤ１）２０２Ａ〜第
３点灯部（ＬＥＤ３）２０２Ｃまでの全てが点灯するよ
うになっている。これにより、制御状態を、点灯したド
ット数（ＬＥＤ数）として把握できるようになってい
る。In this example, the display section 202 is configured as a three-dot display composed of three lighting sections 202A, 202B, and 202C made up of LEDs. When the control state is weak (that is, the amount of torque movement is small), only the first lighting unit (LED1) 202A is lit, and when the control state is medium (that is, the amount of torque movement is medium), the first lighting is performed. Section (LED1) 202A and second lighting section (LED2) 20
2B is turned on, and when the control state is strong (that is, the amount of torque movement is large), all of the first lighting section (LED1) 202A to the third lighting section (LED3) 202C are turned on. . Thus, the control state can be grasped as the number of lit dots (the number of LEDs).

【０１９２】もちろん、制御状態が弱では第１点灯部
（ＬＥＤ１）２０２Ａのみ、制御状態が中では第２点灯
部（ＬＥＤ２）２０２Ｂのみ、制御状態が強では第３点
灯部（ＬＥＤ３）２０２Ｃのみをそれぞれ表示させるこ
とも考えられるが、状態をより素早く把握できるように
するには、制御状態の強さに応じて表示ドット数を増加
させるほうが好ましい。Of course, when the control state is weak, only the first lighting section (LED1) 202A is used. When the control state is medium, only the second lighting section (LED2) 202B is used. When the control state is strong, only the third lighting section (LED3) 202C is used. Each of them may be displayed, but it is preferable to increase the number of display dots in accordance with the strength of the control state so that the state can be grasped more quickly.

【０１９３】なお、このような表示装置としては、液晶
表示や電灯表示等のＬＥＤ以外の表示手段を用いてもよ
く、また、ドット表示ではなくグラフ表示（例えば棒グ
ラフ）や数値表示等を用いてもよい。また、左輪用及び
右輪用の表示装置をそれぞれ備えるようにしてもよい。
この場合、トルク移動状態を明確に把握できる利点があ
る。As such a display device, display means other than LEDs, such as a liquid crystal display and an electric light display, may be used. In addition, a graphic display (for example, a bar graph) or a numerical display instead of a dot display may be used. Is also good. Further, a display device for the left wheel and a display device for the right wheel may be provided.
In this case, there is an advantage that the torque movement state can be clearly understood.

【０１９４】ところで、上述の制御状態の強さとは、ど
の程度の度合でトルク移動制御（動力伝達制御）を行な
っているかといった制御度合であるが、ドライバにとっ
て運転操作に役立つのは、トルク移動制御（動力伝達制
御）がどの程度に車両の挙動に作用しているかといった
制御効果である。そこで、この制御効果を把握できるよ
うに制御状態表示を行ないたい。The strength of the above-mentioned control state refers to the degree of control such as the degree to which the torque transfer control (power transmission control) is being performed. This is a control effect such as to what extent (power transmission control) affects the behavior of the vehicle. Therefore, it is desired to display a control state so that the control effect can be grasped.

【０１９５】一方、通常の制御度合の指標としては、最
終的な制御量である出力値ｔａｄを用いるのが適してお
り、また、容易でもある。しかしなしがら、「発明が解
決しようとする課題」の欄でも述べたように、このよう
な制御量ｔａｄは、必ずしも制御効果に対応したものと
はならない。つまり、制御量ｔａｄは、車両の走行環境
の一種である路面μ（路面摩擦係数）に応じて設定され
るが、低μ路では高μ路に比べて制御効果が高くなるの
で、前述のように路面μが低いほど制御量ｔａｄは小さ
く設定される。したがって、このように制御量ｔａｄに
比例するように制御度合を表示した場合、低μ路では、
表示される制御度合が低いのに実際に現れる制御効果は
大きいといった事態を招いてしまう。逆に言えば、高μ
路では、表示される制御度合が高いのに実際に現れる制
御効果は小さいといった事態を招いてしまう。On the other hand, it is suitable and easy to use the output value tad, which is the final control amount, as an index of the normal control degree. However, as described in the section “Problems to be Solved by the Invention”, such a control amount tad does not always correspond to the control effect. That is, the control amount tad is set according to the road surface μ (road surface friction coefficient), which is a kind of the traveling environment of the vehicle. However, the control effect is higher on the low μ road than on the high μ road, and as described above. The control amount tad is set smaller as the road surface μ becomes lower. Therefore, when the control degree is displayed in such a manner as to be proportional to the control amount tad, on a low μ road,
Although the displayed control degree is low, the control effect that actually appears is large. Conversely, high μ
On a road, a situation in which the displayed control degree is high but the control effect that actually appears is small is caused.

【０１９６】そこで、本表示装置では、制御量ｔａｄそ
のものに直接対応するのではなく、その路面μ（路面摩
擦係数）における最大の制御量ｔａｄmax に対する設定
制御量ｔａｄの比（＝ｔａｄ／ｔａｄmax ）に基づいた
表示量の表示を行なうようになっている。この最大制御
量ｔａｄmax は路面μに対応し、また、本装置では、路
面μ（路面摩擦係数）を示す量として、路面μ判定係数
γを用いているので、本表示装置では、制御量ｔａｄと
路面μ判定係数γとから表示量を設定するようになって
いる。なお、このように制御量ｔａｄ等から表示量を設
定する（表示量に変換する）機能を、変換手段という。Therefore, in the present display device, the ratio of the set control amount tad to the maximum control amount tadmax (= tad / tadmax) in the road surface μ (road surface friction coefficient) does not directly correspond to the control amount tad itself. The display amount is displayed based on the display amount. The maximum control amount tadmax corresponds to the road surface μ, and the present device uses the road surface μ determination coefficient γ as an amount indicating the road surface μ (the road surface friction coefficient). The display amount is set based on the road surface μ determination coefficient γ. The function of setting the display amount from the control amount tad or the like (converting the display amount) is referred to as a conversion unit.

【０１９７】この変換手段では、図７２に示すように、
制御量ｔａｄの表示量判定基準値として、路面μ判定係
数γに応じて６種類のものが与えられるようになってい
る。図７２においては、横軸が路面μ判定係数γをその
最大係数値γmax で除算した値（γ／γmax ）となって
おり、縦軸が制御量ｔａｄの値となっている。そして、
図中の直線ｔ1 〜ｔ6 が各路面μ判定係数対応値（γ／
γmax ）に対する表示量判定基準値を示している。特
に、低μ路（路面μ判定係数γが０の路面）では、表示
量判定基準値はｔL1〜ｔL6となり、高μ路（路面μ判定
係数γがγmax の路面）では、表示量判定基準値はｔH1
〜ｔH6となっている。なお、表示量判定基準値を示す直
線ｔ1 〜ｔ6 は、それぞれ点ｔL1〜ｔL6と点ｔH1〜ｔH6
とを結んだ直線となっている。In this conversion means, as shown in FIG.
Six types of display amount determination reference values for the control amount tad are provided according to the road surface μ determination coefficient γ. In FIG. 72, the horizontal axis is a value (γ / γmax) obtained by dividing the road surface μ determination coefficient γ by the maximum coefficient value γmax, and the vertical axis is the value of the control amount tad. And
The straight lines t 1 to t 6 in the figure are the road surface μ judgment coefficient corresponding values (γ /
γmax) indicates the display amount determination reference value. In particular, on a low μ road (a road surface with a road surface μ determination coefficient γ of 0), the display amount determination reference values are t L1 to t L6 , and on a high μ road (a road surface with a road surface μ determination coefficient γ of γmax), the display amount determination is performed. The reference value is t H1
To t H6 . The straight lines t 1 to t 6 indicating the display amount determination reference values are respectively represented by points t L1 to t L6 and points t H1 to t H6.
And a straight line connecting

