JPH106804A - Controller for transmitting power between right and left wheels of vehicle - Google Patents
Controller for transmitting power between right and left wheels of vehicleInfo
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- JPH106804A JPH106804A JP15869396A JP15869396A JPH106804A JP H106804 A JPH106804 A JP H106804A JP 15869396 A JP15869396 A JP 15869396A JP 15869396 A JP15869396 A JP 15869396A JP H106804 A JPH106804 A JP H106804A
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Abstract
Description
【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 become The torque is transmitted from the higher speed to the lower speed. If the degree of speed change by the speed change mechanism is set to be greater than or equal to a certain value, torque can be transmitted from the inner wheel having a lower rotation speed to the outer wheel having a higher rotation speed during turning.
【0008】また、例えば湿式多板クラッチのようなト
ルク伝達カップリングでは、それぞれの湿式多板クラッ
チの係合の切換並びに係合度合等の制御を行なうことに
より、一方の車輪軸への伝達トルクを増加又は減少させ
たり、他方の車輪軸への伝達トルクを増加又は減少させ
たりすることができる。したがって、伝達トルク容量を
可変制御できるため、左右輪において所望の方向へ所望
の伝達トルク容量でトルクを伝達させることができる。In a torque transmission coupling such as a wet multi-plate clutch, for example, by controlling the switching of the engagement of each wet multi-plate clutch and the degree of engagement, the transmission torque to one wheel axle is controlled. Can be increased or decreased, and the transmission torque to the other wheel axle can be increased or decreased. Therefore, since the transmission torque capacity can be variably controlled, the torque can be transmitted to the left and right wheels in a desired direction with a desired transmission torque capacity.
【0009】このような装置は、左右輪が駆動輪であっ
ても従動輪であっても適用でき、左右輪が駆動輪であれ
ば、エンジンからの駆動力の左右輪への配分を調整する
ことができ、左右輪が従動輪であれば、トルク伝達によ
って、トルク伝達をされる側の車輪は駆動力を受けるこ
とになり、トルク伝達をする側の車輪は制動力を受ける
ことになる。Such a device can be applied whether the left and right wheels are driving wheels or driven wheels, and if the left and right wheels are driving wheels, the distribution of the driving force from the engine to the left and right wheels is adjusted. If the left and right wheels are driven wheels, the wheels on the torque transmitting side will receive the driving force by the torque transmission, and the wheels on the torque transmitting side will receive the braking force.
【0010】いずれにしても、左右の各車輪と路面との
間で発揮される駆動力又は制動力の大きさを左右不均衡
にし、これにより、車両にヨーモーメントを発生させて
車両の挙動を制御することができる。In any case, the magnitude of the driving force or the braking force exerted between the left and right wheels and the road surface is 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、車両の通常の走行状態では、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
と考えられるが、車両が車輪を横滑りさせながらドリフ
ト走行するような走行状態では、このようなトルクの制
御は決して適したものではない。そこで、例えば車両が
ドリフト走行しているときにはドリフト走行していない
場合とは異なる制御を行なえるようにしたい。このため
には、ドリフト走行していか否かの判定が必要になる。That is, in a normal running state of the vehicle, for example, it is considered that it is suitable to control the torque so that a speed difference occurs between the left and right wheels according to the vehicle speed, the steering angle, and the like during turning. However, in a running state where the vehicle drifts while skidding the wheels, such torque control is by no means suitable. Therefore, for example, when the vehicle is drifting, it is desired that control different from that when the vehicle is not drifting can be performed. For this purpose, it is necessary to determine whether or not to drift.
【0013】ところで、特開平7−101262号公報
には、制御型オリフィスカップリングにより左右輪駆動
輪へのトルク配分を制御しうる装置が開示されており、
特に、横加速度から判断される旋回方向と操舵角から判
断される旋回方向とが相反する場合にカウンタステア状
態と判定し、カウンタステア状態で且つ高横加速度状態
でないときには左右駆動輪を直結状態とするとともに、
カウンタステア状態で且つ高横加速度状態のときには旋
回内側の車輪の駆動力を増加させる制御方法が示されて
いる。Japanese Patent Application Laid-Open No. 7-101262 discloses an apparatus capable of controlling the distribution of torque to the left and right driving wheels by a control type orifice coupling.
In particular, when the turning direction determined from the lateral acceleration and the turning direction determined from the steering angle are opposite, it is determined that the vehicle is in the counter steer state. When the counter steer state is not in the high lateral acceleration state, the left and right drive wheels are directly connected. Along with
A control method for increasing the driving force of the wheel inside the turn when the vehicle is in the counter-steering state and the high lateral acceleration state is shown.
【0014】しかしながら、このような先行技術(特開
平7−101262号)によるカウンタステアの判定方
法では確実性が低い。また、高横加速度状態においては
旋回内側の車輪の駆動力を増加させているが、このよう
な制御によれば、実横加速度方向とこの制御による作用
する横加速度方向とが相反するため、車両の挙動が不安
定になり、制御が発散してしまうおそれがある。However, such a prior art (Japanese Unexamined Patent Publication No. 7-101262) has a low reliability in the method of judging countersteer. Further, in the high lateral acceleration state, the driving force of the wheel on the inner side of the turn is increased. However, according to such control, the actual lateral acceleration direction and the lateral acceleration direction acting by this control are opposite to each other. May become unstable and control may diverge.
【0015】本発明は、上述の課題に鑑み創案されたも
ので、車両の挙動を推定するのに車輪の状態を判定要素
としてドリフト旋回状態を判定することにより、より確
実に車両の走行状態を把握できるようにして、ドリフト
旋回時に実際に発生する諸問題を解決して車両の安定し
た走行特性を得ることができるようにした、車両用左右
輪間動力伝達制御装置を提供することを目的とする。SUMMARY OF THE INVENTION The present invention has been made in view of the above-described problems. In estimating the behavior of a vehicle, the state of the wheels is used as a determination element to determine the drift turning state, so that the running state of the vehicle can be more reliably determined. It is an object of the present invention to provide a power transmission control device for left and right wheels for a vehicle, which is capable of comprehending and solving various problems actually occurring at the time of drift turning to obtain a stable running characteristic of the vehicle. I do.
【0016】[0016]
【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、前輪及
び後輪の左右車輪のうちの少なくともいずれか一方の左
右車輪が動力装置から駆動力を付与される駆動輪として
構成される車両に設けられ、該車両の走行状態に応じ
て、上記の左右駆動輪間又は前後駆動輪間に関連して上
記動力装置からの駆動力の伝達を制御するか、又は該駆
動力の伝達されない左右の従動輪間の差動を制御する
か、又は上記の前後左右の車輪に関連して制動装置によ
る制動力を制御して、上記の左右車輪又は前後車輪又は
前後左右車輪の回転力を調整する回転力調整手段と、該
車両の旋回中における上記の車輪の滑り度合を検出する
滑り度合検出手段と、上記滑り度合検出手段の検出情報
に基づいて推定しうる車両の旋回状態に応じて回転力調
整機構を制御する滑り対応制御を行ないうる制御手段と
をそなえていることを特徴としている。According to a first aspect of the present invention, there is provided a vehicle power transmission control apparatus for a left and right wheel according to the present invention, wherein at least one of the left and right wheels of a front wheel and a rear wheel has a power. A driving force from the power unit is provided on a vehicle configured as a driving wheel to which a driving force is applied from the device, in relation to the left and right driving wheels or between the front and rear driving wheels according to a traveling state of the vehicle. Controlling the transmission of the driving force, or controlling the differential between the left and right driven wheels to which the driving force is not transmitted, or controlling the braking force by a braking device in relation to the front, rear, left and right wheels, Rotational force adjusting means for adjusting the rotational force of the left and right wheels or front and rear wheels or front and rear left and right wheels, slip degree detecting means for detecting the slip degree of the wheels during turning of the vehicle, and detection information of the slip degree detecting means Can be estimated based on It is characterized in that and a control unit capable of carrying out the slip corresponding control for controlling the rotational force adjusting mechanism according to both of the turning state.
【0017】なお、上記の左右駆動輪間に関連して動力
装置からの駆動力の伝達を制御するか、又は該駆動力の
伝達されない左右の従動輪間の差動を制御する場合にお
いては、上記滑り度合が設定値以上では上記回転力調整
機構を差動禁止(デフロック)状態になるように制御す
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、上記滑り度合検出手段が、上記の車輪の縦滑り及び
横滑りを検出して検出した縦滑り及び横滑りを総合して
滑り度合を検出することを特徴としている。When controlling the transmission of the driving force from the power unit in relation to the left and right driving wheels, or controlling the differential between the left and right driven wheels to which the driving force is not transmitted, When the degree of slip is equal to or more than a set value, it is preferable that the rotational force adjusting mechanism is controlled so as to be in a differential inhibition (diff lock) state. According to a second aspect of the present invention, there is provided a vehicle power transmission control apparatus according to the first aspect of the present invention, wherein the degree of slip detecting means detects vertical slip and side slip of the wheel and detects the slip. And the degree of slippage is detected by integrating the slippage and the skidding.
【0018】なお、縦滑りについては、滑り発生時の車
速と車両の前後加速度とから推定しうる推定車体速度
と、車輪速度のみから推定しうる車体速度との差に基づ
いて算出することが好ましい。また、横滑りについて
は、操舵角及び車速から算出しうる計算横加速度と、実
際に検出された実横加速度との差を無次元化した値に基
づいて算出することが好ましい。The longitudinal slip is preferably calculated based on a difference between an estimated vehicle speed that can be estimated from the vehicle speed at the time of occurrence of the slip and the longitudinal acceleration of the vehicle, and a vehicle speed that can be estimated only from the wheel speed. . Further, it is preferable that the side slip is calculated based on a dimensionless value of a difference between a calculated lateral acceleration that can be calculated from the steering angle and the vehicle speed and an actually detected actual lateral acceleration.
【0019】請求項3記載の本発明の車両用左右輪間動
力伝達制御装置は、請求項1記載の装置において、上記
制御手段は、上記滑り度合検出手段で検出した滑り度合
と他のパラメータに基づいて上記滑り対応制御を開始す
るか否かを判定する開始判定手段をそなえ、上記開始判
定手段で開始判定がなされたら上記滑り対応制御を開始
することを特徴としている。According to a third aspect of the present invention, there is provided a power transmission control device for a vehicle between left and right wheels according to the first aspect of the present invention, wherein the control means controls the degree of slip detected by the degree of slip detection and other parameters. A start determining means for determining whether or not to start the slip response control based on the slip control is started when the start determination means makes a start determination.
【0020】上記の他のパラメータは、操舵角及び車速
から算出しうる計算横加速度,実際に検出された実横加
速度,及び操舵角速度であることが好ましく、さらに、
上記滑り度合が設定値以上で且つ計算横加速度と実横加
速度との方向が逆方向で且つ操舵角速度が設定値以上の
場合に、滑り対応制御を開始するように構成することが
好ましい。Preferably, the other parameters are a calculated lateral acceleration which can be calculated from the steering angle and the vehicle speed, an actually detected actual lateral acceleration, and a steering angular velocity.
It is preferable that the slip control is started when the degree of slip is equal to or more than a set value, the direction of the calculated lateral acceleration and the direction of the actual lateral acceleration are in the opposite direction, and the steering angular velocity is equal to or more than the set value.
