JP2009061888A - 車両の駆動力配分制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】センタデフに速度拘束方式又はトルク感応方式のデフを採用した四輪駆動車に於いて、旋回加速時の限界性能を向上するための前後左右輪への駆動力又は駆動トルクの最適な配分を決定することのできる駆動力配分制御装置を提供すること。
【解決手段】 本発明の駆動力配分制御装置は、車両に於いて発生させる総駆動力と舵角と各輪スリップ角とに基づいて決定される駆動力配分デフの作動時に於ける各輪のスリップ率と、対応する各輪のドライビングスティフネスとの積に基づいて決定される各輪駆動力にて総駆動力が各輪へ分配されるよう駆動力配分デフの作動を制御することを特徴とする。
【選択図】 図１

Description

本発明は、自動車等の車両の駆動力制御装置に係り、より詳細には、車両の駆動時に於ける車両の限界（加速）性能が向上されるよう車両の各輪への駆動力の配分を制御する駆動力配分制御装置に係る。

車両の運動制御の分野に於いて、車輪のタイヤグリップ力を最大限に利用して旋回加速時の限界性能を向上するために、即ち、安定的に出力可能な最大加速度をより増大する目的で、車両に於ける前後左右車輪間の駆動力配分を制御することが提案されている（例えば、特許文献１、非特許文献１参照）。旋回中の車両に於いて、車輪の駆動力を単に一様に発生可能な最大限まで増大すると、一部の駆動輪のタイヤグリップ力（駆動力（前後力）と横力とのベクトル和）がその限界を越えてスリップ状態となるため、操縦性が悪化し、その他の車輪に於いて駆動力が増大可能であっても、車両全体として、それ以上駆動力が上げられなくなる。また、無理に駆動力を上げたとしても車両にその旋回方向を変更するヨーモーメントが惹起され、車両の進行方向が必ずしも運転者の所望の方向に一致しないこととなる。そこで、上記の如き旋回加速時の限界性能の向上を目的とする駆動力配分制御では、車両の旋回方向を変えるヨーモーメントを打ち消しつつ、タイヤグリップ力を最大限まで（いずれのタイヤもスリップしない限界まで）増大されるよう駆動輪の駆動力又は駆動トルクの左右輪間又は前後左右輪間の配分を調節し、これにより、所望の旋回方向への加速度を可能な限り増大することが提案されている。そのような車両の限界性能を引き上げる駆動力配分が達成されれば、車両がより高速にて走行可能になるとともに、高加速度にて旋回中でも車輪がスリップすることなく駆動エネルギーが最大限にて車両の加速に利用されることとなるので、車両駆動時のエネルギー効率も向上する。

しかしながら、通常の車両の構成では、駆動力又は駆動トルクは、単一のエンジン又はモーター等の駆動装置から各左右駆動輪へ均等に配分されるようになっているので、上記の如き駆動力配分制御を実行しようとする場合には、各駆動輪の駆動トルクは、トラクション制御（ＴＲＣ）の如く、駆動装置から車輪へ伝達される駆動トルクに対して各輪にて制動装置による制動トルクを付与することにより調節されることとなる。従って、駆動装置から車輪へ一旦与えられた駆動エネルギーが制動により消費されて無駄になるので、駆動力配分制御が実行されてもエネルギー効率的にあまり有利にはならなかった。だが、近年、所謂、駆動力可変配分デフ（差動装置）の進歩により、単一の駆動装置からの駆動トルクを（前後だけでなく）左右の駆動輪へ自在に配分することが廉価に達成可能となってきており、駆動力配分制御も通常の車両に於いて実用的な制御の一つとなりつつある。そのような駆動力可変配分デフの機能を利用した駆動力配分制御の例は、例えば、非特許文献１、特許文献２−４に提案されている。
特開２００５−６７２２９ 特開２００５−８２００９ 特開２００５−１１２００７ 特開２００６−６９５１９ 「四輪駆動力自在制御システムの開発」 森淳、芝端康二 社団法人自動車技術開 学術講演会前刷集 No.76-05，p.19-24

上記の如き駆動力配分制御では、旋回中の車両の車輪間に於ける荷重移動を考慮して、所望の旋回方向について発生可能な最大加速度を与える前後左右輪への駆動力又は駆動トルクの最適な配分が決定される。その際、車両の駆動系（駆動装置から駆動輪まで）の構造が、各輪への駆動力を自在に配分又は独立に調節できるよう構成されていれば、横加速度（又はヨーレート）を準定常的に一定に維持しつつ駆動輪全輪のタイヤグリップ力を最大限まで増大した状態を達成する最適な駆動力配分が決定可能であることが分かっている。従って、かかる制御によれば、各駆動輪のタイヤグリップ力を限界まで増大した状態にて所望の旋回方向について達成可能な最大の加速度が得られ、その状態では、既に触れたように、理論上、全駆動輪がスリップせず、駆動輪へ与えられたエネルギーが全て、車両の加速に寄与することになるので、エネルギー効率も向上される。

しかしながら、現実に車両に搭載されるデフ又は駆動力配分装置は、駆動力の配分に於いて種々の制約を有する。例えば、四輪駆動車のセンタデフに於いてしばしば採用される電子制御式カップリング方式（速度拘束方式）又はトルク感応方式のデフの場合には、駆動力が配分される回転軸の回転速又は前後輪の回転速差によって駆動力配分の態様が決定されることとなるので、各輪の駆動力の配分量（駆動力の配分解）を決定する場合には、センタデフにより駆動力が分配される回転軸の各々の回転速を考慮する必要が生ずる。

かくして、本発明の一つの目的は、上記の如きセンタデフに回転軸の回転速に応じて駆動力の配分が決定される速度拘束方式又はトルク感応方式のデフを採用した四輪駆動車に於いて、上記の如き車両の旋回加速時の限界性能を向上するための前後左右輪への駆動力又は駆動トルクの最適な配分を決定することのできる駆動力配分制御装置を提供することである。

上記の課題は、本発明によれば、速度拘束方式又はトルク感応方式のセンタデフと前輪又は後輪の少なくとも一方の左右駆動輪の駆動力配分を行う駆動力配分デフとを備えた車両の駆動輪の駆動力を可変配分比にて分配する四輪駆動車両の駆動力配分制御装置であって、車両に於いて発生させる総駆動力と前輪の舵角と前輪スリップ角と後輪スリップ角とに基づいて決定される駆動力配分デフの作動時に於ける車両の各車輪のスリップ率と、対応する各車輪のドライビングスティフネスとの積に基づいて決定される各輪駆動力にて総駆動力が各輪へ分配されるよう駆動力配分デフの作動を制御することを特徴とする装置により達成される。なお、かかる本発明の構成に於いて、各輪に分配される駆動力は、車両の駆動輪のタイヤグリップ力がその限界を超えないように調節されるようになっていてよい。

車両の駆動系（駆動装置から駆動輪まで）の構造に於いて、全駆動輪への駆動力を自在に配分できるよう構成されている場合には、旋回加速時の限界性能を向上するための前後左右輪への駆動力又は駆動トルクの最適な配分を決定する際、各輪へ配分される駆動力とそのときの車両の旋回状態に依存して生ずる横力を考慮するだけでよかったが、センタデフに速度拘束方式又はトルク感応方式のデフが使用される場合には、既に述べた如く、これらのデフは、前後輪の回転速の関係に於いて制約があるため、駆動力の配分解は、前後輪間の回転速又は車輪速についての所定の拘束条件の下にて決定される。その際、各輪に於いて実際に発生する駆動力は、各輪のスリップ率と各車輪のドライビングスティフネスとの積により与えられ、スリップ率が車速と車輪速の関数であり、旋回中の車両の車速は、前輪の舵角と前輪スリップ角と後輪スリップ角とに依存することとなる。従って、結局、各輪の駆動力の配分解は、上記の構成の如く、車両に於いて発生させる総駆動力と前輪の舵角と前輪スリップ角と後輪スリップ角とに基づいて決定される駆動力配分デフの作動時に於ける車両の各車輪のスリップ率と、対応する各車輪のドライビングスティフネスとの積に基づいて決定されることとなる。

上記の本発明の装置が適用される車両に於いて、センタデフが速度拘束方式の駆動力配分装置である場合には、センタデフの駆動力の配分作動が前後回転軸の回転速に対する拘束率により制御されることとなる。従って、その場合、本発明の装置に於いて、車両の各輪の駆動力は、総駆動力と、速度拘束方式の駆動力配分装置の前後回転軸の回転速の拘束率と、駆動力配分デフの左右輪の駆動力配分比とにより与えられるようになっていてよい。

