JP2845101B2

JP2845101B2 - 車両用路面摩擦抵抗推定装置

Info

Publication number: JP2845101B2
Application number: JP23665593A
Authority: JP
Inventors: 薫澤瀬
Original assignee: Mitsubishi Motors Corp
Current assignee: Mitsubishi Motors Corp
Priority date: 1993-09-22
Filing date: 1993-09-22
Publication date: 1999-01-13
Anticipated expiration: 2014-01-13
Also published as: JPH07101258A

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【産業上の利用分野】本発明は、路面の状態から路面の
摩擦抵抗を推定する、車両用路面摩擦抵抗推定装置に関
する。

【０００２】

【従来の技術】近年、自動車の前輪の操舵角や車速等に
応じて、後輪を操舵するような４輪操舵機構が開発され
ているが、このような４輪操舵機構には、路面の状態を
検出してその路面摩擦抵抗係数（路面摩擦抵抗）を推定
するような装置がそなえられている場合がある。

【０００３】この路面摩擦抵抗推定装置について、図１
４〜図１９を用いて説明する。図１４は上述のような４
輪操舵機構の全体構成を模式的に示す図であって、図１
４において、２５，２６は操舵輪としての前輪、１５，
１６は後輪、１０５はステアリングハンドル（以下、ハ
ンドルという）である。前輪２５，２６を連結するよう
に配設された前輪操舵用タイロッド１０６Ａには、ラッ
ク＆ピニオン等の図示しない機械式駆動機構の他に、パ
ワーステアリング用の油圧シリンダ１０６が付設されて
いる。この油圧シリンダ１０６には、ハンドル１０５の
操舵状態に応じて油圧を給排する進相バルブ１１３が設
けられている。

【０００４】また、後輪１５，１６を連結するように配
設された後輪操舵用タイロッド１０７Ａには、後輪操舵
用の油圧シリンダ１０７が付設され、この油圧シリンダ
１０７にも、後輪操舵用バルブ１０８が設けられてい
る。これらの進相バルブ１１３及び後輪操舵用バルブ１
０８は、コントローラ１８によりハンドル角θ_H，車速
Ｖ，パワーステアリングの作動油圧力（以下、パワステ
圧と略す）Ｐ，後輪操舵角（以下、操舵角を舵角と略
す）及びオルタネータ１１５ＡのＬ端子出力１１５等に
基づいて制御されるようになっている。

【０００５】このため、コントローラ１８には、ハンド
ル角センサ２０，車速センサ（車速検出手段）１９，２
つのパワステ圧センサ１１２，後輪操舵角センサ１１４
及びオルタネータ１１５ＡのＬ端子出力１１５等が接続
され、これらの各検出情報がコントローラ１８に入力さ
れるようになっている。このコントローラ１８の前後輪
の操舵にかかる概略構成を説明すると、図１５に示すよ
うに、デジタル信号として入力されたハンドル角センサ
２０，車輪速センサ１９，オルタネータのＬ端子出力１
１５からの各情報に基づいて後輪操舵モードの判定を行
なう一方で、アナログ信号として入力されたパワステ圧
センサ１１２からの各情報及びハンドル角センサ２０，
車速センサ１９からの各情報に基づいて路面摩擦抵抗推
定部１８Ｄにおいて、路面の状態（路面摩擦抵抗係数
μ）が推定される。

【０００６】そして、これらの判定された後輪操舵モー
ドと推定された路面摩擦抵抗μの値と上述のハンドル角
センサ２０，車速センサ１９及び後輪操舵角センサ１１
４からの各情報とに基づいて各制御の制御量が設定さ
れ、これらがデジタル・アナログ変換されて、前輪の進
相バルブ１１３及び後輪操舵用バルブ１０８へ出力され
るようになっている。

【０００７】ところで、操舵時に車両の操舵輪２５，２
６に作用する力を模式的に示すと図１７のようになる。
図１７に示すように、車両の操舵時は、通常はタイヤの
向き（前輪舵角δf ）とタイヤの進行方向（車両の進行
方向）との間にすべり角βf が発生する。又、この時タ
イヤには、タイヤの進行方向と直交する方向にコーナリ
ングフォースＣＦが発生する。

【０００８】このコーナリングフォースＣＦは、タイヤ
の接地面に対する摩擦力であり、図１６に示すように、
その大きさは路面とタイヤとの間の摩擦係数μに依存し
ている。また、単位横すべり角βf 当りに発生するコー
ナリングフォースの値（図１６のグラフの傾きに相当）
は路面摩擦抵抗μの値によって変化する。

【０００９】そこで、上述の路面摩擦抵抗推定部１８Ｄ
では、この横すべり角βf とコーナリングフォースＣＦ
とを、それぞれステアリングの操舵角θ_Hとパワーステ
アリング装置３０の作動油圧Ｐから算出し、図１６に示
すマップから路面摩擦抵抗μを推定するのである。パワ
ステ圧Ｐは、路面摩擦抵抗μとすべり角βf に比例する
ので、Ｐ＝Ｋ1 ・βf ・ μ（Ｋ1 は定数）と表すことができる。

【００１０】また、すべり角βf は、 βf ＝Ｋ3 ・Ｖ²・θ_H／（μ＋Ｋ2 ・Ｖ²）と表すことができる。なお、Ｋ2 , Ｋ3 は定数である。
そして、上述の２つの式より、Ｐ／θ_H＝μ・Ｋ1 ・Ｋ3 ・Ｖ²／（μ＋Ｋ2 ・Ｖ²）となる。

【００１１】したがって、パワステ圧Ｐとハンドル角θ
_Hと車速Ｖとを検出することにより、路面の摩擦抵抗μ
を推定することができる。ところで、車両の走行状態が
定常的な旋回状態では、上記の方法で路面の摩擦抵抗μ
を推定することができるが、過渡状態においては推定が
困難になる場合がある。

【００１２】つまり、操舵中においては、進相バルブ１
１３のバルブ特性やタイヤ慣性の影響等によって、図１
８（ａ）に示すようなハンドル操作を行なった場合に、
図１８（ｂ）に示すように、パワステ圧Ｐに位相進みや
位相遅れなどが生じ、このような場合には、上記の式を
適用することができなくなる。そこで、この装置では、
図１９に示すような処理を行なうことにより、路面の摩
擦抵抗μを安定して出力する。

【００１３】まず、パワステ圧Ｐを、図１９に示すよう
に数Ｈ_Zフィルタによりノイズを除去する。この後、２
次フィルタを用いて操舵時の位相の進みを取り除く。そ
して、この処理を行なった値より、Ｐ／θ_Hが算出され
る。また、このコントローラ１８には、パワーステアリ
ング装置のバルブ１１３の特性や位相遅れ分の影響を取
り除くため条件判定部１８Ｅが設けられており、Ｐ／θ
_Hが算出された後、この条件判定部１８Ｅにより、次の
条件を満たしている場合にのみ路面摩擦抵抗μが推定さ
れる。

【００１４】つまり、｜θ_H｜＞１０°，ハンドル１０
５が切込時，Ｐ／θ_H＞０のときに、路面摩擦抵抗μが
推定されるのである。そして、上述のＰ／θ_Hと路面摩
擦抵抗μとの関係式をマップ化した路面摩擦抵抗推定部
１８Ｄにおいて、Ｐ／θ_H及び車速Ｖをパラメータとし
て路面摩擦抵抗μが推定される。

【００１５】最後に、この出力値の急激な変化を避け
て、出力値を安定化させるための出力値安定化手段１８
Ｈが設けられており、出力された路面摩擦抵抗μの値の
１秒あたりの変化が微小な範囲内になるようにリミッタ
を作動させ、さらに、数Ｈ_Zフィルタを通して、より安
定化されて出力される。

【００１６】

【発明が解決しようとする課題】しかしながら、このよ
うな従来の路面摩擦抵抗推定装置には、パワステ圧力を
検出するための高圧力のパワステセンサ１１２が２つ必
要となるため、コスト増加を招いてしまう。また、上述
したような路面摩擦抵抗推定装置では、パワステ圧力か
ら路面摩擦抵抗を推定するため、パワステ圧が殆ど発生
しない直進状態では、路面摩擦抵抗を推定することがで
きないという課題がある。

【００１７】本発明は、このような課題に鑑み創案され
たもので、大幅なコスト増を招くことなく、直進走行時
にも路面摩擦抵抗μを推定することができるようにし
た、車両用路面摩擦抵抗推定装置を提供することを目的
とする。

【００１８】

【課題を解決するための手段】このため、請求項１記載
の本発明の車両用路面摩擦抵抗推定装置は、車両の左駆
動輪と右駆動輪との間における差動状態を制限する差動
制限機構と、該左駆動輪及び該右駆動輪の回転速度を検
出する左輪側回転速度検出手段及び右輪側回転速度検出
手段と、該車両のハンドル角を検出するハンドル角検出
手段とをそなえるとともに、該車両の車体速を検出する
車体速検出手段と、該車体速検出手段により算出された
車体速と該ハンドル角検出手段からの検出情報とに基づ
いて該左右駆動輪の基準回転速度差を算出する基準回転
速度差演算手段とが設けられ、該差動制限機構の作動状
態と、該車両の車体速と、該左右駆動輪の回転速度差と
該左右駆動輪の基準回転速度差と、の差とから該車両の
走行している路面の摩擦抵抗を推定する路面摩擦抵抗推
定手段が設けられていることを特徴としている。

【００１９】また、請求項２記載の本発明の車両用路面
摩擦抵抗推定装置は、四輪駆動車の前後の駆動輪のう
ち、いずれか一方の駆動輪を構成する左駆動輪と右駆動
輪との間における差動状態を制限する差動制限機構と、
該車両の差動制限機構がそなえられた側の左駆動輪及び
右駆動輪の回転速度を検出する左輪側回転速度検出手段
及び右輪側回転速度検出手段と、該車両の差動制限機構
のそなえられていない側の左駆動輪及び右駆動輪の回転
速度を検出する左輪側回転速度検出手段及び右輪側回転
速度検出手段と、該差動制限機構がそなえられている側
の左輪側回転速度検出手段と該右輪側回転速度検出手段
とからの検出情報と、該差動制限機構のそなえられてい
ない側の左輪側回転速度検出手段と該右輪側回転速度検
出手段とからの検出情報と、該差動制限機構の作動状態
と、に基づいて該車両の駆動輪のスリップ率差の変化量
を演算する演算手段が設けられ、該スリップ率差の変化
量の一定周期毎の平均値と、該スリップ率差の変化量の
一定周期毎の最大値と最小値との差と、から該車両の走
行している路面の摩擦抵抗を推定するように構成されて
いることを特徴としている。