【0021】請求項4記載の本発明の車両用左右輪間動
力伝達制御装置は、請求項1記載の装置において、上記
制御手段は、少なくとも上記滑り度合検出手段で検出し
た滑り度合が設定値以上のときに上記滑り対応制御の開
始を判定する開始判定手段と、該滑り度合以外のパラメ
ータに基づいて該滑り対応制御の終了を判定する終了判
定手段とを有し、上記滑り対応制御中に上記滑り度合が
上記設定値以下になっても、上記終了判定手段による制
御終了の判定が行なわれない限りは該滑り対応制御を続
行することを特徴としている。According to a fourth aspect of the present invention, there is provided a power transmission control apparatus for a vehicle between left and right wheels according to the first aspect of the present invention, wherein the control means is configured such that at least the degree of slip detected by the degree of slip detection means is greater than or equal to a set value. At the time of, the start determination means for determining the start of the slip response control, and end determination means for determining the end of the slip response control based on parameters other than the degree of slip, and during the slip response control the Even if the degree of slip falls below the set value, the slip-response control is continued unless the end of the control is determined by the end determination means.
【0022】なお、好ましくは、上記の計算横加速度と
実横加速度との方向が同方向の場合に、滑り対応制御を
終了するように判定する。請求項5記載の本発明の車両
用左右輪間動力伝達制御装置は、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
旋回状態に応じて上記回転推進力配分調整機構を制御し
上記左右輪の回転力を調整する制御手段と、をそなえた
車両用左右輪間動力伝達制御装置において、上記制御手
段が、上記車両の走行状態に対応した左右車輪回転速度
差の目標値を算出する目標値算出手段と、上記車両がド
リフト旋回状態であるか非ドリフト旋回状態であるかを
判定する旋回状態判定手段とを有し、上記目標値と実際
の左右車輪回転速度差とを比較して後者が前者に近づく
ようにフィードバック制御により上記回転推進力配分調
整機構を制御するとともに、上記旋回状態判定手段で上
記車両がドリフト旋回状態であると判定された場合には
上記目標値を零に設定することを特徴としている。Preferably, when the calculated lateral acceleration and the actual lateral acceleration are in the same direction, it is determined to end the slip control. The power transmission control device for left and right wheels of the present invention according to claim 5 is provided in association with left and right wheels of a front wheel or a rear wheel, and transmits driving force from a power device to the left and right wheels, or A rotational propulsion distribution adjusting mechanism for transmitting and receiving the rotational force associated with the rotation of the left and right wheels between the left and right wheels to change the rotational propulsion of the left and right wheels; and the rotational propulsion distribution adjustment according to the turning state of the vehicle. A control means for controlling a mechanism to adjust the rotational force of the left and right wheels, and a power transmission control device for the left and right wheels for a vehicle, comprising: A target value calculating means for calculating a target value; and a turning state determining means for determining whether the vehicle is in a drift turning state or a non-drift turning state, wherein a difference between the target value and an actual left and right wheel rotational speed is provided. And the latter is compared with Controlling the rotary propulsion force distribution adjusting mechanism by feedback control so as to approach the target value, and setting the target value to zero when the turning state determination means determines that the vehicle is in a drift turning state. Features.
【0023】なお、ドリフト旋回状態に近い走行状態の
ときには、上記目標値を零に近い値に設定するようにし
てもよい。請求項6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5記載の装置において、路面摩
擦係数を検出する路面摩擦係数検出手段を有し、上記制
御手段が、上記路面摩擦係数検出手段で検出された路面
摩擦係数が低いときにはフィードバックゲインを低く設
定するとともに、該路面摩擦係数が低く且つ上記旋回状
態判定手段で上記ドリフト旋回状態であると判定された
場合には該フィードバックゲインを増大させることを特
徴としている。Note that the target value may be set to a value close to zero when the vehicle is in a running state close to the drift turning state. According to a sixth aspect of the present invention, there is provided a vehicle power transmission control apparatus for a vehicle according to the fifth aspect, further comprising a road surface friction coefficient detecting unit for detecting a road surface friction coefficient, wherein the control unit comprises the road surface friction coefficient detecting device. When the road friction coefficient detected by the coefficient detection means is low, the feedback gain is set low. When the road friction coefficient is low and the turning state determination means determines that the vehicle is in the drift turning state, the feedback gain is set. Is increased.
【0024】なお、好ましくは、路面摩擦係数が高いと
きにはフィードバックゲインを高く設定するとともに、
路面摩擦係数が高く且つドリフト旋回状態のときにはフ
ィードバックゲインを減少させる。これにより、通常制
御時にはフィードバック制御による応答遅れを抑制し、
ドリフト制御時には制御のハンチングを防止することが
できる。Preferably, when the road surface friction coefficient is high, the feedback gain is set high,
When the road surface friction coefficient is high and the vehicle is in a drift turning state, the feedback gain is reduced. This suppresses response delay due to feedback control during normal control,
Hunting of the control can be prevented during the drift control.
【0025】請求項7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、をそなえた車両用左右輪間動
力伝達制御装置において、上記車両がドリフト状態にあ
るか非ドリフト状態にあるかを判定する旋回状態判定手
段と、路面摩擦係数を検出する路面摩擦係数検出手段と
を有し、上記制御量算出手段が、上記旋回状態判定手段
で非ドリフト状態と判定されると上記路面摩擦係数検出
手段で検出された路面摩擦係数に応じて上記出力制御量
を補正するとともに、上記旋回状態判定手段でドリフト
状態と判定されると上記補正を禁止又は抑制することを
特徴としている。According to a seventh aspect of the present invention, there is provided a power transmission control apparatus for a vehicle between left and right wheels, which is provided in association with left and right wheels of a front wheel or a rear wheel, and transmits a driving force from a power device to the left and right wheels, Alternatively, a rotation propulsion distribution adjusting mechanism for changing the rotation propulsion of the left and right wheels by transmitting and receiving the rotation force accompanying the rotation of the left and right wheels between the left and right wheels, and the rotation propulsion according to the traveling state of the vehicle. Control amount calculating means for calculating an output control amount of the force distribution adjusting mechanism; and control means for controlling the rotary propulsion force distribution adjusting mechanism based on the output control amount calculated by the control amount calculating means. In the power transmission control device for the left and right wheels for a vehicle, the vehicle has a turning state determination unit that determines whether the vehicle is in a drift state or a non-drift state, and a road surface friction coefficient detection unit that detects a road surface friction coefficient, Above control amount The output means corrects the output control amount in accordance with the road surface friction coefficient detected by the road surface friction coefficient detection means when the turning state determination means determines that the vehicle is in the non-drift state. When the state is determined, the correction is prohibited or suppressed.
【0026】なお、好ましくは、非ドリフト旋回状態の
ときに、路面摩擦係数が低いときには上記出力制御量が
低く路面摩擦係数が高いときには上記出力制御量が高く
なるように上記補正を行なうとともに、ドリフト旋回状
態のときには、上記出力制御量が路面摩擦係数に対応す
ることなく中間的な値をとるように、上記補正を禁止又
は抑制するように設定する。Preferably, in the non-drift turning state, when the road surface friction coefficient is low, the output control amount is low, and when the road surface friction coefficient is high, the output control amount is increased so that the correction is made. In the turning state, the correction is prohibited or suppressed so that the output control amount takes an intermediate value without corresponding to the road surface friction coefficient.
【0027】請求項8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、少なくとも人為的操作
に基づく過渡制御用信号を含み、上記車両の走行状態に
対応して上記回転推進力配分調整機構に制御信号を送出
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、上記の車輪の滑り度合を検出する滑り
度合検出手段と、上記制御手段が、上記滑り度合検出手
段で検出された上記滑り度合が所定値よりも大きい領域
では上記過渡制御用信号の送出を禁止するか又は過渡制
御を弱めるように上記過渡制御用信号を修正することを
特徴としている。The power transmission control device for a vehicle according to the present invention is provided in connection with the left or right wheel of a front wheel or a rear wheel, and transmits the driving force from the power device to the left and right wheels. Alternatively, a rotational force accompanying the rotation of the left and right wheels is transmitted and received between the left and right wheels, and a rotational propulsion force distribution adjusting mechanism for changing the rotational propulsion force of the left and right wheels, and a transient control signal based on at least an artificial operation. And a control means for transmitting a control signal to the rotational propulsion force distribution adjusting mechanism in accordance with a running state of the vehicle, wherein the vehicle wheel-side power transmission control device comprises: The slip degree detection means and the control means inhibit transmission of the transient control signal or weaken the transient control in an area where the slip degree detected by the slip degree detection means is larger than a predetermined value. Up It is characterized by modifying the transient control signal.
【0028】なお、好ましくは、上記制御手段は、それ
ぞれ車両の走行状態に応じて制御を行なう定常制御手段
と過渡制御手段とを有し、上記の滑り度合が設定値を越
えると、過渡制御手段による過渡制御を禁止するととも
に、定常制御手段により、車輪間の差動機構において差
動を禁止(即ち、デフロック)させる方向に制御を行な
うようにする。Preferably, the control means has a steady control means and a transient control means for performing control according to the running state of the vehicle, respectively, and when the slippage exceeds a set value, the transient control means is provided. And the steady control means controls the differential mechanism between the wheels in a direction in which the differential is prohibited (ie, differential lock).
【0029】請求項9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、少なくとも車両の横加
速度に対応して上記回転推進力配分調整機構に制御信号
を送出する制御手段と、をそなえた車両用左右輪間動力
伝達制御装置において、上記車両がドリフト旋回状態で
あるか非ドリフト旋回状態であるかを判定する旋回状態
判定手段を有し、上記制御手段が、上記旋回状態判定手
段で上記車両が非ドリフト旋回状態であると判定された
場合には上記車両の操舵角と車体速とから算出した基準
横加速度に基づく制御信号を送出し、上記車両がドリフ
ト旋回状態であると判定された場合には上記車両の実横
加速度に基づく制御信号を送出することを特徴としてい
る。According to a ninth 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 association with left and right wheels of a front wheel or a rear wheel, and transmits a driving force from a power device to the left and right wheels; Alternatively, a rotation propulsion force distribution adjusting mechanism for changing the rotation propulsion force of the left and right wheels by transmitting and receiving the rotation force accompanying the rotation of the left and right wheels between the left and right wheels, and the rotation corresponding to at least the lateral acceleration of the vehicle. A control means for transmitting a control signal to the propulsion distribution adjusting mechanism, wherein a turning state for determining whether the vehicle is in a drift turning state or in a non-drift turning state is provided in a power transmission control device for left and right wheels for a vehicle. When the turning state determining means determines that the vehicle is in a non-drift turning state, the control means based on a reference lateral acceleration calculated from a steering angle and a vehicle speed of the vehicle. System Sends a signal, when the vehicle is determined to be drift turning state is characterized by sending a control signal based on the actual lateral acceleration of the vehicle.