また、上記の本発明の装置が適用される車両に於いて、センタデフがトルク感応方式の駆動力配分装置である場合には、センタデフの駆動力の配分作動が前後の車輪速により決定され、能動的に本発明の装置からセンタデフの駆動力の配分比は制御されない。従って、その場合には、本発明の装置に於いて、車両の各輪の駆動力は、総駆動力と、駆動力配分デフの左右輪の駆動力配分比とにより与えられるようになっていてよい。

実施の形態に於いては、各輪の駆動力は、典型的には、車両の車速、旋回状態量、総駆動力及び各輪の路面摩擦係数を入力パラメータとして決定される。即ち、実際に車両の運動を制御するための駆動力の配分は、これらの値を与えることにより決定されることとなっていてよい。なお、ここで、「駆動力の配分」とは、各駆動輪への駆動力の分布である。また、「旋回状態量」とは、車両の旋回方向を示す任意の量、即ち、運転者の操舵による舵角、ヨーレート、横加速度等であってよい。ここで入力パラメータとして使用する旋回状態量は、実測値又は、運転者の操舵により決定される目標値であってよい。

また、上記の制御の態様に於いて、好適には、各輪に配分される駆動力は、各輪のタイヤグリップ力がその各々の限界に対してどの程度近づいているかに応じて決定されるようになっていてよい。その場合、タイヤグリップ力の限界値が制御に於ける基準値になるところ、タイヤグリップ力の限界値の絶対的な大きさは、路面の摩擦係数や車輪の荷重の関数であり、車輪毎に又路面状況に応じて変化するので制御に於ける基準値として取り扱いにくい。そこで、本発明の装置に於いては、各輪のタイヤグリップ力がその各々の限界に対してどの程度近づいているかを表すための指標として、タイヤグリップ力の限界値に対するタイヤグリップ力の比である「タイヤ負荷率」を採用し（タイヤ負荷率は、タイヤグリップ力がその限界値に近づくほど大きくなり、タイヤグリップ力が限界値に到達すると１となる。）、各輪の駆動力の配分は、タイヤ負荷率に基づいて決定されるようになっていてよい。その場合、上記の制御装置に於いて、駆動力の配分は、複数の駆動輪の各々のタイヤ負荷率を各々の所定値を超えないよう制限する配分であってよい

本発明によれば、総じて、四輪駆動車に於いてセンタデフとして速度拘束方式又はトルク感応方式の駆動力配分装置が搭載されている場合にも、四輪のグリップ力の確保が可能な駆動力配分制御が実行されることが期待される。速度拘束方式又はトルク感応方式のデフ又は駆動力配分装置は、前後輪の回転軸の回転速に於いて拘束条件を考慮しなければならない煩わしさがあるが、駆動力配分比を自在に可変の駆動力配分可変デフよりも採用実績、搭載スペース、重量、コストの面で優れており、これにより、駆動力配分制御が、従前に比してより実用的なものとなる。

本発明のその他の目的及び利点は、以下の本発明の好ましい実施形態の説明により明らかになるであろう。

以下に添付の図を参照しつつ、本発明を幾つかの好ましい実施形態について詳細に説明する。図中、同一の符号は、同一の部位を示す。

装置の構成
図１（Ａ）は、本発明の駆動力配分制御装置の好ましい実施形態が搭載される四輪自動車を模式的に示している。同図に於いて、左右前輪１２ＦＬ、１２ＦＲと、左右後輪１２ＲＬ、１２ＲＲを有する車両１０には、通常の態様にて、運転者によるアクセルペダル１４の踏込みに応じて前輪に駆動力を発生する駆動装置１６と、左右前輪を操舵するステアリング装置３０が搭載される。駆動装置１６に於いて、図示の例では、エンジン１８からの駆動トルク或いは回転駆動力は、トランスミッション（変速機）２０を経て、センタデフ（又はトランスファ）２２へ伝達され、更に、前輪側デフ２４及び後輪側デフ２６を介して、前輪１２ＦＬ、１２ＦＲ及び後輪１２ＲＬ、１２ＲＲへそれぞれ伝達される（エンジン１８に代えて電動機が用いられる電気式、或いは、エンジンと電動機との双方を有するハイブリッド式の駆動装置であってもよい。）。また、ステアリング装置３０は、運転者によって回転されるステアリングホイール３２の回転を、ステアリングギア機構３４を介して、タイロッド３６Ｌ、Ｒへ伝達し、前輪１２ＦＬ、ＦＲを転舵する。なお、簡単のため図示していないが、車両１０には、通常の車両と同様に各輪に制動力を発生する制動系装置が設けられる。

上記の構成に於いて、前輪側及び後輪側デフのいずれか一方又は両方は、左右輪の駆動力の各々を駆動力配分比ｋｆ、ｋｒに従って分配可能なデフが用いられる（駆動力配分が可変のデフについては、本発明の駆動力配分制御装置により要求され得る配分比の全範囲を実現可能であるものとする。）。そして、センタデフは、電子制御式カップリング方式又はトルク感応方式のデフが搭載される。

電子制御式カップリング方式のデフ（差動装置）とは、所謂「速度拘束式デフ」と称されるものであり、エンジン又は駆動装置からの回転トルクが前輪側及び後輪側の推進軸の回転トルクに分配される過程に於いて、二つの推進軸の回転を互いに拘束する強さを電子制御式に調節することにより二つの推進軸の各々へ伝達される駆動力の配分量が調節されるデフである。この方式のデフがセンタデフとして搭載されている場合、具体的には、デフに与えられる制御指令は、前後輪への推進軸（プロペラシャフト）の互いの回転の拘束の程度を定める拘束率ｃｒとなる。即ち、拘束率ｃｒは、その値が０のとき、前後輪の推進軸の回転速が独立であり、回転トルクが予め定められた配分比にて分配される。一方、拘束率ｃｒの値が増大されると（ｃｒ＞０）、前後輪の推進軸の回転速が次第に互いに拘束され、拘束率ｃｒの値が１となったときに、前後輪の推進軸の回転が完全に拘束され、即ち、前後輪の推進軸が直結状態となり、前後輪の推進軸の回転速が一致した状態にもたらされる。前後輪の推進軸の回転速が互いに拘束率ｃｒにて拘束される際、つまり、ｃｒ＞０のときは、各輪の駆動力は、各輪のスリップ率（各輪の車輪速に依存）とドライビングスティフネスにより決定される。

一方、トルク感応方式のデフ（トルク感応式ＬＳＤ）の場合には、エンジン又は駆動装置からの回転トルクが前輪側及び後輪側の推進軸の回転トルクに分配される過程に於いて、前輪側及び後輪側の推進軸のうち回転速の遅い方の軸へ分配される駆動力が相対的に増大するよう駆動力配分が為される。例えば、前輪側及び後輪側の推進軸の回転速が互いに等しいときの前後輪の駆動力配分が
前輪：後輪＝４：６
であったとすると、前輪側回転速＞後輪側回転速が成立するときには、前後輪の駆動力配分は、
前輪：後輪＝３：７
となり、前輪側回転速＜後輪側回転速が成立するときには、
前輪：後輪＝５：５
となる。（上記の配分比の値は、一つの例であって、これらに限定されるものではない。）

上記の如き駆動力が分配される先の回転軸の回転速によって駆動力の配分が変化するデフが採用される車両に於いては、いずれの場合も、後でより詳細に述べる如く、各輪駆動力の配分解は車輪速を考慮して決定される。そして、車両の走行中に於いては、センタデフが速度拘束式デフの場合は、車輪速を考慮して決定された配分解を与える拘束率（前後輪配分）と駆動力配分比（左右輪配分）が、それぞれ、制御量として対応するデフに与えられ、各輪への駆動力の配分が実行されることとなる。また、センタデフがトルク感応方式デフの場合には、駆動力配分比（左右輪配分）が、左右配分デフへ制御量として与えられ、センタデフに於ける配分は受動的に決定されることとなる。