【００２０】また、請求項３記載の本発明の車両用路面
摩擦抵抗推定装置は、上述の請求項１又は２記載の構成
に加えて、該差動制限機構が、該車両における左輪駆動
軸と右輪駆動軸との間で、駆動力を授受することで該左
右輪の駆動力を調整しうる駆動力伝達制御機構をそな
え、該駆動力伝達制御機構が、該左右の各駆動軸のうち
の一方の駆動軸側に連結されてこの一方の駆動軸側の回
転速度を一定の変速比で変速して出力しうる変速機構
と、該左右の各駆動軸のうちの他方の駆動軸側と上記変
速機構の出力部側との間に介装されて、係合時に上記の
左右の各駆動軸間で駆動力の伝達を行ないうる伝達容量
可変制御式トルク伝達機構とから構成されていることを
特徴としている。

【００２１】また、請求項４記載の本発明の車両用路面
摩擦抵抗推定装置は、上述の請求項１又は２記載の構成
に加えて、該差動制限機構が、該車両における左輪駆動
軸と右輪駆動軸との間に、エンジンからの駆動力を入力
される入力部と、上記の左右の駆動軸間の差動を許容し
つつ該入力部から入力された駆動力を上記の左右の各駆
動軸に伝達する差動機構と、該駆動力の伝達状態を制御
して上記の左右輪への駆動力配分を調整しうる駆動力伝
達制御機構とをそなえ、該駆動力伝達制御機構が、該駆
動軸側に連結されてこの駆動軸側の回転速度を一定の変
速比で変速して出力しうる変速機構と、該変速機構の出
力部分側と上記の入力部側との間に介装されて、係合時
に上記駆動軸側と上記入力部側との間で駆動力の伝達を
行ないうる伝達容量可変制御式トルク伝達機構とから構
成されていることを特徴としている。

【００２２】また、請求項５記載の本発明の車両用路面
摩擦抵抗推定装置は、上述の請求項１又は２記載の構成
に加えて、該差動制限機構が、該車両における左輪駆動
軸と右輪駆動軸との間に、エンジンからの駆動力を入力
される入力部と、上記の左右の駆動軸間の差動を許容し
つつ該入力部から入力された駆動力を上記の左右の各駆
動軸に伝達する差動機構と、駆動力の伝達状態を制御し
て上記の左右輪への駆動力配分を調整しうる駆動力伝達
制御機構とをそなえ、該駆動力伝達制御機構が、該入力
部側に連結されてこの入力部側の回転速度を一定の変速
比で変速して出力しうる変速機構と、該変速機構の出力
部分側と該駆動軸側との間に介装されて、係合時に上記
駆動軸側と上記入力部側との間で駆動力の伝達を行ない
うる伝達容量可変制御式トルク伝達機構とから構成され
ていることを特徴としている。

【００２３】さらに、請求項６記載の本発明の車両用路
面摩擦抵抗推定装置は、上述の請求項１〜５のいずれか
に記載の構成に加えて、該車両が、所定の運転状態の場
合にのみ該路面の摩擦抵抗の推定を更新するように構成
されていることを特徴としている。

【００２４】

【作用】上述の請求項１記載の本発明の車両用路面摩擦
抵抗推定装置では、左輪側回転速度検出手段及び右輪側
回転速度検出手段から左右駆動輪の回転速度が検出され
る。そして、これらの情報に基づいて左右の駆動輪間の
車輪速差が算出されるとともに、車体速検出手段では車
体速が推定される。

【００２５】また、ハンドル角検出手段により車両の操
舵角が検出され、このハンドル角情報と上述の車体速と
から左右輪の基準回転速度差が算出される。そして、こ
の基準回転速度差と左右駆動輪間の車輪速差と差動制限
機構の差動状態とから路面摩擦抵抗が推定される。ま
た、上述の請求項２記載の本発明の車両用路面摩擦抵抗
推定装置では、差動制限機構がそなえられた側の左輪側
回転速度検出手段及び右輪側回転速度検出手段から、左
右駆動輪の回転速度がそれぞれ検出されるるとともに、
差動制限機構がそなえられていない側の左輪側回転速度
検出手段及び右輪側回転速度検出手段から左右輪の回転
速度が検出される。

【００２６】また、演算手段では、これらの情報と差動
制限機構の作動状態とに基づいて、左右の駆動輪間のス
リップ率差の変化量が算出される。さらに、この駆動輪
間のスリップ率差の変化量の一定周期毎の平均値と、最
大値と最小値との差が算出される。そして、これらのス
リップ率差の変化量の一定周期毎の平均値と、スリップ
率差の変化量の一定周期毎最大値と最小値との差との関
係から路面摩擦抵抗が推定される。

【００２７】また、上述の請求項３記載の本発明の車両
用路面摩擦抵抗推定装置では、駆動力伝達制御機構によ
り、車両の左輪回転軸側と右輪回転軸側との間で駆動力
の授受が行なわれる。つまり、左右の各回転軸のうちの
一方の回転軸側の回転速度が変速機構により変速され、
この変速機構の出力部側と左右の各回転軸のうちの他方
の回転軸側との間に速度差が生じ、伝達容量可変制御式
トルク伝達機構を係合させることで上記の左右の各回転
軸間で駆動力の授受が行なわれる。即ち、伝達容量可変
制御式トルク伝達機構を係合させると、左右の各回転軸
のうちの他方の回転軸側と変速機構の出力部側とのうち
の高速側から低速側に駆動力が伝達されて、高速側の回
転軸では駆動力が減少し、この駆動力の減少に対応して
低速側の回転軸では駆動力が増加する。これにより、左
右駆動輪の駆動力が任意の割合で積極的に配分され、こ
れにより直進時であっても路面摩擦抵抗μを推定するこ
とができる。

【００２８】また、上述の請求項４記載の本発明の車両
用路面摩擦抵抗推定装置では、入力軸の駆動力が差動機
構を介して左輪駆動軸及び右輪駆動軸のそれぞれに伝達
されるが、このとき上記の左右の各駆動軸に出力される
駆動力の配分状態が駆動力伝達制御機構により調整され
る。つまり、駆動力伝達制御機構では、変速機構によ
り、駆動軸側の部材が一定の変速比で変速され、この変
速機構の出力部側と上記入力部側との間に速度差が生じ
て、伝達容量可変制御式トルク伝達機構を係合させるこ
とで上記駆動軸側と上記入力部側との間でで駆動力の伝
達が行なわれる。即ち、伝達容量可変制御式トルク伝達
機構を係合させると、変速機構の出力部側と入力部側と
のうちの高速側から低速側に駆動力が伝達されて、高速
側の駆動軸では駆動力が減少し、この駆動力の減少に対
応して低速側の駆動軸では駆動力が増加する。これによ
り、左右の駆動力配分が調整される。

【００２９】また、上述の請求項５記載の本発明の車両
用路面摩擦抵抗推定装置では、入力軸の駆動力が差動機
構を介して左輪駆動軸及び右輪駆動軸のそれぞれに伝達
されるが、このとき上記の左右の各駆動軸に出力される
駆動力の配分状態が駆動力伝達制御機構により調整され
る。つまり、駆動力伝達制御機構では、変速機構によ
り、入力部側の部材が一定の変速比で変速され、この変
速機構の出力部側と上記駆動軸側との間に速度差が生じ
て、伝達容量可変制御式トルク伝達機構を係合させるこ
とで上記駆動軸側と上記入力部側との間でで駆動力の伝
達が行なわれる。即ち、伝達容量可変制御式トルク伝達
機構を係合させると、変速機構の出力部側と駆動軸側と
のうちの高速側から低速側に駆動力が伝達されて、高速
側の駆動軸では駆動力が減少し、この駆動力の減少に対
応して低速側の駆動軸では駆動力が増加する。これによ
り、左右の駆動力配分が調整される。

【００３０】さらに、上述の請求項６記載の本発明の車
両用路面摩擦抵抗推定装置では、車両の運転状態が所定
の場合に路面摩擦抵抗の推定が更新される。

【００３１】

【実施例】以下、図面により、本発明の第１実施例とし
ての車両用路面摩擦抵抗推定装置について説明すると、
図１はその制御系の機能構成を示す模式的なブロック
図、図２は本装置をそなえた車両の駆動系を示す模式的
な構成図、図３は図２に示す駆動力配分装置を具体的に
説明するための模式図、図４はその駆動力配分装置の他
の例を示す模式的な構成図、図５はその制御系の一部を
示す制御ブロック図、図６はその原理を説明するための
グラフでありタイヤスリップ率と左右駆動輪間のトルク
移動量との関係を示すグラフ、図７はその作用を説明す
るためのフローチャート、図８は本装置とともに車両に
そなえられた差動制御装置の一例を示す模式的な断面
図、図９（ａ），（ｂ）はともに図８におけるＡ−Ａ矢
視断面図である。

【００３２】まず、第１実施例について説明すると、こ
の車両用路面摩擦抵抗推定装置を説明する前に、この装
置をそなえた自動車の駆動系について説明する。この自
動車は、図２に示すように、エンジン１からの駆動力を
トランスミッション２を介して遊星歯車で構成されたセ
ンタデフ３で受けて、センタデフ３から、前輪側と後輪
側とに伝達するような４輪駆動車である。

【００３３】特に、このセンタデフ３には、前後輪の差
動を適当に制限しうるセンタデフ差動制限機構５が設け
られている。この差動制限機構５は、ここでは油圧式の
多板クラッチにより構成され、供給油圧に応じて前後輪
の差動を制限しながら、前後輪への駆動力配分を制御で
きるようになっており、前後輪間の駆動力配分を制御す
る装置となっている。

【００３４】このようにして、センタデフ３から配分さ
れた駆動力の一方は、フロントデフ４を通じて左右の前
輪２５，２６に伝達されるようになっている。一方、セ
ンタデフ３から配分された駆動力の他方は、プロペラシ
ャフト６を介してリヤデフ８に伝達され、このリヤデフ
８を通じて左右の後輪１５，１６に伝達されるようにな
っている。なお、符号７はドライブピニオン及びリング
ギアからなるベベルギア機構である。