【0030】[0030]
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 3.本装置による効果 〔実施形態〕 1.本装置のシステム概要 1.1本装置のハードウェア構成の概念 まず、本装置のハードウェア構成の概念を説明すると、
本車両用左右輪間動力伝達制御装置は、同軸上に配設さ
れた2つの回転体を互いに回転速度の異なる状態で摺接
させると、回転速度の高い方の回転体から回転速度の低
い方の回転体へとトルクが伝達するという特性を利用し
たものである。1. 1. System outline of this device 1.1 Concept of hardware configuration of this device 1.2 Hardware configuration of this device 1.3 Outline of control of this device 1.4 Functions and effects to be obtained by control of this device 2. 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 3. Effects of the present apparatus [Embodiment] 1. 1. System overview of this device 1.1 Concept of hardware configuration of this device First, the concept of hardware configuration of this device will be described.
The power transmission control device for left and right wheels for a vehicle, when two rotating bodies disposed coaxially are slid in contact with each other at different rotating speeds, the rotating body having the higher rotating speed has the lower rotating speed. This utilizes the characteristic that torque is transmitted to the rotating body.
【0031】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).
【0032】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 the 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.
【0033】また、右輪側についても、これと左右対称
に構成すれば、右輪側の方が左輪側よりも大きい状態を
常に実現することができる。車両の旋回時には、旋回内
輪は旋回外輪よりも低速回転になるが、変速機構の変速
比の設定に応じて、車両の旋回時にも、内輪側の回転部
材を外輪側の回転部材よりも高い速度に変速することが
できる。If the right wheel side is also configured symmetrically to this, a state where the right wheel side is larger than the left wheel side can always be realized. When turning the vehicle, the turning inner wheel rotates at a lower speed than the turning outer wheel.However, depending on the speed ratio setting of the transmission mechanism, the turning member on the inner wheel side also has a higher speed than the rotating member on the outer wheel side during turning of the vehicle. Can be shifted.
【0034】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 the speed difference as described above, the torque transmitting coupling can be operated 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.
【0035】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).
【0036】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 whether the left or right wheel is a driving wheel or a driven wheel.
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.
【0037】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 Power Transmission System for Vehicle According to Apparatus The power transmission control apparatus for left and right wheels for a vehicle according to the present embodiment is shown in FIG.
As shown in the figure, it is provided on the rear wheel of a four-wheel drive vehicle.
【0038】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.
【0039】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 conventionally known 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.
【0040】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)).
【0041】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。This 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.
【0042】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.
【0043】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.
【0044】本実施形態のトルク移動機構50は、後輪
の左右駆動輪で駆動力を配分するリヤデフ24のデフケ
ース58と右輪側回転軸68との間に設けられており、
変速機構70と伝達容量可変制御式トルク伝達機構90
とから構成され、デフケース58を介して、左輪側と右
輪側との間での回転推進力の伝達、即ち、動力伝達(ト
ルク移動)を行なうようになっている。The torque transfer mechanism 50 of the present embodiment is provided between the differential case 58 of the rear differential 24 for distributing the driving force between the left and right driving wheels of the rear wheel and the right wheel side rotating shaft 68.
Transmission mechanism 70 and transmission capacity variable control torque transmission mechanism 90
The transmission of rotational propulsion between the left wheel side and the right wheel side, that is, power transmission (torque movement), is performed via the differential case 58.
【0045】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 rotation speed of the input portion of the rear differential 24, that is, the rotation speed of the differential case 58, and outputting the rotation to one side 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.
【0046】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.
【0047】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.
【0048】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.
【0049】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.
【0050】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.
【0051】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.
【0052】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.
【0053】このとき、ギヤ78B,80B,82Bは
一体に等速回転するが、これらのギヤ78B,80B,
82Bと噛合するギヤ78A,80A,82Aは上述の
ような端数の設定により、互いに異なる速度で回転す
る。つまり、増速機構70Aに関するギヤ78A,80
A,78B,80Bについては、ギヤ78A,80Aの
歯数Z1 ,Z2 は、Z1 >Z2 の関係にあり、ギヤ78
B,80Bの歯数Z4 ,Z5 は、Z4 <Z5 の関係にあ
るので、ギヤ80Aはギヤ78Aよりも高速に増速され
て回転する。At this time, the gears 78B, 80B, 82B rotate at a constant speed integrally, but these gears 78B, 80B,
The gears 78A, 80A, and 82A that mesh with the gear 82B rotate at mutually different speeds depending on the setting of the fraction as described above. That is, the gears 78A, 80 related to the speed increasing mechanism 70A.
A, 78B, and 80B, the numbers of teeth Z 1 and Z 2 of the gears 78A and 80A are in a relation of Z 1 > Z 2 , and the gear 78
Since the numbers of teeth Z 4 and Z 5 of B and 80B satisfy the relationship of Z 4 <Z 5 , the gear 80A is rotated at a higher speed than the gear 78A.
【0054】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 ).
【0055】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 ).
【0056】ところで、これらの増減速機構70の出力
を入力される伝達容量可変制御式トルク伝達機構90、
即ち、左クラッチ90L及び右クラッチ90Rは、図2
に示すように、デフキャリア51内の増減速機構70よ
りも右輪側の空間部に設置されている。これらの油圧多
板クラッチ90L,90Rは、右輪側回転軸68と一体
回転するようにクラッチケース92に結合されたクラッ
チ板90AL,90ARと、中間軸74及び76と一体
回転するように結合されたクラッチ板90BR,90B
Lと、各クラッチ90L,90Rにそれぞれ油圧(クラ
ッチ圧)を加える図示しない2つのピストンとをそなえ
ており、コントローラ42の電子制御によって2つの油
圧ピストンの駆動油圧が油圧ユニット38を通じて調整
されて、クラッチ90L,90Rの係合状態が調整され
るようになっている。By the way, the transmission capacity variable control type torque transmission mechanism 90 to which the output of the acceleration / deceleration mechanism 70 is input,
That is, the left clutch 90L and the right clutch 90R are
As shown in the figure, the differential gear 51 is installed in a space on the right wheel side of the acceleration / deceleration mechanism 70 in the differential carrier 51. These hydraulic multi-plate clutches 90L, 90R are connected to clutch plates 90AL, 90AR, which are connected to a clutch case 92 so as to rotate integrally with the right wheel side rotation shaft 68, and to rotate integrally with the intermediate shafts 74, 76. Clutch plates 90BR, 90B
L, and two pistons (not shown) for applying hydraulic pressure (clutch pressure) to the clutches 90L and 90R, respectively. The drive hydraulic pressures of the two hydraulic pistons are adjusted through the hydraulic unit 38 by electronic control of the controller 42. The engagement state of the clutches 90L and 90R is adjusted.
【0057】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 includes a right wheel side clutch plate 90AL that 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.
【0058】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.
【0059】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.
【0060】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.
【0061】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.
【0062】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.
【0063】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.
【0064】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 the distribution (distribution ratio). When it is desired to distribute the drive torque from the input shaft 52 to the right wheel rotating shaft 68 more, the right clutch 90R may be engaged with an appropriate control pressure in accordance with the degree of distribution (distribution ratio).
【0065】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。Further, 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.
【0066】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 small compared to the case where the distribution of the right and left torques is adjusted simply by 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.
【0067】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).
【0068】蓄圧部101は、アキュムレータ103
と、アキュムレータ103内の作動油を所定圧に加圧す
るモータポンプ104と、モータポンプ104で加圧さ
れた差動油圧を監視する圧力スイッチ105とをそなえ
ている。また、制御圧出力部102は、モータポンプ1
04を通じて圧力調整されたアキュムレータ103内の
作動油を、圧力調整する電磁比例圧力制御弁(比例弁と
略す)106と、この比例弁106で調圧された作動油
を左右いずれのクラッチ90L,90Rの油室(図示省
略)に供給するかを切り換える電磁方向制御弁(方向切
換弁)107とをそなえている。The accumulator 101 includes an accumulator 103
And a motor pump 104 for pressurizing the working oil in the accumulator 103 to a predetermined pressure, and a pressure switch 105 for monitoring the differential oil pressure pressurized by the motor pump 104. Further, the control pressure output unit 102 is connected to the motor pump 1
An electromagnetic proportional pressure control valve (abbreviated as a proportional valve) 106 for adjusting the pressure of the hydraulic oil in the accumulator 103 whose pressure has been adjusted through the pressure valve 04, and a hydraulic oil adjusted by the proportional valve 106 are connected to the left or right clutch 90L, 90R. And an electromagnetic directional control valve (directional switching valve) 107 for switching between supply to an oil chamber (not shown).
【0069】このような油圧ユニット38は、ECU4
2により作動を制御されるが、ECU42には、車輪速
センサ48A,ハンドル角センサ48B,前後加速度セ
ンサ(前後Gセンサ)48C,横加速度センサ(横Gセ
ンサ)48D,スロットルポジションセンサ(TPS)
48E及び圧力スイッチ105等のセンサ類が接続され
ている。The hydraulic unit 38 is provided by the ECU 4
2, the ECU 42 includes a wheel speed sensor 48A, a steering wheel angle sensor 48B, a longitudinal acceleration sensor (longitudinal G sensor) 48C, a lateral acceleration sensor (lateral G sensor) 48D, and a throttle position sensor (TPS).
48E and sensors such as the pressure switch 105 are connected.
【0070】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。Based on the information from these sensors, the ECU 42 changes 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, and the vehicle body movement state. 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.
【0071】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.
【0072】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 via the hydraulic unit 38 needs to be linked with the engine output control, the ECU 42 outputs a control command to the hydraulic unit 38 and controls the engine output control. The output reduction information is also sent to an engine ECU (not shown). The ECU 42 includes a CPU (not shown), a ROM, a RAM,
It has an interface.
【0073】1.3本装置の制御概要 ここで、図6の本装置の制御にかかる機能構成を示す制
御ブロック図を参照して、本装置の制御概要について説
明する。図6に示すように、本制御による処理は、セン
サ入力を受けるセンサ入力処理と、これらのセンサ入力
値に基づいて各種の値の演算を行なう演算処理と、演算
処理結果に基づいて車両の運動制御の各制御量を算出す
る制御量算出処理と、算出された各制御量に基づいて各
アクチュエータを駆動する駆動処理とに分けることがで
きる。1.3 Outline of Control of the Present Apparatus Here, an outline of control of the present apparatus will be described with reference to a control block diagram showing a functional configuration 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.
【0074】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.
【0075】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.
【0076】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、操舵過渡応答制御手段については過渡制御手
段、過渡時以外の制御機能については、定常制御手段と
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 The function of outputting a control signal on the basis of the tack-in correspondence control means, the function of setting the control amount (transient control amount) of the steering transient response control related to the steering transient, or the setting function and the control amount obtained by this setting The function of outputting a control signal based on this is referred to as steering transient response control means. In particular, the steering transient response control means is also referred to as transient control means, and the control function other than during transient is also referred to as steady control means.
【0077】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.
【0078】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。[0086] Each of these processes will be described in detail below, 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.
【0079】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 During acceleration turning, the steering characteristics of the vehicle increase toward the understeer side, so that it is difficult to make a sharp turn intended by the driver. In particular, when the driving force of the engine is also transmitted to the front wheels, the cornering force generated on the front wheels according to the driving force load on the front wheels is reduced, and understeering is likely to increase.
【0080】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.
