JP3292040B2 - 車両用左右輪間動力伝達制御装置 - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、車両の左右輪の間
にそなえられ、この左右輪が駆動輪である場合には駆動
力配分を制御しながら左右輪へ伝達し、この左右輪が従
動輪である場合には左右輪に生じた回転力を左右輪間で
授受させる車両用左右輪間動力伝達制御装置に関し、特
に、車両の旋回時おける車体姿勢の安定性を高めるため
の左右輪間の動力伝達制御に用いて好適の、車両用左右
輪間動力伝達制御装置に関する。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【００１２】本発明は、上述の課題に鑑み創案されたも
ので、車両の走行状態に応じて左右輪間での動力伝達を
適切に制御できるようにして、所望の車両挙動の制御を
実現できるようにした、車両用左右輪間動力伝達制御装
置を提供することを目的とし、特に、旋回中における車
両の旋回特性を適正に向上させることができるようにし
た、車両用左右輪間動力伝達制御装置を提供することを
目的とする。

【００１３】

【課題を解決するための手段】このため、請求項１記載
の本発明の車両用左右輪間動力伝達制御装置は、入出力
部のそれぞれが、動力装置からの駆動力が差動装置を介
して伝達される駆動側の左右車輪間、又は上記差動装置
の入力側と上記駆動側左右車輪の少なくとも一方との
間、若しくは上記動力装置からの駆動力が伝達されない
従動側の左右車輪間、に連結され、上記入出力部間でト
ルク移動を行なうことにより上記駆動側の又は上記従動
側の左右車輪間の回転速度差に関わらず該左右車輪にか
かる駆動力を増減可能にして、上記駆動側又は上記従動
側における左右車輪の各回転推進力を変化させる回転推
進力配分調整機構と、車両の走行状態に応じた上記回転
推進力配分調整機構の出力制御量を算出する制御量算出
手段と、上記制御量算出手段で算出された出力制御量に
基づいて上記回転推進力配分調整機構を制御する制御手
段と、をそなえた車両用左右輪間動力伝達制御装置にお
いて、上記制御量算出手段が、上記車両の挙動を検出し
て該車両挙動により上記車両の旋回状態を判定する旋回
状態判定手段をそなえ、上記旋回状態が急旋回であるほ
ど旋回外輪側の回転推進力を増大させるよう上記出力制
御量を算出することを特徴としている。

【００１４】請求項２記載の本発明の車両用左右輪間動
力伝達制御装置は、請求項１記載の装置において、上記
旋回状態判定手段は、上記車両の横加速度を検出し、該
横加速度が大であるほど上記車両の旋回状態が急旋回で
ある判定することを特徴としている。

【００１５】請求項３記載の本発明の車両用左右輪間動
力伝達制御装置は、請求項１又は２記載の装置におい
て、上記制御量算出手段が、上記車両の旋回状態が急旋
回状態であるほど旋回外輪側の回転推進力を増大させる
ための旋回制御量を算出する旋回制御量算出手段と、上
記車両のヨー角の目標値又は上記駆動側及び上記従動側
のうちの一方における左右車輪の回転速度差の目標値を
算出するとともに、上記車両における実際のヨー角又は
上記左右車輪における実際の回転速度差が上記目標値に
近づくように上記各回転推進力を変更するための定常制
御量を算出する定常制御量算出手段と、を有し、該旋回
制御量と該定常制御量とに基づき上記出力制御量を算出
することを特徴としている。

【００１６】請求項４記載の本発明の車両用左右輪間動
力伝達制御装置は、請求項３記載の装置において、上記
制御量算出手段は、車両が旋回を開始すると一時的に上
記旋回制御量に基づき上記出力制御量を算出し、その後
は上記定常制御量に基づき上記出力制御量を算出するこ
とを特徴としている。 また、請求項５記載の本発明の車
両用左右輪間動力伝達制御装置は、請求項１又は２記載
の装置において、上記制御量算出手段が、上記車両の旋
回状態が急旋回状態であるほど旋回外輪側の回転推進力
を増大させるための旋回制御量を算出する旋回制御量算
出手段と、上記車両のタックインを予測して、これを抑
制するように旋回内輪側の回転推進力を増大させるため
のタックイン対応制御量を算出するタックイン対応制御
量算出手段と、を有し、上記車両の運転状態に応じて上
記旋回制御量及び上記タックイン対応制御量のうちのい
ずれか一方を選択して、或いは上記旋回制御量及び上記
タックイン対応制御量を総合して、上記出力制御量を算
出することを特徴としている。

【００１７】なお、好ましくは、タックインの予測は、
車両の高速旋回のような急旋回中に減速運転に移行した
こと等を検出することによって行なう。また、請求項６
記載の本発明の車両用左右輪間動力伝達制御装置は、入
出力部のそれぞれが、動力装置からの駆動力が差動装置
を介して伝達される駆動側の左右車輪間、又は上記差動
装置の入力側と上記駆動側左右車輪の少なくとも一方と
の間、若しくは上記動力装置からの駆動力が伝達されな
い従動側の左右車輪間、に連結され、上記入出力部間で
トルク移動を行なうことにより上記駆動側の又は上記従
動側の左右車輪間の回転速度差に関わらず該左右車輪間
にかかる駆動力を増減可能にして、上記駆動側又は上記
従動側における左右車輪の各回転推進力を変化させる回
転推進力配分調整機構と、車両の走行状態に応じた上記
回転推進力配分調整機構の出力制御量を算出する制御量
算出手段と、上記制御量算出手段で算出された制御量に
基づいて上記回転推進力配分調整機構を制御する制御手
段と、をそなえた車両用左右輪間動力伝達制御装置にお
いて、上記制御量算出手段が、旋回時に旋回外輪側の回
転推進力を増大させるように上記車両のヨー角の目標値
又は上記駆動側及び上記従動側のうちの一方における左
右車輪の回転速度差の目標値を算出するとともに、上記
車両における実際のヨー角又は上記左右車輪における実
際の回転速度差が上記目標値に近づくように上記各回転
推進力を変更するための定常制御量を算出する定常制御
量算出手段を有し、該定常制御量を操舵状態に応じて変
更するとともに、この変更された定常制御量に基づき上
記出力制御量を算出することを特徴としている。さら
に、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、請求項６に記載の装置において、上記制御量
算出手段は、ハンドル角速度を検出する操舵状態検出手
段を有し、上記ハンドル角速度が速いほど上記定常制御
量を小さい量に変更することを特徴としている。

【００１８】なお、各請求項の本発明の車両用左右輪間
動力伝達制御装置にかかる上記加速旋回制御手段は、操
舵応答性を高めるために車両に作用する横加速度を検出
して、この横加速度に応じて旋回外輪側の回転推進力が
増大するように、又は旋回外輪側の回転推進力の増大度
合が増加するように、回転推進力配分制御機構を制御す
る。また、急旋回つまり横加速度が所定値以上のときに
のみ、このような回転推進力配分制御機構の制御を行な
ってもよい。この場合の横加速度は、操舵角と車速とか
ら算出できる基準横加速度を用いてもよく、或いは、横
加速度センサにより検出した実横加速度を用いてもよ
い。

【００１９】さらに、好ましくは、加速旋回制御手段
は、操舵応答性をより高めるためにスロットル開度や前
後加速度によってゲイン調整して、スロットル開度や前
後加速度が大きいほど回転推進力を増大せしめるように
制御量又は目標値を設定するように構成する。さらに、
好ましくは、加速旋回制御手段は、車両の車体速によっ
てゲイン調整して、車体速がある一定値を越えると加速
旋回制御を禁止するように構成する。また、この車体速
にかかる一定値の近傍では徐々に加速旋回制御を減少さ
せるように設定してもよい。また、この場合の車体速
は、車輪速と、車両固有の定数（例えば、スタビリティ
ファクタ，ホイールベース，トレッド幅，ハンドルギヤ
比など）と、操舵角とにより算出することができる。

【００２０】

〔目次〕

１．本装置のシステム概要 １．１本装置のハードウェア構成の概念 １．２本装置のハードウェア構成 １．３本装置の制御概要 １．４本装置の制御により得ようとする作用及び効果 ２．本装置の制御内容 ２．１入力演算処理 ２．２ドリフト判定ロジック ２．３車両運動制御ロジック ２．３．１目標ΔＮ追従制御 ２．３．２加速旋回制御 ２．３．３タックイン対応制御 ２．３．４操舵過渡応答制御 ２．４路面μ推定 ２．４．１定常旋回時の路面μ推定 ２．４．２非線形旋回時の路面μ推定 ２．４．３発進時の路面μ推定 ２．４．４出力値設定 ２．５アクチュエータ駆動 ２．５．１比例弁・方向弁制御 ２．５．２油圧ポンプモータ制御 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。

【００２１】すなわち、図５に示すように、互いに同軸
上に設置された左輪側回転部材と右輪側回転部材とのう
ち一方（ここでは左輪側）の回転速度ＮＬが他方（ここ
では右輪側）の回転速度ＮＲよりも大きいと、このとき
の速度差、即ち、スリップ速度（＝ＮＬ−ＮＲ）と、摺
接力、即ち、左輪側回転部材と右輪側回転部材との押圧
力Ｐとに応じた大きさＴｃのトルクが、左輪側（図５
中、左側）から右輪側（図５中、右側）へと伝達され
る。

【００２２】このように左輪側と右輪側との間で、左輪
側の方が右輪側よりも大きい状態であれば、左輪側から
右輪側へのトルク伝達を容易に行なうことが、右輪側の
方が左輪側よりも大きい状態とであれば、右輪側から左
輪側へのトルク伝達を容易に行なうことができる。そこ
で、本来、左右輪が等速で回転する領域においても、左
輪側の方が右輪側よりも大きい状態を実現するには、例
えば左輪側に左輪側の回転速度ＶＬを高速に変速する変
速機構を設ければ、左右輪が等速で回転していても、こ
の変速機構の出力を受ける左輪側部材と、右輪と等しい
速度ＶＲで回転する右輪側部材との間では、左輪側の回
転速度が右輪側よりも大きい状態を実現できる。また、
例えば右輪側に右輪側の回転速度ＶＲを低速に変速する
変速機構を設ければ、左右輪が等速で回転していても、
左輪と等しい速度ＶＬで回転する左輪側部材と、この変
速機構の出力を受ける右輪側部材との間では、左輪側の
回転速度が右輪側よりも大きい状態を実現できる。