【００３５】リヤデフ８部分には、変速機構１０と伝達
容量可変制御式トルク伝達機構としての多板クラッチ機
構１２とからなる駆動力伝達制御機構９Ａ（以下、駆動
力伝達制御機構を広義に示す場合は符号９とする）が設
けられ、リヤデフ（差動機構）８及び駆動力伝達制御機
構９Ａから左右駆動力調整装置７０が構成される。な
お、この差動機構８として、ここではベベルギア式のも
のが用いられているが、差動機構８は、２つの駆動軸間
の差動を許容しつつエンジンから入力された駆動力をこ
れらの各駆動軸に伝達できるものであれば良く、例えば
遊星歯車式のものなど歯車機構あるいはローラ機構等か
らなる他の公知の差動機構を適用することができるのは
勿論のことである。また、この多板クラッチ機構１２は
油圧式のもので、油圧を調整されることで左右輪への駆
動力配分を制御できるようになっている。

【００３６】そして、この駆動力伝達制御機構９Ａの多
板クラッチ機構１２の油圧系は、前述の前後駆動力調整
装置の多板クラッチ機構５の油圧系とともに、コントロ
ールユニット１８によって制御されるようになってい
る。つまり、多板クラッチ機構１２の油圧系及び多板ク
ラッチ機構５の油圧系は、各クラッチ機構にそれぞれ付
設された図示しない油圧室と、油圧源を構成する電動ポ
ンプ２４及びアキュムレータ２３と、この油圧を上記の
油圧室に所要量だけ供給させるクラッチ油圧制御バルブ
１７とからなっている。そして、クラッチ油圧制御バル
ブ１７の開度をコントロールユニット１８によって制御
されるようになっている。

【００３７】なお、コントロールユニット１８では、車
輪速センサ１９ＦＬ，１９ＦＲ，１９ＲＬ，１９ＲＲ，
ハンドル角センサ２０，ヨーレイトセンサ２１，加速度
センサ（又は加速度演算手段）２２などからの情報に基
づいて、クラッチ油圧制御バルブ１７の開度を制御す
る。ここで、この左右駆動力調整装置７０の要部を説明
すると、図３に示すように、プロペラシャフト６の後端
に設けられて回転駆動力（以下、駆動力又はトルクとい
う）を入力される入力軸６Ａと、入力軸６Ａから入力さ
れた駆動力を出力する左輪回転軸（左後輪１５の駆動
軸）１３と右輪回転軸（右後輪１６の駆動軸）１４とが
設けられており、左輪回転軸１３と右輪回転軸１４と入
力軸６Ａとの間に左右駆動力調整装置７０が介装されて
いる。

【００３８】そして、この左右駆動力調整装置７０の駆
動力伝達制御機構９Ａは、次のような構成により、左輪
回転軸１３と右輪回転軸１４との差動を許容しながら、
左輪回転軸１３と右輪回転軸１４とに伝達される駆動力
を所要の比率に配分できるようになっている。すなわ
ち、左輪回転軸１３と入力軸６Ａとの間及び右輪回転軸
１４と入力軸６Ａとの間に、それぞれ変速機構１０と多
板クラッチ機構１２とが介装されており、左輪回転軸１
３又は右輪回転軸１４の回転速度が、変速機構１０によ
り変速（この例では、増速）されて駆動力伝達補助部材
としての中空軸１１に伝えられる。

【００３９】そして、多板クラッチ機構１２は、この中
空軸１１と入力軸６Ａ側のデファレンシャルケース（以
下、デフケースと略す）８Ａとの間に介装されており、
この多板クラッチ機構１２を係合させることで、デフケ
ース８Ａ及び中空軸１１のうちの高速回転している方の
部材から低速回転している方の部材へと、駆動力が送給
されるようになっている。これは、対向して配設された
クラッチ板における一般的な特性として、トルクの伝達
が、速度の速い方から遅い方へ行なわれるためである。
なお、この例の場合には、左右の回転軸１３，１４の間
の差動が大きくてデフケース８Ａよりも回転軸１３又は
１４が所定比（変速機構１０の減速比に対応する比）以
上に高速にならない限りは、デフケース８Ａが低速側と
なり中空軸１１が高速側となって、中空軸１１からデフ
ケース８Ａへと駆動力が送給されるようになっている。

【００４０】したがって、例えば右輪回転軸１４と入力
軸６Ａとの間の多板クラッチ機構１２が係合されると、
右輪回転軸１４へ配分される駆動力は入力軸６Ａ側から
のルートで増加又は減少（この例では主として減少）さ
れて、この分だけ、左輪回転軸１３へ配分される駆動力
が減少又は増加（この例では主として増加）する。この
ギア機構式の変速機構１０を、右輪回転軸１４に設けら
れたものを例に説明すると次のようになる。

【００４１】すなわち、図３に示すように、右輪回転軸
１４には第１のサンギア１０Ａが固着されており、この
第１のサンギア１０Ａは、その外周において第１のプラ
ネタリギア（プラネタリピニオン）１０Ｂに噛合してい
る。また、第１のプラネタリギア１０Ｂは、第２のプラ
ネタリギア１０Ｄと一体に固着され、共にキャリヤに設
けられたピニオンシャフト１０Ｃを通じて、ケーシング
（固定部）に固着されて回転しないキャリア１０Ｆに枢
支されている。これにより、第１のプラネタリギア１０
Ｂと第２のプラネタリギア１０Ｄとが、ピニオンシャフ
ト１０Ｃを中心として同一の回転を行なうようになって
いる。

【００４２】さらに、第２のプラネタリギア１０Ｄは、
右輪回転軸１４に枢支された第２のサンギア１０Ｅに噛
合しており、第２のサンギア１０Ｅは、中空軸１１を介
して多板クラッチ機構１２のクラッチ板１２Ａに連結さ
れている。また、多板クラッチ機構１２の他方のクラッ
チ板１２Ｂは、入力軸６Ａにより駆動されるデフケース
８Ａに連結されている。

【００４３】そして、この実施例の構造では、第１のサ
ンギア１０Ａが第２のサンギア１０Ｅよりも大きい径に
形成されているので、第２のサンギア１０Ｅの回転速度
は第１のサンギア１０Ａよりも大きくなり、この変速機
構１０は増速機構としてはたらくようになっている。し
たがって、クラッチ板１２Ａの回転速度がクラッチ板１
２Ｂよりも大きく、右輪側の多板クラッチ機構１２を係
合させた場合には、この係合状態に応じた量のトルク
が、右輪回転軸１４側からデフケース８Ａ側へ送給され
るようになっている。

【００４４】一方、左輪回転軸１３にそなえられる変速
機構１０及び多板クラッチ機構１２も、同様に構成され
ており、入力軸６Ａからの駆動トルクを左輪回転軸１３
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）に応じて右輪回転軸１４側の多板クラッチ機
構１２を適当に係合させ、右輪回転軸１４により多く配
分したい場合には、その配分比に応じて左輪回転軸１３
側の多板クラッチ機構１２を適当に係合させる。

【００４５】このとき、多板クラッチ機構１２が油圧駆
動式であるから、油圧の大きさを調整することで多板ク
ラッチ機構１２の係合状態を制御でき、入力軸６Ａから
左輪回転軸１３又は右輪回転軸１４への駆動力の送給量
（つまりは駆動力の左右配分比）を適当な精度で調整す
ることができるようになっている。なお、左右の多板ク
ラッチ機構１２が共に完全係合することのないように設
定されており、左右の多板クラッチ機構１２のうち一方
が完全係合したら他方の多板クラッチ機構１２は滑りを
生じるようになっている。

【００４６】上述のこの実施例の変速機構１０は、２つ
のプラネタリギア機構を直列的に結合してなるいわゆる
ダブルプラネタリギア機構で構成されているが、この変
速機構１０自体は、入力された回転速度を一定の速度比
で加速又は減速して出力する機構であればよく、例えば
ベルトやチェーン等を用いた機構なども考えられ、ギア
機構に限定されるものではない。

【００４７】また、この実施例では、変速機構１０は、
左輪回転軸１３又は右輪回転軸１４の回転速度を増速し
て中空軸１１に伝えるような増速機構として構成されて
いるが、この変速機構１０の第１のプラネタリギア１０
Ｂ及び第２のプラネタリギア１０Ｄの大小関係を逆転さ
せて、変速機構１０を減速機構として駆動力伝達制御機
構９Ａを構成してもよい。

【００４８】また、駆動力伝達制御機構９Ａの他の例と
しては、例えば図４に示すような機構が考えられる。こ
の駆動力伝達制御機構９Ａでは、図４に示すように、変
速機構３１及び多板クラッチ機構４２が上述の機構と異
なっている。ここでも、右側の装置について説明する。

【００４９】変速機構３１は、入力軸６Ａ側のデフケー
ス８Ａの左右側部にそれぞれ設けられ、２組の直列な遊
星歯車機構からなり、第１のサンギア３１Ａと第２のサ
ンギア３１Ｅと第１のプラネタリギア３１Ｂと第２のプ
ラネタリギア３１Ｄとピニオンシャフト３１Ｃとプラネ
タリキャリア３１Ｆとからなり、第１のサンギア３１Ａ
のプレート部分は駆動力伝達補助部材４１になってい
る。

【００５０】そして、この駆動力伝達補助部材４１と右
輪回転軸１４との間に、多板クラッチ機構４２が介設さ
れる。この多板クラッチ機構４２は、回転軸１４側のク
ラッチ板４２Ｂと駆動力伝達補助部材４１側のクラッチ
板４２Ｂとが交互に重合してなり、図示しない油圧系か
ら供給される油圧に応じて、その係合状態を調整され
る。

【００５１】このため、多板クラッチ機構４２が係合す
ると、回転軸１４側から、多板クラッチ機構４２，第１
のサンギア３１Ａ，第１のプラネタリギア３１Ｂ，第２
のプラネタリギア３１Ｄ，第２のサンギア３１Ｅを経
て、入力軸６Ａ側のデフケース８Ａへ至る駆動力の伝達
路が形成される。ここでは、第１のサンギア３１Ａが第
２のサンギア３１Ｅよりも大きい径に形成されているの
で、第２のサンギア３１Ｅの回転速度は第１のサンギア
３１Ａより大きくなり、この変速機構３１は駆動力伝達
補助部材４１を入力軸６Ａ側よりも減速する減速機構と
してはたらくようになっている。