【0081】また、図8は、旋回時に生じる横G(旋回
G)に応じた操舵比(=θh/θh0,θh:実ハンド
ル角,θh0:理論的に要求されるハンドル角)の一例
を示すもので、図中の操舵比が急増する領域が旋回限界
領域に相当する。図示するように、旋回外輪側へのトル
ク移動制御により、旋回限界が向上することがわかる。
また、このような旋回性能の向上のための制御開始は、
制御無で操舵比が非線形的に増加した場合に行なうよう
にすることで、制御頻度を低減することができる。FIG. 8 shows an example of a steering ratio (= θh / θh0, θh: actual steering wheel angle, θh0: steering wheel angle theoretically required) 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.
【0082】1.4.2旋回減速時の車両の安定性の確
保 減速旋回時には、加速旋回とは逆に、車両の操舵特性が
オーバステア側に強まるので、車両がタックインを生じ
やすくなる。そこで、減速旋回時には、加速旋回とは逆
に、旋回内輪側へトルクを移動させることで、旋回抑制
方向へ向けてヨーモーメントを発生させて、前輪のコー
ナリングフォースを減少させてオーバステア化を抑制す
る。これにより、図9に制御無として示す状態から制御
有として示す状態へと示すように、車両のタックインが
抑制される。1.4.2 Ensuring Vehicle Stability During Turning Deceleration At the time of decelerating turning, contrary to the acceleration turning, the steering characteristics of the vehicle are strengthened toward the oversteer side, so that the vehicle is liable to cause tack-in. Therefore, at the time of decelerating turning, contrary to the accelerating turning, the torque is moved to the turning inner wheel side, thereby generating a yaw moment in the turning suppressing direction, reducing the cornering force of the front wheel and suppressing oversteering. . As a result, the tack-in of the vehicle is suppressed, as shown in FIG. 9 from the state indicated as no control to the state indicated as control.
【0083】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.
【0084】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.
【0085】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.
【0086】この結果、低μ側の車輪はエンジンからの
駆動力の大部分を供給されながらもスリップして路面へ
駆動力を十分に伝達できず、また、高μ路側の車輪はエ
ンジンからの駆動力がほとんど供給されないためやは
り、図11に制御無として示すように、路面へ駆動力を
十分に伝達することができずに、車両がなかなか進まな
い。As a result, the wheels on the low μ side slip 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 wheels on the high μ road side receive 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.
【0087】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.
【0088】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.
【0089】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).
【0090】 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 dvrd: 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.
【0091】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 among 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.
【0092】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.
【0093】 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.
【0094】 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.
【0095】 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.
【0096】 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: 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.
【0097】 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.
【0098】 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.
【0099】 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.
【0100】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 to when 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).
【0101】つまり、本制御では、タイヤが横滑りや縦
滑りを生じた場合にドリフトが発生すると判定する。タ
イヤの横滑りは、計算横Gと実横Gとの関係が非線形に
なった場合に判定でき、タイヤの縦滑りは、推定車体速
度vbと後述する前後G推定車体速度vbsとの関係が
非線形になった場合に判定できる。通常は、車両のドリ
フト時には、横滑りや縦滑りを伴うので、本制御では両
者を考慮する。That is, in this control, it is determined that drift occurs when the tire slips or slips. Tire sideslip can be determined when the relationship between the calculated lateral G and the actual lateral G becomes non-linear, and the vertical slip of the tire becomes non-linear when the relationship between the estimated vehicle speed vb and the longitudinal G estimated vehicle speed vbs described later is non-linear. It can be determined when it has become. Usually, when the vehicle drifts, the vehicle is accompanied by skidding or vertical skidding.
【0102】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 (tyre coefficient of tire slip) dgy corresponding to the side slip state of the tire and a coefficient (longitudinal coefficient of tire) dvvbs corresponding to the vertical slip state of the tire, as 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.
【0103】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.
【0104】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 the 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.
【0105】 rgyh=k*rgy ・・・(2.2.1.2) これにより、位相を合わせた計算横G(gyf)と係数
を合わせた実横G(rgyh)とを比較することができ
るが、ここでは、次式(2.2.1.3)で算出される計算横G
(gyf)と実横G(rgyh)とを無次元化した値
(タイヤの横滑り係数)dgyに基づいて、計算横Gと
実横Gとの間に生じる非線形、即ち、タイヤの横方向に
生じる非線形を判定する。Rgyh = k * rgy (2.2.1.2) Thus, it is possible to compare the calculated horizontal G (gyf) with the matched phase and the actual horizontal G (rgyh) with the matched coefficient. Then, the calculated horizontal G calculated by the following equation (2.2.1.3)
(Gyf) and the actual lateral G (rgyh) based on the dimensionless value (tire slip coefficient) dgy, which is non-linear between the calculated lateral G and the actual lateral G, ie, occurs in the lateral direction of the tire. Determine non-linearity.
【0106】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 diagram 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.
【0107】タイヤの横滑り係数dgyは、次式(2.2.
1.3)のように定義する。 dgy=|(gyf−rgyh)/rgyh| ・・・(2.2.1.3) ただし、このようなタイヤの横滑り係数dgyの計算に
は、次式(2.2.1.4)のような計算開始条件、及び、次式
(2.2.1.5)のようなクリヤ条件が設けられている。これ
は、実横G(rgyh)の大きさや、計算横Gと実横G
との差(gyf−rgyh)の大きさが、一定以上大き
くならないと車両にドリフトが生じるおそれがないの
で、このような場合には、横滑り係数dgyの計算を行
なわないようにして、計算頻度を低減しているのであ
る。The tire side slip coefficient dgy is calculated by the following equation (2.2.
Define as 1.3). dgy = | (gyf-rgyh) / rgyh | (2.2.1.3) However, in the calculation of the side slip coefficient dgy of such a tire, a calculation start condition such as the following equation (2.2.1.4) and A clear condition such as the following equation (2.2.1.5) is provided. This is due to the size of the actual horizontal G (rgyh), the calculated horizontal G and the actual horizontal G
If the magnitude of the difference (gyf-rgyh) does not increase beyond a certain value, there is no danger that the vehicle will drift. In such a case, the calculation of the side slip coefficient dgy is not performed, and the calculation frequency is reduced. It is decreasing.
【0108】 |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.
【0109】 gyf=(1+dgy)rgyh ・・・(2.2.1.3.a) 線形領域を脱した際には、dgyは0から次第に増加し
ていき、上式(2.2.1.3.a)の関係は、例えば図17中の
直線Dのように示すことができる。そこで、理論上は、
横滑り係数dgyが0以外になったら線形がくずれたと
も判定できるが、実際には、実横Gや計算横Gについて
位相合わせや係数合わせを行なっても、常に完全にマッ
チングさせることは困難なので、実際に線形領域にあっ
ても、横滑り係数dgyが生じる(0以外になる)こと
が多い。このため、本制御では、図18に示すように、
横滑り係数dgyが第1所定値(dgy1)以下ならば
線形領域、横滑り係数dgyが第2所定値(dgy2)
以上ならば完全非線形領域として、横滑り係数dgyが
第1所定値と第2所定値との間にあると、第2所定値に
近づくにしたがって、非線形度合が高まっているものと
する。Gyf = (1 + dgy) rgyh (2.2.1.3.a) When the linear region is exited, 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.
【0110】2.2.2タイヤの縦滑り係数(dvvb
s) 本制御では、前述のように、4輪のうちの3番目に速い
車輪速v3に基づいて推定車体速vbを算出するが、タ
イヤが大きくスリップしたらこのような車輪速v3に基
づく車体速vbは実車速よりも大きいものになってしま
う。そこで、タイヤのスリップ発生を推定したら、車輪
速ではなくこの時の車速と前後Gとに基づいて、前後G
推定車体速度vbsを算出する。2.2.2 Tire longitudinal slip coefficient (dvvb)
s) In this control, as described above, the estimated vehicle speed vb is calculated based on the third highest wheel speed v3 of the four wheels, but if the tire slips significantly, the vehicle speed based on such wheel speed v3 is calculated. vb becomes larger than the actual vehicle speed. Therefore, when the occurrence of tire slip is estimated, based on the vehicle speed at this time and the front and rear G instead of the wheel speed, the front and rear G
The estimated vehicle speed vbs is calculated.
【0111】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.
【0112】 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 vehicle body 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.
【0113】 dvvbsd=v3−vbs ・・・(2.2.2.2) dvvbs=LPF〔dvvbsd〕 ・・・(2.2.2.3) 図19は車両のスリップ発生時に、車輪速(3番目に速
い車輪速v3)及び前後G推定車体速度vbsの推移し
ていく一例を示す図である。ここでは、実際の車体速度
VRがほぼ一定で走行中に極低μ路に進入してタイヤに
スリップが発生しその後このスリップが収束していく場
合を示している。図示するように、タイヤにスリップが
発生すると車輪速v3が急増し、前後G推定車体速度v
bsが算出されるようになる。Dvvbsd = v3-vbs (2.2.2.2) dvvbs = LPF [dvvbsd] (2.2.2.3) FIG. 19 shows the wheel speed (third fastest wheel speed v3) when the vehicle slips. FIG. 7 is a diagram showing an example in which the estimated vehicle body speed vbs changes before and after. Here, a case is shown in which the actual vehicle speed VR is substantially constant, the vehicle enters the extremely low μ road during traveling, a slip occurs on the tire, and the slip converges thereafter. As shown in the figure, when a slip occurs in the tire, the wheel speed v3 rapidly increases, and the estimated vehicle speed v
bs is calculated.
【0114】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.
【0115】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.
【0116】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.
【0117】 srp=(a・dgy)2 +(b・dvvbs)2 ・・・(2.2.3.1) ただし、a,bは円にするための係数調整 このドリフト判定係数srpは、図21に示すようなド
リフト判定円(摩擦円)によって評価することができ
る。図21は、横滑り係数dgyを係数調整した値(a
・dgy),縦滑り係数dvvbsを係数調整した値
(b・dvvbs)をそれぞれ横軸,縦軸として直行座
標を示し、ドリフト判定係数srpは、この座標におけ
る原点からの距離の二乗に相当する。Srp = (a · dgy) 2 + (b · dvvbs) 2 (2.2.3.1) where a and b are coefficient adjustments to make a circle. This drift determination coefficient srp is shown in FIG. It can be evaluated by such a drift determination circle (friction circle). FIG. 21 shows a value (a) obtained by coefficient-adjusting the sideslip coefficient dgy.
• dgy) and the value (b · dvvbs) obtained by adjusting the longitudinal slip coefficient dvvbs on the horizontal axis and the vertical axis, respectively, indicating orthogonal coordinates, and the drift determination coefficient srp corresponds to the square of the distance from the origin in these coordinates.
【0118】ドリフト判定円は、このような座標の原点
を中心とした円であって、第1の半径r1 ,第2の半径
r2 (r1 <r2 )の各円からなる。そして、半径r1
の円内を線形領域(タイヤがスリップしていない領
域)、半径r1 の円外を非線形領域(タイヤがスリップ
している)、そして、非線形領域のうちの半径r2 の円
外をドリフト領域と設定している。The drift determination circle is a circle centered on the origin of such coordinates, and includes a first radius r 1 and a second radius r 2 (r 1 <r 2 ). And the radius r 1
The linear region (the region where the tire is not slipping) is inside the circle, the nonlinear region (the tire is slipping) outside the radius r 1 , and the drift region is outside the radius r 2 of the nonlinear region. Is set.