【０１９８】これらの表示量判定基準値のうち、ｔ
2 （ｔL2，ｔH2を含む）はＬＥＤ１を点灯するための基
準値（表示値）であり、ｔ1 （ｔL1，ｔH1を含む）はＬ
ＥＤ１を消灯するための基準値（消灯値）である。ま
た、ｔ4 （ｔL4，ｔH4を含む）はＬＥＤ２を点灯するた
めの基準値（表示値）であり、ｔ3 （ｔL3，ｔH3を含
む）はＬＥＤ２を消灯するための基準値（消灯値）であ
る。そして、ｔ6 （ｔL6，ｔH6を含む）はＬＥＤ３を点
灯するための基準値（表示値）であり、ｔ5 （ｔL5，ｔ
H5を含む）はＬＥＤ３を消灯するための基準値（消灯
値）である。Of these display amount determination reference values, t
Two(TL2, TH2) Is the base for lighting LED1
Reference value (display value), t1(TL1, TH1) Is L
This is a reference value (light-off value) for turning off the ED1. Ma
TFour(TL4, TH4) Turns on LED2
Reference value (display value)Three(TL3, TH3Including
Is a reference value (light-off value) for turning off LED2.
You. And t6(TL6, TH6) Indicates LED3
Reference value (display value) for lighting, tFive(TL5, T
H5) Is a reference value for turning off the LED 3 (off)
Value).

【０１９９】図示するように、路面μ判定係数γが小さ
いほど小さな制御量ｔａｄでも表示量が大きくなるよう
に設定されている。これは、路面μ判定係数γが小さい
ほど制御効果が大きくなるので、同様な制御効果を得る
ためには、路面μ判定係数γが小さいほど制御量ｔａｄ
を小さく（勿論、最大制御量ｔａｄmax も小さく）設定
しているので、制御効果に着目すれば、路面μ判定係数
γが小さいほど小さな制御量ｔａｄでも表示量を大きく
する必要があるからである。As shown in the figure, the smaller the road μ determination coefficient γ, the larger the display amount even with a small control amount tad. This is because the smaller the road surface μ determination coefficient γ, the greater the control effect. Therefore, to obtain the same control effect, the smaller the road surface μ determination coefficient γ, the smaller the control amount tad.
Is set small (of course, the maximum control amount tadmax is also small). Therefore, if attention is paid to the control effect, it is necessary to increase the display amount even with the small control amount tad as the road surface μ determination coefficient γ decreases.

【０２００】したがって、各基準値は、路面μ判定係数
γが小さいほど最大制御量ｔａｄmax が小さく設定され
るが、制御量ｔａｄから表示量に変換する変換ゲインを
考えると、これとは逆に、路面μ判定係数γが小さいほ
ど大きくなるように設定されることになる。また、点灯
するための基準値（表示値）が消灯するための基準値
（消灯値）よりも大きい値に設定されているのは、表示
を安定させるための所謂ヒステリシスを設けているので
あり、これにより、制御量ｔａｄが基準値の付近で微小
に変動しても表示状態は何ら変化せず安定した表示を実
現することができる。Accordingly, the maximum control amount tadmax is set to be smaller as the road surface μ judgment coefficient γ is smaller. However, in consideration of the conversion gain for converting the control amount tad into the display amount, on the contrary, The smaller the road surface μ judgment coefficient γ, the larger the setting. Also, the reason why the reference value (display value) for turning on is set to a value larger than the reference value (light-off value) for turning off is that a so-called hysteresis for stabilizing the display is provided. Thereby, even if the control amount tad fluctuates minutely near the reference value, the display state does not change at all and a stable display can be realized.

【０２０１】３．本装置の動作及び本装置による効果 ３．１本装置の動作 本装置は、以上のように構成されるので、例えば図７６
に示すように、制御が行なわれる。つまり、まず、各種
初期設定入力のもとに制御が開始され、まず、ステップ
Ｓ１０で、図１３に示すような入力演算処理を実行する
（項目２．１入力演算処理を参照）。ついで、ステップ
Ｓ２０で、この入力演算処理の結果に基づいて図１６に
示すようなドリフト判定ロジックを実行する（項目２．
２ドリフト判定ロジックを参照）。さらに、ステップＳ
３０に進み、入力演算処理，ドリフト判定の結果に基づ
いて車両運動制御ロジックを実行する（項目２．３車両
運動制御ロジックを参照）。3. Operation of the present apparatus and effects of the present apparatus 3.1 Operation of the present apparatus The present apparatus is configured as described above.
The control is performed as shown in FIG. That is, first, the control is started based on various initial setting inputs. First, in step S10, an input calculation process as shown in FIG. 13 is executed (see item 2.1, input calculation process). Next, in step S20, a drift determination logic as shown in FIG. 16 is executed based on the result of the input calculation processing (item 2.
(See 2 drift determination logic). Further, step S
Proceeding to 30, the vehicle motion control logic is executed based on the results of the input calculation processing and the drift determination (see item 2.3, Vehicle motion control logic).

【０２０２】この車両運動制御ロジックでは、目標ΔＮ
追従制御（項目２．３．１目標ΔＮ追従制御を参照），
加速旋回制御（項目２．３．２加速旋回制御を参照），
タックイン対応制御（項目２．３．３タックイン対応制
御を参照），操舵過渡応答制御（項目２．３．４操舵過
渡応答制御を参照）の各制御量ｔｂ，ｔｄ，ｔｅ，ｔｃ
を算出するが、これらの各制御量ｔｂ，ｔｄ，ｔｅ，ｔ
ｃは、図２９に示すような高μ路制御ロジックと、図３
０に示すような低μ路制御ロジックとにより、高μ路に
おける各制御量ｔｂｈ，ｔｄｈ，ｔｅｈ，ｔｃｈ及び低
μ路における各制御量ｔｂｌ，ｔｄｌ，ｔｅｌ，ｔｃｌ
として算出する。In this vehicle motion control logic, the target ΔN
Tracking control (see item 2.3.1 Target ΔN tracking control),
Acceleration turning control (refer to item 2.3.2 acceleration turning control),
Control amounts tb, td, te, tc of tack-in response control (see item 2.3.3 Tack-in response control) and steering transient response control (see item 2.3.4 steering transient response control)
Are calculated, and these control amounts tb, td, te, t
c is a high μ road control logic as shown in FIG. 29 and FIG.
By the low μ road control logic as shown in FIG. 0, each control amount tbh, tdh, teh, tch on the high μ road and each control amount tbl, tdl, tel, tcl on the low μ road.
Is calculated as

【０２０３】そして、ステップＳ４０に進み、μ判定ロ
ジックを実行する（項目２．４路面μ推定を参照）。こ
のμ判定ロジックでは、路面μ判定係数γを設定して
（ステップＳ５０）、路面μ判定を行ない（ステップＳ
６０）、各種出力値の設定を行なう（ステップＳ７
０）。ついで、ステップＳ８０に進み、図６０に示すよ
うにアクチュエータ駆動ロジックを実行する（項目２．
５アクチュエータ駆動を参照）。つまり、出力値（トル
ク移動量）ｔａｄを受けて、この出力値ｔａｄに応じた
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、出力値ｔａｄに応じたトルク移動方向に応じて
方向弁（方向切換弁）１０７に方向弁制御信号を出力
し、これらの比例弁１０６，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。Then, the process proceeds to a step S40, at which the μ judgment logic is executed (see item 2.4 road surface μ estimation). In this μ determination logic, a road surface μ determination coefficient γ is set (step S50), and a road surface μ determination is performed (step S50).
60), various output values are set (step S7).
0). Then, the process proceeds to step S80, where the actuator drive logic is executed as shown in FIG. 60 (item 2.
See 5 actuator drive). That is, upon receiving the output value (torque movement amount) tad, a proportional valve control signal is output to the proportional valve 106 in accordance with the torque movement amount corresponding to the output value tad, and in accordance with the torque movement direction corresponding to the output value tad. A direction valve control signal is output to a direction valve (direction switching valve) 107 to drive these proportional valve 106 and direction valve 107. At the same time, a display command signal is output to the indicator lamp 110.