【００２３】また、右輪側についても、これと左右対称
に構成すれば、右輪側の方が左輪側よりも大きい状態を
常に実現することができる。車両の旋回時には、旋回内
輪は旋回外輪よりも低速回転になるが、変速機構の変速
比の設定に応じて、車両の旋回時にも、内輪側の回転部
材を外輪側の回転部材よりも高い速度に変速することが
できる。

【００２４】そして、このように速度差を与えられた左
輪側回転部材と右輪側回転部材との間にトルク伝達カッ
プリングを設ければ、このトルク伝達カップリングを適
当に作用させることで、一定の走行条件下では、左輪側
から右輪側へも、右輪側から左輪側へも常時トルク伝達
を行なうことができる。もちろん、最大舵角での旋回時
にも内輪側の駆動トルクが外輪側に伝達されるように、
変速機構による変速比を設定すれば、全走行条件下で、
左輪側から右輪側へも、右輪側から左輪側へも常時トル
ク伝達を行なうことができる。

【００２５】また、湿式多板クラッチ機構などのトルク
伝達容量可変型のカップリングでは、係合圧力（押圧力
Ｐ）等に応じて伝達トルク量を調整することができる。
ところで、右輪側と左輪側との間に介装する変速機構及
びカップリングは、右輪側と左輪側との間に直接設ける
他に、例えば駆動輪の場合には、デファレンシャルの入
力部分と車輪側（右輪側又は左輪側）との間に、これら
の変速機構及びカップリングを設けるようにして、デフ
ァレンシャルの入力部分を介して、左輪側と右輪側との
間での動力伝達（トルク移動）を実現してもよい。

【００２６】このような原理による車両の左右輪間での
動力伝達（トルク移動）は、左右輪が駆動輪であっても
従動輪であっても適用でき、左右輪が駆動輪であれば、
エンジンからの駆動力の左右輪への配分を調整すること
になり、左右輪が従動輪であれば、トルク伝達によっ
て、トルク伝達をされる側の車輪は駆動力を受けること
になり、トルク伝達をする側の車輪は制動力を受けるこ
とになる。いずれにしても、左右の各車輪と路面との間
で発揮される駆動力又は制動力の大きさを左右不均衡に
制御して、これにより、車両にヨーモーメントを発生さ
せて車両の挙動を制御することができる。

【００２７】１．２本装置のハードウェア構成 次に、このような理論による本車両用左右輪間動力伝達
制御装置のハードウェア構成について図１，図２を参照
して説明する。 １．２．１本装置にかかる車両の動力伝達系の構成 本実施形態の車両用左右輪間動力伝達制御装置は、図１
に示すように、四輪駆動車の後輪にそなえられる。

【００２８】図１において、符号２はエンジンであり、
このエンジン２の出力はトランスミッション４及び中間
ギア機構６を介して差動歯車機構（＝センタディファレ
ンシャル、以下、センタデフという）８に伝達されるよ
うになっている。このセンタデフ８の出力は、一方にお
いて前輪用の差動歯車機構（＝フロントディファレンシ
ャル、以下、フロントデフという）１０を介して車軸１
２Ｌ，１２Ｒから左右の前輪１４，１６に伝達され、他
方においてベベルギヤ機構１８，プロペラシャフト２０
及びベベルギヤ機構２２，後輪用の差動歯車装置（＝リ
ヤディファレンシャル、以下、リヤデフという）２４を
介して車軸２６Ｌ，２６Ｒから左右の後輪２８，３０に
伝達されるようになっている。本左右輪間動力伝達制御
装置の回転推進力配分制御機構（以下、トルク移動機構
という）５０はこのリヤデフ２４の部分に設けられてい
る。

【００２９】センタデフ８は、従来周知のものと同様
に、デファレンシャルピニオン８Ａ，８Ｂと、これらの
デファレンシャルピニオン８Ａ，８Ｂと噛合するサイド
ギヤ８Ｃ，８Ｄとからなり、デファレンシャルピニオン
８Ａ，８Ｂから入力された回転トルクは、サイドギヤ８
Ｃ，８Ｄに伝達され、サイドギヤ８Ｃからは前輪側へ、
サイドギヤ８Ｄからは後輪側へと、それぞれの差動を許
容されながら伝達されるようになっている。

【００３０】ここでは、サイドギヤ８Ｃからは前輪用出
力軸３２を介して前輪側のフロントデフ１０へ、サイド
ギヤ８Ｄからは後輪用出力軸３４及びベベルギヤ機構１
８を介してプロペラシャフト２０から後輪側へトルクが
伝達される。このセンタデフ８には、その前輪側出力部
と後輪側出力部との差動を拘束（又は制限）することに
より前輪側と後輪側とのエンジンの出力トルクの配分を
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。

【００３１】このＶＣＵ３６は、前輪用出力軸３２と後
輪用出力軸３４との間に介装されており、差動状態に応
じた力で、前輪側と後輪側との差動を制限することで、
前後輪の軽負荷側だけが空転して重負荷側に回転トルク
が伝達されないような事態を回避しうるようになってい
る。 １．２．２本装置の回転推進力配分制御機構の構成 ところで、本左右輪間動力伝達制御装置は、デフキャリ
ア５１内に設けられた回転推進力配分制御機構（トルク
移動機構）５０と、その制御手段（回転推進力配分制御
手段）である電子制御ユニット（以下、ＥＣＵという）
４２とから構成されるが、ここで、リヤデフ２４及びこ
のリヤデフ２４と車軸２６Ｌ，２６Ｒとの間に嵌挿され
たトルク移動機構５０の構成を、図２を参照して説明す
る。

【００３２】図２に示すように、入力軸５２がプロペラ
シャフト２０の後端に結合されており、入力軸５２には
ドライブピニオンギヤ５４が一体回転するように結合さ
れている。このドライブピニオンギヤ５４には、デファ
レンシャルケース（デフケース）５８の外周に設けられ
たクラウンギヤ５６が噛合しており、エンジンの出力
は、入力軸５２からドライブピニオンギヤ５４，クラウ
ンギヤ５６を介してリヤデフ２４に伝えられるようにな
っている。

【００３３】リヤデフ２４は、従来周知のものと同様
に、デフケース５８内に設けられた２対のピニオン、即
ち、デファレンシャルピニオン６０Ａ，６０Ｂと、これ
らのデファレンシャルピニオン６０Ａ，６０Ｂと噛合す
るサイドギヤ６２，６４とからなり、デファレンシャル
ピニオン６０Ａ，６０Ｂから入力された回転トルクは、
サイドギヤ６２，６４に伝達され、サイドギヤ６２から
は左輪側の回転軸６６へ、サイドギヤ６４からは右輪側
の回転軸６８へと、それぞれの差動を許容されながら伝
達されるようになっている。また、左右の回転軸６６，
６８は、図１に示すように、左右の後輪２８，３０に結
合した車軸２６Ｌ，２６Ｒに連結されている。

【００３４】本実施形態のトルク移動機構５０は、後輪
の左右駆動輪で駆動力を配分するリヤデフ２４のデフケ
ース５８と右輪側回転軸６８との間に設けられており、
変速機構７０と伝達容量可変制御式トルク伝達機構９０
とから構成され、デフケース５８を介して、左輪側と右
輪側との間での回転推進力の伝達、即ち、動力伝達（ト
ルク移動）を行なうようになっている。

【００３５】変速機構７０は、リヤデフ２４の入力部分
即ちデフケース５８の回転速度を増速して左右輪の一方
側（ここでは、右輪側）に出力する増速機構７０Ａと、
減速して一方側（右輪側）に出力する減速機構７０Ｂと
を一体にそなえているので、増減速機構とも称する。ま
た、伝達容量可変制御式トルク伝達機構９０は、制御油
圧に応じて伝達容量を調整できる湿式油圧多板クラッチ
機構（以下、クラッチとも称する）が用いられており、
変速機構７０の減速機構７０Ｂの出力側と右輪側との間
に設けられて左輪側へトルク伝達をするクラッチ（左ク
ラッチ）９０Ｌと、変速機構７０の増速機構７０Ａの出
力側と右輪側との間に設けられて右輪側へトルク伝達を
するクラッチ（右クラッチ）９０Ｒとが一体に形成され
ている。このような伝達容量可変制御式トルク伝達機構
９０を、一体式カップリング又は単にカップリングとも
称する。

【００３６】増減速機構７０を説明すると、この増減速
機構７０は、デフケース５８と一体回転するように結合
された中空の中間軸７２と、右クラッチ９０Ｒに接続さ
れた中空の中間軸７４と、左クラッチ９０Ｌに接続され
た中空の中間軸７６との間に介装されている。なお、こ
れらの中間軸７２，７４，７６はいずれも中空軸であ
り、中間軸７２，７４は、右輪側回転軸６８の外周に相
対回転できるように装備され、中間軸７６は、中間軸７
４のさらに外周にこれも相対回転できるように装備され
ている。

【００３７】これらの中間軸７２，７４，７６には、そ
れぞれギヤ７８Ａ，８０Ａ，８２Ａが設けられて、ま
た、これらの中間軸７２，７４，７６の外周にはカウン
タシャフト８４が配設され、このカウンタシャフト８４
には３連ギヤ８６がそなえられている。３連ギヤ８６
は、ギヤ７８Ｂ，８０Ｂ，８２Ｂから構成され、ギヤ７
８Ｂは中間軸７２のギヤ７８Ａに、ギヤ８０Ｂは中間軸
７４のギヤ８０Ａに、ギヤ８２Ｂは中間軸７６のギヤ８
２Ａに、それぞれ噛合している。

【００３８】増減速機構７０は、このようなギヤ７８
Ａ，８０Ａ，８２Ａを有する中間軸７２，７４，７６
と、カウンタシャフト８４と、ギヤ７８Ｂ，８０Ｂ，８
２Ｂを有する３連ギヤ８６とから構成されている。な
お、カウンタシャフト８４は、図３に示すように、中間
軸７２，７４，７６の外周にドライブピニオン５４と位
相をずらして複数（ここでは３つ）そなえられている。
これにより、リングギヤをそなえないが、ギヤ７８Ａ，
８０Ａ，８２Ａをサンギヤとしてギヤ７８Ｂ，８０Ｂ，
８２Ｂをプラネタリピニオンとする、３連式の遊星歯車
機構と同様の配列に構成されている。