本発明の駆動力配分制御装置の構成及び作動は、電子制御装置５０により実現される。電子制御装置５０は、通常の形式の、双方向コモン・バスにより相互に連結されたＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ及び入出力ポート装置を有するマイクロコンピュータ及び駆動回路を含んでいてよい。電子制御装置５０には、各輪に搭載された車輪速センサ４０ｉ（ｉは、特に断らない限り、ＦＬ、ＦＲ、ＲＬ、ＲＲ、即ち、左前輪、右前輪、左後輪、右後輪の値であることを示す。）からの車輪速Ｖｗｉを表す信号と、車両の各部に設けられたセンサからのエンジンの回転速Ｅｒ、アクセルペダル踏込量θａ、ステアリングシャフト３２ａに設けられた操舵角センサ３２ｂからの操舵角δ等の信号が入力される。なお、上記以外に、本実施形態の車両に於いて実行されるべき各種制御に必要な種々のパラメータを得るための各種検出信号、例えば、ヨーレートセンサにより検出されるヨーレート、Ｇセンサ４２により検出される前後加速度又は横加速度、各輪に設けられた荷重センサからの各輪の垂直荷重が入力されてよいことは理解されるべきである。そして、後に説明される態様にて決定された各デフの駆動力配分比ｋｆ、ｋｒ又は拘束率ｃｒが対応するデフの制御器へ送信される。

駆動力配分制御の作動
本実施形態の駆動力配分制御装置に於ける制御は、概して述べれば、所謂、限界性能を最大化する駆動力配分制御、即ち、或る旋回状態に在る車両に於いて全ての駆動輪がスリップすることなく、タイヤグリップ力が保持した状態で、加速度をできるだけ増大できるよう駆動装置１６から各車輪へ伝達される駆動力（又は駆動トルク）の配分を制御するものである。図１（Ｂ）は、かかる駆動力配分制御を実行する本発明の制御装置の制御構成の例をブロック図の形式で表している。

同図を参照して、駆動力配分制御装置に於いては、車輪速センサの情報に基づいて任意の方法により決定される現在の車両の車速Ｖｓ（５０ａ）と、旋回状態を参照するための車両の横Ｇセンサ４２からの車両の重心位置の横加速度Ｙｇと、運転者によるアクセルペダルの踏込量θａ又はエンジン回転数Ｅｒに基づいて決定される車両に要求されている総駆動力Ｄｔ（５０ｃ）と、車輪速センサの情報や前後Ｇセンサ又はその他の情報を用いて任意の方法にて推定されてよい路面摩擦係数μｉ（５０ｂ）とが演算処理部（５０ｄ）へ入力される。［本明細書に於いて、路面摩擦係数は、車輪に於いて、（路面摩擦係数）×（接地荷重）により最大(限界)摩擦力を与える摩擦係数であり、車輪のスリップ率に依存して変化する（みかけの）摩擦係数の最大値である。］演算処理部５０ｄは、入力されたデータをパラメータとして、後により詳細に説明される演算方法により予め決定された、最適な駆動力配分を与える前輪及び／又は後輪の駆動力の左右配分比ｋｆ、ｋｒとセンタデフの拘束率ｃｒ（速度拘束式の場合のみ）との組合せを決定し、それらの左右配分比ｋｆ、ｋｒ及び／又は拘束率ｃｒを対応するデフの制御器へ送信する。そして、各制御器は、受信した制御量を実現するための制御指令を生成し、デフの作動状態を調節する。かくして、総駆動力が増大し、駆動力配分を実行しない場合には、いずれかの駆動輪がグリップ力を失う状況となっても、旋回状態を維持しながら、駆動力配分を等配分からずらすことによって、全ての駆動輪がグリップ力を保持した状態で総駆動力を増大することができ、車両の限界性能が向上されることとなる。

なお、ここで、最適な駆動力配分を与える各デフへ与えられる配分比又は拘束率とは、要すれば、駆動輪の全てに於いて、タイヤグリップ力がその対応する限界値を超えないように駆動力を配分し、これにより、車両の限界性能を向上する値である。この点に関し、各輪のタイヤグリップ力の限界は、各輪の接地荷重によって変化するので、力の限界値の大きさ自体を指標値とすることは演算が煩雑になる。そこで、本発明に於いて、各輪のタイヤグリップ力がその限界値にどの程度近づいているかを表す指標として、“タイヤ負荷率”が用いられる。タイヤ負荷率ｅｔｉ（ｉ＝ＦＬ（左前輪）、ＦＲ（右前輪）、ＲＬ（左後輪）、ＲＲ（右後輪） 以下同様）は、現在のタイヤグリップ力とその限界値との比であり、下記の式
ｅｔｉ＝（Ｄｉ^２＋Ｆｉ^２）^１／２／μｉ・Ｗｉ・ｇ …（１）
（ここに於いて、Ｄｉは、各輪の前後力（駆動力）、Ｆｉは、各輪の横力、Ｗｉは、各輪の垂直荷重、ｇは、重力加速度を示す。図２（Ａ）参照。）
により定義される値である。各デフへ制御指令として与えられる配分比又は拘束率は、各輪のタイヤ負荷率ｅｔｉが、全輪について、
ｅｔｉ≦１．０ …（２）
を満たすように設定される。Ｄｉ、Ｆｉ、Ｗｉは、それぞれ、後に詳細に述べる要領にて計算されてよい。

前後輪左右配分比及び／又はセンタデフの回転拘束率の決定処理の概要
上記の如く、本発明の駆動力配分制御では、結局、現在の車両の走行状態に於ける車速Ｖｓ、横加速度Ｙｇ、路面摩擦係数μｉ、（要求）総駆動力Ｄｔに対して、全輪のタイヤ負荷率ｅｔｉが条件（２）を満たす駆動力配分を与える前後輪の各々の左右配分比及び／又はセンタデフの回転拘束率の組合せが決定される。しかしながら、車速Ｖｓ、横加速度Ｙｇ、路面摩擦係数μ、（要求）総駆動力Ｄｔ等の走行条件から、全輪のタイヤ負荷率ｅｔｉが条件（２）を満たす駆動力配分を与える前後輪左右配分比及び／又はセンタデフの回転拘束率の組合せを解析的に直接的に算出することは困難である。そこで、実際の配分比及び拘束率の組合せの決定処理に於いては、或る任意の車両の走行に於いて車速Ｖｓ、横加速度Ｙｇ、路面摩擦係数μ及び（要求）総駆動力Ｄｔを組合せてなる走行条件について、配分比及び拘束率の組合せを設定可能範囲で種々変更しながら、全輪のタイヤ負荷率ｅｔｉを算出し、その算出結果に於いて、条件（２）を満たす配分比及び拘束率の組合せの一つが決定される。なお、実際の車両に於いて、かかる手法により配分比及び拘束率の組合せを決定する場合には、演算時間を要するため、好適には、予め想定される走行条件の下での演算により決定された配分比及び拘束率の組合せを与えるマップが準備され、車両の走行中には、車速Ｖｓ、横加速度Ｙｇ、路面摩擦係数μ及び（要求）総駆動力Ｄｔを入力パラメータとして、マップの中から適切な組合せが選択されるようになっていてよい（もし電子制御装置の演算速度が間に合えば、即時の走行条件に対応した配分比と拘束率の組合せが即時的に演算により決定されてよい。）

以下、車速Ｖｓ、横加速度Ｙｇ、路面摩擦係数μ及び（要求）総駆動力Ｄｔを組合せてなる走行条件に於けるタイヤ負荷率の演算処理過程と、かかるタイヤ負荷率の演算処理過程を用いて、配分比と拘束率の組合せを決定する処理過程について説明する。

タイヤ負荷率の演算
図１（Ａ）に例示されている如き車両に於いて四輪の駆動力が自在に調節可能である場合、式（１）から理解される如く、タイヤ負荷率ｅｔｉは、或る車速Ｖｓ、横加速度Ｙｇ、路面摩擦係数μ、（要求）総駆動力Ｄｔの走行条件下に於いて、前後輪駆動力配分比ｋ、前輪駆動力の左右配分比ｋｆ、後輪駆動力の左右配分比ｋｒを用いて、各輪の駆動力Ｄｉ、接地荷重Ｗｉ、横力Ｆｉを算定することにより決定される。しかしながら、センタデフが速度拘束式又はトルク感応式デフである場合、センタデフの駆動力配分比が、前後輪の車輪速差（前後推進軸の回転速差）により決定されるので、各輪の車輪速を算出されてから出なければ確定されず、従って、タイヤ負荷率ｅｔｉの算出に必要な各輪駆動力Ｄｉの値が、車輪速を決定してからでなければ確定できない。そこで、本発明では、端的に述べれば、タイヤ負荷率ｅｔｉの算出に於いて、センタデフの駆動力配分比ｋを仮値（典型的には、デフが駆動力の可変配分作動を実行しないときの配分比の値）に設定して、各輪の駆動力Ｄｉ、接地荷重Ｗｉ、横力Ｆｉを算出し、しかる後に、車輪速を決定してから、決定された車輪速に基づいて、各輪の駆動力Ｄｉが再計算される。以下に於いては、まず、所与のデフの配分比ｋｆ、ｋｒ、ｋに於けるタイヤ負荷率の算出のための各輪の駆動力Ｄｉ、接地荷重Ｗｉ、横力Ｆｉの算定処理について説明し、その後、車輪速に基づいて各輪の駆動力Ｄｉを再設定する処理について説明する。なお、下記の演算では、左旋回方向を正としている。