【０２０４】このような処理は、判定ステップＳ９０を
通じて、所要周期Ｔ1 毎に行なう。 ３．２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。Such a process is performed for each required period T 1 through the determination step S90. 3.2 Effects of the present apparatus As described above, according to the target ΔN tracking control, the torque transfer control that tracks the reference wheel speed difference can be appropriately realized, and the steady turning characteristics of the vehicle, that is, the steering Characteristics can be set to a desired state.

【０２０５】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。According to the acceleration turning control, 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 wheels in the region where the longitudinal acceleration is large is increased to understeer. As shown in FIG. 7, the state is improved from the state without control to the state with control.

【０２０６】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。Further, according to the tack-in suppression control, contrary to the acceleration turning, the torque is moved to the turning inner wheel side to generate a yaw moment in the turning suppressing direction, thereby reducing the cornering force of the front wheels. By suppressing over-steering, the tack-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.

【０２０７】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 transfer 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.

【０２０８】ところで、ドリフト制御に着目すると、図
７３に示すフローチャートのように制御量を設定するこ
とになる。つまり、図７３に示すように、まず、ドリフ
ト度合（ドリフト判定係数）ｓｒｐを算出し（ステップ
Ｄ１０）、ドリフト制御中であるか否かを判定し（ステ
ップＤ２０）、ドリフト制御中でなければ、Ｎｏルート
からステップＤ３０，Ｄ４０，Ｄ５０に進み、ドリフト
対応制御開始条件を判定する。By the way, focusing on the drift control, the control amount is set as shown in the flowchart of FIG. That is, as shown in FIG. 73, first, the degree of drift (drift determination coefficient) srp is calculated (step D10), and it is determined whether or not the drift control is being performed (step D20). From the No route, the process proceeds to steps D30, D40, and D50, and the control condition for starting the drift response is determined.

【０２０９】つまり、ステップＤ３０で、ドリフト度合
（ドリフト判定係数）ｓｒｐが所定値ｓｒｐ０よりも大
きいか否か（即ち、ｓｒｐ＞ｓｒｐ０か否か）を判定す
る。ドリフト度合ｓｒｐが所定値ｓｒｐ０よりも大きく
なければ、ドリフト対応制御開始条件は成立しないの
で、Ｎｏルートから通常制御ステップ（ステップＤ７
０）に進む。That is, in step D30, it is determined whether or not the degree of drift (drift determination coefficient) srp is greater than a predetermined value srp0 (ie, whether or not srp> srp0). If the drift degree srp is not larger than the predetermined value srp0, the condition for starting the drift-related control is not satisfied, and the normal control step (step D7) starts from the No route.
Go to 0).

【０２１０】一方、ドリフト度合ｓｒｐが所定値ｓｒｐ
０よりも大きければ、ＹｅｓルートからステップＤ４０
に進み、計算横Ｇ（ｇｙｆ）の方向と実横Ｇ（ｒｇｙ
ｈ）の方向とが逆であるか否か（即ち、ｇｙｆ・ｒｇｙ
ｈ＜０か否か）を判定する。計算横Ｇ（ｇｙｆ）の方向
と実横Ｇ（ｒｇｙｈ）の方向とが逆でなければ、ドリフ
ト対応制御開始条件は成立しないので、Ｎｏルートから
通常制御ステップ（ステップＤ７０）に進む。On the other hand, the drift degree srp is equal to the predetermined value srp.
If it is larger than 0, the process proceeds from the Yes route to step D40.
To the direction of the calculated lateral G (gyf) and the actual lateral G (rgy).
h) is opposite to the direction (ie, gyf · rgy)
h <0). If the direction of the calculated lateral G (gyf) and the direction of the actual lateral G (rgyh) are not opposite, the condition for starting the drift-responsive control is not satisfied, and the process proceeds from the No route to the normal control step (step D70).

【０２１１】一方、計算横Ｇ（ｇｙｆ）の方向と実横Ｇ
（ｒｇｙｈ）の方向とが逆であれば、Ｙｅｓルートから
ステップＤ５０に進み、ハンドル角速度ｄθｈが所定速
度ｄθ1 以上であるか否か（即ち、ｄθｈ≧ｄθ1 か否
か）を判定する。ハンドル角速度ｄθｈが所定速度ｄθ
1 以上でなければ、ドリフト対応制御開始条件は成立し
ないので、Ｎｏルートから通常制御ステップ（ステップ
Ｄ７０）に進む。On the other hand, the calculated horizontal G (gyf) direction and the actual horizontal G (gyf)
If the reverse is the direction (Rgyh), the process proceeds from Yes route in step D50, determines whether the steering wheel angular velocity Dishitah is the predetermined speed d [theta] 1 or more (i.e., whether dθh ≧ dθ 1). The steering wheel angular velocity dθh is equal to the predetermined velocity dθ
If it is not 1 or more, the condition for starting the drift-responsive control is not satisfied, and the process proceeds from the No route to the normal control step (Step D70).

【０２１２】一方、ハンドル角速度ｄθｈが所定速度ｄ
θ1 以上であれば、Ｙｅｓルートからドリフト対応制御
開始条件が成立することになり、ステップＤ６０に進
む。また、ステップＤ２０で、ドリフト制御中であると
判定された場合には、ＹｅｓルートからステップＤ６０
に進む。ステップＤ６０では、ドリフト対応制御終了条
件が判定される。つまり、計算横Ｇ（ｇｙｆ）の方向と
実横Ｇ（ｒｇｙｈ）の方向とが同方向であるか否か（即
ち、ｇｙｆ・ｒｇｙｈ＞０か否か）が判定される。On the other hand, when the steering wheel angular velocity dθh is equal to the predetermined velocity d
If theta 1 or more, will be a drift corresponding control start conditions are satisfied from Yes route, the process proceeds to step D60. If it is determined in step D20 that the drift control is being performed, the process proceeds to step D60 from the Yes route.
Proceed to. In step D60, a condition for terminating the drift control is determined. That is, it is determined whether the direction of the calculated lateral G (gyf) and the direction of the actual lateral G (rgyh) are the same (that is, whether gyf · rgyh> 0).

【０２１３】ステップＤ２０で、ドリフト制御中でない
とされ、ステップＤ３０，ステップＤ４０，ステップＤ
５０を経てステップＤ６０に進んだ場合は、当然、Ｎｏ
ルートからドリフト制御ステップ（ステップＤ１３０）
に進む。また、ステップＤ２０でドリフト制御中である
と判定されてステップＤ６０に進んだ場合は、計算横Ｇ
（ｇｙｆ）の方向と実横Ｇ（ｒｇｙｈ）の方向とが同方
向であれば、通常制御ステップ（ステップＤ７０）に進
み、ドリフト制御を停止することになり、計算横Ｇ（ｇ
ｙｆ）の方向と実横Ｇ（ｒｇｙｈ）の方向とが同方向で
なければ、ステップＤ１３０に進みドリフト制御を継続
する。In step D20, it is determined that the drift control is not being performed, and step D30, step D40, and step D40 are executed.
If the process proceeds to step D60 via 50, naturally, No
Drift control step from route (Step D130)
Proceed to. When it is determined in step D20 that the drift control is being performed and the process proceeds to step D60, the calculation horizontal G
If the direction of (gyf) and the direction of the actual lateral G (rgyh) are the same, the process proceeds to the normal control step (step D70), the drift control is stopped, and the calculated lateral G (g)
If the direction of yf) is not the same as the direction of the actual lateral G (rgyh), the process proceeds to step D130 to continue the drift control.