【００３９】なお、各カウンタシャフト８４は、デフキ
ャリア５１に設けられた壁部５１Ａに固定されている。
したがって、ギヤ７８Ｂ，８０Ｂ，８２Ｂはカウンタシ
ャフト８４を軸心として自転のみ行なう。これにより、
中間軸７２，７４，７６のラジアル方向への支持は、ギ
ヤ７８Ａ，８０Ａ，８２Ａとギヤ７８Ｂ，８０Ｂ，８２
Ｂとの噛合を通じて、上述のように壁部５１Ａに固定さ
れた複数のカウンタシャフト８４によっても行なわれて
いる。

【００４０】図３中、９６はころ軸受けである。そし
て、これらのギヤ７８Ａ，８０Ａ，８２Ａの歯数をそれ
ぞれＺ₁ ，Ｚ₂ ，Ｚ₃ とすると、Ｚ₂ ＜Ｚ₁ ＜Ｚ₃ の関
係に設定されている。また、ギヤ７８Ｂ，８０Ｂ，８２
Ｂの歯数をそれぞれＺ₄ ，Ｚ₅ ，Ｚ₆ とすると、Ｚ₆ ＜
Ｚ₄ ＜Ｚ₅の関係に設定されている。

【００４１】これにより、変速機構（増減速機構）７０
では、ギヤ７８Ａ，ギヤ７８Ｂ，ギヤ８０Ａ，ギヤ８０
Ｂの組み合わせで、リヤデフ２４に入力された回転を増
速して右輪側へ出力する増速機構７０Ａが構成され、ギ
ヤ７８Ａ，ギヤ７８Ｂ，ギヤ８２Ａ，ギヤ８２Ｂの組み
合わせで、リヤデフ２４に入力された回転を減速して右
輪側へ出力する減速機構７０Ｂが構成される。

【００４２】すなわち、変速機構（増減速機構）７０で
は、リヤデフ２４に入力された回転トルクによりデフケ
ース５８が回転すると、このデフケース５８の回転は、
中間軸７２を介してギヤ７８Ａからギヤ７８Ａの外周の
複数のギヤ７８Ｂへと伝達される。そして、各ギヤ７８
Ｂと共に各ギヤ８０Ｂ，８２Ｂがカウンタシャフト８４
を軸心として回転して、各ギヤ８０Ｂ，８２Ｂと噛合す
るギヤ８０Ａ，８２Ａが回転する。

【００４３】このとき、ギヤ７８Ｂ，８０Ｂ，８２Ｂは
一体に等速回転するが、これらのギヤ７８Ｂ，８０Ｂ，
８２Ｂと噛合するギヤ７８Ａ，８０Ａ，８２Ａは上述の
ような端数の設定により、互いに異なる速度で回転す
る。つまり、増速機構７０Ａに関するギヤ７８Ａ，８０
Ａ，７８Ｂ，８０Ｂについては、ギヤ７８Ａ，８０Ａの
歯数Ｚ₁ ，Ｚ₂ は、Ｚ₁ ＞Ｚ₂ の関係にあり、ギヤ７８
Ｂ，８０Ｂの歯数Ｚ₄ ，Ｚ₅ は、Ｚ₄ ＜Ｚ₅ の関係にあ
るので、ギヤ８０Ａはギヤ７８Ａよりも高速に増速され
て回転する。

【００４４】この場合の増速比、即ち、ギヤ８０Ａのギ
ヤ７８Ａに対する回転速度比を考えると、ギヤ７８Ｂ，
８０Ｂの回転数（即ち、３連ギヤ８６の回転数）とギヤ
７８Ａの回転数との比（ギヤ７８Ａが１回転する際のギ
ヤ７８Ｂ，８０Ｂの回転数の値）は、Ｚ₁ ／Ｚ₄ 、ギヤ
８０Ａの回転数とギヤ７８Ｂ，８０Ｂの回転数（即ち、
３連ギヤ８６の回転数）との比（ギヤ７８Ｂ，８０Ｂが
１回転する際のギヤ８０Ａの回転数の値）は、Ｚ₅ ／Ｚ
₂ であり、ギヤ８０Ａのギヤ７８Ａに対する回転速度比
は、（Ｚ₁ ・Ｚ₅ ）／（Ｚ₂ ・Ｚ₄ ）となる。

【００４５】また、減速機構７０Ｂに関するギヤ７８
Ａ，８２Ａ，７８Ｂ，８２Ｂについては、ギヤ７８Ａ，
８２Ａの歯数Ｚ₁ ，Ｚ₃ は、Ｚ₁ ＜Ｚ₃ の関係にあり、
ギヤ７８Ｂ，８２Ｂの歯数Ｚ₄ ，Ｚ₆ は、Ｚ₄ ＞Ｚ₆ の
関係にあるので、ギヤ８２Ａはギヤ７８Ａよりも低速に
減速されて回転する。この場合の減速比、即ち、ギヤ８
２Ａのギヤ７８Ａに対する回転速度比を考えると、ギヤ
７８Ｂ，８２Ｂの回転数（即ち、３連ギヤ８６の回転
数）とギヤ７８Ａの回転数との比（ギヤ７８Ａが１回転
する際のギヤ７８Ｂ，８２Ｂの回転数の値）は、Ｚ₁ ／
Ｚ₄ 、ギヤ８２Ａの回転数とギヤ７８Ｂ，８２Ｂの回転
数（即ち、３連ギヤ８６の回転数）との比（ギヤ７８
Ｂ，８２Ｂが１回転する際のギヤ８２Ａの回転数の値）
は、Ｚ₆ ／Ｚ₃ であり、ギヤ８２Ａのギヤ７８Ａに対す
る回転速度比は、（Ｚ₁ ・Ｚ₆ ）／（Ｚ₃ ・Ｚ₄ ）とな
る。

【００４６】ところで、これらの増減速機構７０の出力
を入力される伝達容量可変制御式トルク伝達機構９０、
即ち、左クラッチ９０Ｌ及び右クラッチ９０Ｒは、図２
に示すように、デフキャリア５１内の増減速機構７０よ
りも右輪側の空間部に設置されている。これらの油圧多
板クラッチ９０Ｌ，９０Ｒは、右輪側回転軸６８と一体
回転するようにクラッチケース９２に結合されたクラッ
チ板９０ＡＬ，９０ＡＲと、中間軸７４及び７６と一体
回転するように結合されたクラッチ板９０ＢＲ，９０Ｂ
Ｌと、各クラッチ９０Ｌ，９０Ｒにそれぞれ油圧（クラ
ッチ圧）を加える図示しない２つのピストンとをそなえ
ており、コントローラ４２の電子制御によって２つの油
圧ピストンの駆動油圧が油圧ユニット３８を通じて調整
されて、クラッチ９０Ｌ，９０Ｒの係合状態が調整され
るようになっている。

【００４７】左クラッチ９０Ｌは、右輪側回転軸６８と
一体回転する右輪側クラッチ板９０ＡＬと、中間軸７６
と一体回転するように結合された減速機構７０Ｂの出力
側のクラッチ板９０ＢＬとから構成される。クラッチ板
９０ＢＬは、中間軸７６とともに減速機構７０Ｂで減速
されたギヤ８２Ａと一体回転するので、右輪に対する左
輪の速度比が大きくならないかぎり、クラッチ板９０Ｂ
Ｌは、右輪側回転軸６８と一体回転する右輪側クラッチ
板９０ＡＬよりも低速回転する。

【００４８】したがって、クラッチ９０Ｌを係合させれ
ば、右旋回時であって右輪が左輪よりも低速回転してい
ても、右輪側クラッチ板９０ＡＬ側からクラッチ板９０
ＢＬへと、即ち、右輪側からリヤデフの入力側へとトル
クが伝達されることになり、エンジンからのトルクの右
輪側への配分量を減少させて、左輪側への配分量を増加
させることができる。

【００４９】また、右クラッチ９０Ｒは、右輪側回転軸
６８と一体回転する右輪側クラッチ板９０ＡＲと、中間
軸７４と一体回転するように結合された増速機構７０Ａ
の出力側のクラッチ板９０ＢＲとから構成される。クラ
ッチ板９０ＢＲは、中間軸７４とともに増速機構７０Ａ
で増速されたギヤ８０Ａと一体回転するので、左輪に対
する右輪の速度比が大きくならないかぎり、クラッチ板
９０ＢＲは、右輪側回転軸６８と一体回転する右輪側ク
ラッチ板９０ＡＲよりも高速回転する。

【００５０】したがって、クラッチ９０Ｒを係合させれ
ば、左旋回時であって左輪が右輪よりも低速回転してい
ても、クラッチ板９０ＢＲ側から右輪側クラッチ板９０
ＡＲ側へと、即ち、リヤデフの入力部側から右輪側へと
トルクが伝達されることになり、エンジンからのトルク
の右輪側への配分量を増加させて、左輪側への配分量を
減少させることができる。

【００５１】なお、伝達容量可変制御式トルク伝達機構
としては、伝達トルク容量が可変制御できる機構であれ
ばよく、この実施形態の機構のほかに、電磁式油圧多板
クラッチ機構等の他の湿式多板クラッチ機構や、これら
の多板クラッチ機構の他に、油圧式又は電磁式の摩擦ク
ラッチや、油圧式又は電磁式の制御可能なＶＣＵ（ビス
カスカップリングユニット）や、油圧式又は電磁式の制
御可能なＨＣＵ（ハイドーリックカップリングユニット
＝差動ポンプ式油圧カップリング）、さらには、電磁流
体式あるいは電磁粉体式クラッチ等の他のカップリング
を用いることもできる。

【００５２】ところで、湿式油圧多板クラッチ機構９０
Ｌ，９０Ｒが係合されると、係合する各クラッチ板間
（９０ＡＬと９０ＢＬ，９０ＡＲと９０ＢＲ）の差動量
の大小と、係合の強さに応じて、トルクが伝達される。
すなわち、クラッチ板間の差動量を考慮しながら制御油
圧を調整してクラッチ機構９０Ｌ，９０Ｒの係合の強さ
を調整すれば、トルクの移動量を確実に制御することが
できる。

【００５３】そこで、油圧ユニット３８におけるクラッ
チ９０Ｌ，９０Ｒへの油圧調整部も、左右の後輪へトル
ク配分が所望の状態になるように、ＥＣＵ４２を通じて
制御される。この場合、ＥＣＵ４２では、エンジン情
報，ＡＢＳ情報，車輪速情報，ハンドル角情報（操舵角
情報），車体の横加速度や前後加速度に関する情報等に
基づいて油圧ユニット３８の所要部を制御する。