（ｉ）配分比ｋｆ、ｋｒ、ｋに於けるＤｉ、Ｗｉ、Ｆｉの算定処理
まず、各輪の前後力Ｄｉは、前輪側、後輪側及びセンタデフの駆動力の配分比をｋｆ、ｋｒ、ｋと仮定したとき、総駆動力Ｄｔを用いて、下記の式により表される。（ここで、ｋは、後輪への駆動力の配分割合、ｋｆは、両前輪に割り当てられた駆動力の右前輪への駆動力の配分割合、ｋｒは、両後輪に割り当てられた駆動力の右後輪への駆動力の配分割合に定義されている。）
Ｄ_ＦＬ＝Ｄｔ・（１−ｋ）・（１−ｋｆ） …（３）
Ｄ_ＦＲ＝Ｄｔ・（１−ｋ）・ｋｆ
Ｄ_ＲＬ＝Ｄｔ・ｋ・（１−ｋｒ）
Ｄ_ＦＲ＝Ｄｔ・ｋ・ｋｒ

また、各輪の垂直荷重Ｗｉは、車両の加速による前後方向の荷重移動量Δｘと前後輪それぞれに於ける遠心力による横方向の荷重移動量Δｙｆ、Δｙｒとの影響を考慮して、下記の式により表される（図２（Ｂ）参照）。
Ｗ_ＦＬ＝（１／２）Ｍ・ｌｆ／ｌ−（１／２）Δｘ−Δｙｆ …（４）
Ｗ_ＦＲ＝（１／２）Ｍ・ｌｆ／ｌ−（１／２）Δｘ＋Δｙｆ
Ｗ_ＲＬ＝（１／２）Ｍ・ｌｒ／ｌ＋（１／２）Δｘ−Δｙｒ
Ｗ_ＦＲ＝（１／２）Ｍ・ｌｒ／ｌ＋（１／２）Δｘ＋Δｙｒ
ここで、Ｍは、車両重量、ｌｆ、ｌｒは、それぞれ、前後輪軸から車両の重心までの距離であり、ｌは、前後輪の車軸間距離（ホイールベース）である。上記に於いて、車両の加速による前輪軸から後輪軸への方向の荷重移動量Δｘは、
Δx＝H・((D_FL＋D_FR)cosδ+D_RL+D_RR／（l・g） …（５ａ）
により与えられる。また、前輪の横方向の左側から右側への荷重移動量Δｙｆは、遠心力による荷重移動と、前輪の駆動力の車両の横方向成分の荷重移動とを考慮して、
Δyf＝H・((M・Rf・Yg(cosδ+βf・sinδ)＋(D_FL＋D_FR)sinδ)／（Tr・g） …（５ｂ）
により与えられ、後輪の横方向の左側から右側への荷重移動量は、遠心力による荷重移動を考慮して、
Δｙｒ＝H・M・Rr・Yg／（Tr・g） …（５ｃ）
により与えられる。ここで、Ｈは、重心高、Ｒｆ、Ｒｇは、それぞれ、前後輪に於けるロール剛性配分、Ｔｒは、トレッド長である。そして、Ｙｇは、横加速度、δは、前輪舵角、βｆ、βｒは、前輪及び後輪のスリップ角である（図２（Ｂ）参照）。なお、スリップ角βｆ、βｒは、微小であるので、
cosβｆ＝cosβr＝１； sinβｆ＝βｆ,r； sinβr＝βr
とする近似を用いている（以下、上記の近似を用いるときには、表式に於いて、「〜」を用いる。）。

各輪の横力Ｆｉについては、まず、左右前輪の横力の和Ｆｆと左右後輪の横力の和Ｆｒが前後輪のそれぞれに於ける遠心力に釣り合い、且つ、前記の前後力Ｄｉにより発生するヨーモーメントが前後輪で発生する前後輪間の横力差ΔＦにより生ずるヨーモーメントに釣り合うとの条件から、左右前輪の横力の和Ｆｆと左右後輪の横力の和Ｆｒが決定される。そして、かかる前後輪のそれぞれの横力和Ｆｆ、Ｆｒが、左右輪に前記の垂直荷重に比例して配分されると考えて、各輪の横力Ｆｉが、下記の式により表される。

上記の式の大括弧内において、第一項及び第二項が遠心力に釣り合うための力の成分である。例えば、前輪についてより詳細に述べれば（図２（Ｃ））、前輪軸上に作用する遠心力は、前記の加速時の前後方向の荷重移動を考慮した前輪軸の質量の割り当て分と、横加速度から、
（Ｍ・ｌｆ／ｌ−Δｘ）・Ｙｇ …（６ａ）
により与えられ、これと、駆動力の旋回半径方向成分（Ｄ_ＦＬ＋Ｄ_ＦＲ）・sinβf〜（Ｄ_ＦＬ＋Ｄ_ＦＲ）・βfと横力の旋回半径方向成分（Ｆ_ＦＬ＋Ｆ_ＦＲ）・cosβf〜（Ｆ_ＦＬ＋Ｆ_ＦＲ）との釣り合いの式
（M・lf／l−Δx）・Yg＝（Ｄ_ＦＬ＋Ｄ_ＦＲ）・βf＋（Ｆ_ＦＬ＋Ｆ_ＦＲ）
から、前輪横力和として、
Ｆｆ＝（Ｆ_ＦＬ＋Ｆ_ＦＲ）＝（M・lf／l−Δx）・Yg−（Ｄ_ＦＬ＋Ｄ_ＦＲ）・βf …（６ｂ）
を得る。同様に、後輪についても、その横力和として、
Ｆｒ＝（Ｆ_ＲＬ＋Ｆ_ＲＲ）＝（M・lr／l＋Δx）・Yg−（Ｄ_ＲＬ＋Ｄ_ＲＲ）・βｒ …（６ｃ）
が得られる。

式（６）の大括弧内の第３項ΔＦｆとΔＦｒは、前後力Ｄｉによるヨーモーメントと前後輪間の横力差により生ずるヨーモーメントの釣り合いの式から得られる前輪から後輪への横力移動量を表している。図３を参照して、各輪駆動力によるヨーモーメントは、
(D_RR−D_RL＋(D_FR−D_FL)cosδ)(Tr/2)＋(D_FR＋D_FL)sinδ・lf …（６ｄ）
と表される。このヨーモーメントと、前輪から後輪への車軸に垂直方向の横力移動量ΔＦによるヨーモーメントΔＦ・ｌとが釣り合うと考えると、横力移動量ΔＦは、
ΔF＝｛(D_RR−D_RL＋(D_FR−D_FL)cosδ)(Tr/2)＋(D_FR＋D_FL)sinδ・lf｝/l …（６ｅ）
と表すことができる。従って、ヨーモーメントの釣り合いの条件から得られる前後輪の各々の横力の移動量ΔＦｆ、ΔＦｒは、それぞれ、
ΔＦｆ＝ΔＦ・cosδ …（６ｆ）
ΔＦｒ＝ΔＦ
とすることができる。ΔＦｆにcosδが乗じられているのは、前輪の横力は、車軸に垂直方向から舵角δだけ傾いているからである。かくして、式（６ｂ）、（６ｃ）の横力の表式に於いて、式（６ｆ）の移動量分を減算又は加算して、式（６）の大括弧内の表式が得られることとなる。