【０２１４】ステップＤ７０の通常制御に進んだ場合に
は、まず、ステップＤ８０で、過渡制御量ｔｃを操舵角
速度ｄθｈに応じて設定する〔ｔｃ＝ｆ（ｄθｈ）〕。
そして、ステップＤ９０で、後輪基準回転速度差ｄｖｈ
ｆを、車両のトレッド幅Ｌｔ，車体速ｖｂ，車体中心の
旋回半径ＲＲとから、次式により算出することができ
る。When the routine proceeds to the normal control in step D70, first, in step D80, the transient control amount tc is set according to the steering angular velocity dθh [tc = f (dθh)].
Then, in step D90, the rear wheel reference rotation speed difference dvh
f can be calculated from the tread width Lt of the vehicle, the vehicle speed vb, and the turning radius RR of the vehicle center by the following equation.

【０２１５】 ｄｖｈｆ＝ｆ（Ｌｔ，ｖｂ，ＲＲ）×ｓｒｐ１ ＝ｆ（Ｌｔ，ｖｂ，ＲＲ） （∵ｓｒｐ１） そして、ステップＤ１００で、目標ΔＮ追従制御の制御
ゲイン、つまり、ドリフト補正係数２及び３（ｓｒｐ
２，ｓｒｐ３）が算出される。このとき、前述したよう
に、制御ゲインｓｒｐ２，ｓｒｐ３はいずれも１に設定
される（ｓｒｐ２＝１，ｓｒｐ３＝１）。Dvhf = f (Lt, vb, RR) × srp1 = f (Lt, vb, RR) (∵srp1) In step D100, the control gain of the target ΔN tracking control, that is, the drift correction coefficients 2 and 3 (Srp
2, srp3) is calculated. At this time, as described above, the control gains srp2 and srp3 are both set to 1 (srp2 = 1, srp3 = 1).

【０２１６】ステップＤ１３０のドリフト制御に進んだ
場合には、まず、ステップＤ１４０で、過渡制御量ｔｃ
を０に設定する〔ｔｃ＝ｆ（０）〕。これは、図２７に
示すように、ドリフト判定係数ｓｒｐ５が０となり、図
２９，図３０のブロックＢ３３内に示すように、この係
数ｓｒｐ５によって過渡制御量ｔｃが０になるためであ
る。そして、ステップＤ１５０で、基準回転速度差ｄｖ
ｈｆにドリフト補正係数１（ｓｒｐ１）による補正を行
なう〔ｄｖｈｆ＝ｆ（Ｌｔ，ｖｂ，ＲＲ）×ｓｒｐ
１〕。When the process proceeds to the drift control in step D130, first, in step D140, the transient control amount tc
Is set to 0 [tc = f (0)]. This is because the drift determination coefficient srp5 becomes 0 as shown in FIG. 27, and the transient control amount tc becomes 0 due to this coefficient srp5 as shown in the block B33 in FIGS. 29 and 30. Then, in step D150, the reference rotational speed difference dv
hf is corrected by the drift correction coefficient 1 (srp1) [dvhf = f (Lt, vb, RR) × srp
1].

【０２１７】また、図２３に示すように、ドリフト判定
係数ｓｒｐが所定値ｓｒｐ０以上のときには、ドリフト
判定係数１（ｓｒｐ１）が０となり、図２９，図３０の
ブロックＢ３１内に示すように、この係数ｓｒｐ１によ
って基準回転速度差ｄｖｈｆが０とされる。そして、ス
テップＤ１７０で、目標ΔＮ追従制御の制御ゲイン、つ
まり、ドリフト判定係数２，３（ｓｒｐ２，ｓｒｐ３）
が算出される。すなわち、まず、図２４に示すように、
ドリフト判定係数ｓｒｐに応じて高μ路用制御ゲインｓ
ｒｐ２が算出される。つまり、以下に示すように、ドリ
フト時の制御ゲインは非ドリフト時の制御ゲイン（ｓｒ
ｐ２＝１）よりも小さく設定される。また、図２５に示
すように、ドリフト判定係数ｓｒｐに応じて低μ路用制
御ゲインｓｒｐ３が算出される。つまり、以下に示すよ
うに、ドリフト時の制御ゲインは非ドリフト時の制御ゲ
イン（ｓｒｐ２＝１）よりも大きく設定される。 ・非ドリフト時 ｓｒｐ２＝１， ｓｒｐ３＝１ ・ドリフト時 ０＜ｓｒｐ２＜１＜ｓｒｐ３ このように、過渡制御量ｔｃ，基準回転速度差ｄｖｈ
ｆ，目標ΔＮ追従制御の制御ゲイン（ドリフト判定係
数）ｓｒｐ２，ｓｒｐ３が設定されたら、ステップＤ１
９０へ進み、基準回転速度差ｄｖｈｆと実回転速度差ｄ
ｖｒｄとの差ΔＮ（＝ｄｖｈｆ−ｄｖｒｄ＝ｄｄｖｒ）
を算出する。そして、ステップＤ２００へ進み、差ΔＮ
（＝ｄｄｖｒ）に制御ゲイン（ドリフト判定係数）ｓｒ
ｐ２，ｓｒｐ３を乗算して、ΔＮ追従制御の高μ路用制
御量ｔｂｈと低μ路用制御量ｔｂｌとを算出して、前述
のように路面μ判定係数γの値に応じて無段階にゲイン
調整したちΔＮ追従制御量ｔｂとして出力する（次式参
照）。Further, as shown in FIG. 23, when the drift determination coefficient srp is equal to or greater than a predetermined value srp0, the drift determination coefficient 1 (srp1) becomes 0, as shown in the block B31 in FIGS. 29 and 30. The reference rotational speed difference dvhf is set to 0 by the coefficient srp1. Then, in step D170, the control gain of the target ΔN tracking control, that is, the drift determination coefficients 2, 3 (srp2, srp3)
Is calculated. That is, first, as shown in FIG.
Control gain s for high μ road according to drift determination coefficient srp
rp2 is calculated. That is, as shown below, the control gain during drift is the control gain (sr
p2 = 1). Further, as shown in FIG. 25, the low μ road control gain srp3 is calculated according to the drift determination coefficient srp. That is, as described below, the control gain during drift is set to be larger than the control gain during non-drift (srp2 = 1). -When not drifting Srp2 = 1, srp3 = 1-When drifting 0 <srp2 <1 <srp3 Thus, the transient control amount tc and the reference rotation speed difference dvh
f, the control gains (drift determination coefficients) srp2 and srp3 of the target ΔN tracking control are set, and then step D1 is performed.
90, the reference rotational speed difference dvhf and the actual rotational speed difference d
Difference ΔN from vrd (= dvhf−dvrd = ddvr)
Is calculated. Then, the process proceeds to step D200, where the difference ΔN
(= Ddvr) control gain (drift determination coefficient) sr
By multiplying p2 and srp3, a control amount tbh for high μ road and a control amount tbl for low μ road of the ΔN following control are calculated in a stepless manner according to the value of the road surface μ determination coefficient γ as described above. The gain is adjusted and output as a ΔN tracking control amount tb (see the following equation).

【０２１８】ｔｂｈ＝ｆ（ΔＮ）×ｓｒｐ２ ｔｂｌ＝ｆ（ΔＮ）×ｓｒｐ３ ｔｂ＝ｆ（ｔｂｈ，ｔｂｌ） 最後に、ステップＤ２１０へ進み、前述のようにΔＮ追
従制御量ｔｂと過渡制御量ｔｃとその他の制御量ｔｏｔ
ｈｅｒ（つまり、タックイン対応制御ｔｄ，加速旋回制
御量ｔｅ）とを加算して、総合制御量ｔを算出する。Tbh = f (ΔN) × srp2 tbl = f (ΔN) × srp3 tb = f (tbh, tbl) Finally, the process proceeds to step D210, where ΔN follow-up control amount tb and transient control amount tc are calculated as described above. Other control amount tot
Her (that is, tack-in response control td, acceleration turning control amount te) is added to calculate the total control amount t.