【００５４】例えば、入力軸５２からの駆動トルクを左
輪回転軸６６により多く配分したい場合には、その配分
したい程度（配分比）に応じて左クラッチ９０Ｌを適当
な制御圧力で係合させればよく、入力軸５２からの駆動
トルクを右輪回転軸６８により多く配分したい場合に
は、その配分したい程度（配分比）に応じて右クラッチ
９０Ｒを適当な制御圧力で係合させればよい。

【００５５】また、左右の両クラッチ９０Ｌ，９０Ｒが
同時に完全係合することのないように設定されており、
左右のクラッチ９０Ｌ，９０Ｒのうち一方が完全係合し
たら他方は係合しないようになっている。つまり、クラ
ッチ９０Ｌ，９０Ｒの作動モードは、左クラッチ９０Ｌ
のみが係合するモードと、右クラッチ９０Ｒのみが係合
するモードと、何れも係合しない中立モードとがある。

【００５６】このように、トルク移動機構５０では、ト
ルクを移動させることで左右トルクの配分を調整できる
ので、単に片輪を制動することで左右トルクの配分を調
整する場合に比べてトルクロスが極めて少なく、トルク
の配分調整もより広範囲で行なえ、例えば車両にヨーモ
ーメントを生じさせることも違和感なく行なえるという
特徴がある。

【００５７】１．２．３本装置にかかる油圧ユニットの
構成 ここで、油圧ユニット３８の構成を図４を参照して説明
する。この油圧ユニット３８は、図４に示すように、作
動油を蓄圧する蓄圧部１０１と、蓄圧部１０１に蓄圧さ
れた作動油を適宜圧力調整してクラッチ９０Ｌ，９０Ｒ
の油室（図示省略）に供給する制御圧出力部１０２とか
らなる。

【００５８】蓄圧部１０１は、アキュムレータ１０３
と、アキュムレータ１０３内の作動油を所定圧に加圧す
るモータポンプ１０４と、モータポンプ１０４で加圧さ
れた差動油圧を監視する圧力スイッチ１０５とをそなえ
ている。また、制御圧出力部１０２は、モータポンプ１
０４を通じて圧力調整されたアキュムレータ１０３内の
作動油を、圧力調整する電磁比例圧力制御弁（比例弁と
略す）１０６と、この比例弁１０６で調圧された作動油
を左右いずれのクラッチ９０Ｌ，９０Ｒの油室（図示省
略）に供給するかを切り換える電磁方向制御弁（方向切
換弁）１０７とをそなえている。

【００５９】このような油圧ユニット３８は、ＥＣＵ４
２により作動を制御されるが、ＥＣＵ４２には、車輪速
センサ４８Ａ，ハンドル角センサ４８Ｂ，前後加速度セ
ンサ（前後Ｇセンサ）４８Ｃ，横加速度センサ（横Ｇセ
ンサ）４８Ｄ，スロットルポジションセンサ（ＴＰＳ）
４８Ｅ及び圧力スイッチ１０５等のセンサ類が接続され
ている。

【００６０】そして、ＥＣＵ４２では、これらのセンサ
類からの情報に基づいて、車両の走行状態、即ち、車速
や操舵状態や車体の運動状態等に応じて、油圧ユニット
３８のモータポンプ１０４や比例弁１０６や方向切換弁
１０７の制御を行なうようになっている。この比例弁１
０６や方向切換弁１０７の制御を通じた差動制限制御、
即ち、トルク移動制御の詳細については後述する。

【００６１】なお、図４中、符号１０８はバッテリ、１
０９はモータリレーであり、モータポンプ１０４の制御
は、このモータリレー１０９を通じたバッテリ１０８か
らの電力の供給制御により行なわれ、蓄圧部１０１によ
る蓄圧管理は、圧力スイッチ１０５の検出情報に基づい
てモータリレー１０９を通じてモータポンプ１０４の作
動を制御しながら行なうようになっている。また、符号
１１０は、油圧ユニット３８による差動制限制御、即
ち、トルク移動制御を行なっているか否かを表示するイ
ンジケータランプである。

【００６２】また、油圧ユニット３８を通じた差動制限
制御は、エンジン出力制御と連係させる必要があるの
で、ここでは、ＥＣＵ４２からは、油圧ユニット３８へ
制御指令を出力するとともに、エンジン出力制御を制御
する図示しないエンジン用ＥＣＵへも出力低減情報が送
られるようになっている。なお、ＥＣＵ４２は、図示し
ないが後述する制御に必要なＣＰＵ，ＲＯＭ，ＲＡＭ，
インタフェイス等をそなえている。

【００６３】１．３本装置の制御概要 ここで、図６の本装置の制御にかかる機能構成を示す制
御ブロック図を参照して、本装置の制御概要について説
明する。図６に示すように、本制御による処理は、セン
サ入力を受けるセンサ入力処理と、これらのセンサ入力
値に基づいて各種の値の演算を行なう演算処理と、演算
処理結果に基づいて車両の運動制御の各制御量を算出す
る制御量算出処理と、算出された各制御量に基づいて各
アクチュエータを駆動する駆動処理とに分けることがで
きる。

【００６４】このうち、センサ入力処理では、４輪の車
輪速センサ４８Ａ，ハンドル角センサ４８Ｂ，前後加速
度センサ（前後Ｇセンサ）４８Ｃ，横加速度センサ（横
Ｇセンサ）４８Ｄ，スロットルポジションセンサ（ＴＰ
Ｓ）４８Ｅ等からのセンサ入力を受ける。演算処理で
は、後輪の左右輪の速度差について、その実測値とその
理論値とが算出される。実測値（実回転数差）は４輪の
車輪速センサ４８Ａからの車輪速値に基づいて、また、
理論値（理論回転数差）はハンドル角センサ４８Ｂから
の操舵角と、４輪の車輪速センサ４８Ａからの車輪速値
から得られる車体速度（車速）とに基づいて、それぞれ
算出される。また、前後Ｇセンサ４８Ｃ，横Ｇセンサ４
８Ｄからの検出値に基づいて、計算前後Ｇ（ｇｂ），計
算横Ｇ（ｇｙ）が計算される。また、演算処理では、さ
らに、ドリフト判定及び路面μ推定が行なわれる。

【００６５】制御量算出処理では、このような各演算結
果に基づいて車両の運動制御の各制御量を算定するが、
本制御では、通常旋回時の制御に関する目標回転数差追
従制御（目標ΔＮ追従制御）の制御量（目標ΔＮ追従制
御量）と、加速旋回時に関する加速旋回制御の制御量
（加速旋回制御量）と、車両のタックイン時に関するタ
ックイン対応制御の制御量（タックイン対応制御量）
と、操舵過渡時に関する操舵過渡応答制御の制御量（操
舵過渡応答制御量）とがそれぞれ設けられ、これらの各
制御量を加算してこの加算制御量を出力するようになっ
ている。

【００６６】なお、制御量算出処理を行なう機能を制御
量算出手段と呼び、この機能（制御量算出手段）の中で
も、目標ΔＮ追従制御に関する制御量を設定する機能を
回転推進力制御手段（或いはΔＮ追従制御手段又は目標
回転数差追従制御手段）、加速旋回制御の制御量を設定
する機能を加速旋回制御手段、タックイン対応制御の制
御量を設定する機能をタックイン対応制御手段、操舵過
渡時に関する操舵過渡応答制御の制御量を設定する機能
を操舵過渡応答制御手段とそれぞれ呼ぶ。

【００６７】また、目標ΔＮ追従制御に関しては、車両
の旋回状態に対応したヨー角又は左右車輪回転数差の目
標値を算出又は記憶する機能（目標値算出手段）を有
し、さらに、定常旋回時における目標値に応じた制御量
を算出する機能（定常旋回制御手段，定常制御量算出手
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。

【００６８】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。

【００６９】１．４．１旋回性能の向上加速旋回時には
車両の操舵特性がアンダステア側に強まるので、ドライ
バの意図した急旋回を行ない難い。特に、前輪にもエン
ジンの駆動力を伝達すると前輪の駆動力負担に応じて前
輪に生じるコーナリングフォースが減少してアンダステ
ア化が強まりやすい。

【００７０】そこで、加速旋回時には、旋回外輪側へト
ルクを移動させることで、旋回方向へ向けてヨーモーメ
ントを発生させて、前後加速度の大きい領域での前輪の
コーナリングフォースを増大させてアンダステア化を抑
制する。これにより、同様な加速旋回操作を行なった場
合で、加速旋回時の車両の走行軌跡を比較すると、図７
に示すように、制御無の状態から制御有の状態へと向上
する。

【００７１】また、図８は、旋回時に生じる横Ｇ（旋回
Ｇ）に応じた操舵比（＝θｈ／θｈ０，θｈ：実ハンド
ル角，θｈ０：理論的に要求されるハンドル角）の一例
を示すもので、図中の操舵比が急増する領域が旋回限界
領域に相当する。図示するように、旋回外輪側へのトル
ク移動制御により、旋回限界が向上することがわかる。
また、このような旋回性能の向上のための制御開始は、
制御無で操舵比が非線形的に増加した場合に行なうよう
にすることで、制御頻度を低減することができる。

【００７２】１．４．２旋回減速時の車両の安定性の確
保 減速旋回時には、加速旋回とは逆に、車両の操舵特性が
オーバステア側に強まるので、車両がタックインを生じ
やすくなる。そこで、減速旋回時には、加速旋回とは逆
に、旋回内輪側へトルクを移動させることで、旋回抑制
方向へ向けてヨーモーメントを発生させて、前輪のコー
ナリングフォースを減少させてオーバステア化を抑制す
る。これにより、図９に制御無として示す状態から制御
有として示す状態へと示すように、車両のタックインが
抑制される。

【００７３】また、図１０はヨーレイトの時間変化の一
例を示すもので、実線は制御有を示し鎖線は制御無を示
す。図示するように、アクセルオフの直後に、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。

【００７４】１．４．３発進性能，加速性能の向上 本装置では、左右輪で路面の摩擦抵抗が異なる状態での
発進性能や加速性能を向上できるように、トルク制御を
行なう。つまり、左右輪の一方の車輪の接触する路面が
他方の車輪の接触する路面に比べて低μである場合に
は、発進時（これをμスプリット発進という）や加速時
に、低μ側の車輪の負荷が小さくなるため差動機構が働
き、低μ側の車輪へ駆動力が増す一方で高μ路側の車輪
への駆動力が減少する。