ところで、上記までのタイヤ負荷率の式（１）の変数である各輪の駆動力Ｄｉ、接地荷重Ｗｉ、横力Ｆｉの表式のうち、後の二つには、各輪のスリップ角βｆ、βｒ及び前輪舵角δが含まれている。βｆ、βｒは、それぞれ、前輪及び後輪のコーナーリングパワーｋｐｆ、ｋｐｒを用いて表すと、
βｆ＝（Ｆ_ＦＬ＋Ｆ_ＦＲ）／２ｋｐｆ …（７ａ）
βｒ＝（Ｆ_ＲＬ＋Ｆ_ＲＲ）／２ｋｐｒ …（７ｂ）
により与えられる。また、前輪舵角δは、
δ＝βｆ−βｃ＋(lf・γ)／Ｖｓ …（７ｃ）
（ここでβｃは、車両重心のスリップ角、γは、ヨーレートである。）
により表され、重心のスリップ角βｃは、βｒ−(lr・γ)／Ｖｓであり、ヨーレートγは、γ＝Ｙｇ／Ｖｓなので、結局、舵角は、
δ＝βｆ−βｒ＋ｌ・Ｙｇ／Ｖｓ^２ …（７ｄ）
と表される。従って、接地荷重Ｗｉ、横力Ｆｉの値は、式（６）、（７ａ）、（７ｂ）、（７ｄ）の連立方程式をスリップ角βｆ、βｒ及び舵角δについて解くことにより得ることができる。具体的な演算は、任意の手法の数値演算（収束演算）により行われてよく、実際に連立方程式を数値的に解く場合には、スリップ角βｆ、βｒと舵角δについて値を得た後に、その結果を式（４）及び（６）に代入して、接地荷重Ｗｉ、横力Ｆｉが得られる。

かくして、上記までの表式によれば、或る駆動配分比ｋｆ、ｋｒ、ｋを与えたときのタイヤ負荷率が算定できることとなる。なお、上記の表式に従った算定処理は、駆動配分比ｋｆ、ｋｒ、ｋが自在に与えられる車両に於いて各輪タイヤ負荷率の算定に用いられてよいことは理解されるべきである。

(ii)センタデフの駆動力配分が前後輪間の車輪速差に依存する場合の修正
既に触れた通り、センタデフの駆動力配分比ｋがデフの前後推進軸から前輪又は後輪へ伝達される回転速に依存して決定される場合、各輪の駆動力又はセンタデフの駆動力配分比を算定するためには、前後推進軸の回転速又は各輪車輪速を決定する必要がある。その場合に具体的に各輪駆動力値又は駆動力配分比を確定するためには、デフが作動していないとき（前後輪の回転拘束をしていないとき）又は所定の配分比にて前後輪に駆動力配分を実行している場合の前輪及び後輪の回転速Ｖｗｆ、Ｖｗｒ（ただし、車輪速の単位に変換した値）が参照される。そこで、まず、かかる前後輪駆動力配分が所定の配分比にて実行されている場合の前輪及び後輪の回転速Ｖｗｆ、Ｖｗｒの算定方法について説明する。

所定の配分比にて前後輪駆動力配分が実行される場合の前輪及び後輪の回転速Ｖｗｆ、Ｖｗｒは、各々、左右輪の車輪速Ｖｗｉ（＝回転速×半径）の平均値であると考えると、
Ｖｗｆ＝（Ｖｗ_ＦＬ＋Ｖｗ_ＦＲ）／２ …（８ａ）
Ｖｗｒ＝（Ｖｗ_ＲＬ＋Ｖｗ_ＲＲ）／２ …（８ｂ）
により表される。各輪に於いて、スリップ率Ｓｉは、車輪速Ｖｗｉと各輪の回転面に沿った移動速度（回転方向の移動速度）Ｖｆ、Ｖｒ（簡単のため、前輪及び後輪の車軸の中点の移動速度で代用する。）を用いて表すと、
（前輪）Si＝（Vwi−Vf）／Vf； （後輪）Si＝（Vwi−Vr）／Vr …（９）
となるので、Ｖｗｉは、
（前輪）
Ｖｗｉ＝（Ｓｉ＋１）Ｖｆ …（９ａ）
（後輪）
Ｖｗｉ＝（Ｓｉ＋１）Ｖｒ …（９ｂ）
と表すことができる。

上記の式（９ａ）及び（９ｂ）に於いて、各輪の回転方向の移動速度Ｖｆ、Ｖｒは、各輪の移動速度ベクトルＶｓｆ、Ｖｓｒを用いて、
Ｖｆ＝Ｖｓｆcosβf〜Ｖｓｆ
Ｖｒ＝Ｖｓｒcosβｒ〜Ｖｓｒ
と表される（図４参照）。各輪の移動速度ベクトルＶｓｆ、Ｖｓｒが、それぞれ、各車軸中点の旋回半径Ｒｆ、Ｒｒとヨーレートγ（＝Ｙｇ／Ｖｓ）を用いて、
Ｖｓｆ＝Ｒｆ・γ； Ｖｓｒ＝Ｒｆ・γ
であるので、結局、各輪の回転方向の移動速度Ｖｆ、Ｖｒは、
Ｖｆ＝Ｒｆ・γcosβf〜Ｒｆ・γ …（１０ａ）
Ｖｒ＝Ｒｒ・γcosβｒ〜Ｒｒ・γ …（１０ｂ）
と表される。なお、旋回半径Ｒｆ、Ｒｒは、図４を参照して、それぞれ、
Ｒｆ＝(Ｒ^２＋ｌｆ^２−２ｌｆ・Ｒ・sinβc)^１／２
〜(Ｒ^２＋ｌｆ^２−２ｌｆ・Ｒ・βc)^１／２ …（１０ｃ）
Ｒｆ＝(Ｒ^２＋ｌｒ^２＋２ｌｒ・Ｒ・sinβc)^１／２
〜(Ｒ^２＋ｌｒ^２＋２ｌｒ・Ｒ・βc)^１／２ …（１０ｄ）
により与えられる（上記の式は、旋回中心Ｏから車両の中心軸線に対して下ろした垂線を用いて、ピタゴラスの定理により得られる。）。なお、Ｒは、重心の旋回半径であり、Ｒ＝Ｖｓ^２／Ｙｇにより与えられ、βcは、重心のスリップ角である。

また、上記の式（９ａ）及び（９ｂ）に於いて、スリップ率は、各輪の駆動力ＤｉとドライビングスティフネスＫｉを用いて、
Ｓｉ＝Ｄｉ／Ｋｉ …（１１）
により与えられる。なお、ドライビングスティフネスＫｉは、各輪の接地荷重Ｗｉに比例し、
Ｋｉ＝κＷｉ …（１１ａ）
と与えられる量である。κは比例係数であり、実験的に又は理論的に予め与えられる。かくして、式（９ａ）〜（１１ａ）により、式（８ａ）、（８ｂ）の前輪及び後輪の回転速Ｖｗｆ、Ｖｗｒが各輪の駆動力Ｄｉとその他の走行条件により表されることとなる。そして、かかる前輪及び後輪の回転速Ｖｗｆ、Ｖｗｒが算定可能となると、それらの値からセンタデフによる駆動力配分比又は各輪の駆動力の値が確定される。なお、センタデフによる駆動力配分比又は各輪の駆動力の値は、以下に説明される如く、デフの形式によって算定方法が異なる。

（速度拘束方式デフの場合）
センタデフが速度拘束方式デフである場合、既に触れたように、前後輪への推進軸の回転の拘束の程度を調節することにより、前後輪の推進軸へ伝達される駆動力が調節される。前後輪への推進軸の回転の拘束の程度は、拘束率ｃｒにより設定され、かかるｃｒは、前後輪への推進軸の回転を非拘束にした場合（非作動時）の前輪及び後輪の回転速Ｖｗｆ、Ｖｗｒと、前後輪への推進軸の回転を拘束した場合（作動時）の前輪及び後輪の回転速Ｖｃｗｆ、Ｖｃｗｒとを、下記の式により関連付ける量である。
ｃｒ＝１−ｄＷ’／ｄＷ …（１２）
ここで、
ｄＷ’＝｜Ｖｃｗｒ−Ｖｃｗｆ｜
ｄＷ＝｜Ｖｗｒ−Ｖｗｆ｜
として与えられる回転速差の絶対値である。従って、拘束率ｃｒを与え、且つ、デフの作動時及び非作動時の前輪及び後輪の回転速の和（又は平均値）が等しい、即ち、
Ｖｃｗｒ＋Ｖｃｗｆ＝Ｖｗｒ＋Ｖｗｆ …（１３）
とすると、デフの作動時の前輪及び後輪の回転速は、結局、
Ｖｃｗｆ＝Ｖｗｆ−（ｃｒ／２）（Ｖｗｆ−Ｖｗｒ） …（１４ａ）
Ｖｃｗｒ＝Ｖｗｒ＋（ｃｒ／２）（Ｖｗｆ−Ｖｗｒ） …（１４ｂ）
により与えられる。なお、特に、ｃｒ＝１のとき（直結状態）は、
Ｖｃｗｆ＝Ｖｃｗｒ＝（Ｖｗｒ＋Ｖｗｆ）／２ …（１４ｃ）
となる。