【０２１９】このため、ドリフト判定時には、ドリフト
度合即ち車輪の滑り度合に応じて、目標ΔＮ追従制御，
操舵角速度比例制御（操舵過渡応答制御），加速旋回制
御及びタックイン対応制御が行なわれるので、次のよう
な利点がある。つまり、ドリフト補正係数１（ｓｒｐ
１）によって、ドリフト走行度合が高いと、目標ΔＮ追
従制御によるＬＳＤの効きが強められて、車輪のグリッ
プ力の回復が早まって安定した旋回走行を行なえるよう
になる。Therefore, at the time of drift determination, the target ΔN tracking control,
Since the steering angular velocity proportional control (steering transient response control), the acceleration turning control, and the tack-in correspondence control are performed, the following advantages are provided. That is, the drift correction coefficient 1 (srp
According to 1), if the degree of drift traveling is high, the effect of the LSD by the target ΔN tracking control is enhanced, and the recovery of the grip force of the wheels is accelerated, so that stable turning traveling can be performed.

【０２２０】また、ドリフト補正係数２（ｓｒｐ２）で
は本装置の高μ路用ゲインを下げることで、制御のハン
チングを防止することができ、また、ドリフト補正係数
３（ｓｒｐ３）では低μ路用ゲインを上げることで、早
く左右輪の回転速度差を無くすことができ、いずれも機
械式ＬＳＤの特性に近づけることができて、安定した旋
回走行を行なえるようになる。Further, with the drift correction coefficient 2 (srp2), the hunting of the control can be prevented by lowering the high μ road gain of the present apparatus, and the drift correction coefficient 3 (srp3) for the low μ road By increasing the gain, the difference between the rotational speeds of the left and right wheels can be quickly eliminated, and the characteristics can be approached to those of the mechanical LSD, and stable turning can be performed.

【０２２１】さらに、ドリフト補正係数４（ｓｒｐ４）
では、ドリフト判定時に、操舵角速度比例制御項（操舵
過渡応答制御項）の制御ゲインを適性な制御ゲインに調
整することができ、操舵過渡時にも安定した旋回走行を
行なえるようになる。そして、ドリフト制御中には、加
速旋回制御及びタックイン対応制御にかかる旋回横Ｇの
入力を計算横Ｇから実横Ｇ入力に切り替えるとともに、
制御量を、ドリフト補正係数５（ｓｒｐ５）でゲイン修
正することで、ゲインを適正なものに調整することがで
きる。Further, a drift correction coefficient 4 (srp4)
According to the embodiment, at the time of drift determination, the control gain of the steering angular velocity proportional control term (steering transient response control term) can be adjusted to an appropriate control gain, and stable turning can be performed even during steering transition. During the drift control, the input of the turning lateral G for the acceleration turning control and the tack-in correspondence control is switched from the calculated lateral G to the actual lateral G input,
By correcting the gain of the control amount with the drift correction coefficient 5 (srp5), the gain can be adjusted to an appropriate value.

【０２２２】また、ドリフト開始判定条件、即ち、ドリ
フト対応制御（滑り対応制御）の開始条件は、ドリフト
判定係数ｓｒｐが所定値以上であること、計算横Ｇ（ｇ
ｙ）の方向と実横Ｇ（ｒｇｙｈ）の方向とが逆であるこ
と、ハンドル角速度Δθｈが所定速度Δθ1 以上である
こと、の３条件が同時に成立したこととされ、ドリフト
終了判定条件、即ち、ドリフト対応制御終了条件は、計
算横Ｇの方向と実横Ｇの方向とが等しくなったときとさ
れており、滑り対応制御の開始判定と終了判定とを異な
るパラメータに基づいて行なわれ、特に、一旦滑り対応
制御が開始されたらば終了判定条件が確実に成立するま
では滑り対応制御を続行されるので、制御が安定し、車
両の旋回性能もより安定する。The drift start determination condition, that is, the start condition of the drift response control (slip response control) is that the drift determination coefficient srp is equal to or greater than a predetermined value, and that the calculated lateral G (g
It the direction of direction and actual lateral G (rgyh) of y) is reversed, that wheel angular velocity Δθh is the predetermined speed [Delta] [theta] 1 or more, is the fact that three conditions are satisfied at the same time, drift end determination condition, i.e., The drift corresponding control end condition is that when the direction of the calculated lateral G is equal to the direction of the actual lateral G, the start determination and the end determination of the slip corresponding control are performed based on different parameters. Once the slip response control is started, the slip response control is continued until the end determination condition is satisfied, so that the control is stabilized and the turning performance of the vehicle is further stabilized.

【０２２３】また、車両挙動に対応した制御を行なう場
合、車両挙動に対する制御信号の出力タイミングが遅れ
るため、制御信号に対する各アクチュエータの応答遅れ
が生じ、また、油圧などによりアクチュエータを作動さ
せる場合、制御信号に対してハード的な応答遅れが生じ
るが、このアクチュエータの応答遅れが制御性能を低下
させないように、制御信号にハイパス処理を行なってい
る（図７４参照）ので、アクチュエータの応答遅れが抑
制されて、適切な制御を実現することができる。When control corresponding to vehicle behavior is performed, the output timing of a control signal corresponding to vehicle behavior is delayed, so that a response delay of each actuator to the control signal occurs. Although a hardware response delay occurs with respect to the signal, a high-pass process is performed on the control signal so that the response delay of the actuator does not degrade the control performance (see FIG. 74), so the response delay of the actuator is suppressed. Thus, appropriate control can be realized.

【０２２４】つまり、例えばハンドル角又は操舵角（操
舵角速度を含む）θｈやスロットル開度ｔｐｓといった
運転操作状態に基づいて算出された制御量、即ち、例え
ば操舵過渡応答制御量（操舵角速度比例制御量）ｔｃに
ついては、特に制御指令の遅れは問題にはならないが、
車両挙動に基づいて算出された制御量、即ち、目標ΔＮ
追従制御量ｔｂ，タックイン対応制御量ｔｄ，加速旋回
制御量ｔｅについては、制御信号の出力タイミングがア
クチュエータの応答遅れを増幅しやすい。That is, for example, a control amount calculated based on a driving operation state such as a steering wheel angle or a steering angle (including a steering angular velocity) θh and a throttle opening tp, that is, for example, a steering transient response control amount (a steering angular speed proportional control amount) Regarding) tc, the delay of the control command does not particularly matter,
The control amount calculated based on the vehicle behavior, that is, the target ΔN
Regarding the follow-up control amount tb, the tack-in corresponding control amount td, and the acceleration turning control amount te, the output timing of the control signal easily amplifies the response delay of the actuator.