【0119】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.
【0120】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.
【0121】(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、Δθhはdθh
とも、Δθ1は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 if 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 more 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. Note that Δθh is dθh
In both cases, Δθ 1 is also referred to as dθ 1 .
【0122】(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(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 calculated lateral G direction is equal to the actual lateral G direction, it is determined that drift traveling has ended. Stop the drift control. The end (end) of such drift correspondence control (slip correspondence control)
Is referred to as termination determination means. 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).
【0123】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).
【0124】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路用ゲインの設定を、ドリフト補正係数3(srp
3)は低μ路用ゲインの設定を各々行なうためのもので
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) sets the gain for the high μ road and the drift correction coefficient 3 (srp2).
3) is for setting each of the low μ road gains.
【0125】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.
【0126】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.
【0127】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。That is, the control amount for the high μ road is made to have a larger transmission torque amount than that of the mechanical LSD during normal control (other than at the time of drift), thereby covering 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.
【0128】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 respect 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 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.
【0129】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 used to adjust 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. It is set based on the coefficient srp.
【0130】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 used to adjust the control gains of the acceleration turning control term and the tack-in control term to appropriate control gains at the time of drift determination. 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.
【0131】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.
【0132】なお、横Gの選択は、横G選択係数dor
iにより表し、計算横G選択時にはdori=0とし、
実横G選択時にはdori=dori1(定数)とす
る。ドリフト対応の旋回横G:ggyは、横G選択係数
doriにより、次式のように示すことができる。 ggy=〔dori・rgyh+(dori1−dor
i)・gy〕/dori1 ただし、gy:計算横G,rgyh:実横G さらに、このようなドリフト対応にかかる旋回横Gの選
択例を図53を参照して説明する。図53中、実線は計
算横G(gy)を、破線は実横G(rgyh)を示し、
図示するように、車両の旋回時には車両に横Gが発生
し、グリップ走行時には計算横Gと実横Gとの差がない
が、ドリフト状態になると実横Gは大きな変化がないの
に計算横Gは急変する。このように計算横Gが急変する
のは、ドリフト状態になるとドライバがハンドル操作を
加えるためであり、ハンドル操作が加えられると、式
(2.1.6.1)のようにハンドル角θhに基づいて算出され
る計算横Gが大きく変化するのである。特に、ドリフト
時に、カウンタステアが切られると計算横Gは、実横G
と逆方向へ変化する。この計算横Gが実横Gと逆方向へ
変化して、計算横Gが実横Gと同方向になるまでの間だ
け、即ち、図53中に「ドリフト制御中」と示す期間だ
け、計算横Gに代えて実横G入力を採用する。Note that the 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.
【0133】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, as control modes, target rotation 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.
【0134】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.
【0135】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.
【0136】(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) Rotation speed difference proportional control (tbhd, t
bld) First, a difference ddvr between a rear wheel reference rotational speed difference (theoretical value, dvhf) and an actual speed difference between the right and left rear wheels (actual speed difference, dvrd) is obtained by the following equation (2.3.1.1). This difference ddv
Regarding r, the basic control amount corresponding to the map shown in FIGS. 31 and 42, that is, the basic control amount tbh for the high μ road.
d, the basic control amount tbld for the low μ road is set.
【0137】 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).
【0138】(2)スムージング処理,フィルタ処理
(tbhdf2,tbldf2) 制御ハンチングの抑制のために、スムージング処理とリ
ミッタ型フィルタ処理とを行なう。スムージング処理は
例えば次式(2.3.1.3)のように、前回の制御量tb(n
−1)、即ち、tbh(n−1)又はtbl(n−1)
と、今回の基本制御量tbd(n)、即ち、tbhd
(n)又はtbld(n)とを、平均化することで行な
う。(2) Smoothing processing and filter processing (tbhdf2, tbldf2) In order to suppress control hunting, smoothing processing and limiter type filter processing are performed. In the smoothing process, for example, the following control amount tb (n
-1), that is, tbh (n-1) or tbl (n-1)
And the current basic control amount tbd (n), that is, tbhd
(N) or tbld (n) is averaged.
【0139】 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) Also, 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.
【0140】(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.
【0141】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.
【0142】 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) The transition of the handle angular velocity dθh according to the peak hold coefficient relating to the peak hold value dstf 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.
【0143】(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) Also, 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 stability of the vehicle behavior 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.
【0144】(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.
【0145】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.
【0146】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.
【0147】(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 a 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.
【0148】なお、本実施例においては、旋回横G(g
gy)が所定値以上のときに急旋回と判定しているが、
旋回横G(ggy)が微小でも検出されると旋回外輪の
回転推進力を増大せしめるように制御量を算出してもよ
い。 (2)加速度係数(keh1,keh2,kel1,k
el2) 急加速時には、前輪のコーナリングフォースが小さくな
り、強アンダステアとなるため、加速旋回制御にかかる
制御量teh,telのゲインを上げて、前輪のコーナ
リングフォースを増大させる。このため、加速度係数k
eh1,keh2,kel1,kel2を設定して、基
本制御量tehd,teldにこの加速度係数keh
1,keh2,kel1,kel2を乗算することで制
御量teh,telのゲインを上げるようにしている。
加速度係数(スロットル開度係数)keh1,kel1
は、図35,図46に示すようなマップによりスロット
ル開度(tps)に基づいて設定され、加速度係数ke
h2,kel2は、図36,図47に示すようなマップ
により計算前後G(gb)に基づいて設定される。In this embodiment, the turning side G (g)
gy) is determined to be a sharp turn when it is equal to or greater than a predetermined value,
The control amount may be calculated so as to increase the rotation propulsion force of the turning outer wheel when the turning lateral G (ggy) is detected even if it is minute. (2) acceleration coefficient (keh1, keh2, kel1, k
el2) At the time of rapid acceleration, the cornering force of the front wheels decreases and the vehicle understeers strongly. Therefore, the gains of the control amounts teh and tel related to the acceleration turning control are increased, and the cornering forces of the front wheels are increased. Therefore, the acceleration coefficient k
eh1, keh2, kel1, kel2 are set, and the acceleration coefficient keh is set in the basic control amounts tehd, teld.
The gain of the control amounts teh and tel is increased by multiplying 1, keh2, kel1 and kel2.
Acceleration coefficient (throttle opening coefficient) keh1, kel1
Is set based on the throttle opening (tps) using a map as shown in FIGS. 35 and 46, and the acceleration coefficient ke
h2 and kel2 are set based on G (gb) before and after the calculation using maps as shown in FIGS.
【0149】よって、前後加速度によるゲイン調整によ
って操舵応答性が良くなるとともに、スロットル開度に
よるゲイン調整により、前後加速度によるゲイン調整の
応答遅れをカバーでき、さらに、操舵応答性が良くな
る。言うまでもなく、前後加速度又はスロットル開度の
どちらか一方によるゲイン調整だけでも、操舵応答性が
良くなる。Therefore, the steering response is improved by the gain adjustment 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.
【0150】(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 coefficient (keh3, kel3) During high-speed running, the stability of the behavior of the vehicle is likely to be reduced by the torque transfer control, so that the acceleration turning control amounts teh and 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.
【0151】(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.
【0152】 tdhd=0のとき SW:オン,tdhd≠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校舎の制御量の反映度合が大きくな
るようにして両データを総合して制御データを求めても
よい。When tdhd = 0, SW: ON, when tdhd ≠ 0, SW: OFF When tdld = 0, SW: ON, when tdld ≠ 0, SW: OFF (tdgd, tdld: Basic control of tack-in correspondence control described later) The control amount for the acceleration turning control and the control amount for the tack-in correspondence control described later can be used alternatively as described above, but the degree of necessity of the tack-in correspondence depends on the situation of the vehicle. When it is high, the control data may be obtained by integrating both data so that the degree of reflection of the control amount of the school building becomes large.
【0153】(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.
【0154】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, as the cornering force of the front wheels increases, the steering characteristics of the vehicle tend to oversteer, and the vehicle tends 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.
【0155】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.
【0156】(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.
【0157】(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.
【0158】(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 necessary when deceleration is started during a turn, so that the driver starts deceleration command operation or actual start of deceleration behavior of the vehicle, and starts the tack-in control. 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.
【0159】 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).
【0160】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.
【0161】 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, when ftd = 1, SW: ON (4) Drift correction coefficient 5 (srp5) During the drift control, the input of the turning lateral G is input from the calculated lateral G to the actual lateral G input. , So that the control amounts tdh and tdl
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.
【0162】2.3.4操舵過渡応答制御 操舵過渡応答制御は、操舵過渡時に行なう制御であり、
図29,図30のブロックB33内に示すように操舵角
の変化、即ち、操舵角速度に比例するように制御を行な
う。つまり、操舵角速度dθhに応じた基本制御量tc
hd,tcldを設定し、これに、車速に応じた補正、
ハンドルの切り込みや切り戻しに応じた補正、及びドリ
フト補正係数4(srp4)によりドリフト補正を施
し、こうして得られた制御量tch,tclにより制御
を行なう。2.3.4 Steering Transient Response Control Steering transient response control is a control performed at the time of 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 basic control amount tc according to the steering angular velocity dθh
hd, tcld, and a correction according to the vehicle speed,
Drift correction is performed by the correction according to the steering wheel turning or turning back, and the drift correction coefficient 4 (srp4), and the control is performed by the control amounts tch and tcl thus obtained.
【0163】(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.
【0164】(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 steering transient response control amount 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.
【0165】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, for example, by using maps as shown in FIGS. 40A and 51A at the time of turning, and at the time of turning back, by using 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.
【0166】(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.
【0167】(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 drift control, the control amount (basic control amounts tchd and tcld multiplied by vehicle speed coefficients kch and kcl) is multiplied by 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.
【0168】・出力値設定 前述のように、各制御量としては、目標ΔN追従制御制
御量tbh,tbl,加速旋回制御量teh,tel,
タックイン対応制御tdh,tdl,操舵過渡応答制御
量tch,tclと、それぞれ、高μ路用制御量と低μ
路用制御量とが設定されるが、各制御量ともに、これら
の高μ路用のものと低μ路用のものとの間で、路面μ判
定係数γの値に応じて無段階にゲイン調整した値を出力
値(出力ゲイン)とする。Output Value Setting As described above, the control amounts include the target ΔN follow-up control amounts tbh and tbl, the acceleration turning control amounts teh and tel,
Tack-in correspondence control tdh, tdl, steering transient response control amount tch, tcl, high μ road control amount and low μ
A road control amount is set, and each of the control amounts is steplessly gained between the high μ road and the low μ road according to the value of the road surface μ determination coefficient γ. The adjusted value is used as an output value (output gain).
【0169】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.
【0170】 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.
【0171】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 to 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.
【0172】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.
【0173】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)+γ
max ・txh}/γmax=〔b・(γmax −γ)・tx
l+{γmax −b・(γmax −γ)}・txh〕/γma
x 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) + γ
max · txh} / γmax = [b · (γmax−γ) · tx
l + {γmax−b · (γmax−γ)} · txh] / γma
x 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.