【００７５】この結果、低μ側の車輪はエンジンからの
駆動力の大部分を供給されながらもスリップして路面へ
駆動力を十分に伝達できず、また、高μ路側の車輪はエ
ンジンからの駆動力がほとんど供給されないためやは
り、図１１に制御無として示すように、路面へ駆動力を
十分に伝達することができずに、車両がなかなか進まな
い。

【００７６】そこで、このようなμスプリット状態で
は、低μ車輪側から高μ路車輪側へとトルクを移動させ
る。これにより、図１１に制御有として示すように、高
μ路側の車輪から路面へ伝達される駆動力が増大するよ
うになり、車両の発進や加速をより速やかに、また、効
率よく行なうことができる。例えば図１２はμスプリッ
ト発進による加速Ｇの時間変化の一例を示すもので、実
線は制御有を示し鎖線は制御無を示す。図示するよう
に、トルク移動制御により、加速Ｇが向上することがわ
かる。

【００７７】２．本装置の制御内容 ここで、上述のようなトルク制御の内容を、入力演算処
理、ドリフト判定ロジック、車両運動制御ロジック、路
面μ推定、アクチュエータ駆動の順に、より具体的に説
明する。 ２．１入力演算処理 入力演算処理では、図１３に示すように、後左車輪速度
ｖｒｌ，後右車輪速度ｖｒｒ，ハンドル角度θｈ，車体
速度ｖｂ，ハンドル角速度ｄθｈ，前左車輪速度ｖｆ
ｌ，前右車輪速度ｖｆｒにかかる検出信号を各センサか
ら受けるとともに、全開の計算値（トルク移動量ｔａ，
路面μ判定係数γ）及び圧力スイッチ，アイドルスイッ
チ，横Ｇセンサ，ＴＰＳ（スロットルポジションセン
サ）等からの検出信号を受けて、以下のような数値の演
算処理を行なう。

【００７８】２．１．１後輪左右の速度差（ｄｖｒｄ） 後左車輪速度ｖｒｌ及び後右車輪速度ｖｒｒとの差を演
算して、旋回時やトルク移動制御によって発生する後輪
左右の実速度差ｄｖｒｄ（＝ｖｒｌ−ｖｒｒ）を得る。 ２．１．２後輪左右の速度差のデジタルフィルタ値（ｄ
ｖｒｆ） 実速度差ｄｖｒｄは、トルク移動制御の作動状態を判別
するために用いるため、実速度差ｄｖｒｄをデジタルフ
ィルタ（例えば、５Ｈｚのローパスフィルタ）でフィル
タ処理して、ノイズ影響を取り除く。ここでは、式（2.
1.2.1)のようにスムージング処理を行なう式（2.1.2.2)
に示すようにフィルタ処理を行なう。

【００７９】 ｄｖｒｆ１＝（ｄｖｒｄ＋ｏｄｖｒｄ）／２ ・・・（2.1.2.1) ｄｖｒｆ ＝ＬＰＦ〔ｄｖｒｄ〕 ＝ＬＰＦ〔ｄｖｒｆ１，ｄｖｒｆ〕 ・・・（2.1.2.2) ただし、ｏｄｖｒｄ：一回前のｄｖｒｄを保持した値 ｄｖｒｆｌ: スムージングした値 ２．１．３後輪の平均速度（ｖｒ） 後左車輪速度ｖｒｌと後右車輪速度ｖｒｒとを平均化す
ることで、後輪の平均速度ｖｒ〔＝（ｖｒｌ＋ｖｒｒ）
／２〕を得て、トルク移動制御の作動状態を判別するた
めに用いる。

【００８０】２．１．４推定車体速（ｖｂ），旋回半径
（ＲＲ） 推定車体速ｖｂは、左右前輪及び左右後輪の４輪のうち
の３番目に速い車輪速ｖ３に基づいて算出する。これ
は、本自動車は４輪駆動車のため各車輪とも駆動輪とな
り、このような駆動輪は、駆動力を路面に伝達する際に
路面との間で滑りを生じるので、駆動輪に基づいて車体
速を求めると例え僅かであっても実際の車体速よりも速
い値となる。そこで、４つの駆動輪のうちで最も遅い車
輪速が実際の車体速に最も対応する。しかし、車輪速の
検出値がノイズ等により適正な値とならない場合も考え
られるので、検出値の信頼性を考慮して、４つの駆動輪
のうちで２番目に遅い車輪速（即ち、３番目に速い車輪
速）ｖ３を採用して、推定車体速ｖｂを求めている。

【００８１】なお、直進時には、車輪速と車体速とが一
定の比率で対応するので、例えば車輪の回転速度に車輪
外周長を乗算して得られる車体速（単純算出車体速）ｖ
ｂｄを車体速ｖｂとできるが、旋回時には旋回半径に応
じた補正が必要になる。すなわち、旋回時には、３番目
に速い車輪速は後輪の内輪となり、この内輪側が単純算
出車体速ｖｂｄとなるものと考えられるので、車体中心
の車体速ｖｂは、図１４に示すような幾何学的関係から
求められる。つまり、内輪側の旋回半径ＲＲｉは内輪側
の車体速ｖｂｄに基づいて、次式（2.1.3.1)により算出
できる。

【００８２】 ＲＲｉ＝（１＋Ａ＊ｖｂｄ² ）＊Ｌｗ／δ ＝（１＋Ａ＊ｖｂｄ² ）＊Ｌｗ＊ＧＲ／θｈ ・・・（2.1.3.1) ただし、δ：実舵角（＝θｈ／ＧＲ） Ａ：スタビリティファクタ Ｌｗ：ホイールベース Ｌｔ：トレッド幅 ＧＲ：ハンドルギヤ比 また、車体速ｖｂｄと車体速ｖｂとの比は、内輪側の旋
回半径ＲＲｉと車体中心の旋回半径ＲＲとの比に等し
く、旋回半径ＲＲは旋回半径ＲＲｉを用いて次式（2.1.
4.1)のように示すことができるので、車体速ｖｂは、車
両の右旋回時，直進時，左旋回時に分けて、次式（2.1.
4.2)〜（2.1.4.4)のように、車体速ｖｂｄとハンドル角
θｈとから求めることができる。

【００８３】 ＲＲ＝ＲＲｉ＋Ｌｔ／２ ・・・（2.1.4.1) 右旋回時 ｖｂ＝（ＲＲｉ＋Ｌｔ／２）／ＲＲｉ＊ｖｂｄ ・・・（2.1.4.2) 直進時 ｖｂ＝ｖｂｄ ・・・（2.1.4.3) 左旋回時 ｖｂ＝（ＲＲｉ−Ｌｔ／２）／ＲＲｉ＊ｖｂｄ ・・・（2.1.4.4) なお、車体中心の旋回半径ＲＲはこのような車体速ｖｂ
に基づき次式（2.1.4.5)のように示すことができる。

【００８４】 ＲＲ＝（１＋Ａ＊ｖｂ² ）＊Ｌｗ／δ ＝（１＋Ａ＊ｖｂ² ）＊Ｌｗ＊ＧＲ／θｈ ・・・（2.1.4.5) ２．１．５前後加速度（ｇｘ） まず、次式（2.1.5.1)のようにして、所定の周期で算出
される単純算出車体速ｖｂｄの変化から算出し、こうし
て求められた前後加速度ｇｘｄは変動が激しいため、ロ
ーパスフィルタで処理して〔（2.1.5.2)参照〕、前後加
速度ｇｘを得る。

【００８５】 ｇｘｄ＝ｖｂｄ−ｏｖｂｄ ・・・（2.1.5.1) ただし、ｏｖｂｄ：１周期又は所定周期前の単純算出車
体速ｖｂｄ ｇｘ＝ＬＰＦ〔ｇｘｄ〕 ・・・（2.1.5.2) ２．１．６基準横加速度（ｇｙ） 基準横加速度（ｇｙ）は、旋回時の車両に働く遠心力と
考えると、半径ＲＲｉと推定車体速ｖｂとから算出で
き、半径ＲＲｉは上述のようにハンドル角θｈから求め
られるので、基準横加速度（ｇｙ）は、次式（2.1.6.1)
のようにして、ハンドル角θｈ，推定車体速ｖｂから計
算で求める。この基準横加速度（ｇｙ）を計算横Ｇとも
いう。

【００８６】 ｇｙ＝ｖｂ² ／ＲＲ ＝ｖｂ² ＊θｈ／〔（１＋Ａ＊ｖｂ² ）＊Ｌｗ＊ＧＲ〕・・（2.1.6.1) ２．１．７後輪基準回転速度差（ｄｖｈｆ） 後輪基準回転速度差ｄｖｈｆは、旋回時に旋回半径ＲＲ
に応じて、図１５に示すような関係から幾何学的に算出
できる後輪の回転速度差であり、式（2.1.4.5)の関係を
利用して、まず、次式（2.1.7.1)のような推定車体速度
ｖｂ，ハンドル角度θｈの関数により回転速度差ｄｖｈ
ｒを求める。前述した後左車輪速度ｖｒｌ，後右車輪速
度ｖｒｒはローパスフィルタ処理が施されており、これ
らと位相を合わせるために、回転速度差ｄｖｈｒをロー
パスフィルタで処理して〔（2.1.7.2)参照〕、後輪基準
回転速度差ｄｖｒｆを得る。

【００８７】 ｄｖｈｒ＝Ｌｔ＊ｖｂ／ＲＲ ＝Ｌｔ＊ｖｂ＊θｈ／〔（１＋Ａ＊ｖｂ² ）＊Ｌｗ＊ＧＲ〕 ・・・（2.1.7.1) ｄｖｈｆ＝ＬＰＦ〔ｄｖｈｒ〕 ・・・（2.1.7.2) ２．１．８前輪基準回転速度差（ｄｖｈｆf ） 前輪基準回転速度差ｄｖｒｆf は、旋回時に旋回半径Ｒ
Ｒ，舵角δに応じて、図１５に示すような関係から幾何
学的に算出できる前輪の回転速度差であり、式（2.1.4.
5)の関係を利用して、まず、次式（2.1.8.1)のように、
推定車体速度ｖｂ，ハンドル角度θｈの関数から、回転
速度差ｄｖｈを求めて、これを、ローパスフィルタで処
理して〔（2.1.8.2)参照〕、前輪基準回転速度差ｄｖｒ
ｆｆを得る。