【００５２】したがって、クラッチ板４２Ａの回転速度
がクラッチ板４２Ｂよりも大きく、多板クラッチ機構４
２を係合させた場合には、この係合状態に応じた量のト
ルクが、右輪回転軸１４側から入力軸６Ａ側へ送給（返
送）されるようになっている。一方、左輪回転軸１３に
そなえられる変速機構３１及び多板クラッチ機構４２
も、同様に構成されており、入力軸６Ａからの駆動トル
クを左輪回転軸１３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）に応じて右輪回転軸１４側
の多板クラッチ機構４２を適当に係合し、右輪回転軸１
４により多く配分したい場合には、その配分比に応じて
左輪回転軸１３側の多板クラッチ機構４２を適当に係合
する。

【００５３】このとき、多板クラッチ機構４２が油圧駆
動式であるから、油圧の大きさを調整することで多板ク
ラッチ機構４２の係合状態を制御でき、入力軸６Ａから
左輪回転軸１３又は右輪回転軸１４への駆動力の送給量
（つまりは駆動力の左右配分比）を適当な精度で調整す
ることができるようになっている。また、左右の多板ク
ラッチ機構４２が共に完全係合することのないように設
定されており、左右の多板クラッチ機構４２のうち一方
が完全係合したら他方の多板クラッチ機構４２は滑りを
生じるようになっている。

【００５４】駆動力伝達制御機構９Ａを上述のように構
成することにより、ブレーキ等のエネルギーロスを用い
てトルク配分を調整するのでなく、一方のトルクの所要
量を他方に転送することによりトルク配分が調整される
ため、大きなトルクロスやエネルギロスを招来すること
なく、所望のトルク配分を得ることができるのである。

【００５５】また、この変速機構３１においても、第１
のプラネタリギア３１Ｂ及び第２のプラネタリギア３１
Ｄの大小関係を逆転させて、この変速機構３１を増速機
構として構成してもよい。ところで、図１に示すよう
に、コントロールユニット１８には、車両の車体速度Ｖ
Ｂを推定して算出する推定車体速演算部２１６がそなえ
られている。

【００５６】ここで、推定車体速演算部２１６による車
体速の算出について説明すると、推定車体速演算部２１
６は、図５に示すように、車輪速センサ１９ＦＬ，１９
ＦＲ，１９ＲＬ，１９ＲＲにより検出された回転速度デ
ータ信号のうち下から（小さい方から）２番目の大きさ
の車輪速データを選択する車輪速選択部２１６ａと、こ
の選択した車輪速データ等から推定車体速を設定する推
定車体速算出部２１６ｃとからなっている。

【００５７】特に、推定車体速算出部２１６ｃでは、車
輪速選択部２１６ｃで選択した車輪速データをフィルタ
２１６ｂにかけて雑音成分を除去して得られる車輪速デ
ータＳＶＷと、前後加速度センサ３６で検出された前後
加速度をフィルタ２１６ｄにかけて雑音成分を除去して
得られる前後加速度データＧｘとに基づいて、ある時点
の両データＳＶＷ，Ｇｘから、その後の車速を推定する
ようになっている。つまり、ある時点の車輪速データＳ
ＶＷをＶ₂，前後加速度データＧｘをａとすると、この
時点よりも時間ｔだけ後の理論上の車体速ＶＢは、ＶＢ
＝Ｖ₂＋ａ・ｔで算出できる。

【００５８】なお、回転速度データ信号のうち下から２
番目の大きさの車輪速データを採用するのは、各車輪１
５，１６，２５，２６は通常いずれも渦回転側にスリッ
プしている場合が多いからである。したがって、本来な
ら最も低回転側の車輪速を採用するのが好ましいが、デ
ータの信頼性を考慮して下から２番目の車輪速を採用し
ているのである。

【００５９】ここで、本車両用路面摩擦抵抗推定装置の
構成について説明すると、本装置は、タイヤのスリップ
率と駆動力との関係を利用して路面の滑り易さを示す路
面摩擦抵抗μを推定するものであり、コントロールユニ
ット１８の演算手段１８′と駆動輪側の車輪速センサ１
９ＲＬ，１９ＲＲとハンドル角センサ２０とから構成さ
れ、この演算手段１８′において、路面摩擦抵抗μを推
定することができるようになっている。

【００６０】そこで、まずタイヤのスリップ率について
ついて説明すると、スリップ率Ｓ（％）は、タイヤが駆
動状態にある時と制動状態にある時とで区別して、車輪
速Ｖ（＝ＶＲ又はＶＬ）と車体速ＶＢとから、駆動状態
にある時は、Ｓ＝（Ｖ−ＶＢ）／Ｖ・・・・・（１Ａ）と定義し、制動状態にある時は、Ｓ＝（ＶＢ−Ｖ）／ＶＢ・・・・・（１Ｂ）と定義する。

【００６１】ところで、タイヤのスリップ率Ｓと駆動力
（又は制動力）Ｔとの関係を示すと、図６のようにな
る。この図に示すように駆動力Ｔが同じであっても、路
面摩擦抵抗μの大きさによりタイヤのスリップ率Ｓは大
きく異なる。つまり、このグラフの線形領域部分に着目
すると、この直線部分の傾き（左右輪の駆動力差ΔＴと
左右輪のスリップ率差ΔＳとの比ΔＴ／ΔＳ＝スリップ
率差の変化量）は、例えば低μ路では小さくなり、高μ
路になるほど大きくなる。したがって、このスリップ率
の変化量ΔＳと駆動力の移動量ΔＴとにより、路面摩擦
抵抗μを推定することができるのである。

【００６２】このため、図１に示すように、演算手段１
８′には、基準回転速度差演算手段１８Ｆと、路面摩擦
抵抗推定手段（又は、路面摩擦抵抗推定部）１８Ｄと、
推定値記憶手段１８Ｉと、推定条件判定部１８Ｅと、第
１及び第２の出力値安定化手段１８Ｈ，１８Ｌと、減算
部１８Ｂ，１８Ｊと絶対値算出手段１８Ｇとがそなえら
れており、演算手段１８′では、車輪速センサ１９Ｒ
Ｌ，１９ＲＲからの回転速度データ信号ＲＬ，ＲＲに基
づいて、減算部１８Ｊにより左右の駆動輪間の車輪速差
信号ｄｖｒｄ（＝ＲＬ−ＲＲ）が算出される。

【００６３】また、基準回転速度差演算手段１８Ｆは、
推定車体速演算部２１６により算出された車体速ＶＢ
と、ハンドル角センサ２０により検出されたハンドル角
θ_Hとに基づき、駆動輪１５，１６の理論的な回転速度
差Ｖ_Oを車両の旋回状態から幾何学的に算出するもので
ある。この基準回転速度差演算手段１８Ｆ内には、例え
ば図１中のブロック内に図示するようなマップがそなえ
られ、車体速ＶＢ及びハンドル角θ_Hをパラメータとし
て基準回転速度差Ｖ_Oを算出し、回転速度差信号ｄｖｈ
ｒとして出力するようになっている。

【００６４】そして、減算部１８Ｂにより、上述の左右
駆動輪の車輪速差信号ｄｖｒｄと基準回転速度差Ｖ
_O（信号ｄｖｈｒ）との差ΔＶ（信号ｄｄｖｒ）が算出
された後、絶対値算出手段１８Ｇで絶対値処理される。
このように求められた速度差ΔＶと車体速ＶＢとが後述
する路面摩擦抵抗推定部１８Ｄに入力される。また、図
１に示すように、路面摩擦抵抗推定部１８Ｄには、制御
量設定部１８Ｃが接続されており、トルク移動量ΔＴの
信号は、一方で路面摩擦抵抗推定部１８Ｄに入力される
ようになっている。

【００６５】制御量設定部１８Ｃは、車両の走行状態に
応じて左右駆動輪間のトルク移動量ΔＴを決定するもの
であり、この制御量設定部１８Ｃから出力されたトルク
移動量ΔＴの指令値にしたがって、駆動力伝達制御機構
９Ａの多板クラッチ機構１２の油圧系が制御されるよう
になっている。そして、路面摩擦抵抗推定部１８Ｄで
は、このトルク差指令値ΔＴと速度差ΔＶと車体速ＶＢ
とに基づいて路面摩擦抵抗μが推定されるのである。

【００６６】また、この路面摩擦抵抗推定部１８Ｄに
は、図１中のブロック内に図示するように、ΔＴ，ΔＶ
及びＶＢをパラメータとするマップがそなえられてお
り、このマップによって路面摩擦抵抗μが推定される。
なお、このマップにおいて横軸はΔＴ／ΔＶであって、
縦軸は路面摩擦抵抗μである。ここで、このマップにつ
いて簡単に説明する。

【００６７】通常、路面の摩擦抵抗μが低くて滑りやす
い場合は、駆動輪間でのトルク移動量ΔＴは小さくて
も、駆動輪間の回転速度差（＝ＶＬ−ＶＲ）が大きく生
じる。また、路面の摩擦抵抗μが高い場合は、例えば大
舵角の場合等は、駆動輪間でのトルク移動量ΔＴは大き
くなるが、回転速度差は小さい。また、あるトルク移動
量ΔＴ₁の時、路面の摩擦抵抗μが小さければ、回転速
度差ΔＶは大きく、又これとは逆に、路面の摩擦抵抗μ
が大きければ、回転速度差ΔＶは小さい筈である。

【００６８】したがって、ΔＴ／ΔＶが小さい程、路面
摩擦抵抗μも小さくなり、図１に示すようなマップから
路面摩擦抵抗μを推定することができるのである。な
お、ΔＴ／ΔＶの値は、車体速ＶＢに影響されるので、
車体速ＶＢをパラメータとして、車体速ＶＢの大きさに
より異なるマップを用いて路面摩擦抵抗μを推定するよ
うになっている。