【0174】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tx(即ち、タックイン対応制御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 with respect to the road surface μ. In FIG. 70, the one-dot chain line indicates the characteristic of the output value txa (ie, the target ΔN tracking control control amount tb) obtained by finely adjusting the control gain tx to the high μ side, and the solid line indicates the control gain tx. The characteristics of the output value tx when no adjustment is made (that is, the tack-in response control td, the steering transient response control amount tc) are shown.
Shows the characteristics of the output value txb (that is, the acceleration turning control amount te) obtained by finely adjusting the output value to the low μ side.
【0175】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. This is because 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 target ΔN tracking control control amount tb
Is increased on the medium μ road because the target ΔN tracking control is a control that can maintain the stability of the behavior of the vehicle even if the road surface μ is relatively low. This is because it is desirable 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.
【0176】このようにして、路面μ判定係数γに応じ
て、目標ΔN追従制御制御量tb,加速旋回制御量t
e,タックイン対応制御td,操舵過渡応答制御量tc
を算出したら、図6に示すように、目標ΔN追従制御制
御量tbと加速旋回制御量teとタックイン対応制御t
dとを加算して、この加算値とこの加算値の微分値を加
算するようにハイパス処理した上で、さらに、操舵過渡
応答制御量tcを加算して、出力値taを得る。これを
更に、以下のように、ローパスフィルタでフィルタリン
グして最終的な出力値tadを求める。In this way, the target ΔN follow-up control amount tb and the acceleration turning control amount t are determined according to the road surface μ determination coefficient γ.
e, tack-in response control td, steering transient response control amount tc
Is calculated, as shown in FIG. 6, the target ΔN follow-up control control amount tb, the acceleration turning control amount te, and the tack-in corresponding control t
After the high-pass processing is performed to add the sum and the differential value of the sum, a steering transient response control amount tc is further added to obtain an output value ta. This is further filtered by a low-pass filter as described below to obtain a final output value tad.
【0177】tad=LPF〔ta〕 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(又はtとも表記する)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。Tad = LPF [ta] That is, the ECU 42 individually calculates each of the control amounts tb, te, td and tc based on various parameters, and integrates these to obtain an output value tad (or t). (Notation) is obtained.
【0178】目標ΔN追従制御制御量tb,加速旋回制
御量te,タックイン対応制御tdの加算値をハイパス
処理するのは、ハード上の応答遅れを解決するためのも
ので、ハイパス処理によってこれらの各制御項の位相を
進めるためである。 2.5アクチュエータ駆動 駆動処理(アクチュエータ駆動処理又は比例弁・方向弁
切換制御処理)では、図60に示すように、上記の出力
値(トルク移動量)tadを受けて、この出力値tad
から出力値tadに応じた方向及び量のトルク移動を行
なうためのアクチュエータ駆動信号に変換して、トルク
移動量に応じて比例弁106に比例弁制御信号を出力
し、トルク移動方向に応じて方向弁(方向切換弁)10
7に方向弁制御信号を出力して、これらの比例弁10
6,方向弁107を駆動させる。また、同時に、インジ
ケータランプ110に表示指令信号を出力する(符号1
06,107,110は図4参照)。The high-pass processing of the added value of the target ΔN follow-up control amount tb, the acceleration turning control amount te, and the tack-in correspondence control td is for solving the response delay on the hardware. This is to advance the phase of the control term. 2.5 Actuator drive In the drive processing (actuator drive processing or proportional valve / directional valve switching control processing), as shown in FIG. 60, the output value (torque moving amount) tad is received, and the output value tad is received.
To the actuator drive signal for performing the torque movement in the direction and the amount according to the output value tad, and outputs the proportional valve control signal to the proportional valve 106 according to the torque movement amount, and the direction according to the torque movement direction. Valve (directional switching valve) 10
7, a directional valve control signal is output to these proportional valves 10
6, The direction valve 107 is driven. At the same time, a display command signal is output to the indicator lamp 110 (reference numeral 1).
06, 107 and 110 are shown in FIG. 4).
【0179】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.
【0180】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).
【0181】 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)
【0182】[0182]
【表1】 [Table 1]
【0183】・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, control is performed by determining five differential states of the rear differential relating to left / right driving force movement. The determination of the differential state of the differential will now be described.
【0184】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.
【0185】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.
【0186】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.
【0187】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.
【0188】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.
【0189】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.
【0190】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 speed 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.
【0191】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.
【0192】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.
【0193】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.
【0194】(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 more than a predetermined value and when the pressure switch 105 is less than the predetermined value, 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.
【0195】3.本装置による効果 以上のようにして、目標ΔN追従制御によれば、基準車
輪速度差に追従したトルク移動制御を、適切に実現する
ことができ、車両の定常旋回特性、即ち、ステア特性を
好みの状態に設定できる。加速旋回制御によれば、旋回
外輪側へトルクを移動させることで、旋回方向へ向けて
ヨーモーメントを発生させて、前後加速度の大きい領域
での前輪のコーナリングフォースを増大させてアンダス
テア化を抑制して、図7に示すように、制御無の状態か
ら制御有の状態へと向上する。[0195] 3. As described above, according to the target ΔN follow-up control, the torque transfer control that follows the reference wheel speed difference can be appropriately realized, and the steady turning characteristic of the vehicle, that is, the steering characteristic is preferred. Can be set to the state. According to the acceleration turning control, the torque is moved to the turning outer wheel side to generate a yaw moment in the turning direction, thereby increasing the cornering force of the front wheel in a region where the longitudinal acceleration is large, thereby suppressing understeering. Thus, as shown in FIG. 7, the state is improved from the state without control to the state with control.
【0196】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, by moving the torque toward the turning inner wheel, a yaw moment is generated in the turning suppression direction to reduce 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.
【0197】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 μ, in the μ split state, the torque is moved from the low μ wheels to the high μ wheels. 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.
【0198】ところで、ドリフト制御に着目すると、図
71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71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. 71, first, a drift degree (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.
【0199】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 larger 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).
【0200】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).
【0201】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 direction of the calculated horizontal G (gyf) and the actual horizontal G
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).
【0202】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).
【0203】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。At step D20, it is determined that the drift control is not being performed, so that steps D30, D40, D
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.
【0204】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.
【0205】 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) Then, 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).
【0206】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].
【0207】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 larger 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).
【0208】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 the ΔN following control amount tb and the 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.
【0209】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.
【0210】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.
【0211】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.
【0212】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 larger 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.
【0213】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。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 to be large when the road surface friction coefficient is high. In addition, at the time of drift control, a correction (gain adjustment) is performed so that the control amount becomes an intermediate value so that a change in the control amount corresponding to the road surface friction coefficient is reduced, so that the road surface friction coefficient can be adjusted. However, the present invention is not limited to this, and during drift control, the control amount correction according to the road surface friction coefficient is prohibited so that the control amount does not change due to the road surface friction coefficient. Alternatively, an intermediate control amount may be given.
【0214】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. .
【0215】なお、上記実施例では、目標ΔN追従制御
量tbと加速旋回制御量teとを加算して加速急旋回の
旋回性能を確保するように構成したが、これについて
は、加速急旋回の開始直後は一時的に加速旋回制御量に
より制御を行ない、その後は、定常制御用の目標ΔN追
従制御量に切り換えるような制御にしてもよい。要する
に、急旋回開始直後から旋回外輪の回転力が増大される
ように制御することが重要なのである。In the above embodiment, the target .DELTA.N follow-up control amount tb and the acceleration turning control amount te are added to ensure 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.
【0216】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
輪駆動車の前項輪間に適用することが考えられる。Further, in the present embodiment, the description has been given for 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 front wheels of a wheel drive vehicle.
【0217】[0219]
【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、車輪
の滑り度合に基づいて推定しうる車両の旋回状態に応じ
て回転力調整機構を滑り対応制御するので、安定した旋
回性能が得られる。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、車輪の滑り度合を車輪
の縦滑りと横滑りとにより算出するので適正な滑り度合
が算出される。これにより、滑り対応制御を適切に行な
うことができる。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, according to the turning state of the vehicle which can be estimated based on the degree of wheel slip. Since the rotational force adjusting mechanism is controlled for slippage, stable turning performance can be obtained. According to the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle according to the second aspect of the present invention, an appropriate degree of slip is calculated because the degree of slip of the wheel is calculated from the longitudinal slip and the side slip of the wheel. As a result, the slip control can be appropriately performed.
【0218】請求項3記載の本発明の車両用左右輪間動
力伝達制御装置によれば、開始判定手段により滑り対応
制御の開始を判定するので、滑り対応制御の必要性が明
確になり、この開始判定に基づいて滑り対応制御を開始
することで、より安定した旋回性能を得られるようにな
る。請求項4記載の本発明の車両用左右輪間動力伝達制
御装置によれば、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い、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。According to the power transmission control device for left and right wheels according to the third aspect of the present invention, since the start determination means determines the start of the slip response control, the necessity of the slip response control becomes clear. By starting the slip response control based on the start determination, more stable turning performance can be obtained. According to the power transmission control device for left and right wheels of the present invention described in claim 4, the start determination and the end determination of the slip response control are performed based on different parameters, and in particular, once the slip response control is started. Until the termination determination condition is satisfied, the slip control is continued, so that the control is stabilized and the turning performance of the vehicle is further stabilized.
【0219】請求項5記載の本発明の車両用左右輪間動
力伝達制御装置によれば、左右車輪回転速度差を目標値
に近づける制御(目標左右輪回転速度差追従制御)にお
いて、車両がドリフト旋回状態であるときには目標値を
零に設定するので、左右車輪を直結状態とすることがで
き、安定したドリフト旋回走行を実現することができ、
この際の制御にも、フィードバック制御が用いられるた
め、安定した制御を行なうことができる。According to the power transmission control apparatus for left and right wheels of the present invention, the vehicle drifts in the control for making the difference between the left and right wheel rotational speeds close to the target value (target left and right wheel rotational speed difference follow-up control). When the vehicle is in a turning state, the target value is set to zero, so that the left and right wheels can be directly connected, and stable drift turning can be realized.
Since feedback control is also used in this case, stable control can be performed.
【0220】請求項6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、路面摩擦係数が低いときには
フィードバックゲインを低く設定して制御するものにお
いて、ドリフト旋回状態でフィードバックゲインを増大
させることにより、通常制御時(非ドリフト走行時)の
車輪のスリップを抑制するとともに、ドリフト制御時に
左右車輪をより早く直結状態に近づけることができ、よ
り安定したドリフト旋回走行を実現することができる。According to the power transmission control apparatus for a vehicle according to the sixth aspect of the present invention, when the road surface friction coefficient is low, the feedback gain is set low, and the feedback gain is increased in a drift turning state. By doing so, the slip of the wheels during normal control (during non-drift running) can be suppressed, and the right and left wheels can be brought closer to the directly connected state during the drift control, so that more stable drift turning can be realized. .
【0221】請求項7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、路面摩擦係数が低いときには
回転推進力配分調整機構の出力制御量を小さくするよう
にゲイン調整を行なうとともに、ドリフト旋回状態で該
ゲイン調整を禁止または抑制することにより、通常制御
時(非ドリフト走行時)の車輪のスリップを抑制すると
ともに、ドリフト制御時に左右車輪をより早く直結状態
に近づけることができ、より安定したドリフト旋回走行
を実現することができる。According to the seventh aspect of the present invention, when the road surface friction coefficient is low, the gain is adjusted so as to reduce the output control amount of the rotary propulsion force distribution adjusting mechanism when the road surface friction coefficient is low. By prohibiting or suppressing the gain adjustment in the drift turning state, it is possible to suppress the slip of the wheels during normal control (during non-drift running) and to bring the left and right wheels closer to the directly connected state during the drift control, More stable drift turning traveling can be realized.