【０２２５】これに対して、本装置では、このような車
両挙動に応じた制御量、即ち、目標ΔＮ追従制御量ｔ
ｂ，タックイン対応制御量ｔｄ，加速旋回制御量ｔｅに
ついて、ハイパス処理を行なって、制御信号の出力を速
めるようにしているので、車両挙動に対する各制御応答
の遅れが補正される。つまり、図７５に示すように制御
出力信号ｔｆｄに、ハイパス処理を行ない、制御出力信
号ｔｆｄにこれに応じたハイパス処理値ｔｆｆが加算さ
れるので、制御出力信号ｔｆｄの増加や減少が速まるこ
とになり、この分だけアクチュエータの応答遅れが抑制
されるのである。したがって、車両の挙動が急変した場
合、例えば急旋回操作が行なわれた場合にも、適切なト
ルク移動制御が速やかに行なわれることになり、旋回性
能を向上させることができるのである。On the other hand, in the present apparatus, the control amount corresponding to such vehicle behavior, that is, the target ΔN follow-up control amount t
b, the control amount td corresponding to the tuck-in, and the acceleration turning control amount te are subjected to high-pass processing to increase the output of the control signal, so that the delay of each control response to the vehicle behavior is corrected. That is, as shown in FIG. 75, high-pass processing is performed on the control output signal tfd, and the high-pass processing value tff corresponding to this is added to the control output signal tfd, so that the control output signal tfd increases or decreases faster. That is, the response delay of the actuator is suppressed by that much. Therefore, even when the behavior of the vehicle changes suddenly, for example, when a sharp turning operation is performed, appropriate torque transfer control is quickly performed, and the turning performance can be improved.

【０２２６】そして、表示装置によれば、ドライバにと
って実際に把握したい制御効果に対応した制御度合が表
示されるので、ドライバが的確に制御状況を認識するこ
とができる利点がある。特に、路面μに応じて制御量を
綿密に設定して適切に制御を行なえるようにしながら、
この路面μに応じた制御量の設定に付随して招きやすき
制御状況の表示矛盾を回避できるようになる。According to the display device, since the control degree corresponding to the control effect that the driver actually wants to grasp is displayed, there is an advantage that the driver can accurately recognize the control situation. In particular, while controlling the control amount carefully according to the road surface μ so that it can be appropriately controlled,
This makes it possible to avoid inconsistencies in the display of the control status, which is likely to accompany the setting of the control amount according to the road surface μ.

【０２２７】つまり、路面μに応じた制御量の設定で
は、路面μが低いほど（即ち、路面μ判定係数γが小さ
いほど）制御量は低く設定されるが、路面μが低いほど
制御量がの割りに制御効果は高くなる。これに対して、
路面μが低いほど制御状況の表示ゲインを上げているの
で、路面μが低い場合、制御量は低くても、その制御効
果に応じた分の高い表示量で表示が行なわれることにな
り、ドライバが、制御効果に対応した制御度合から的確
に制御状況を認識することができるようになる。That is, in setting the control amount according to the road surface μ, the control amount is set lower as the road surface μ is lower (ie, as the road surface μ determination coefficient γ is smaller), but the control amount is lower as the road surface μ is lower. However, the control effect is higher. On the contrary,
When the road surface μ is lower, the display gain of the control situation is increased. Therefore, when the road surface μ is lower, even if the control amount is lower, the display is performed with a higher display amount corresponding to the control effect. However, the control situation can be accurately recognized from the control degree corresponding to the control effect.

【０２２８】また、インジケータ２０１の表示値（点灯
値）と消灯値とでヒステリシスを設けているので、表示
が安定するようになる利点もある。なお、本実施形態で
は、通常制御時（ドリフト制御時以外）においては、路
面摩擦係数が低いときには制御量が小さくなるように路
面摩擦係数が高いときには制御量が大きくなるように設
定されるとともに、ドリフト制御時には、このような路
面摩擦係数に応じた制御量変化が少なくなるように制御
量として中間的な値となるような補正（ゲイン調整）を
行なうことで、路面摩擦係数に応じた補正を抑制するよ
うにしているが、本装置は、これに限らず、ドリフト制
御時には、この路面摩擦係数に応じた制御量補正を禁止
して路面摩擦係数によって制御量が変化しないようにし
た、中間的な制御量を与えるようにしてもよい。Also, since hysteresis is provided between the display value (lighting value) and the light-off value of the indicator 201, there is an advantage that the display becomes stable. In the present embodiment, during normal control (other than during drift control), the control amount is set to be small when the road surface friction coefficient is low, and the control amount is set to be large when the road surface friction coefficient is high, At the time of the drift control, the correction according to the road surface friction coefficient is performed by performing a correction (gain adjustment) to have an intermediate value as the control amount so as to reduce the control amount change according to the road surface friction coefficient. Although the present invention is not limited to this, the present invention is not limited to this, and during drift control, the control amount correction corresponding to this road surface friction coefficient is prohibited so that the control amount does not change due to the road surface friction coefficient, An appropriate control amount may be given.

【０２２９】例えば、路面摩擦係数が高いときの基本制
御量が設定され、ドリフト制御時以外の通常制御時に
は、路面摩擦係数が低いときにはこの基本制御量を小さ
くなるような補正係数αで補正するとともに、ドリフト
制御時には、路面摩擦係数と関係ない値（補正係数β）
でこの基本制御量の補正を行ない中間的な値となるよう
にする。この場合、補正係数αは、路面摩擦係数に応じ
て１から最小値αmax （αmax ＜１）まで連続的に変化
し、補正係数βは、１よりも小さく最小値αmaxよりも
大きい固定値とする。For example, a basic control amount when the road surface friction coefficient is high is set, and during normal control other than the drift control, the basic control amount is corrected by a correction coefficient α such that the basic control amount becomes small when the road surface friction coefficient is low. , During drift control, a value unrelated to the road surface friction coefficient (correction coefficient β)
The basic control amount is corrected so as to be an intermediate value. In this case, the correction coefficient α continuously changes from 1 to a minimum value αmax (αmax <1) according to the road surface friction coefficient, and the correction coefficient β is a fixed value smaller than 1 and larger than the minimum value αmax. .

【０２３０】なお、上記実施形態では、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 secure the turning performance of the rapid acceleration turning. Immediately after the start, the control may be temporarily performed based on the acceleration turning control amount, and thereafter, the control may be switched to the target ΔN tracking control amount for the 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.

【０２３１】また、本実施形態では、４輪駆動車を対象
に説明したが、本車両用左右輪間動力伝達制御装置は、
前輪駆動車や後輪駆動車といった２輪駆動車の左右駆動
輪間や左右の従動輪間にそなえることができるほか、４
輪駆動車の前後輪間に適用することが考えられ、この場
合は、車両用動力伝達制御装置として構成される。Further, in this embodiment, a description has been given of a four-wheel drive vehicle.
It can be provided between the left and right driven wheels and left and right driven wheels of two-wheel drive vehicles such as front wheel drive vehicles and rear wheel drive vehicles.
It is conceivable that the present invention is applied between the front and rear wheels of a wheel drive vehicle, and in this case, it is configured as a vehicle power transmission control device.

【０２３２】[0232]

【発明の効果】以上詳述したように、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によれば、本
来、制御信号の出力タイミングが遅れる傾向にある車両
挙動対応制御量が、ハイパス処理を施されることにより
制御信号の出力タイミングが実質的に早期化されること
になるため、油圧反応性がよくなり、回転推進力配分調
整機構に生じる応答遅れが抑制されて、動力伝達制御の
性能が向上し、車両性能の向上に寄与する。As described above in detail, according to the power transmission control device for left and right wheels according to the first aspect of the present invention, the control amount corresponding to the vehicle behavior in which the output timing of the control signal tends to be delayed originally. However, since the output timing of the control signal is substantially advanced by performing the high-pass processing, the hydraulic responsiveness is improved, and the response delay generated in the rotation propulsion force distribution adjusting mechanism is suppressed, Power transmission control performance is improved, contributing to improved vehicle performance.