【００８８】 ｄｖｒｆ＝Ｌｔ＊ｖｂ＊ｃｏｓ（θｈ／ＧＲ）／ＲＲ ＝Ｌｔ＊ｖｂ＊ｃｏｓ（θｈ／ＧＲ）＊〔θｈ／〔（１＋Ａ＊ｖｂ² ）＊Ｌｗ＊ＧＲ〕 ・・・（2.1.8.1) ｄｖｒｆｆ＝ＬＰＦ〔ｄｖｒｆ〕 ・・・（2.1.8.2) ２．１．９前輪左右の速度差（ｄｖｆｄ） 前左車輪速度ｖｆｌ及び前右車輪速度ｖｆｒとの差を演
算して、旋回時等に発生する後輪左右の実速度差ｄｖｆ
ｄ（＝ｖｆｌ−ｖｆｒ）を得る。

【００８９】２．１．１０トルク移動量（ｔａｆ：一時
遅れ値） トルク移動は、その指令値が出力されてから実際の車両
挙動として現れるまでに時間遅れが生じることから、ト
ルク移動の指令値ｔａにローパスフィルタをかけて位相
を合わせ〔(2.1.10.1)参照〕、トルク移動量ｔａｆを得
る。 ｔａｆ＝ＬＰＦ〔ｔａ〕 ・・・(2.1.10.1) ２．２ドリフト判定ロジック 本制御では、車両がドリフトしようとしているか否かを
判定して、この判定結果を左右輪のトルク移動制御を通
じた車両の運動制御に用いる。このため、本制御では、
図１６に示すような各処理によってドリフト判定を行な
っている。

【００９０】つまり、本制御では、タイヤが横滑りや縦
滑りを生じた場合にドリフトが発生すると判定する。タ
イヤの横滑りは、計算横Ｇと実横Ｇとの関係が非線形に
なった場合に判定でき、タイヤの縦滑りは、推定車体速
度ｖｂと後述する前後Ｇ推定車体速度ｖｂｓとの関係が
非線形になった場合に判定できる。通常は、車両のドリ
フト時には、横滑りや縦滑りを伴うので、本制御では両
者を考慮する。

【００９１】そこで、本制御では、図１６に示すよう
に、タイヤの横滑り状態に応じた係数（タイヤの横滑り
係数）ｄｇｙ及びタイヤの縦滑り状態に応じた係数（タ
イヤの縦滑り係数）ｄｖｖｂｓに基づいて、ドリフト判
定係数ｓｒｐを設定しこれを出力するとともに、さら
に、このドリフト判定係数ｓｒｐに基づいてドリフト補
正係数ｓｒｐ１〜ｓｒｐ５を設定する。

【００９２】２．２．１タイヤの横滑り係数（ｄｇｙ） 本制御では、前述のように、ハンドル角θｈと推定車体
速ｖｂとから計算横Ｇ、即ち、基準横加速度ｇｙを計算
するが、この一方で、横Ｇセンサにより、実際の横加速
度（実横Ｇ）ｒｇｙを検出する。車両が横滑りすること
なく走行している場合には、計算横Ｇと実横Ｇとの関係
が線形になる。そこで、ドリフト判定を行なうために、
計算横Ｇと実横Ｇとを比較する。

【００９３】しかし、計算横Ｇ（ｇｙ）は、ハンドル角
θｈ等の入力情報から横Ｇを算出しており、ハンドルに
応じて車両に横Ｇが生じるまでには、位相遅れが生じる
ので、本制御では、計算横Ｇをローパスフィルタでフィ
ルタ処理して、位相合わせを行なう〔（2.2.1.1)参
照〕。 ｇｙｆ＝ＬＰＦ〔ｇｙ〕 ・・・（2.2.1.1) また、タイヤの影響やギヤ比等の違いにより、線形領域
でも計算横Ｇ（ｇｙ）と実横Ｇ（ｒｇｙ）との間に、誤
差が生じるので、次式（2.2.1.2)のように係数ｋにより
実横Ｇ（ｒｇｙ）を補正して係数合わせを行なう。

【００９４】 ｒｇｙｈ＝ｋ＊ｒｇｙ ・・・（2.2.1.2) これにより、位相を合わせた計算横Ｇ（ｇｙｆ）と係数
を合わせた実横Ｇ（ｒｇｙｈ）とを比較することができ
るが、ここでは、次式（2.2.1.3)で算出される計算横Ｇ
（ｇｙｆ）と実横Ｇ（ｒｇｙｈ）とを無次元化した値
（タイヤの横滑り係数）ｄｇｙに基づいて、計算横Ｇと
実横Ｇとの間に生じる非線形、即ち、タイヤの横方向に
生じる非線形を判定する。

【００９５】図１７は実横Ｇ（ｒｇｙ）と計算横Ｇとの
対応例を示す図であり、タイヤの横滑り等がなければ、
直線Ａのように、実横Ｇ（ｒｇｙ）と計算横Ｇとが線形
の関係になるが、実際には、タイヤのグリップ限界を過
ぎると横滑り等を生じて、実横Ｇは計算横Ｇのようには
増加しない。高μ路では曲線Ｂのように横Ｇの高い領域
まで線形が保たれるが、低μ路では曲線Ｃのように横Ｇ
の低い領域で線形を保てなくなってしまう。

【００９６】タイヤの横滑り係数ｄｇｙは、次式（2.2.
1.3)のように定義する。 ｄｇｙ＝｜（ｇｙｆ−ｒｇｙｈ）／ｒｇｙｈ｜ ・・・（2.2.1.3) ただし、このようなタイヤの横滑り係数ｄｇｙの計算に
は、次式（2.2.1.4)のような計算開始条件、及び、次式
（2.2.1.5)のようなクリヤ条件が設けられている。これ
は、実横Ｇ（ｒｇｙｈ）の大きさや、計算横Ｇと実横Ｇ
との差（ｇｙｆ−ｒｇｙｈ）の大きさが、一定以上大き
くならないと車両にドリフトが生じるおそれがないの
で、このような場合には、横滑り係数ｄｇｙの計算を行
なわないようにして、計算頻度を低減しているのであ
る。

【００９７】 ｜ｒｇｙｈ｜＞ａ〔ｍ／ｓ² 〕and ｜ｇｙｆ−ｒｇｙｈ｜＞ｂ〔ｍ／ｓ² 〕 ただし、計算時に｜ｒｇｙｈ｜＞ｃ〔ｍ／ｓ² 〕なら 横滑り係数ｄｇｙは所定速度で０へ近づける ・・・（2.2.1.4) ｜ｒｇｙｈ｜≦ｄ〔ｍ／ｓ² 〕and ｜ｇｙｆ−ｒｇｙｈ｜≦ｅ〔ｍ／ｓ² 〕 ・・・（2.2.1.5) ただし、ａ，ｂ，ｃ，ｄ，ｅは定数 一般に、実横Ｇと計算横Ｇとの線形領域を過ぎると、実
横Ｇは計算横Ｇのようには増加しないので、上式（2.2.
1.3)は、次のように変形できる。

【００９８】 ｇｙｆ＝（１＋ｄｇｙ）ｒｇｙｈ ・・・（2.2.1.3.a) 線形領域を脱した際には、ｄｇｙは０から次第に増加し
ていき、上式（2.2.1.3.a)の関係は、例えば図１７中の
直線Ｄのように示すことができる。そこで、理論上は、
横滑り係数ｄｇｙが０以外になったら線形がくずれたと
も判定できるが、実際には、実横Ｇや計算横Ｇについて
位相合わせや係数合わせを行なっても、常に完全にマッ
チングさせることは困難なので、実際に線形領域にあっ
ても、横滑り係数ｄｇｙが生じる（０以外になる）こと
が多い。このため、本制御では、図１８に示すように、
横滑り係数ｄｇｙが第１所定値（ｄｇｙ１）以下ならば
線形領域、横滑り係数ｄｇｙが第２所定値（ｄｇｙ２）
以上ならば完全非線形領域として、横滑り係数ｄｇｙが
第１所定値と第２所定値との間にあると、第２所定値に
近づくにしたがって、非線形度合が高まっているものと
する。

【００９９】２．２．２タイヤの縦滑り係数（ｄｖｖｂ
ｓ） 本制御では、前述のように、４輪のうちの３番目に速い
車輪速ｖ３に基づいて推定車体速ｖｂを算出するが、タ
イヤが大きくスリップしたらこのような車輪速ｖ３に基
づく車体速ｖｂは実車速よりも大きいものになってしま
う。そこで、タイヤのスリップ発生を推定したら、車輪
速ではなくこの時の車速と前後Ｇとに基づいて、前後Ｇ
推定車体速度ｖｂｓを算出する。

【０１００】この前後Ｇ推定車体速度ｖｂｓは、前後Ｇ
センサで検出した車体の前後Ｇに基づいてタイヤのスリ
ップ発生時における車体速ｖｂ_SL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。

【０１０１】 ｖｂｓ＝＝ｇｘ_SL・ｔ＋ｖｂ_SL ・・・（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。

【０１０２】 ｄｖｖｂｓｄ＝ｖ３−ｖｂｓ ・・・（2.2.2.2) ｄｖｖｂｓ＝ＬＰＦ〔ｄｖｖｂｓｄ〕 ・・・（2.2.2.3) 図１９は車両のスリップ発生時に、車輪速（３番目に速
い車輪速ｖ３）及び前後Ｇ推定車体速度ｖｂｓの推移し
ていく一例を示す図である。ここでは、実際の車体速度
ＶＲがほぼ一定で走行中に極低μ路に進入してタイヤに
スリップが発生しその後このスリップが収束していく場
合を示している。図示するように、タイヤにスリップが
発生すると車輪速ｖ３が急増し、前後Ｇ推定車体速度ｖ
ｂｓが算出されるようになる。

【０１０３】このスリップ発生の直後には、車輪速ｖ３
が増加するため、この車輪速ｖ３と前後Ｇ推定車体速度
ｖｂｓとの差、即ち、タイヤの縦滑り係数ｄｖｖｂｓが
増大する。そして、スリップが収束していくと車輪速ｖ
３が減少して前後Ｇ推定車体速度ｖｂｓに接近してくる
ので、タイヤの縦滑り係数ｄｖｖｂｓが減少する。した
がって、タイヤの縦滑り係数ｄｖｖｂｓに基づいて、タ
イヤのスリップ状態、即ち、タイヤがスリップしていな
い線形域か、或いは、タイヤがスリップしている非線形
域かを推定することができる。