【0222】請求項8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、人為的操作に基づいて回転推
進力配分調整機構による過渡制御を行なうものにおい
て、ドリフト旋回中には過渡制御禁止するか又は弱める
ことにより、安定したドリフト旋回走行を実現すること
ができる。請求項9記載の本発明の車両用左右輪間動力
伝達制御装置によれば、車両の横加速度に対応して回転
推進力配分調整機構により制御を行なうものにおいて、
車両が非ドリフト旋回状態であるときには操舵角と車体
速とから算出した基準横加速度を用い、車両がドリフト
旋回状態であるときには実横加速度を用いて、制御を行
なうので、適正な横加速度に応じた制御を行なうことが
でき、車両の旋回性能の向上に寄与する。According to the power transmission control device for left and right wheels of the vehicle according to the eighth aspect of the present invention, the transient control by the rotary propulsion force distribution adjusting mechanism is performed based on an artificial operation. By prohibiting or weakening the control, stable drift turning traveling can be realized. According to the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle according to the ninth aspect, the control is performed by a rotation propulsion force distribution adjusting mechanism corresponding to the lateral acceleration of the vehicle.
When the vehicle is in a non-drift turning state, control is performed using the reference lateral acceleration calculated from the steering angle and the vehicle body speed, and when the vehicle is in a drift turning state, control is performed using the actual lateral acceleration. Control can be performed, which contributes to improvement of the turning performance of the vehicle.
【図1】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動力
伝達制御装置をそなえた車両の駆動系の模式的な全体構
成図である。FIG. 1 is a schematic overall configuration diagram of a drive system of a vehicle including a vehicle left and right wheel power transmission control device as one embodiment of the present invention.
【図2】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動力
伝達制御装置の回転推進力配分調整機構(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 vehicle left and right wheel power transmission control device as one embodiment of the present invention.
【図3】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動力
伝達制御装置の回転推進力配分調整機構(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 rotational propulsion force distribution adjusting mechanism (torque moving mechanism) of the vehicle left and right wheel power transmission control device as one embodiment of the present invention.
【図4】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動力
伝達制御装置を回転推進力配分調整機構(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 the configuration of a hydraulic unit and a control system of a rotational propulsion force distribution adjusting mechanism (torque moving mechanism) of a vehicle power transmission control device between left and right wheels as one embodiment of the present invention.
【図5】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動力
伝達制御装置を回転推進力配分調整機構(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 for explaining the operation principle of a rotational 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】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動力
伝達制御装置の制御ブロック図である。FIG. 6 is a control block diagram of a power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図7】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動力
伝達制御装置の目的とする制御内容を説明する図であ
る。FIG. 7 is a diagram for explaining the target control content of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図8】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動力
伝達制御装置の目的とする制御内容を説明する図であ
る。FIG. 8 is a diagram for explaining the target control content of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図9】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動力
伝達制御装置の目的とする制御内容を説明する図であ
る。FIG. 9 is a diagram for explaining the target control content of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図10】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の目的とする制御内容を説明する図であ
る。FIG. 10 is a diagram for explaining target control contents of a power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図11】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の目的とする制御内容を説明する図であ
る。FIG. 11 is a diagram for explaining the target control content of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図12】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の目的とする制御内容を説明する図であ
る。FIG. 12 is a diagram for explaining target control contents of a power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図13】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の入力演算処理に関する制御ブロック図
である。FIG. 13 is a control block diagram relating to input calculation processing of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図14】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の入力演算処理に関して説明する図であ
る。FIG. 14 is a diagram illustrating an input calculation process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図15】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の入力演算処理に関して説明する図であ
る。FIG. 15 is a diagram illustrating an input calculation process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図16】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のドリフト判定処理に関する制御ブロッ
ク図である。FIG. 16 is a control block diagram relating to a drift determination process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図17】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のドリフト判定処理に関して説明する図
である。FIG. 17 is a diagram illustrating a drift determination process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図18】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のドリフト判定処理に関して説明する図
である。FIG. 18 is a diagram illustrating a drift determination process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図19】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のドリフト判定処理に関して説明する図
である。FIG. 19 is a diagram illustrating a drift determination process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図20】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のドリフト判定処理に関して説明する図
である。FIG. 20 is a diagram illustrating a drift determination process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図21】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のドリフト判定処理に関して説明する図
である。FIG. 21 is a diagram illustrating a drift determination process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図22】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のドリフト判定処理に関して説明する図
である。FIG. 22 is a diagram illustrating a drift determination process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図23】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のドリフト判定処理に関するドリフト補
正係数を示す図である。FIG. 23 is a diagram illustrating a drift correction coefficient relating to a drift determination process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図24】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のドリフト判定処理に関するドリフト補
正係数を示す図である。FIG. 24 is a diagram showing a drift correction coefficient relating to a drift determination process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図25】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のドリフト判定処理に関するドリフト補
正係数を示す図である。FIG. 25 is a diagram showing a drift correction coefficient relating to a drift determination process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図26】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のドリフト判定処理に関するドリフト補
正係数を示す図である。FIG. 26 is a diagram illustrating a drift correction coefficient relating to a drift determination process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図27】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のドリフト判定処理に関するドリフト補
正係数を示す図である。FIG. 27 is a diagram showing a drift correction coefficient relating to a drift determination process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図28】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のドリフト判定処理に関するドリフト補
正係数について説明する図である。FIG. 28 is a diagram illustrating a drift correction coefficient 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29】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の制御量算出処理(高μ路用処理)に関
する制御ブロック図である。FIG. 29 is a control block diagram relating to a control amount calculation process (process for a high μ road) of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図30】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の制御量算出処理(低μ路用処理)に関
する制御ブロック図である。FIG. 30 is a control block diagram relating to a control amount calculation process (process for a low μ road) of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図31】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のΔN追従制御にかかるマップ(高μ
路)を示す図である。FIG. 31 is a map (high μ) related to ΔN tracking control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention;
FIG.
【図32】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のΔN追従制御にかかるマップ(高μ
路)を示す図である。FIG. 32 is a map (high μ) related to ΔN tracking control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
FIG.
【図33】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のΔN追従制御にかかるマップ(高μ
路)を示す図である。FIG. 33 is a map (high μ) related to ΔN tracking control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
FIG.
【図34】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の加速旋回制御にかかるマップ(高μ
路)を示す図である。FIG. 34 is a map (high μ) related to acceleration turning control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
FIG.
【図35】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の加速旋回制御にかかるマップ(高μ
路)を示す図である。FIG. 35 is a map (high μ) related to acceleration turning control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
FIG.
【図36】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の加速旋回制御にかかるマップ(高μ
路)を示す図である。FIG. 36 is a map (high μ) related to acceleration turning control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
FIG.
【図37】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の加速旋回制御にかかるマップ(高μ
路)を示す図である。FIG. 37 is a map (high μ) relating to acceleration turning control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
FIG.
【図38】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のタックイン対応制御にかかるマップ
(高μ路)を示す図である。FIG. 38 is a diagram showing a map (high μ road) relating to tack-in correspondence control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図39】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の操舵過渡応答制御にかかるマップ(高
μ路)を示す図である。FIG. 39 is a diagram showing a map (high μ road) relating to steering transient response control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図40】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の操舵過渡応答制御にかかるマップ(高
μ路)を示す図である。FIG. 40 is a diagram showing a map (high μ road) related to steering transient response control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図41】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の操舵過渡応答制御にかかるマップ(高
μ路)を示す図である。FIG. 41 is a diagram showing a map (high μ road) relating to steering transient response control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図42】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のΔN追従制御にかかるマップ(低μ
路)を示す図である。FIG. 42 is a map (low μ) related to ΔN tracking control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention;
FIG.
【図43】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のΔN追従制御にかかるマップ(低μ
路)を示す図である。FIG. 43 is a map (low μ) related to ΔN tracking control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
FIG.
【図44】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のΔN追従制御にかかるマップ(低μ
路)を示す図である。FIG. 44 is a map (low μ) related to ΔN tracking control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
FIG.
【図45】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の加速旋回制御にかかるマップ(低μ
路)を示す図である。FIG. 45 is a map (low μ) relating to acceleration turning control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
FIG.
【図46】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の加速旋回制御にかかるマップ(低μ
路)を示す図である。FIG. 46 is a map (low μ) related to acceleration turning control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
FIG.
【図47】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の加速旋回制御にかかるマップ(低μ
路)を示す図である。FIG. 47 is a map (low μ) related to acceleration turning control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
FIG.
【図48】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の加速旋回制御にかかるマップ(低μ
路)を示す図である。FIG. 48 is a map (low μ) related to acceleration turning control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
FIG.
【図49】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のタックイン対応制御にかかるマップ
(低μ路)を示す図である。FIG. 49 is a diagram showing a map (low μ road) related to tack-in correspondence control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図50】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の操舵過渡応答制御にかかるマップ(低
μ路)を示す図である。FIG. 50 is a diagram showing a map (low μ road) related to steering transient response control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図51】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の操舵過渡応答制御にかかるマップ(低
μ路)を示す図である。FIG. 51 is a diagram showing a map (low μ road) relating to steering transient response control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図52】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の操舵過渡応答制御にかかるマップ(低
μ路)を示す図である。FIG. 52 is a diagram showing a map (low μ road) relating to steering transient response control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図53】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のドリフト対応制御を説明する図であ
る。FIG. 53 is a diagram for explaining drift control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図54】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のΔN追従制御を説明する図である。FIG. 54 is a diagram illustrating ΔN tracking control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図55】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の加速旋回制御を説明する図である。FIG. 55 is a diagram illustrating acceleration turning control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図56】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の加速旋回制御を説明する図である。FIG. 56 is a diagram illustrating acceleration turning control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図57】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のタックイン対応制御を説明する図であ
る。FIG. 57 is a diagram illustrating tack-in response control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図58】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の操舵過渡応答制御を説明する図であ
る。FIG. 58 is a diagram illustrating steering transient response control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図59】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の路面μ判定を説明する図である。FIG. 59 is a diagram illustrating road surface μ determination of the vehicle left-right wheel power transmission control device as one embodiment of the present invention.
【図60】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の駆動処理に関する制御ブロック図であ
る。FIG. 60 is a control block diagram relating to drive processing of a vehicle left-right wheel power transmission control device as one embodiment of the present invention.