【０２３３】請求項２記載の本発明の車両用左右輪間動
力伝達制御装置によれば、本来、制御信号の出力タイミ
ングが遅れる傾向にある車両挙動対応制御量にはハイパ
ス処理を施し、それに加え、位相を進ませる過渡的制御
量を加算することにより、これらが総合された上で出力
されるので、車両挙動対応制御量に関する制御信号の出
力タイミングが実質的に早期化して過渡的制御量のタイ
ミング合わせされることになるため、回転推進力配分調
整機構に生じる応答遅れが抑制されて、動力伝達制御の
性能が向上し、車両性能の向上に寄与する。According to the power transmission control device for left and right wheels according to the second aspect of the present invention, the control amount corresponding to the vehicle behavior, in which the output timing of the control signal normally tends to be delayed, is subjected to the high-pass processing. By adding the transient control amount for advancing the phase, these are integrated and output, so that the output timing of the control signal relating to the vehicle behavior correspondence control amount is substantially advanced, and the transient control amount is Since the timing is adjusted, a response delay occurring in the rotation propulsion force distribution adjusting mechanism is suppressed, and the performance of power transmission control is improved, contributing to an improvement in vehicle performance.

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

【図１】本発明の一実施形態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】本発明の一実施形態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調整機構（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 rotation propulsion force distribution adjusting mechanism (torque moving mechanism) of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図３】本発明の一実施形態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調整機構（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 configuration of a rotation propulsion force distribution adjusting mechanism (torque moving mechanism) of the power transmission control device for a vehicle between left and right wheels according to an embodiment of the present invention.

【図４】本発明の一実施形態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調整機構（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 rotation propulsion force distribution adjusting mechanism (torque moving mechanism) of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図５】本発明の一実施形態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調整機構（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 illustrating an operation principle of a rotation propulsion force distribution adjusting mechanism (torque moving mechanism) of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図６】本発明の一実施形態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】本発明の一実施形態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】本発明の一実施形態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】本発明の一実施形態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 target control contents of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図１０】本発明の一実施形態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 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１１】本発明の一実施形態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 control contents targeted by the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図１２】本発明の一実施形態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 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１３】本発明の一実施形態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】本発明の一実施形態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】本発明の一実施形態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】本発明の一実施形態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 drift determination processing of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図１７】本発明の一実施形態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 the left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図１８】本発明の一実施形態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】本発明の一実施形態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】本発明の一実施形態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 between the left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図２１】本発明の一実施形態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】本発明の一実施形態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】本発明の一実施形態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 showing a drift correction coefficient related to a drift determination process of the power transmission control device for a left and right wheel for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図２４】本発明の一実施形態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】本発明の一実施形態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 apparatus for a left and right wheel for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図２６】本発明の一実施形態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 showing a drift correction coefficient relating to a drift determination process of the power transmission control apparatus for a left and right wheel for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図２７】本発明の一実施形態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 a vehicle between left and right wheels as one embodiment of the present invention.

【図２８】本発明の一実施形態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 relating to a drift determination process of the power transmission control device for a left and right wheel for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図２９】本発明の一実施形態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】本発明の一実施形態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】本発明の一実施形態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】本発明の一実施形態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】本発明の一実施形態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】本発明の一実施形態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】本発明の一実施形態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】本発明の一実施形態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) 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３７】本発明の一実施形態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) 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３８】本発明の一実施形態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】本発明の一実施形態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) 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４０】本発明の一実施形態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】本発明の一実施形態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】本発明の一実施形態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) relating to ΔN tracking control of the vehicle left and right wheel power transmission control device as one embodiment of the present invention;
FIG.

【図４３】本発明の一実施形態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 vehicle left and right wheel power transmission control device as one embodiment of the present invention.
FIG.

【図４４】本発明の一実施形態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 vehicle left-right wheel power transmission control device as one embodiment of the present invention.
FIG.

【図４５】本発明の一実施形態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) 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４６】本発明の一実施形態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) 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４７】本発明の一実施形態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】本発明の一実施形態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) 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４９】本発明の一実施形態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) 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５０】本発明の一実施形態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) 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５１】本発明の一実施形態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】本発明の一実施形態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 view 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５３】本発明の一実施形態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 describing drift-responsive control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図５４】本発明の一実施形態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】本発明の一実施形態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】本発明の一実施形態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 power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図５７】本発明の一実施形態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 vehicle left-right wheel power transmission control device as one embodiment of the present invention.

【図５８】本発明の一実施形態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】本発明の一実施形態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 for explaining road surface μ determination of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図６０】本発明の一実施形態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 power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図６１】本発明の一実施形態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 showing 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】本発明の一実施形態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 showing 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６３】本発明の一実施形態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 a differential determination of a driving process of the vehicle left and right wheel power transmission control device as one embodiment of the present invention.

【図６４】本発明の一実施形態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 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.

【図６５】本発明の一実施形態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 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６６】本発明の一実施形態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 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６７】本発明の一実施形態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 vehicle left-right wheel power transmission control device as one embodiment of the present invention.

【図６８】本発明の一実施形態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】本発明の一実施形態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 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７０】本発明の一実施形態としての車両用左右輪間
動力伝達制御装置の出力値微調整を説明する図である。FIG. 70 is a diagram for explaining fine adjustment of the output value of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図７１】本発明の一実施形態としての車両用左右輪間
動力伝達制御装置の表示装置を示す模式的な図である。FIG. 71 is a schematic view showing a display device of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図７２】本発明の一実施形態としての車両用左右輪間
動力伝達制御装置の表示制御を説明する図である。FIG. 72 is a diagram illustrating display control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.

【図７３】本発明の一実施形態としての車両用左右輪間
動力伝達制御装置のドリフト制御を説明するフローチャ
ートである。FIG. 73 is a flowchart illustrating drift control of the vehicle left-right wheel power transmission control device as one embodiment of the present invention.

【図７４】本発明の一実施形態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（路面摩擦係数判定）に
よる出力値に関する要部制御ブロック図である。FIG. 74 is a main part control block diagram relating to an output value by road surface μ determination (road surface friction coefficient determination) of the vehicle left and right wheel power transmission control device as one embodiment of the present invention.

【図７５】本発明の一実施形態としての車両用左右輪間
動力伝達制御装置のハイパス処理を説明する図である。FIG. 75 is a diagram illustrating a high-pass process of the vehicle left-right wheel power transmission control device as one embodiment of the present invention.

【図７６】本発明の一実施形態としての車両用左右輪間
動力伝達制御装置の動作の概要を示すフローチャートで
ある。FIG. 76 is a flowchart showing an outline of the operation 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（回転力調整手段，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-rear G sensor) 48D Lateral acceleration sensor (lateral G sensor) 48E Throttle position sensor (TPS) 50 Rotational propulsion force distribution control mechanism (rotational force adjusting means, torque transfer mechanism) 51 Differential carrier 51A Wall 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 rotating shaft 68 Right wheel side rotating 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 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 direction Control valve (directional switching valve) 108 Battery 109 Motor relay 110 Indicator lamp

【手続補正書】[Procedure amendment]

【提出日】平成９年９月１６日[Submission date] September 16, 1997

【手続補正１】[Procedure amendment 1]

【補正対象書類名】明細書[Document name to be amended] Statement

【補正対象項目名】０１６９[Correction target item name]

【補正方法】変更[Correction method] Change

【補正内容】[Correction contents]

【０１６９】さらに、このようにハイパス処理された処
理値ｔｆｆをハイパス処理の対象となった制御出力信号
ｔｆｄ（＝ｔｂ＋ｔｄ＋ｔｅ）に加算して〔図７５
（Ｃ）参照〕、出力制御量（総合値）ｔｆを得る（出力
制御量演算手段）。 ｔｆ＝ｔｆｄ＋ｔｆｆ ・・・・・・（2.4.1.6) なお、図７５に示すように、処理値ｔｆｆをゲイン（ハ
イパス係数）ｋｆにより補正して（即ち、ｔｆｆ＊ｋｆ
として）、他の制御量とのバランスを調整してもよい。Further, the processing value tff subjected to the high-pass processing is added to the control output signal tfd (= tb + td + te) subjected to the high-pass processing [FIG.
(C)] to obtain an output control amount (total value) tf (output control amount calculating means). tf = tfd + tff ······ (2.4.1.6 ) Note corrects As shown in Figure 75, the processed value tff by a gain (high-pass coefficients) kf (i.e., tff * kf
And the balance with other control amounts may be adjusted.