上記の如く、前後輪の推進軸の回転速Ｖｃｗｆ、Ｖｃｗｒが決定されると、それらの値と駆動力の左右配分比ｋｆ又はｋｒを用いて、前後の左右輪の各々の車輪速、スリップ率及び駆動力が決定される。具体的には、まず、前後輪にそれぞれについて左右の駆動力Ｄｉは、
Ｄ_ＦＬ・ｋｆ＝Ｄ_ＦＲ・（１−ｋｆ） …（１５ａ）
Ｄ_ＲＬ・ｋｒ＝Ｄ_ＲＲ・（１−ｋｒ） …（１５ｂ）
の関係にあることから、式（９）、（１１）、（１１ａ）の関係式より、各輪垂直荷重Ｗｉ（式（４））と移動速度Ｖｆ、Ｖｒ（式（１０ａ、ｂ））とを用いて
ｋｆ・Ｗ_ＦＬ（Ｖｗ_ＦＬ−Ｖｆ）＝（１−ｋｆ）・Ｗ_ＦＲ（Ｖｗ_ＦＲ−Ｖｆ） …（１６ａ）
ｋｒ・Ｗ_ＲＬ（Ｖｗ_ＲＬ−Ｖｒ）＝（１−ｋｒ）・Ｗ_ＲＲ（Ｖｗ_ＲＲ−Ｖｒ） …（１６ｂ）
が成立する。この条件と、左右輪の車輪速の平均値が推進軸の回転速に一致する、即ち、
Ｖｗ_ＦＬ＋Ｖｗ_ＦＲ＝２Ｖｃｗｆ …（１６ｃ）
Ｖｗ_ＲＬ＋Ｖｗ_ＲＲ＝２Ｖｃｗｒ …（１６ｄ）
との条件から、各輪の車輪速Ｖｗｉが算定される。しかる後、算定された車輪速Ｖｗｉを式（９）に代入し、速度拘束式デフの作動時の各輪スリップ率Ｓｃｉが算定され、更に、式（１１）の関係、即ち、
Ｄｃｉ＝Ｋｉ・Ｓｃｉ …（１７）
より、各輪スリップ率ＳｃｉとドライビングスティフネスＫｉとの積によって、速度拘束式デフの作動時の各輪駆動力Ｄｃｉが表される。なお、添え字ｃは、デフの回転拘束が作動しているときの量であることを示している。

かくして、上記まで各輪の駆動力Ｄｃｉ（式（１７））、垂直荷重Ｗｉ（式（４））、横力Ｆｉ（式（６））を用いて、タイヤ負荷率ｅｔｉが算定されることとなる。この点に関し、垂直荷重Ｗｉ、横力Ｆｉ及び速度拘束式デフの作動時の各輪駆動力Ｄｃｉの算出に用いた前輪及び後輪の回転方向の移動速度Ｖｆ、Ｖｒは、式（３）に於いてセンタデフの駆動力配分比ｋを与えて算出される値である。従って、より厳密に演算を実行する場合には、式（１７）の各輪の駆動力Ｄｃｉの値と式（３）の各輪駆動力Ｄｉの値とが整合するようｋの値を変更しつつ数値演算が実行され、
Ｄｃｉ＝Ｄｉ …（１８）
となるときの駆動力Ｄｉ、垂直荷重Ｗｉ、横力Ｆｉを用いてタイヤ負荷率が決定されてよい。なお、条件（１８）が成立するよう駆動力Ｄｃｉ、垂直荷重Ｗｉ、横力Ｆｉの演算を繰り返す過程に於いて、スリップ角βｆ、βｒ等の値は、再計算されるが、式（１３）、（１４ａ〜ｃ）に於いて参照されるデフの非作動時の前後輪回転速Ｖｗｆ、Ｖｗｒは、再計算をせずにデフの非作動時の駆動力配分比ｋの値を用いて得られたものが常に用いられることは注意されるべきである。

（トルク感応方式デフの場合）
センタデフがトルク感応方式の場合には、既に触れたように、駆動力配分比は、
前輪側及び後輪側の推進軸の回転速Ｖｗｆ、Ｖｗｒの大小関係によって、例えば、
(a)Ｖｗｆ＝Ｖｗｒのとき 前輪：後輪＝４：６
(b)Ｖｗｆ＞Ｖｗｒのとき 前輪：後輪＝３：７
(c)Ｖｗｆ＜Ｖｗｒのとき 前輪：後輪＝５：５
の如く決定される。従って、具体的に演算する際には、まず、（ａ）が成立しているものとして、所与の走行条件下で、各輪駆動力Ｄｉ、垂直荷重Ｗｉ、横力Ｆｉを演算して、式（８ａ、ｂ）の前輪側及び後輪側の推進軸の回転速Ｖｗｆ、Ｖｗｒを算出し、その大小関係が判定され、センタデフの駆動力配分比が上記の（ａ）〜（ｃ）から選択される。そして、再度、選択されたセンタデフの駆動力配分比を用いて、各輪駆動力Ｄｉ、垂直荷重Ｗｉ、横力Ｆｉを演算し、タイヤ負荷率ｅｔｉが算出される。［稀に、走行条件によって、再度、演算を実行して式（８ａ、ｂ）の前輪側及び後輪側の推進軸の回転速Ｖｗｆ、Ｖｗｒが逆転する場合が生ずるが、その場合は、センタデフの駆動力配分比として、（ａ）を選択して、タイヤ負荷率ｅｔｉが演算されることとする。］

駆動力配分比及び拘束率の決定
かくして、上記に説明された演算によれば、所与の走行条件（車速Ｖｓ、路面摩擦係数μ、横加速度Ｙｇ、総駆動力Ｄｔ）に於いて、駆動力配分比ｋｆ、ｋｒと拘束率ｃｒの組み合わせ（速度拘束式センタデフの場合）又は駆動力配分比ｋｆ、ｋｒの組み合わせ（トルク感応式センタデフの場合）を与えると、各輪のタイヤ負荷率が算定される。かかるタイヤ負荷率は、既に述べた如く、実際の車両の駆動配分制御に於いては、全輪について、条件（２）を満たす必要がある。そこで、本発明に於いては、走行条件を入力パラメータとして、駆動力配分比の組合せ（以下、単に、「駆動力配分比の組合せ」という場合、駆動力配分比ｋｆ、ｋｒと拘束率ｃｒの組み合わせをさす場合も含むものとする。）を種々変更しながら、条件（２）を満たすタイヤ負荷率を与える駆動力配分比の組合せが決定される。

本発明の発明者による計算実験によれば、所与の走行条件に於いて、駆動力配分比の組合せの可変範囲全域に渡って、駆動力配分比（ｋｆ、ｋｒ、ｃｒ）の値又は駆動力配分比（ｋｆ、ｋｒ）を変更して、上記の式（１）の各輪のタイヤ負荷率ｅｔｉを算出すると、全輪のタイヤ負荷率ｅｔｉが条件（２）を満たす駆動力配分比の組合せの範囲が、三次元（速度拘束式センタデフの場合）又は二次元（トルク感応式センタデフの場合）の領域として決定されることが見出された（図５参照）。また、上記の条件（２）を満たすタイヤ負荷率ｅｔｉを与える駆動力配分比の範囲は、所与の路面摩擦係数μと横加速度Ｙｇと車速Ｖｓについて、総駆動力Ｄｔの増大とともに縮小し（タイヤ負荷率ｅｔｉは、全体的に増大する。）、全輪が
ｅｔｉ＝１．０ …（２ａ）
となるとき、一つの駆動力配分比ｋｆ、ｋｒ、ｃｒの組み合わせに収束することが見出された。かくして、条件（２）を与える駆動力配分比は、車両の走行に於いて想定される車速Ｖｓ、路面摩擦係数μ、横加速度Ｙｇ及び総駆動力Ｄｔの範囲全域に於いて、駆動力配分比ｋｆ、ｋｒ、ｃｒのそれらの可変範囲全域についてタイヤ負荷率ｅｔｉを算出して、全輪のタイヤ負荷率ｅｔｉが１．０以下となる駆動力配分比ｋｆ、ｋｒ、ｃｒの範囲を求め、その結果得られた駆動力配分比の範囲内から適当な値（例えば、範囲の中心値）を選択することにより決定することができる。