【図61】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の駆動処理に関して説明するマップを示
す図である。FIG. 61 is a diagram illustrating a map for describing a drive process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図62】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の駆動処理に関して説明するマップを示
す図である。FIG. 62 is a diagram illustrating a map for explaining a driving process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図63】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の駆動処理の差動判別を説明するための
図である。FIG. 63 is a diagram for explaining 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】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の駆動処理の差動判別を説明するための
図である。FIG. 64 is a diagram for explaining differential discrimination in drive processing of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図65】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の駆動処理の差動判別を説明するための
図である。FIG. 65 is a diagram illustrating a differential determination of a driving process of the power transmission control device for the left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図66】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の駆動処理の差動判別を説明するための
図である。FIG. 66 is a diagram for explaining a differential determination of a driving process of the power transmission control device for a left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図67】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の駆動処理の差動判別を説明するための
図である。FIG. 67 is a diagram illustrating a differential determination of a driving process of the power transmission control device for the left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図68】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の駆動処理の差動判別を説明するための
図である。FIG. 68 is a diagram illustrating a differential determination of a driving process of the vehicle left-right wheel power transmission control device as one embodiment of the present invention.
【図69】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の駆動処理の差動判別を説明するための
図である。FIG. 69 is a diagram illustrating a differential determination of a driving process of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
【図70】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置の出力値微調整を説明する図である。FIG. 70 is a diagram illustrating fine adjustment of an 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】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動
力伝達制御装置のドリフト制御を説明するフローチャー
トである。FIG. 71 is a flowchart illustrating drift control of the power transmission control device for left and right wheels for a vehicle as one embodiment of the present invention.
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
───────────────────────────────────────────────────── 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 (9)
ともいずれか一方の左右車輪が動力装置から駆動力を付
与される駆動輪として構成される車両に設けられ、 該車両の走行状態に応じて、上記の左右駆動輪間又は前
後駆動輪間に関連して上記動力装置からの駆動力の伝達
を制御するか、又は該駆動力の伝達されない左右の従動
輪間の差動を制御するか、又は上記の前後左右の車輪に
関連して制動装置による制動力を制御して、上記の左右
車輪又は前後車輪又は前後左右車輪の回転力を調整する
回転力調整手段と、 該車両の旋回中における上記の車輪の滑り度合を検出す
る滑り度合検出手段と、 上記滑り度合検出手段の検出情報に基づいて推定しうる
車両の旋回状態に応じて回転力調整機構を制御する滑り
対応制御を行ないうる制御手段とをそなえていることを
特徴とする、車両用左右輪間動力伝達制御装置。At least one of the left and right wheels of a front wheel and a rear wheel is provided in a vehicle configured as a drive wheel to which a driving force is applied from a power unit, and is provided in accordance with a traveling state of the vehicle Controlling the transmission of the driving force from the power unit in relation to the left and right driving wheels or the front and rear driving wheels, or controlling the differential between the left and right driven wheels to which the driving force is not transmitted. Or a turning force adjusting means for controlling the turning force of the left and right wheels or the front and rear wheels or the front and rear left and right wheels by controlling the braking force of the braking device in relation to the front and rear and left and right wheels; And a slip corresponding control for controlling a turning force adjusting mechanism according to a turning state of the vehicle which can be estimated based on the detection information of the slip degree detecting means. Control means and A power transmission control device for left and right wheels for a vehicle, comprising:
縦滑り及び横滑りを検出して検出した縦滑り及び横滑り
を総合して滑り度合を検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 slippage detecting means according to claim 1, wherein the slippage detecting means detects the slippage by detecting the vertical slippage and the skidding of the wheel and integrating the detected vertical slippage and the skidding. Power transmission control device for left and right wheels for vehicles.
ータに基づいて上記滑り対応制御を開始するか否かを判
定する開始判定手段をそなえ、 上記開始判定手段で開始判定がなされたら上記滑り対応
制御を開始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。3. The control means includes start determination means for determining whether or not to start the slip response control based on the degree of slip detected by the degree of slip detection means and other parameters. 2. The power transmission control device for left and right wheels for a vehicle according to claim 1, wherein the slip response control is started when a start determination is made in (1).
合検出手段で検出した滑り度合が設定値以上のときに上
記滑り対応制御の開始を判定する開始判定手段と、該滑
り度合以外のパラメータに基づいて該滑り対応制御の終
了を判定する終了判定手段とを有し、 上記滑り対応制御中に上記滑り度合が上記設定値以下に
なっても、上記終了判定手段による制御終了の判定が行
なわれない限りは該滑り対応制御を続行することを特徴
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。4. The control means includes: start determination means for determining the start of the slip response control when at least the degree of slip detected by the degree of slip detection means is equal to or greater than a set value; and a parameter other than the degree of slip. End judgment means for judging the end of the slip response control, and even if the degree of slip falls below the set value during the slip response control, the end judgment means does not judge the control end. 2. The power transmission control device between left and right wheels for a vehicle according to claim 1, wherein the slip control is continued as long as possible.
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、 上記車両の旋回状態に応じて上記回転推進力配分調整機
構を制御し上記左右輪の回転力を調整する制御手段と、
をそなえた車両用左右輪間動力伝達制御装置において、 上記制御手段が、 上記車両の走行状態に対応した左右車輪回転速度差の目
標値を算出する目標値算出手段と、 上記車両がドリフト旋回状態であるか非ドリフト旋回状
態であるかを判定する旋回状態判定手段とを有し、 上記目標値と実際の左右車輪回転速度差とを比較して後
者が前者に近づくようにフィードバック制御により上記
回転推進力配分調整機構を制御するとともに、上記旋回
状態判定手段で上記車両がドリフト旋回状態であると判
定された場合には上記目標値を零に設定することを特徴
とする、車両用左右輪間動力伝達制御装置。5. 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 for changing the rotational propulsion force of the left and right wheels, and a control for controlling the rotary propulsion force distribution adjustment mechanism in accordance with the turning state of the vehicle to adjust the rotational force of the left and right wheels. Means,
A power transmission control device for left and right wheels for a vehicle, the control means comprising: target value calculation means for calculating a target value of a left and right wheel rotation speed difference corresponding to a traveling state of the vehicle; And a turning state determining means for determining whether the vehicle is in a non-drift turning state. The target value is compared with an actual left and right wheel rotation speed difference, and the rotation is determined by feedback control so that the latter approaches the former. Controlling the thrust distribution adjusting mechanism, and setting the target value to zero when the turning state determining means determines that the vehicle is in a drift turning state, between the left and right wheels for the vehicle. Power transmission control device.
出手段を有し、 上記制御手段が、上記路面摩擦係数検出手段で検出され
た路面摩擦係数が低いときにはフィードバックゲインを
低く設定するとともに、該路面摩擦係数が低く且つ上記
旋回状態判定手段で上記ドリフト旋回状態であると判定
された場合には該フィードバックゲインを増大させるこ
とを特徴とする、請求項5記載の車両用左右輪間動力伝
達制御装置。6. A road surface friction coefficient detecting unit for detecting a road surface friction coefficient, wherein the control unit sets a feedback gain to be low when the road surface friction coefficient detected by the road surface friction coefficient detecting unit is low. 6. The power transmission control according to claim 5, wherein the feedback gain is increased when the road surface friction coefficient is low and the turning state determining means determines that the vehicle is in the drift turning state. apparatus.
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、 上記車両がドリフト状態にあるか非ドリフト状態にある
かを判定する旋回状態判定手段と、 路面摩擦係数を検出する路面摩擦係数検出手段とを有
し、 上記制御量算出手段が、上記旋回状態判定手段で非ドリ
フト状態と判定されると上記路面摩擦係数検出手段で検
出された路面摩擦係数に応じて上記出力制御量を補正す
るとともに、上記旋回状態判定手段でドリフト状態と判
定されると上記補正を禁止又は抑制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。7. 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; A control means for controlling the rotational propulsion force distribution adjusting mechanism based on the output control amount calculated by the control amount calculation means; and a power transmission control device for left and right wheels for a vehicle, wherein the vehicle is in a drift state. A turning state determining means for determining whether the vehicle is in a non-drift state or not, and a road surface friction coefficient detecting means for detecting a road surface friction coefficient. Size Then, the output control amount is corrected according to the road surface friction coefficient detected by the road surface friction coefficient detection unit, and the correction is prohibited or suppressed when the turning state determination unit determines that the vehicle is in the drift state. A power transmission control device for left and right wheels for vehicles.
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、 少なくとも人為的操作に基づく過渡制御用信号を含み、
上記車両の走行状態に対応して上記回転推進力配分調整
機構に制御信号を送出する制御手段と、をそなえた車両
用左右輪間動力伝達制御装置において、 上記の車輪の滑り度合を検出する滑り度合検出手段と、 上記制御手段が、上記滑り度合検出手段で検出された上
記滑り度合が所定値よりも大きい領域では上記過渡制御
用信号の送出を禁止するか又は過渡制御を弱めるように
上記過渡制御用信号を修正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。8. 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. Giving and receiving, a rotary propulsion force distribution adjusting mechanism that changes the rotary propulsion force of the left and right wheels, including at least a transient control signal based on an artificial operation,
A control means for transmitting a control signal to the rotational propulsion force distribution adjusting mechanism in accordance with a running state of the vehicle; and a power transmission control device for left and right wheels for a vehicle, wherein the slip detecting means detects a degree of slip of the wheel. A degree detecting means, wherein the control means inhibits the transmission of the transient control signal in a region where the slip degree detected by the slip degree detecting means is larger than a predetermined value or weakens the transient control so as to weaken the transient control. A power transmission control device for left and right wheels for a vehicle, wherein the control signal is corrected.
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、 少なくとも車両の横加速度に対応して上記回転推進力配
分調整機構に制御信号を送出する制御手段と、をそなえ
た車両用左右輪間動力伝達制御装置において、 上記車両がドリフト旋回状態であるか非ドリフト旋回状
態であるかを判定する旋回状態判定手段を有し、 上記制御手段が、上記旋回状態判定手段で上記車両が非
ドリフト旋回状態であると判定された場合には上記車両
の操舵角と車体速とから算出した基準横加速度に基づく
制御信号を送出し、上記車両がドリフト旋回状態である
と判定された場合には上記車両の実横加速度に基づく制
御信号を送出することを特徴とする、車両用左右輪間動
力伝達制御装置。9. 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 for changing the rotational propulsion force of the left and right wheels, and control means for transmitting a control signal to the rotary propulsion force distribution adjustment mechanism at least in accordance with the lateral acceleration of the vehicle. A vehicle-side power transmission control device for left and right wheels, comprising: a turning state determining unit that determines whether the vehicle is in a drift turning state or a non-drift turning state; When the vehicle is determined to be in the non-drift turning state, a control signal based on the reference lateral acceleration calculated from the steering angle of the vehicle and the vehicle speed is transmitted, and it is determined that the vehicle is in the drift turning state. And transmitting a control signal based on the actual lateral acceleration of the vehicle when the power transmission is performed.
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Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
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---|---|
JPH106804A true JPH106804A (en) | 1998-01-13 |
JP3405075B2 JP3405075B2 (en) | 2003-05-12 |
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Cited By (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
CN111094044A (en) * | 2017-09-19 | 2020-05-01 | 庞巴迪动力产品公司 | Control of a limited slip differential based on the steering angle of a vehicle |
US11674578B2 (en) | 2017-09-19 | 2023-06-13 | Bombardier Recreational Products Inc. | Control of a limited slip differential optimized for slippery driving conditions |
-
1996
- 1996-06-19 JP JP15869396A patent/JP3405075B2/en not_active Expired - Fee Related
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CN111094044A (en) * | 2017-09-19 | 2020-05-01 | 庞巴迪动力产品公司 | Control of a limited slip differential based on the steering angle of a vehicle |
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