【手続補正２】[Procedure amendment 2]

【補正対象書類名】明細書[Document name to be amended] Statement

【補正対象項目名】０２１５[Correction target item name]

【補正方法】変更[Correction method] Change

【補正内容】[Correction contents]

【０２１５】 ｄｖｈｆ＝ｆ（Ｌｔ，ｖｂ，ＲＲ）×ｓｒｐ１ ＝ｆ（Ｌｔ，ｖｂ，ＲＲ） （∵ｓｒｐ１＝１） そして、ステップＤ１００で、目標ΔＮ追従制御の制御
ゲイン、つまり、ドリフト補正係数２及び３（ｓｒｐ
２，ｓｒｐ３）が算出される。このとき、前述したよう
に、制御ゲインｓｒｐ２，ｓｒｐ３はいずれも１に設定
される（ｓｒｐ２＝１，ｓｒｐ３＝１）。Dvhf = f (Lt, vb, RR) × srp1 = f (Lt, vb, RR) (∵srp1 = 1 ) Then, in step D100, the control gain of the target ΔN tracking control, that is, the drift correction coefficient 2 And 3 (srp
2, srp3) is calculated. At this time, as described above, the control gains srp2 and srp3 are both set to 1 (srp2 = 1, srp3 = 1).

───────────────────────────────────────────────────── 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 (2)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項１】 前輪又は後輪の左右車輪に関連して設け
られ、動力装置からの駆動力を該左右車輪に伝達し、あ
るいは、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、 上記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上記出力制御量に基づ
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、 上記車両の旋回中における挙動を検出して該車両挙動に
応じて上記回転推進力配分調整機構を制御するための車
両挙動対応制御量を算出する車両挙動対応制御量算出手
段と、 上記車両挙動対応制御量にハイパス処理を施してハイパ
ス処理値を算出するハイパス処理値算出手段と、 上記車両挙動対応制御量と上記ハイパス処理値とを総合
して上記出力制御量を算出する出力制御量演算手段とを
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。1. A driving force from a power unit is transmitted to the left and right wheels, or a rotational force accompanying rotation of the left and right wheels is provided between the left and right wheels. A rotary propulsion force distribution adjusting mechanism that changes the rotational propulsion force of the left and right wheels, and a control amount calculation unit that calculates an output control amount of the rotary propulsion distribution adjustment mechanism according to the traveling state of the vehicle; Control means for controlling the rotary propulsion force distribution adjusting mechanism based on the output control amount calculated by the control amount calculation means; anda power transmission control device for left and right wheels for a vehicle, comprising: A vehicle behavior corresponding control amount calculating means for detecting a behavior of the vehicle during turning and calculating a vehicle behavior corresponding control amount for controlling the rotational propulsion force distribution adjusting mechanism according to the vehicle behavior; Response system High-pass processing value calculating means for performing a high-pass processing value on the control amount to calculate a high-pass processing value; output control amount calculating means for calculating the output control amount by integrating the vehicle behavior correspondence control amount and the high-pass processing value; A power transmission control device for left and right wheels for a vehicle, comprising: 【請求項２】 上記制御量算出手段が、上記車両の運転
操作状態に基づく過渡的制御量を算出する過渡的制御量
算出手段を有するとともに、 上記出力制御量演算手段が、上記車両挙動対応制御量と
上記ハイパス処理値と上記過渡的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、請求項１記
載の車両用左右輪間動力伝達制御装置。2. The vehicle according to claim 1, wherein said control amount calculating means includes a transient control amount calculating means for calculating a transient control amount based on a driving operation state of said vehicle. 2. The power transmission control device for a vehicle according to claim 1, wherein the output control amount is calculated by integrating the amount, the high-pass processing value, and the transient control amount.
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Cited By (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP1992537A2 (en) 2007-05-18 2008-11-19 Hitachi, Ltd. Motion control unit for vehicle based on jerk information
JP2011162144A (en) * 2010-02-15 2011-08-25 Honda Motor Co Ltd Yaw moment control device of vehicle
WO2012005262A1 (en) * 2010-07-09 2012-01-12 日産自動車株式会社 Device for controlling torque distribution to left and right wheels on a vehicle
WO2012005265A1 (en) * 2010-07-09 2012-01-12 日産自動車株式会社 Device for controlling torque distribution to left and right wheels on a vehicle
JP2012056511A (en) * 2010-09-10 2012-03-22 Fuji Heavy Ind Ltd Vehicle behavior control apparatus
JP2012210935A (en) * 2012-04-27 2012-11-01 Hitachi Ltd Device and method of controlling motion of vehicle using jerk information
WO2016133182A1 (en) * 2015-02-19 2016-08-25 本田技研工業株式会社 Vehicle
US9694819B2 (en) 2015-02-19 2017-07-04 Honda Motor Co., Ltd. Vehicle
US9725014B2 (en) 2013-07-31 2017-08-08 Honda Motor Co., Ltd. Vehicle

Cited By (20)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP2433840A1 (en) 2007-05-18 2012-03-28 Hitachi, Ltd. Motion control unit for vehicle based on jerk information
KR100903665B1 (en) 2007-05-18 2009-06-18 가부시키가이샤 히타치세이사쿠쇼 Motion control device for vehicle using information added acceleration
US7979180B2 (en) 2007-05-18 2011-07-12 Hitachi, Ltd. Motion control system for vehicle based on jerk information
US8515619B2 (en) 2007-05-18 2013-08-20 Hitachi, Ltd. Motion control unit for vehicle based on jerk information
EP2626264A1 (en) 2007-05-18 2013-08-14 Hitachi Ltd. Motion control system for vehicle based on jerk information
EP1992537A2 (en) 2007-05-18 2008-11-19 Hitachi, Ltd. Motion control unit for vehicle based on jerk information
JP2011162144A (en) * 2010-02-15 2011-08-25 Honda Motor Co Ltd Yaw moment control device of vehicle
CN102958734A (en) * 2010-07-09 2013-03-06 日产自动车株式会社 Device for controlling torque distribution to left and right wheels on vehicle
JP2012017054A (en) * 2010-07-09 2012-01-26 Nissan Motor Co Ltd Control device for distribution of right and left wheels driving force in vehicle
WO2012005265A1 (en) * 2010-07-09 2012-01-12 日産自動車株式会社 Device for controlling torque distribution to left and right wheels on a vehicle
WO2012005262A1 (en) * 2010-07-09 2012-01-12 日産自動車株式会社 Device for controlling torque distribution to left and right wheels on a vehicle
US8694220B2 (en) 2010-07-09 2014-04-08 Nissan Motor Co., Ltd. Left-right wheel drive force distribution control apparatus for a vehicle
JP5464273B2 (en) * 2010-07-09 2014-04-09 日産自動車株式会社 Vehicle left and right wheel driving force distribution control device
US8775045B2 (en) 2010-07-09 2014-07-08 Nissan Motor Co., Ltd. Left-right wheel drive force distribution control apparatus for a vehicle
JP2012056511A (en) * 2010-09-10 2012-03-22 Fuji Heavy Ind Ltd Vehicle behavior control apparatus
JP2012210935A (en) * 2012-04-27 2012-11-01 Hitachi Ltd Device and method of controlling motion of vehicle using jerk information
US9725014B2 (en) 2013-07-31 2017-08-08 Honda Motor Co., Ltd. Vehicle
WO2016133182A1 (en) * 2015-02-19 2016-08-25 本田技研工業株式会社 Vehicle
US9694819B2 (en) 2015-02-19 2017-07-04 Honda Motor Co., Ltd. Vehicle
US10220836B2 (en) 2015-02-19 2019-03-05 Honda Motor Co., Ltd. Vehicle

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