【０１０４】そこで、理論上は、縦滑り係数ｄｖｖｂｓ
が０以外になったら非線形になったとも判定できるが、
実際には、スリップ発生の推定や前後Ｇ推定車体速度ｖ
ｂｓの推定にも誤差が生じるので、本制御では、図２０
に示すように、縦滑り係数ｄｖｖｂｓが第１所定値（ｄ
ｖｖｂｓ１）以下ならば線形領域、縦滑り係数ｄｖｖｂ
ｓが第２所定値（ｄｖｖｂｓ２）以上ならば完全非線形
領域として、縦滑り係数ｄｖｖｂｓが第１所定値と第２
所定値との間にあると、第２所定値に近づくにしたがっ
て、非線形度合が高まっているものとする。

【０１０５】２．２．３ドリフト判定係数（ｓｒｐ） 本装置では、上述のような横滑り係数ｄｇｙと縦滑り係
数ｄｖｖｂｓとを共に考慮してドリフト判定を行なう。
そこで、次式（2.2.3.1)により、横滑り係数ｄｇｙと縦
滑り係数ｄｖｖｂｓとを合成した値（これを、ドリフト
判定係数という）ｓｒｐ（＝ｓｒｐｄ² ）を算出して、
ドリフト判定に用いる。

【０１０６】 ｓｒｐ＝（ａ・ｄｇｙ）² ＋（ｂ・ｄｖｖｂｓ）² ・・・（2.2.3.1) ただし、ａ，ｂは円にするための係数調整 このドリフト判定係数ｓｒｐは、図２１に示すようなド
リフト判定円（摩擦円）によって評価することができ
る。図２１は、横滑り係数ｄｇｙを係数調整した値（ａ
・ｄｇｙ），縦滑り係数ｄｖｖｂｓを係数調整した値
（ｂ・ｄｖｖｂｓ）をそれぞれ横軸，縦軸として直行座
標を示し、ドリフト判定係数ｓｒｐは、この座標におけ
る原点からの距離の二乗に相当する。

【０１０７】ドリフト判定円は、このような座標の原点
を中心とした円であって、第１の半径ｒ₁ ，第２の半径
ｒ₂ （ｒ₁ ＜ｒ₂ ）の各円からなる。そして、半径ｒ₁
の円内を線形領域（タイヤがスリップしていない領
域）、半径ｒ₁ の円外を非線形領域（タイヤがスリップ
している）、そして、非線形領域のうちの半径ｒ₂ の円
外をドリフト領域と設定している。

【０１０８】つまり、ドリフト判定係数ｓｒｐの平方根
（ｓｒｐ^1/2 ）が半径ｒ₁ 内（即ち、ｓｒｐ^1/2 ≦
ｒ₁ ）であれば線形領域、ｓｒｐ^1/2 が半径ｒ₁ よりも
大（即ち、ｓｒｐ^1/2 ＞ｒ₁ ）であれば非線形領域、さ
らに、ｓｒｐ^1/2 が半径ｒ₂ よりも大（即ち、ｓｒｐ
^1/2 ＞ｒ₂ ）であればドリフト領域にあるとしている。
なお、非線形領域のうち、ｒ₁ ＜ｓｒｐ^1/2 ≦ｒ₂ の領
域は、完全なドリフトではないが、ドリフト判定係数ｓ
ｒｐに相応した度合のドリフト傾向にあるものとする。

【０１０９】例えば図２２は、ドリフト判定係数ｓｒｐ
に対するドリフト判定の対応を示すもので、ｓｒｐが半
径ｒ₁ ²以下（即ち、ｓｒｐ≦ｒ₁ ²）であれば線形領域、
ｓｒｐが半径ｒ₂ ²よりも大（即ち、ｓｒｐ＞ｒ₂ ²）であ
ればドリフト領域、ｓｒｐがｒ₁ ²＜ｓｒｐ≦ｒ₂ ²の領域
は、完全なドリフトではないが、ドリフト判定係数ｓｒ
ｐに相応したドリフト度合であるとしている。

【０１１０】（ドリフト対応制御開始条件）ドリフト判
定係数ｓｒｐが所定値以上で、且つ、カウンタステアが
切られてこのカウンタステアのハンドル角速度が所定速
度以上に速ければ、ドリフト走行と判定する。なお、カ
ウンタステアが切られたと判定するのは操舵角が中立位
置を越えた場合、即ち、計算横Ｇの方向と実横Ｇの方向
とが逆の場合とする。即ち、次の３つの式の条件がいず
れも同時に成立した場合に、ドリフト走行と判定してド
リフト対応制御を開始する。 ・ドリフト判定係数ｓｒｐが所定値以上であること ｓｒｐ＞ｓｒｐ０ ・・・（2.2.6.1) ・計算横Ｇ（ｇｙ）の方向と実横Ｇ（ｒｇｙｈ）の方向
とが逆であること ｇｙ・ｒｇｙｈ＜０ ・・・（2.2.6.2) ・ハンドル角速度Δθｈが所定速度Δθ₁ 以上であるこ
と Δθｈ≧Δθ₁ （ｄｅｇ／ｓ） ・・・（2.2.6.3) また、上記３つの式の条件が同時に成立しない場合であ
っても、ドリフト判定係数ｓｒｐが所定値以上又はカウ
ンタステア状態のときにドリフト走行と判定してもよ
い。

【０１１１】（ドリフト対応制御終了条件）操舵角が再
び中立位置に戻ったときに、即ち、計算横Ｇの方向と実
横Ｇの方向とが等しくなったとき、ドリフト走行終了と
判定して、ドリフト対応制御を中止する。 ・計算横Ｇ（ｇｙ）の方向と実横Ｇ（ｒｇｙｈ）の方向
とが同方向であること ｇｙ・ｒｇｙｈ＞０ ・・・（2.2.6.4) また、上述の条件式によりドリフト走行でない判定され
ると、ドリフト判定係数ｓｒｐは零に設定される（ｓｒ
ｐ＝０）。

【０１１２】２．２．４ドリフト補正係数１（ｓｒｐ
１） ドリフト補正係数１（ｓｒｐ１）は、ドリフト対応制御
開始条件によりドリフト走行と判定されると、図２３に
示すようなマップを用いてドリフト判定係数ｓｒｐに基
づき設定される。そして、ドリフト判定時には目標ΔＮ
追従制御にこのドリフト補正係数１（ｓｒｐ１）を乗算
することで補正を施す。これにより、基準となる後輪左
右の速度差ｄｖｈｆに補正係数ｓｒｐ１により補正をか
けることで、ヨーレイトフィードバック制御をやめて、
回転数差に反応するＬＳＤ（リミテッドスリップデフ）
機能、即ち差動制限とする。また、操舵速度によりゲイ
ンを落とす操舵過渡応答係数（ｋｄｈ）に補正をかけ
て、ゲインを落とさないようにする。

【０１１３】２．２．５ドリフト補正係数２〜５（ｓｒ
ｐ２〜５） ドリフト補正係数２及び３（ｓｒｐ２，３）は、ドリフ
ト対応制御開始条件によりドリフト走行と判定される
と、目標ΔＮ追従制御によるＬＳＤの効きの強さを設定
するものであり、図２４，図２５に示すようなマップを
用いてドリフト判定係数ｓｒｐに基づき設定される。こ
のうち、ドリフト補正係数２（ｓｒｐ２）は高μ路用ゲ
インを設定するためのもので、ドリフト時にはゲインを
落とす。ドリフト補正係数３（ｓｒｐ３）は低μ路用ゲ
インを設定するためのもので、ドリフト時にはゲインを
上げる。

【０１１４】図２８は回転数差（ｄｖｈｆ−ｄｖｒｄ）
に対するトルク移動量を示すものである。この図２８に
示すように、ドリフト補正係数２（ｓｒｐ２）は本装置
の高μ路用ゲインを下げることで、又、ドリフト補正係
数３（ｓｒｐ３）は低μ路用ゲインを上げることで、い
ずれも機械式ＬＳＤの特性に近づけようとするものであ
る。

【０１１５】ドリフト補正係数４（ｓｒｐ４）は、ドリ
フト判定時に、操舵角速度比例制御項の制御ゲインを適
性な制御ゲインに調整するためのものであり、図２６に
示すようなマップを用いてドリフト判定係数ｓｒｐに基
づき設定される。

【０１１６】ドリフト補正係数５（ｓｒｐ５）は、ドリ
フト判定時に、加速旋回制御項及びタックイン対応制御
項の制御ゲインを適性な制御ゲインに調整するためのも
のであり、図２７に示すようなマップを用いてドリフト
判定係数ｓｒｐに基づき設定される。 ２．２．６旋回横Ｇ（ドリフト対応，ｇｇｙ） ところで、本制御では、旋回時に車両に加わる横加速度
（旋回横Ｇ）に基づいたトルク移動制御があり、例えば
タックイン対応制御や加速旋回制御がこれに相当する。
この旋回横Ｇは前述の計算横Ｇや実横Ｇが対応するが、
タイヤが路面をしっかりとグリップして走行している時
（グリップ走行時）には計算横Ｇと実横Ｇとの差がない
ので、計算横Ｇも実横Ｇとともに車両の挙動に対応する
ものになり、旋回横Ｇとして実横Ｇよりも処理速度の速
い計算横Ｇを用いることができる。しかし、ドリフト走
行時には計算横Ｇと実横Ｇとの間に大きな差が生じるの
で、計算横Ｇは用いることができず、この場合には、旋
回横Ｇとして車両の挙動に対応した実横Ｇを用いる必要
がある。

【０１１７】そこで、本装置では、通常は計算横Ｇを使
用して、この計算横Ｇでは実情に対応できない場合に実
横Ｇを用いるようにしている。このため、ドリフト対応
制御開始条件でドリフト走行と判定されると、旋回横Ｇ
として計算横Ｇの採用から実横Ｇの採用へと切り替わ
り、ドリフト対応制御終了条件でドリフト走行終了と判
定されると、実横Ｇの採用から計算横Ｇの採用へと復帰
するように設定されている。