【００６９】また、このマップの代わりに、路面摩擦抵
抗推定部１８Ｄで図６に示すマップの線形領域部分を用
いて路面摩擦抵抗μを推定するようにしてもよい。この
マップは、スリップ率と駆動（又は制動）トルクとの関
係から路面摩擦抵抗μを推定するものであって、マップ
の横軸はタイヤのスリップ率、縦軸は駆動（又は制動）
トルクの左右移動量である。

【００７０】つまり、トルク移動量がΔＴの時、左右の
タイヤのスリップ率差ΔＳが大きいほど路面摩擦抵抗μ
が低く、スリップ率差ΔＳが小さいほど路面摩擦抵抗μ
が高いことから、トルク移動量ΔＴと車両の左右のタイ
ヤのスリップ率差ΔＳ（＝左輪のスリップ率ＳＬ−右輪
のスリップ率ＳＲ）との比ΔＴ／ΔＳの値、即ちマップ
の勾配から路面摩擦抵抗の値を推測するものである。

【００７１】なお、図６では、路面摩擦抵抗を高μ，中
μ，低μの３段階に分けて図示しているが、単純に高
μ，低μの２段階に分けても良いし、また逆に、さらに
細分化して路面摩擦抵抗を求めてもよい。また、図中の
ΔＳh ，ΔＳm ，ΔＳl はそれぞれ高μ路，中μ路，低
μ路の時のタイヤのスリップ率差である。

【００７２】ところで、コントロールユニット１８内に
は、推定値記憶手段１８Ｉと推定条件判定部１８Ｅとが
設けられており、推定値記憶手段１８Ｉには今回の路面
摩擦抵抗μが推定される直前に推定された路面摩擦抵抗
μの値が記憶されている。そして、推定条件判定部１８
Ｅにおいて、車両の状態が所要の条件を満足している時
のみ、路面摩擦抵抗推定部１８Ｄで推定された路面摩擦
抵抗μを出力し、そうでない場合は、推定値記憶手段１
８Ｉから前回に推定された路面摩擦抵抗μを出力するよ
うになっている。

【００７３】この推定条件判定部１８Ｅについて説明す
ると、以下の〜の条件がすべて成立した場合に今回
推定された路面摩擦抵抗μを出力する。｜θ_H｜＞θ₀：ハンドル角θ_Hの大きさが、ある閾
値θ₀より大。｜θ_H′｜＜θ₀′：ハンドル角θ_Hを時間微分した
値θ_H′（ハンドル角速度）の大きさが閾値θ₀′より
小。

【００７４】｜Ｇ_Y｜＜Ｇ_Y0：横加速度Ｇ_Yの大きさ
が閾値Ｇ_Y0より小。 ΔＴ＞ΔＴ₀：左右駆動輪トルク移動指令値ΔＴが閾
値ΔＴ₀より大。｜Ｇ_X｜＜Ｇ_X0：前後加速度Ｇ_Xの大きさが閾値Ｇ_X0
より小。さらに、第１の出力値安定化手段１８Ｈで、推定された
路面摩擦抵抗μの大きさの変動率が例えば１秒当り±
０．２以内に規制され（リミッタ処理）、第２の出力値
安定化手段１８Ｌにおいて、例えば１Ｈｚのフィルタ処
理により出力値が安定化されるようになっている。

【００７５】そして、上記〜の条件が１つでも満た
されていない場合は、推定値記憶手段１８Ｉから直前に
推定された路面摩擦抵抗μが出力され、上記〜の条
件がすべて満たされている場合にのみ、路面摩擦抵抗μ
推定値が更新されて出力される。本発明の第１実施例と
しての車両用路面摩擦抵抗推定装置は、上述のように構
成されているので、例えば図７に示すようなフローチャ
ートにしたがって、路面摩擦抵抗μが推定される。

【００７６】まず、ステップＳ１において、左右駆動輪
１５，１６の車輪速ＶＬ，ＶＲと、車体速ＶＢと、ハン
ドル角θ_Hと、左右駆動輪間のトルク移動ΔＴとがコン
トローラ１８に取り込まれる。次いで、ステップＳ２
で、上述の基準回転速度差演算手段１８Ｆにより、基準
回転速度差Ｖ_Oが算出される。

【００７７】そして、この基準回転速度差Ｖ_Oと、ステ
ップＳ１で取り込まれた各値に基づいて、ΔＶが以下の
式によって算出される（ステップＳ３）。 ΔＶ＝（ＶＬ−ＶＲ）−Ｖ_O この速度差ΔＶと、左右駆動輪間のトルク移動ΔＴとか
ら路面摩擦抵抗推定部１８Ｄにおいて、路面摩擦抵抗μ
の値が推定される（ステップＳ４）。

【００７８】この後、ステップＳ５において、今回推定
した路面摩擦抵抗μが更新条件を満足しているかどうか
が判断される。そして、１つでも満足していない更新条
件があれば、次にステップＳ６に進んで、直前に推定さ
れた前回の路面摩擦抵抗μを保持して、今回推定された
路面摩擦抵抗μはキャンセルされる。そして、この後ス
テップＳ７に進む。

【００７９】また、更新条件を全て満たしている場合
は、ステップＳ５から直接ステップＳ７に進んで、リミ
ッタ処理やフィルタ処理が施された後、ステップＳ８で
路面摩擦抵抗μが出力されるのである。このように、本
発明では、路面摩擦抵抗μを駆動輪の車輪速差ＶＬ−Ｖ
Ｒと駆動輪間のトルク移動量ΔＴとから推定するように
なっているので、旋回時のみならず、直進走行時にも路
面摩擦抵抗μを推定することができる。

【００８０】また、従来の路面摩擦抵抗μの推定装置で
は、路面摩擦抵抗μを推定するためにパワーステアリン
グ装置の油圧センサ等を設ける必要があるが、本装置で
は、新たにセンサ等を設ける必要がなく、製造コストを
ほとんど上昇させることなく路面摩擦抵抗μを推定する
ことができる。また、このようにして路面摩擦抵抗μを
推定することにより、路面摩擦抵抗μに応じた駆動力配
分を行なうことができ、車両の走行性能を向上させるこ
とができる。

【００８１】また、上述したような車両用路面摩擦抵抗
推定装置を、例えば以下に詳述するような車両用差動制
限制御装置をそなえた車両にも適用することができる。
この差動制限制御装置は、図８に示すように、上述の左
右駆動力調整装置７０のような変速機構はそなえない装
置であり、左右輪に差動が生じた場合にこれを制限し
て、左右輪間でのトルクの移動を行なうようにした装置
である。この装置について以下簡単に説明する。

【００８２】図８に示すように、プロペラシャフト６の
後端には、入力軸４０１が結合されており、入力軸４０
１によりドライブピニオンギア４０２が一体回転するよ
うに支持されている。また、入力軸４０１は、軸受４１
２を介してケース４１３の前部内に回転自在に支持され
ている。ドライブピニオンギア４０２には、クラウン歯
車４０３が噛合しており、このクラウン歯車４０３に
は、ボルト４３１によって動力伝達用環状部材４０４お
よび第１のハウジング４０５が一体に結合されている。

【００８３】リヤデフ８は、遊星歯車機構を用いた遊星
歯車式ディファレンシャルであって、動力伝達用環状部
材４０４はこの内部に形成され、環状部材４０４の内周
面に形成されたリングギア４０７と、左側輪１５の車軸
とスプライン結合するサンギア４０８と、右側輪１６の
車軸とスプライン結合するキャリヤ４０９と、このキャ
リヤ４０９に軸４１０ａ，４１０ｂを介して取り付けら
れたプラネタリギア４１１ａ，４１１ｂとから構成され
ている。

【００８４】また、キャリヤ４０９の右側には、第２の
ハウジング４０６が設けられており、この第２のハウジ
ング４０６はベアリング４２８を介して環状支持部材４
１８に支持されている。そして、このリヤデフ８には、
差動制限装置４００が設けられており、リヤデフ８の差
動を制限できるようになっている。

【００８５】この差動制限装置４００は、差動制限機構
としての多板クラッチ４１４と、この多板クラッチを駆
動する駆動装置４１７と、この駆動装置４１７を制御す
るコントローラのリヤデフ制御部（図示せず）とから構
成されている。多板クラッチ４１４は、環状部材４０４
の内部に設けられており、一方のクラッチディスク４１
４ａを支持するホルダ部４１５ａは軸４１０ａ，４１０
ｂを介してキャリヤ４０９に結合されて、クラッチディ
スク４１４ａがキャリヤ４０９と一体回転するようにな
っており、他方のクラッチディスク４１４ｂを支持する
ホルダ部４１５ｂはサンギア４０８の設けられた中空シ
ャフト４１６に形成されて、クラッチディスク４１４ｂ
がサンギア４０８と一体回転するようになっている。

【００８６】さらに、駆動装置４１７は、キャリヤ４０
９と第２のハウジング４０６との間に介設された力方向
変換機構４２９と、この力方向変換機構４２９を駆動す
る電磁式クラッチ機構４３０とからなっている。なお、
このリヤデフ８は電磁式クラッチ機構により差動制限を
行なうので電磁制御式ディファレンシャルという。力方
向変換機構４２９は、キャリヤ４０９と第２のハウジン
グ４０６との間に介装されたボール４２１と、図９
（ａ）に示すように、このボール４２１を収容する菱形
（又は矩形）の室４２５とからなり、室４２５は、キャ
リヤ４０９側に形成された溝４２２とキャリヤ４０９と
第２のハウジング４０６との間の環状部材４２３に形成
された溝４２４とによって形成されている。

【００８７】そして、環状部材４２３は、キャリヤ４０
９と第２のハウジング４０６との間に介装されて、通常
時にはこれらの部材に対して回転方向にフリーであっ
て、ボール４２１を介してキャリヤ４０９と一体回転し
ているが、第２のハウジング４０６側（つまり、クラウ
ン歯車４０３や動力伝達用環状部材４０４側）の回転ト
ルクを受けると、キャリヤ４０９に対して差回転を生じ
て、この回転トルクによる力が、方向を変更されて、ク
ラッチ４１４の押圧力として作用するようになってい
る。

【００８８】環状部材４２３に第２のハウジング４０６
側の回転トルクを作用させるのは、電磁式クラッチ機構
４３０であり、この電磁式クラッチ機構４３０は、環状
部材４２３と第２のハウジング４０６側の部材４２６と
の間に介装されたクラッチ４２７と、磁石４１９と差動
制限機構制御手段としてのソレノイド（ＥＭＣＤコイ
ル）４２０とからなる電磁式クラッチ駆動系とからなっ
ている。