図６及び７は、センタデフが速度拘束式デフである場合について、或る路面摩擦係数μ、横加速度Ｙｇ、車速Ｖｓに於いて、総駆動力Ｄｔを徐々に増大しながら、駆動力配分比の組合せ（ｋｆ、ｋｒ、ｃｒ）の値を逐次的に決定し、総駆動力Ｄｔを変数とした、駆動力配分比の組合せ（ｋｆ、ｋｒ、ｃｒ）のマップを調製する処理をフローチャートの形式で表したものである。なお、当業者にとって理解される如く、総駆動力があまり高くなければ、駆動力配分比又は拘束率をベース設定（各デフを作動していない状態：通常、左右配分デフについては、ｋｆ＝ｋｒ＝０．５、センタデフについては、ｃｒ＝０）にしても、全輪のタイヤ負荷率は、上記の上限値以下となることは明らかであり、その場合、駆動力配分比ｋｆ、ｋｒ、拘束率ｃｒを変更する必要はない。そこで、例示されている処理では、まず、駆動力配分比の組合せをベース設定にて設定し、総駆動力を任意の低い値から増大しつつ全輪のタイヤ負荷率が算出される。（これにより、ベース設定の駆動力配分比で対応可能な総駆動力Ｄｔ、路面摩擦係数μ及び横加速度Ｙｇ、車速Ｖｓの条件の範囲を確認することもできる。）。そして、総駆動力Ｄｔが或る程度高くなり、これにより、全輪のタイヤ負荷率が上限値に或る程度近づいてきたとき、その時点から初めて駆動力配分比ｋｆ、ｋｒ又は拘束率ｃｒを変更してタイヤ負荷率を算出し、上記の条件（２）を満たす駆動力配分比の組合せの範囲及びその選択値（例えば、中心値）の決定がなされる。

図６を参照して、まず、総駆動力Ｄｔとして任意の低い値Ｄｔ０を設定し（ステップ１００）、ベース設定の駆動力配分比ｋｆ、ｋｒ（＝０．５，ｅｔｃ．）、拘束率ｃｒ（＝０，ｅｔｃ．）を用いて、上記の如く、全輪のタイヤ負荷率ｅｔｉが算出される（ステップ１１０）。そして、算出された全輪のタイヤ負荷率ｅｔｉが、所定の閾値Ｔｈ、例えば、０．８を越えるか否かが判定される（ステップ１２０）。既に述べた如く、総駆動力Ｄｔが小さければ、タイヤ負荷率ｅｔｉは、いずれも１．０を越えないので（ベース設定の駆動力配分比で十分に対応可能であることを意味する。）、総駆動力を所定の量ΔＤｔだけ増大し（ステップ１３０）、ステップ１１０及び１２０が繰り返される。かかる処理は、総駆動力を徐々に増大しつついずれかのタイヤ負荷率ｅｔｉが所定の閾値Ｔｈを越えるまで繰り返される。

タイヤ負荷率ｅｔｉのいずれかが所定の閾値Ｔｈを越えたとき（ステップ１２０）、今度は、駆動力配分比ｋｆ、ｋｒ又は拘束率ｃｒの可変範囲全域について全輪のタイヤ負荷率ｅｔｉが算出される（ステップ１４０）。ここにおいて、駆動力配分比は、可変範囲（ｋmin，ｋmax）に於いて、ｋｆ、ｋｒ、ｃｒをそれぞれ適当なキザミ幅Δｋにて、全ての組み合わせについて全輪のタイヤ負荷率ｅｔｉを算出し［ｋｆ、ｋｒ、ｃｒの三次元空間に於いて、格子幅Δｋの三次元格子を想定し、その格子点の全てについてタイヤ負荷率ｅｔｉを算出する。］、上記の条件（２）を与えるｋｆ、ｋｒ、ｃｒの範囲が特定される（ステップ１５０）。このことに関し、ｋｆ、ｋｒ、ｃｒの三次元空間を考えたときに、既に述べた如く、上記の条件（２）を満たす（ｋｆ、ｋｒ、ｃｒ）の集合は、三次元領域として特定されることがわかっている。従って、上記の条件（２）を満たすｋｆ、ｋｒ、ｃｒの組み合わせの集合は、ｋｆ、ｋｒ、ｃｒの三次元空間に於ける領域の境界表面の座標を検出することにより、特定することができる。上記の条件（２）を満たすｋｆ、ｋｒ、ｃｒの領域の境界の特定は、当業者にとって任意の方法で為されることは理解されるべきである。例えば、図７に示す如く、ｃｒ、ｋｆを固定してｋｒを微小量Δｋずつ変化させながら、タイヤ負荷率ｅｔｉを算出し、条件（２）を満たすｋｒの下限krlowと上限ｋrhighを決定する操作（ステップ２１０−２７０参照）を、ｋｆを微小量Δｋずつ変化させながら繰り返し（ステップ２８０−２９０参照）、また更にその操作を、ｃｒを微小量Δｋずつ変化させて繰り返すことにより（ステップ３００−３１０参照）、条件（２）を満たす領域の境界表面の座標を特定することができる。

次いで、ステップ１５０に於いて上記の条件（２）を満たすｋｆ、ｋｒ、ｃｒの領域を特定した後、ｋｆ、ｋｒ、ｃｒの領域に入るｋｆ、ｋｒ、ｃｒの有意な組み合わせが存在する場合［三次元空間の格子点が存在するとき］（ステップ１６０）、その領域の中心点の組み合わせがそのときの総駆動力Ｄｔの駆動力配分比ｋｆ、ｋｒ、ｃｒとして決定され、マップの値として記憶されてよい（ステップ１７０）。中心点は、例えば、上記の条件（２）を満たす領域の重心（境界表面の座標値ｋｆ、ｋｒ、ｃｒの各々の和を境界表面の座標の数で割ったものなど）であってよい。中心点を選択するのは、どの車輪についてもタイヤ負荷率に概ね同程度の余裕があると想定されるためである（中心点は、いずれ方向についても境界表面まで距離（余裕）がある。）。

かくして、そのときの総駆動力Ｄｔ（及び車速ｖｓ、路面摩擦係数μ及び横加速度Ｙｇ）に於けるｋｆ、ｋｒ、ｃｒの選択値が決定されると、総駆動力Ｄｔを所定増分ΔＤｔだけ増大し（ステップ１８０）、ステップ１４０−１７０が繰り返され、総駆動力Ｄｔに於けるｋｆ、ｋｒ、ｃｒの選択値が逐次的に決定される。かかる処理を繰り返し、総駆動力Ｄｔを増大していくと、既に述べた如く、条件（２）を満たすタイヤ負荷率を与えるｋｆ、ｋｒ、ｃｒは、一点に収束し、即ち、タイヤ負荷率ｅｔｉは、本発明の制御に於ける上限値に到達する（キザミ幅Δｋの大きさによっては、計算上、タイヤ負荷率の上限を満たすｋｆ、ｋｒ、ｃｒの組み合わせ（格子点）が数個になることが有り得る。）。そこで、更に、総駆動力Ｄｔを増大すると（ステップ１８０）、次のステップ１６０の判定に於いて、領域が存在しないこととなるので、これにより、処理が完了する。

実際の走行中の車両に於いて、上記の駆動力配分比ｋｆ、ｋｒ、ｃｒのマップにより各デフの駆動力配分比又は拘束率が設定されると、各輪に於いて条件（２）が満たされるよう駆動力が調節され、全輪がグリップ力を維持した状態で限界加速度の向上がなされることとなる。また、マップの算出に於いて、横加速度Ｙｇがパラメータとして用いられているので、制御時、即時の横加速度Ｙｇに於けるマップの値（ｋｆ、ｋｒ、ｃｒ）を選択することにより、制御後の駆動力の配分に於いても横加速度が維持される。横加速度は、式（７ｄ）の如く、
δ＝βｆ−βｒ＋ｌ・Ｙｇ／Ｖｓ^２
の関係にて、運転者により制御される舵角δと一対一の関係にあるので、運転者が操舵角を変更して前輪舵角を変更すると、横加速度に反映され、これにより、車両は、所望の方向に加速されることとなる。