【００８９】つまり、クラッチ４２７が第２のハウジン
グ４０６の内側に配設されていて、第２のハウジング４
０６のさらに内側には磁石４１９が設置され、この一
方、第２のハウジング４０６の外側に、磁石４１９を吸
引しうるソレノイド４２０が設置されている。これによ
り、ソレノイド４２０が作動すると、磁石４１９が第２
のハウジング４０６側に引き付けられて、第２のハウジ
ング４０６との間でクラッチ４１６が係合するようにな
っている。

【００９０】そして、クラッチ４１６が係合するように
なると、環状部材４２３が、第２のハウジング４０６側
の回転トルクを受けて、第２のハウジング４０６側と一
体的に回転しようとする。この時に、第２のハウジング
４０６側（したがって、サンギア４０７側）とキャリヤ
４０９とが回転速度差（差回転）を生じていれば、つま
り、左右輪間に回転速度差が生じていれば、環状部材４
２３は、キャリヤ４０９に対して差回転を生じ、このよ
うに環状部材４２３がキャリヤ４０９に対して差回転を
生じると、図９（ｂ）に示すように、ボール４２１と溝
４２２，４２４の傾斜面とを介して、差回転方向の力
が、これと直交する方向の力、つまり、リヤデフの軸心
方向や車軸方向に並行な力に変換されて、この力により
キャリヤ４０９が軸心方向へ駆動されて、シャフト４１
０ａ，４１０ｂ，ホルダ部４１５ａを通じて、多板クラ
ッチ４１４が押圧されて係合するようになっている。

【００９１】このような多板クラッチ４１４の係合力
は、左右輪の回転速度差とソレノイド４２０で生じる電
磁力の大きさとに対応することになり、ソレノイド４２
０への電流を調整することで、多板クラッチ４１４の係
合力、したがって、差動制限力を制御できるのである。
そして、このような差動制限制御装置を用いて、左右駆
動輪間の車輪速差とスリップ率差とを算出し、これらの
値と差動制限による左右駆動輪間のトルク移動量とから
路面摩擦抵抗μを推定することができるようになってい
るのである。

【００９２】また、本装置では、上述した差動制限制御
装置に限らず、左右輪の差動状態を適切に制御できるよ
うにした差動制限装置であれば、路面摩擦抵抗μを推定
することができる。次に、本発明の第２実施例としての
車両用路面摩擦抵抗推定装置について説明すると、図１
０はその原理について説明するためのグラフであって図
６に対応するグラフ、図１１は路面摩擦抵抗の傾向を示
すマップ、図１２（ａ）〜（ｃ）はいずれもその特性値
の計算方法について説明するためのグラフ、図１３はそ
の作用を説明するためのフローチャートである。

【００９３】図１０に示すように、高μ路（路面摩擦抵
抗μが大）と低μ路（路面摩擦抵抗μが小）とでは、左
右輪のトルク移動量が同じであってもタイヤのスリップ
率差は異なる。本実施例でもこの特性を利用して路面摩
擦抵抗μを推定するようになっており、路面の摩擦抵抗
μの推定方法が第１実施例と異なっている。また、本装
置は、第１実施例と同様に、左右駆動輪間で駆動力配分
を調整することができる左右駆動力調整装置７０ととも
に車両にそなえられている。また、この車両について
も、第１実施例と同様に、センタデフをそなえ前後輪を
駆動しうる４輪駆動車である。

【００９４】本装置では、演算手段１８′内の減算部１
８Ｂにおいて左右駆動輪間のスリップ率差の変化量αを
下式（２）にしたがって算出し、このスリップ率差の変
化量αを用いて路面摩擦抵抗μを推定するようになって
いる。 α＝（ΔＶｒ−ΔＶｆ）／（ΔＴ・ＶＢ）・・・・・（２）ただし、ΔＶｒは、左右駆動力調整装置７０がそなえら
れた側の左右駆動輪１５，１６の車輪速度差（ＶＬ−Ｖ
Ｒ）であり、車輪速センサ１９ＲＬ，１９ＲＲにより検
出された車輪速情報に基づいて算出される。また、ΔＶ
ｆは、左右駆動力調整装置７０が設けられていない側の
左右駆動輪２５，２６の車輪速度差であって、車輪速セ
ンサ１９ＦＬ，１９ＦＲからの車輪速情報に基づいて算
出される（図２参照）。

【００９５】このスリップ率差の変化量αについて簡単
に説明する。左右駆動輪１５，１６の車輪速差ΔＶｒに
は、旋回による内外輪の車輪速差の分と、左右の荷重移
動による車輪速差の分と、左右のトルク移動による車輪
速差の分とが含まれていが、路面の摩擦抵抗を知るに
は、駆動輪間のトルク移動量ΔＴに対する駆動輪の車輪
速差が分かれば良い。

【００９６】第１実施例では、この左右駆動輪の車輪速
差ΔＶｒから駆動輪の基準回転速度差Ｖ_Oを減じること
により、旋回による内外輪の車輪速差の影響を取り除い
ているが、それでも車両の左右の荷重移動による車輪速
差が含まれている。そこで、本実施例では、駆動輪の車
輪速差ΔＶｒから左右駆動力調整装置７０が設けられて
いない側の左右駆動輪（この場合前輪）２５，２６の車
輪速度差ΔＶｆを引くことにより、旋回による内外輪差
の分と左右の荷重移動による車輪速差の影響を取り除い
ている。

【００９７】すなわち、式（２）の分子は、駆動輪間の
トルク移動による左右の車輪速差のみとなる。したがっ
て、スリップ率差の変化量αは、左右駆動輪１５，１６
にトルク移動が発生した時に、単位トルク移動当り、ど
れだけ左右駆動輪のタイヤスリップ率差（ＳＬ−ＳＲ）
が変化するかを示している。

【００９８】また、トルク移動量ΔＴは、移動トルク量
設定部１８Ａにおいてトルクの移動指令があった場合
に、実際にトルク移動が完了するまでの応答遅れ分を考
慮して、トルク移動量ΔＴに１次遅れの処理が施されて
いる。なお、車体速ＶＢは、上述の推定車体速演算部２
１６において算出される。そして、コントロールユニッ
ト１８では、上述のスリップ率差の変化量αから、一定
時間毎のαの平均値α_AVと一定時間毎のαの最大値と最
小値との差α_PPが算出されるようになっており、このα
_AVとα_PPとに基づいて、図１１に示すようなマップから
路面摩擦抵抗μが推定されるようになっている。

【００９９】つまり、アスファルトのような比較的路面
摩擦抵抗μの大きな（つまり、αの値が小さい）路面で
は、α_AV，α_PPともに比較的小さな値となり、氷上路の
ようなμの小さな路面では、これらの値が大きくなる傾
向にある。したがって、例えばα_AV，α_PPの値が、図１
１中の線Ａ内の領域にあるときは、路面が低μ路である
と判断したり、線Ａと線Ｂとの間にある時は中μ路であ
ると判断するようになっている。また、同様に、線Ｂよ
り下側にある時は高μ路と判断するようになっている。

【０１００】ところで、図１２（ａ）〜（ｃ）に示すよ
うに、このようなα_AV，α_PPの値は、例えば３００ｍｓ
の一定周期毎に、その直前の３００ｍｓ間のαの値の変
動に基づいて算出されるようになっている。これは、ス
リップ率差の変化量αが車輪速差ΔＶｒ，ΔＶｆの小さ
な変化にも反応してしまうため、これらの平均値α_AVと
最大値と最小値との差α_PPとを導入することにより、ス
リップ率差の変化量αを安定化しているのである。

【０１０１】また、コントロールユニット１８の演算手
段１８′には、推定条件判定部１８Ｅが設けられてお
り、この推定条件判定部１８Ｅにおいて、車両の状態が
所要の条件を満足している時のみ、路面摩擦抵抗推定部
１８Ｄで推定された路面摩擦抵抗μを出力し、そうでな
い場合は、その直前に推定された路面摩擦抵抗μを出力
するようになっている。

【０１０２】この推定条件判定部１８Ｅについて説明す
ると、以下の条件がすべて成立した場合に路面摩擦抵抗
μを出力する。｜θ_H｜＞θ₀：ハンドル角θ_Hの大きさが、ある閾
値θ₀より大。｜θ_H′｜＜θ₀′：ハンドル角θ_Hの時間微分（ハ
ンドル角速度）の大きさθ_H′が閾値θ₀′より小。

【０１０３】ΔＴ＞ΔＴ₀：左右駆動輪トルク移動指
令値ΔＴが閾値ΔＴ₀より大。｜Ｇ_X｜＜Ｇ_X0：前後加速度Ｇ_Xの大きさが閾値Ｇ_X0
より小。また、コントロールユニット１８には、第１実施例と同
様に、出力された路面摩擦抵抗μを安定化させるための
第１及び第２の出力値安定化手段１８Ｈ，１８Ｌも設け
られている。

【０１０４】第１の出力値安定化手段１８Ｈはリミッタ
であり、例えば推定された路面摩擦抵抗μの大きさの変
動率を１秒当り±０．２以内に規制するものである。ま
た、第２の出力値安定化手段１８Ｌは、例えば１Ｈｚの
フィルタである。本発明の第２実施例としての車両用路
面摩擦抵抗推定装置は、上述のように構成されているの
で、例えば図１３に示すようなフローチャートにしたが
って、路面摩擦抵抗μが推定される。

【０１０５】まず、ステップＳＡ１において、左右駆動
輪間のトルク移動量にフィルタ処理が施された値ΔＴが
算出されるとともに式（２）によりスリップ率差の変化
量αが算出される。そして、ステップＳＡ２では、トル
ク移動量ΔＴが所定値Ｔ_Oより大きいかどうかが判断さ
れ、トルク移動量ΔＴが所定値Ｔ_Oよりも小さい場合
は、ステップＳＡ３に進んで図示しないタイマのカウン
タｔ₄を０にリセットしてリターンされる。これは、左
右輪のトルク移動量ΔＴが小さ過ぎると、計算の精度が
低下するためである。

【０１０６】また、トルク移動量ΔＴが所定値Ｔ_Oより
も大きい場合は、ステップＳＡ４に進んでタイマのカウ
ントｔ₄を１つ加算する。そして、次にステップＳＡ５
でタイマのカウントｔ₄が１であるかどうかが判断され
る。なお、タイマのカウントｔ₄の初期値は０である。
そして、タイマのカウントｔ₄が１の場合は、ステップ
ＳＡ６に進んでα_sum＝αとし、この後ステップＳＡ７
でα_max＝α，α_min＝αとしてステップＳＡ１３に進
む。なお、αはスリップ率差の変化量、α_sumはαの累
積加算値、α_ma _xはαの最大値、α_minはαの最小値で
ある。

【０１０７】このような、ステップＳＡ６，ＳＡ７の処
理を行なった以降の制御周期では、ステップＳＡ５でタ
イマのカウントｔ₄が２以上となり１ではなくなるの
で、ステップＳＡ８に進んで、α_sum＝α_sum＋αと計
算して、次にステップＳＡ９に進む。そして、ステップ
ＳＡ９では、αがα_maxよりも大きいかどうかが判断さ
れ、αの方が大きい場合は、ステップＳＡ１０でこのα
を新たにα_maxとしてステップＳＡ１１に進む。

【０１０８】また、ステップＳＡ９でαの方が小さい場
合は、次にステップＳＡ１１に進む。そして、ステップ
ＳＡ１１では、αがα_minよりも小さいかどうかが判断
され、αの方が小さい場合はステップＳＡ１２でこのα
を新たにα_minとしてステップＳＡ１３に進む。

【０１０９】また、ステップＳＡ１１でαの方が大きい
場合は、次にステップＳＡ１３に進む。そして、このス
テップＳＡ１３でタイマが所定数カウント（例えば、こ
こでは３０）されたかどうかが判断される。ここで、タ
イマのカウントｔ₄が３０になっている時は、ステップ
ＳＡ１４に進んで、累積的に加算されたα_sumを３０で
除してαの平均値α_AVが算出される。また、これととも
にα_maxからα_minを減じることによりαの最大値と最
小値との差α_PPが算出される。

【０１１０】そして、この後、ステップＳＡ１５でタイ
マのカウントｔ₄が０にリセットされた後リターンされ
る。また、ステップＳＡ１３でタイマのカウントｔ₄が
３０でない時は、そのままリターンされる。このよう
に、本実施例では、路面摩擦抵抗μの判定指標としてス
リップ率差の変化量αを導入して、このスリップ率差の
変化量αの一定周期毎の平均値α_AVと、最大値と最小値
との差α_PPとを用いて路面摩擦抵抗μを推定することに
より、より高い精度で路面摩擦抵抗μを推定することが
できる。

【０１１１】つまり、スリップ率差の変化量αを算出す
る段階で、差動制限機構の設けられた側の駆動輪の車輪
速差ΔＶｒから差動制限機構の設けられていない側の駆
動輪の車輪速度差ΔＶｆを減じているので、旋回による
内外輪差の分と左右の荷重移動による車輪速差の影響が
取り除かれる。したがって、推定条件判定部１８Ｅにお
いて、横加速度Ｇ_Yの条件がなくなり、横加速度センサ
を不要とすることができる。そして、これによりコスト
を低減することができる。

【０１１２】なお、本実施例の装置も、第１実施例の場
合と同様に、図８に示すような差動制限制御装置をそな
えた車両にも適用することができる。

【０１１３】

【発明の効果】以上詳述したように、請求項１記載の本
発明の車両用路面摩擦抵抗推定装置によれば、車両の左
駆動輪と右駆動輪との間における差動状態を制限する差
動制限機構と、該左駆動輪及び該右駆動輪の回転速度を
検出する左輪側回転速度検出手段及び右輪側回転速度検
出手段と、該車両のハンドル角を検出するハンドル角検
出手段とをそなえるとともに、該車両の車体速を検出す
る車体速検出手段と、該車体速検出手段により算出され
た車体速と該ハンドル角検出手段からの検出情報とに基
づいて該左右駆動輪の基準回転速度差を算出する基準回
転速度差演算手段とが設けられ、該差動制限機構の作動
状態と、該車両の車体速と、該左右駆動輪の回転速度差
と該左右駆動輪の基準回転速度差との差と、から該車両
の走行している路面の摩擦抵抗を推定する路面摩擦抵抗
推定手段が設けられるという構成により、パワーステア
リング装置に油圧センサ等を設ける必要がなく、製造コ
ストをほとんど上昇させることなく路面摩擦抵抗を推定
することができる。

【０１１４】また、請求項２記載の本発明の車両用路面
摩擦抵抗推定装置によれば、四輪駆動車の前後の駆動輪
のうち、いずれか一方の駆動輪を構成する左駆動輪と右
駆動輪との間における差動状態を制限する差動制限機構
と、該車両の差動制限機構がそなえられた側の左駆動輪
及び右駆動輪の回転速度を検出する左輪側回転速度検出
手段及び右輪側回転速度検出手段と、該車両の差動制限
機構のそなえられていない側の左駆動輪及び右駆動輪の
回転速度を検出する左輪側回転速度検出手段及び右輪側
回転速度検出手段と、該差動制限機構がそなえられてい
る側の左輪側回転速度検出手段と該右輪側回転速度検出
手段とからの検出情報と、該差動制限機構のそなえられ
ていない側の左輪側回転速度検出手段と該右輪側回転速
度検出手段とからの検出情報と、該差動制限機構の作動
状態と、に基づいて該車両の駆動輪のスリップ率差の変
化量を演算する演算手段が設けられ、該スリップ率差の
変化量の一定周期毎の平均値と、該スリップ率差の変化
量の一定周期毎の最大値と最小値との差と、から該車両
の走行している路面の摩擦抵抗を推定するように構成さ
れるので、高い精度で路面摩擦抵抗を推定することがで
きる。

【０１１５】また、横加速度センサが不要となり、これ
によりコストを低減することができる。また、請求項３
記載の本発明の車両用路面摩擦抵抗推定装置によれば、
該差動制限機構が、該車両における左輪駆動軸と右輪駆
動軸との間で、駆動力を授受することで該左右輪の駆動
力を調整しうる駆動力伝達制御機構をそなえ、該駆動力
伝達制御機構が、該左右の各駆動軸のうちの一方の駆動
軸側に連結されてこの一方の駆動軸側の回転速度を一定
の変速比で変速して出力しうる変速機構と、該左右の各
駆動軸のうちの他方の駆動軸側と該変速機構の出力部側
との間に介装されて、係合時に該左右の各駆動軸間で駆
動力の伝達を行ないうる伝達容量可変制御式トルク伝達
機構とから構成された車両用左右駆動力調整装置である
という構造により、車両の旋回時のみならず、直進走行
時にも路面摩擦抵抗を推定することができる。

【０１１６】また、このようにして路面摩擦抵抗を推定
することにより、路面摩擦抵抗に応じた駆動力配分を行
なうことができ、車両の走行性能が向上する。また、請
求項４記載の本発明の車両用路面摩擦抵抗推定装置によ
れば、該差動制限機構が、該車両における左輪駆動軸と
右輪駆動軸との間に、エンジンからの駆動力を入力され
る入力部と、上記の左右の駆動軸間の差動を許容しつつ
該入力部から入力された駆動力を上記の左右の各駆動軸
に伝達する差動機構と、該駆動力の伝達状態を制御して
上記の左右輪への駆動力配分を調整しうる駆動力伝達制
御機構とをそなえ、該駆動力伝達制御機構が、該駆動軸
側に連結されてこの駆動軸側の回転速度を一定の変速比
で変速して出力しうる変速機構と、該変速機構の出力部
分側と上記の入力部側との間に介装されて、係合時に上
記駆動軸側と上記入力部側との間で駆動力の伝達を行な
いうる伝達容量可変制御式トルク伝達機構とから構成さ
れるので、ブレーキ等のエネルギーロスを用いてトルク
配分を調整するのでなく、一方のトルクの所要量を他方
に転送することによりトルク配分が調整されるため、大
きなトルクロスやエネルギロスを招来することなく、所
望のトルク配分を得ることができる。

【０１１７】また、請求項５記載の本発明の車両用路面
摩擦抵抗推定装置によれば、該差動制限機構が、該車両
における左輪駆動軸と右輪駆動軸との間に、エンジンか
らの駆動力を入力される入力部と、上記の左右の駆動軸
間の差動を許容しつつ該入力部から入力された駆動力を
上記の左右の各駆動軸に伝達する差動機構と、該駆動力
の伝達状態を制御して上記の左右輪への駆動力配分を調
整しうる駆動力伝達制御機構とをそなえ、該駆動力伝達
制御機構が、該入力部側に連結されてこの入力部側の回
転速度を一定の変速比で変速して出力しうる変速機構
と、該変速機構の出力部分側と該駆動軸側との間に介装
されて、係合時に上記駆動軸側と上記入力部側との間で
駆動力の伝達を行ないうる伝達容量可変制御式トルク伝
達機構とから構成されるので、ブレーキ等のエネルギー
ロスを用いてトルク配分を調整するのでなく、一方のト
ルクの所要量を他方に転送することによりトルク配分が
調整されるため、大きなトルクロスやエネルギロスを招
来することなく、所望のトルク配分を得ることができ
る。

【０１１８】また、請求項６記載の本発明の車両用路面
摩擦抵抗推定装置によれば、該車両が、所定の運転状態
の場合にのみ該路面の摩擦抵抗の推定を更新するように
構成されるという構造により、正確に路面摩擦抵抗を推
定することができる。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の第１実施例としての車両用路面摩擦抵
抗推定装置における制御系の全体構成を示す模式的なブ
ロック図である。

【図２】本発明の第１実施例としての車両用路面摩擦抵
抗推定装置をそなえた車両の駆動系を示す模式的な構成
図である。

【図３】本発明の第１実施例としての車両用路面摩擦抵
抗推定装置にそなえた車両の駆動力配分装置を具体的に
説明するための模式図である。

【図４】本発明の第１実施例としての車両用路面摩擦抵
抗推定装置にそなえた車両の駆動力配分装置の他の例を
示す模式的な構成図である。

【図５】本発明の第１実施例としての車両用路面摩擦抵
抗推定装置における制御系の一部を示す制御ブロック図
である。

【図６】本発明の第１実施例としての車両用路面摩擦抵
抗推定装置における原理を説明するためのグラフであり
タイヤスリップ率と左右駆動輪間のトルク移動量との関
係を示すグラフである。