なお、上記のマップの調製に於いて、駆動力配分比ｋｆ、ｋｒ、ｃｒをベース設定から変更する処理は、タイヤ負荷率が閾値Ｔｈを越えた後(ステップ１２０)から実行するようになっているが、総駆動力の初期値Ｄｔ０から駆動力配分比ｋｆ、ｋｒ、ｃｒの領域の算出及びその中心値の決定の手順により、駆動力配分比ｋｆ、ｋｒ、ｃｒを決定するようになっていてもよい。また、調製されるマップは、総駆動力Ｄｔ、車速Ｖｓ、摩擦係数μ及び横加速度Ｙｇを変数とした駆動力配分比の組（ｋｆ、ｋｒ、ｃｒ）により構成されるので、図６のマップの調製過程では、車速Ｖｓ、摩擦係数μ及び横加速度Ｙｇが固定され、総駆動力Ｄｔを徐々に増大した算出処理が例示されているが、総駆動力Ｄｔと、車速Ｖｓ、摩擦係数μ及び横加速度Ｙｇのうちのいずれか二つを固定して、残りの一つを徐々に変化させても同様のマップが調製されることは理解されるべきである。

センタデフがトルク感応式のものである場合には、図７の処理に於いて、ｃｒを逐次変更する処理（ステップ３００、３１０）は実行されない。また、上記の例では、前後輪の両方について左右輪への駆動力配分比が可変であるデフが採用されている場合にも適用できるよう説明されているが、いずれか一方のデフがオープンデフであり、駆動力配分比が固定である場合には、対応する駆動力配分比ｋｆ又はｋｒに固定配分比の値が与えられ、その駆動力配分比を変更する処理（ステップ２６０及び２７０、或いは、ステップ２８０及び２９０）は実行されない。

実際の車両に於いて、マップを予め準備するのではなく、即時の走行条件に於いて、駆動力配分比の組合せを決定する場合には、即時に図７の処理（図６のステップ１４０、１５０）を実行した後、図６のステップ１６０、１７０の処理が実行される。ステップ１６０で、ｃｒ、ｋｆ、ｋｒの利用可能範囲が存在しない場合には、総駆動力Ｄｔを増大すべきでないこととなる。

以上の説明は、本発明の実施の形態に関連してなされているが、当業者にとつて多くの修正及び変更が容易に可能であり、本発明は、上記に例示された実施形態のみに限定されるものではなく、本発明の概念から逸脱することなく種々の装置に適用されることは明らかであろう。

例えば、上記の例に於いて、タイヤ負荷率が条件（２）を満たすように、即ち、全輪についてその限界まで増大することが許されるように、駆動力配分制御が実行されているが、タイヤ力が、一輪のみ、例えば、旋回外前輪のみ、限界まで増大することが許され、その他の車輪については、タイヤ力の増大が限界値よりも所定量低いまでに制限されるようになっていてもよい。その場合、全輪が同時に限界に達することが回避されるので、全輪の駆動力が同時に限界を超えることが回避される。

図１（Ａ）は、本発明による駆動力配分制御装置の好ましい実施形態が実現される自動車の模式図を示している。図１（Ｂ）は、本発明の駆動力配分制御装置の構成を制御ブロックの形式にて表したものである。 図２（Ａ）は、タイヤ負荷率について説明する図である。図２（Ｂ）は、旋回加速中の車両に於ける駆動力及び遠心力による各輪の荷重移動量を算出する際に参照する力成分のベクトルを示している。図２（Ｃ）は、旋回加速中の車両の各輪横力を算出する際に参照する遠心力、横力、駆動力ベクトルの関係を示している。なお、（Ｂ）、（Ｃ）は、車両を二輪モデルとして扱っている。 図３は、旋回加速中の車両の各輪横力を算出する際に参照する車両に作用するヨーモーメントの釣り合いに係わる力成分のベクトルを示している。ΔＦが、駆動力の左右差によるヨーモーメントに対向する前輪から後輪へ移動する横力移動量に相当する。 図４は、旋回加速中の車両の各輪スリップ率を算出するために参照される前輪及び後輪の回転方向 の移動速度Ｖｆ、Ｖｒ及び旋回半径Ｒｆ、Ｒｒを算出する方法を説明する図である。構成を明瞭に示すために、スリップ角は、実際のものより大きく示されているが、各輪の回転方向の移動速度Ｖｓｆ・ｃｏｓβｆ、Ｖｒｓ・ｃｏｓβｒに於いて、ｃｏｓβｆ（ｒ）〜１とする近似が用いられる。なお、図に於いて、車両を二輪モデルとして扱っている。 図５は、或る車速Ｖｓ、路面摩擦係数μ、横加速度Ｙｇ、総駆動力Ｄｔに於いて、全駆動輪のタイヤ負荷率が上限値１．０以下となる駆動力配分比の組み合わせの範囲を（ｋｆ，ｋｒ，ｃｒ）の三次元空間に於いて示したものである。図示の例では、車速Ｖｓ＝６０ｋｍ／ｈ、路面摩擦係数μ＝１．０、横加速度Ｙｇ＝３．９２ｍ／ｓ^２（左旋回中）、総駆動力Ｄｔ＝５０００Ｎとした。総駆動力を増大すると、全駆動輪のタイヤ負荷率が上限値１．０以下となる（ｋｆ，ｋｒ，ｃｒ）の領域は、１点に収束する（図示せず）。 図６は、駆動力配分比の組み合わせのマップを調製する手順をフローチャートの形式で表した図である。図中、ｋｆ，ｋｒ，ｃｒの利用可能範囲とは、条件（２）を満たすｋｆ，ｋｒ，ｃｒの三次元領域のことである。 図７は、或る車速Ｖｓ、路面摩擦係数μ、横加速度Ｙｇ及び総駆動力Ｄｔに於いて、全駆動輪のタイヤ負荷率が上限値１．０以下となる駆動力配分比の組み合わせの領域を決定する手順をフローチャートの形式で表したものである。Nullは、値が無いことを意味する。Δｋ又はΔｃｒ及び配分比又は拘束率の可変範囲［ｋｍｉｎ，ｋｍａｘ］又は［ｃｒｍｉｎ，ｃｒｍａｘ］は、デフ毎に異なっていてもよい。Ｓ２２５は、Ｓ２２０がイエスになった後、ノーになるときには、ｋｒの下限、上限が決定されていることになるので、それ以後ｋｒを変更した計算の実行を省略するためのものである。ｋｆ、ｋについても同様の処理がなされよい。

符号の説明

１０…車体
１２ＦＬ、ＦＲ、ＲＬ、ＲＲ…車輪
１４…アクセルペダル
１６…駆動装置
１８…エンジン
２０…変速機
２２…センタデフ
２４…前輪側デフ
２６…後輪側デフ
３０…操舵装置
３２…ステアリングホイール
３２…操舵角センサ
４０ＦＬ、ＦＲ、ＲＬ、ＲＲ…車輪速センサ
５０…電子制御装置

Claims (5)

1. 速度拘束方式又はトルク感応方式のセンタデフと前輪又は後輪の少なくとも一方の左右駆動輪の駆動力を可変配分比にて分配する駆動力配分デフとを備えた四輪駆動車両の駆動輪の駆動力の配分制御を行う車両の駆動力配分制御装置であって、前記車両に於いて発生させる総駆動力と前記前輪の舵角と前記前輪スリップ角と前記後輪スリップ角とに基づいて決定される前記駆動力配分デフの作動時に於ける前記車両の各車輪のスリップ率と、対応する前記各車輪のドライビングスティフネスとの積に基づいて決定される各輪駆動力にて前記総駆動力が前記各輪へ分配されるよう前記駆動力配分デフの作動を制御することを特徴とする装置。
2. 請求項１の装置であって、前記車両の駆動輪のタイヤグリップ力がその限界を超えないように前記各輪に分配される駆動力が調節されることを特徴とする装置。
3. 請求項１の装置であって、前記センタデフが速度拘束方式の駆動力配分装置であり、前記車両の各輪の駆動力が、前記総駆動力と、前記速度拘束方式の駆動力配分装置の前後回転軸の回転速の拘束率と、前記駆動力配分デフの左右輪の駆動力配分比とにより与えられることを特徴とする装置。
4. 請求項１の装置であって、前記センタデフがトルク感応方式の駆動力配分装置であり、前記車両の各輪の駆動力が、前記総駆動力と、前記駆動力配分デフの左右輪の駆動力配分比とにより与えられることを特徴とする装置。
5. 請求項１の装置であって、前記車両の車速、旋回状態量、前記総駆動力及び前記各輪の路面摩擦係数を入力パラメータとして前記各輪の駆動力が決定されることを特徴とする装置。

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