【図７】本発明の第１実施例としての車両用路面摩擦抵
抗推定装置における作用を説明するためのフローチャー
トである。

【図８】本発明の第１実施例としての車両用路面摩擦抵
抗推定装置とともに車両にそなえられた差動制御装置の
一例を示す模式的な断面図である。

【図９】本発明の第１実施例としての車両用路面摩擦抵
抗推定装置とともに車両にそなえられた差動制御装置の
部分的な断面図であって、（ａ），（ｂ）はともに図８
におけるＡ−Ａ矢視断面図である。

【図１０】本発明の第２実施例としての車両用路面摩擦
抵抗推定装置の原理について説明するためのグラフであ
って図６に対応するグラフである。

【図１１】本発明の第２実施例としての車両用路面摩擦
抵抗推定装置における路面摩擦抵抗の傾向を示すグラフ
である。

【図１２】本発明の第２実施例としての車両用路面摩擦
抵抗推定装置における作用を説明するためのグラフであ
って、（ａ）はスリップ率差の変化量αの推移を示すグ
ラフ、（ｂ）はスリップ率差の変化量αの一定周期毎の
平均値α_AVの推移を示すグラフ、（ｃ）はスリップ率差
の変化量αの一定周期毎の最大値と最小値との差α _PPの
推移を示すグラフである。

【図１３】本発明の第２実施例としての車両用路面摩擦
抵抗推定装置における作用を説明するためのフローチャ
ートである。

【図１４】従来の４輪操舵機構をそなえた車両を示す模
式的な構成図である。

【図１５】従来の４輪操舵機構の構成を示す模式的なブ
ロック図である。

【図１６】タイヤすべり角とコーナリングフォースとの
関係を示すグラフである。

【図１７】車両旋回時の操舵輪に働く力を示す模式図で
ある。

【図１８】ハンドルに入力される操舵角（ハンドル角）
と出力されるパワステ圧との関係を示すグラフであり、
（ａ）が操舵角に関し、（ｂ）がパワステ圧に関してい
る。

【図１９】従来の路面摩擦抵抗推定装置を示す模式的な
ブロック図である。

【符号の説明】

１エンジン２トランスミッション３センタデフ４フロントデフ５センタデフ差動制限機構６プロペラシャフト６Ａ入力軸７ベベルギア機構８リヤデフ８Ａデファレンシャルケース９，９Ａ差動制限機構としての駆動力伝達制御機構１０，３１変速機構１０Ａ，３１Ａ第１のサンギア１０Ｂ，３１Ｂ第１のプラネタリギア（プラネタリピ
ニオン）１０Ｃ，３１Ｃピニオンシャフト１０Ｄ，３１Ｄ第２のプラネタリギア（プラネタリピ
ニオン）１０Ｅ，３１Ｅ第２のサンギア１０Ｆ，３１Ｆキャリア１１中空軸１２，４２伝達容量可変制御式トルク伝達機構として
の多板クラッチ機構１２Ａ，１２Ｂ，４２Ａ，４２Ｂクラッチ板１３，１４駆動軸１７クラッチ油圧制御バルブ１８コントロールユニット１８′ 演算手段１８Ａトルク移動指令値出力部１８Ｂ，１８Ｊ減算部１８Ｃ制御量設定部１８Ｄ路面摩擦抵抗推定手段（路面摩擦抵抗推定部）１８Ｅ推定条件判定部１８Ｆ基準回転速度差演算手段１８Ｇ絶対値算出手段１８Ｈ，１８Ｌ出力値安定化手段１８Ｉ推定値記憶手段１９ＦＬ，１９ＦＲ，１９ＲＬ，１９ＲＲ回転速度検
出手段としての車輪速センサ２０ハンドル角センサ２１ヨーレイトセンサ２２加速度センサ２３アキュムレータ２４電動ポンプ２５，２６前輪３６前後加速度センサ４１駆動力伝達補助部材７０左右駆動力調整装置１０５ハンドル１０６，１０７油圧シリンダ１０６Ａ，１０７Ａタイロッド１０８後輪操舵用バルブ１１２パワステセンサ１１３進相バルブ１１４後輪操舵角センサ１１５オルタネータＬ端子出力１１５Ａオルタネータ２１６推定車体速演算部２１６ａ車輪速選択部２１６ｂフィルタ２１６ｃ推定車体速算出部２１６ｄフィルタ４００差動制限装置４０１入力軸４０２ドライブピニオンギア４０３クラウン歯車４０４動力伝達用環状部材４０５第１のハウジング４０６第２のハウジング４０７リングギア４０８サンギア４０９キャリヤ４１０ａ，４１０ｂ軸４１１ａ，４１１ｂプラネタリギア４１２軸受４１３ケース４１４多板クラッチ４１４ａ，４１４ｂクラッチディスク４１５ａ，４１５ｂホルダ部４１６中空シャフト４１７駆動装置４１８環状支持部材４１９磁石４２０ソレノイド４２１ボール４２２，４２４溝４２３環状部材４２５室４２７クラッチ４２８ベアリング４２９力方向変換機構４３０電磁式クラッチ機構４３１ボルト

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (51)Int.Cl.⁶ 識別記号ＦＩＢ６２Ｄ 113:00 123:00

Claims

(57)【特許請求の範囲】

【請求項１】車両の左駆動輪と右駆動輪との間におけ
る差動状態を制限する差動制限機構と、該左駆動輪及び該右駆動輪の回転速度を検出する左輪側
回転速度検出手段及び右輪側回転速度検出手段と、該車両のハンドル角を検出するハンドル角検出手段とを
そなえるとともに、該車両の車体速を検出する車体速検出手段と、該車体速検出手段により算出された車体速と該ハンドル
角検出手段からの検出情報とに基づいて該左右駆動輪の
基準回転速度差を算出する基準回転速度差演算手段とが
設けられ、該差動制限機構の作動状態と、該車両の車体速と、該左
右駆動輪の回転速度差と該左右駆動輪の基準回転速度差
との差と、から該車両の走行している路面の摩擦抵抗を
推定する路面摩擦抵抗推定手段が設けられていることを
特徴とする、車両用路面摩擦抵抗推定装置。
【請求項２】四輪駆動車の前後の駆動輪のうち、いず
れか一方の駆動輪を構成する左駆動輪と右駆動輪との間
における差動状態を制限する差動制限機構と、該車両の差動制限機構がそなえられた側の左駆動輪及び
右駆動輪の回転速度を検出する左輪側回転速度検出手段
及び右輪側回転速度検出手段と、該車両の差動制限機構のそなえられていない側の左駆動
輪及び右駆動輪の回転速度を検出する左輪側回転速度検
出手段及び右輪側回転速度検出手段と、該差動制限機構がそなえられている側の左輪側回転速度
検出手段と該右輪側回転速度検出手段とからの検出情報
と、該差動制限機構のそなえられていない側の左輪側回
転速度検出手段と該右輪側回転速度検出手段とからの検
出情報と、該差動制限機構の作動状態と、に基づいて該
車両の駆動輪のスリップ率差の変化量を演算する演算手
段が設けられ、該スリップ率差の変化量の一定周期毎の平均値と、該ス
リップ率差の変化量の一定周期毎の最大値と最小値との
差と、から該車両の走行している路面の摩擦抵抗を推定
するように構成されていることを特徴とする、車両用路
面摩擦抵抗推定装置。
【請求項３】該差動制限機構が、該車両における左輪駆動軸と右輪駆動軸との間で、駆動
力を授受することで該左右輪の駆動力を調整しうる駆動
力伝達制御機構をそなえ、該駆動力伝達制御機構が、該左右の各駆動軸のうちの一方の駆動軸側に連結されて
この一方の駆動軸側の回転速度を一定の変速比で変速し
て出力しうる変速機構と、該左右の各駆動軸のうちの他方の駆動軸側と上記変速機
構の出力部側との間に介装されて、係合時に上記の左右
の各駆動軸間で駆動力の伝達を行ないうる伝達容量可変
制御式トルク伝達機構とから構成されていることを特徴
とする、請求項１又は２記載の、車両用路面摩擦抵抗推
定装置。
【請求項４】該差動制限機構が、該車両における左輪駆動軸と右輪駆動軸との間に、エン
ジンからの駆動力を入力される入力部と、上記の左右の
駆動軸間の差動を許容しつつ該入力部から入力された駆
動力を上記の左右の各駆動軸に伝達する差動機構と、該
駆動力の伝達状態を制御して上記の左右輪への駆動力配
分を調整しうる駆動力伝達制御機構とをそなえ、該駆動力伝達制御機構が、該駆動軸側に連結されてこの駆動軸側の回転速度を一定
の変速比で変速して出力しうる変速機構と、該変速機構の出力部分側と上記の入力部側との間に介装
されて、係合時に上記駆動軸側と上記入力部側との間で
駆動力の伝達を行ないうる伝達容量可変制御式トルク伝
達機構とから構成されていることを特徴とする、請求項
１又は２記載の、車両用路面摩擦抵抗推定装置。
【請求項５】該差動制限機構が、該車両における左輪駆動軸と右輪駆動軸との間に、エン
ジンからの駆動力を入力される入力部と、上記の左右の
駆動軸間の差動を許容しつつ該入力部から入力された駆
動力を上記の左右の各駆動軸に伝達する差動機構と、駆
動力の伝達状態を制御して上記の左右輪への駆動力配分
を調整しうる駆動力伝達制御機構とをそなえ、該駆動力伝達制御機構が、該入力部側に連結されてこの入力部側の回転速度を一定
の変速比で変速して出力しうる変速機構と、該変速機構の出力部分側と該駆動軸側との間に介装され
て、係合時に上記駆動軸側と上記入力部側との間で駆動
力の伝達を行ないうる伝達容量可変制御式トルク伝達機
構とから構成されていることを特徴とする、請求項１又
は２記載の、車両用路面摩擦抵抗推定装置。
【請求項６】該車両が、所定の運転状態の場合にのみ
該路面の摩擦抵抗の推定を更新するように構成されてい
ることを特徴とする、請求項１〜５のいずれかに記載の
車両用路面摩擦抵抗推定装置。