【０１１８】なお、横Ｇの選択は、横Ｇ選択係数ｄｏｒ
ｉにより表し、計算横Ｇ選択時にはｄｏｒｉ＝０とし、
実横Ｇ選択時にはｄｏｒｉ＝ｄｏｒｉ１（定数）とす
る。ドリフト対応の旋回横Ｇ：ｇｇｙは、横Ｇ選択係数
ｄｏｒｉにより、次式のように示すことができる。 ｇｇｙ＝〔ｄｏｒｉ・ｒｇｙｈ＋（ｄｏｒｉ１−ｄｏｒ
ｉ）・ｇｙ〕／ｄｏｒｉ１ ただし、ｇｙ：計算横Ｇ，ｒｇｙｈ：実横Ｇ さらに、このようなドリフト対応にかかる旋回横Ｇの選
択例を図５３を参照して説明する。図５３中、実線は計
算横Ｇ（ｇｙ）を、破線は実横Ｇ（ｒｇｙｈ）を示し、
図示するように、車両の旋回時には車両に横Ｇが発生
し、グリップ走行時には計算横Ｇと実横Ｇとの差がない
が、ドリフト状態になると実横Ｇは大きな変化がないの
に計算横Ｇは急変する。このように計算横Ｇが急変する
のは、ドリフト状態になるとドライバがハンドル操作を
加えるためであり、ハンドル操作が加えられると、式
（2.1.6.1)のようにハンドル角θｈに基づいて算出され
る計算横Ｇが大きく変化するのである。特に、ドリフト
時に、カウンタステアが切られると計算横Ｇは、実横Ｇ
と逆方向へ変化する。この計算横Ｇが実横Ｇと逆方向へ
変化して、計算横Ｇが実横Ｇと同方向になるまでの間だ
け、即ち、図５３中に「ドリフト制御中」と示す期間だ
け、計算横Ｇに代えて実横Ｇ入力を採用する。

【０１１９】２．３車両運動制御ロジック 前述のように、本動力伝達制御装置では、制御モードと
して、目標回転数差追従制御（目標ΔＮ追従制御）と、
加速旋回制御と、タックイン対応制御と、操舵過渡応答
制御とが設けられているが、ここで、これらの各制御に
ついて詳細に説明する。

【０１２０】２．３．１目標ΔＮ追従制御 目標ΔＮ追従制御は、ヨーレートフィードバック制御と
しての作用（ヨーレートＦＢＣ作用）とＬＳＤとしての
作用（ＬＳＤ作用）との両方を狙った制御であり、式
（2.1.7.2)により前述のようにして得られる後輪基準回
転速度差（理論値，ｄｖｈｆ）と後輪の左右輪の速度差
（実速度差，ｄｖｒｄ）との差をなくすようにゲイン調
整を行なう。このため、図２９，図３０の破線のブロッ
クＢ３１内に示すようにして、各制御量（高μ路用制御
量ｔｂｈ，低μ路用制御量ｔｂｌ）が設定される。

【０１２１】例えば加減速旋回時には、車両のスタビリ
ティが非線形となり後輪基準回転速度差（理論値、ｄｖ
ｈｆ）と後輪の左右輪の実際の速度差（実速度差、ｄｖ
ｒｄ）との差ｄｄｖｒ（＝ｄｖｈｆ−ｄｖｒｄ）が異な
るため、理論値ｄｖｈｆと実速度差ｄｖｒｄとの差ｄｄ
ｖｒを解消するように制御を行なう。つまり、加速旋回
時には、車両の操舵特性がアンダステア側に強まって差
ｄｄｖｒが負の値となるため、この差ｄｄｖｒを増加さ
せる方向つまり旋回外輪側へトルクを移動させるように
制御を行なう。また、減速旋回時には、車両の操舵特性
がオーバステア側に強まって差ｄｄｖｒが正の値となる
ため、この差ｄｄｖｒを減少させる方向つまり旋回内輪
側へトルクを移動させるように制御を行なう。

【０１２２】（１）回転速度差比例制御（ｔｂｈｄ，ｔ
ｂｌｄ） まず、下式（2.3.1.1)により、後輪基準回転速度差（理
論値，ｄｖｈｆ）と後輪の左右輪の実際の速度差（実速
度差，ｄｖｒｄ）との差ｄｄｖｒを求め、この差ｄｄｖ
ｒに関して、図３１，図４２に示すようなマップから対
応する基本制御量、即ち、高μ路用基本制御量ｔｂｈ
ｄ，低μ路用基本制御量ｔｂｌｄを設定する。

【０１２３】 ｄｄｖｒ＝ｄｖｈｆ−ｄｖｒｄ ・・・・・・（2.3.1.1) ただし、ドリフト制御中は、次式のように、基準となる
後輪基準回転速度差（ｄｖｈｆ）に前記ドリフト補正係
数１（ｓｒｐ１）を乗算することで、ヨーレイトＦＢＣ
作用を無くして回転速度差に反応するＬＳＤ作用のみの
制御にする。 ｄｖｈｆ＝ｄｖｈｆ・ｓｒｐ１／ｓｒｐ１max ・・・・・・（2.3.1.2) そして、この基本制御量ｔｂｄ（ｔｂｈｄ，ｔｂｌｄ）
に、図２９，図３０に示すように、スムージング処理，
フィルタ処理や、操舵過渡応答係数（ｋｂｈ，ｋｂ
ｌ），車速係数（ｋｂｈ２，ｋｂｌ２），ドリフト補正
係数２，３（ｓｒｐ２，ｓｒｐ３）を乗算することによ
る補正を施して、最終的な制御量ｔｂ（ｔｂｈ，ｔｂ
ｌ）を得るようになっている。

【０１２４】（２）スムージング処理，フィルタ処理
（ｔｂｈｄｆ２，ｔｂｌｄｆ２） 制御ハンチングの抑制のために、スムージング処理とリ
ミッタ型フィルタ処理とを行なう。スムージング処理は
例えば次式（2.3.1.3)のように、前回の制御量ｔｂ（ｎ
−１）、即ち、ｔｂｈ（ｎ−１）又はｔｂｌ（ｎ−１）
と、今回の基本制御量ｔｂｄ（ｎ）、即ち、ｔｂｈｄ
（ｎ）又はｔｂｌｄ（ｎ）とを、平均化することで行な
う。

【０１２５】 ｔｂｄｆ１（ｎ）＝〔ｔｂｄ（ｎ）＋ｔｂ（ｎ−１）〕／２ ・・・（2.3.1.3) また、リミッタ型フィルタとしては、増加時と減少時と
で異なる勾配のものを使用する。そして、フィルタリン
グした値を、ｔｂｄｆ２（即ち、高μ路用はｔｂｈｄｆ
２，低μ路用はｔｂｌｄｆ２）とする。

【０１２６】（３）操舵過渡応答係数（ｋｂｈ１，ｋｂ
ｌ１） 急操舵を行なった場合、目標ΔＮ追従制御では、遅れて
信号を出力することから車両の挙動に悪影響を及ぼす。
そこで、ハンドル角速度のピークホールド値を用いて、
速い操舵の後は、しばらくの間、このハンドル角速度に
応じて目標ΔＮ追従制御にかかる制御ゲインを低下させ
る。

【０１２７】ハンドル角速度のピークホールド値ｄｓｔ
ｆは、検出されたハンドル角速度ｄθｈの絶対値（｜ｄ
θｈ｜）に関して、次式（2.3.1.4)のような条件が成立
すると次式（2.3.1.5)のように設定され、この条件が成
立しなければ次式（2.3.1.6)のように設定される。 条件：ｄｓｔｆ≦｜ｄθｈ｜＋２ ・・・・・・（2.3.1.4) ｄｓｔｆ＝｜ｄθｈ｜ ・・・・・・（2.3.1.5) ｄｓｔｆ≦ｄｓｔｆ−２ ・・・・・・（2.3.1.6) また、ドリフト制御中は、ハンドル操舵の影響を取り除
くため、ピークホールドした値ｄｓｔｆに、次のように
ドリフト補正係数１（ｓｒｐ１）を乗算する。

【０１２８】 ｄｓｔｆ＝ｄｓｔｆ・ｓｒｐ１／ｓｒｐ１max ・・・・・・（2.3.1.7) なお、ピークホールド値ｄｓｔｆに関するピークホール
ド係数に応じて、ハンドル角速度ｄθｈの推移は、図５
４に示すような特性として現れ、ピークホールド係数が
小さいほどハンドル角速度ｄθｈは緩やかに０へ戻る。
操舵過渡応答係数（ｋｂｈ，ｋｂｌ）については、この
ようにドリフト補正係数１（ｓｒｐ１）で補正したピー
クホールド値ｄｓｔｆに基づいて、図３２，図４３に示
すようなマップから対応する値を設定する。なお、図３
２は高μ路用マップであり、図４３は低μ路用マップで
あるが、ここでは、これらのマップは同様に構成され
る。

【０１２９】（４）車速係数（ｋｂｈ２，ｋｂｌ２） また、車速が高くなるほど目標ΔＮ追従制御の車両挙動
への影響が強くなるので、車速が高まると、車両の挙動
安定性を重視するようにして目標ΔＮ追従制御のゲイン
を低下させるようにしている。このゲインを、ここでは
車速係数（ｋｂｈ２，ｋｂｌ２）とするが、車速係数
（ｋｂｈ２，ｋｂｌ２）は、例えば図３３，図４４に示
すようなマップから推定車体速度ｖｂに基づいて設定す
る。そして、設定された車速係数（ｋｂｈ２，ｋｂｌ
２）を乗算する。

【０１３０】（５）ドリフト補正係数２，３（ｓｒｐ
２，ｓｒｐ３） このドリフト補正係数２及び３（ｓｒｐ２，３）は、前
述のように目標ΔＮ追従制御によるＬＳＤの効きの強さ
を設定するものである。ドリフト補正係数２（ｓｒｐ
２）は高μ路用ゲインを設定するためのものであり、ド
リフト時にはゲインを落とす。ドリフト補正係数３（ｓ
ｒｐ３）は低μ路用ゲインを設定するためのもので、ド
リフト時にはゲインを上げる。

【０１３１】２．３．２加速旋回制御 加速旋回制御は、前述のように急旋回時のアンダステア
傾向の増加を抑制する制御であり、この制御が必要とな
るのは、車両のスタビリティが非線形となる場合であ
る。つまり、図５５に示すように、球心加速度（即ち、
旋回Ｇに相当する）と操舵比との関係が線形領域を外れ
た場合（破線部参照）には、図５６に破線で示すよう
に、車両の旋回半径が拡大してしまう。これは、急旋回
時には車両の操舵特性がアンダステア側に強まるためで
ある。

【０１３２】前述したように、急旋回時には、目標ΔＮ
追従制御において、旋回外輪側へトルクを移動させて旋
回方向のモーメントを発生させて前輪のコーナリングフ
ォースを増大させているが、目標ΔＮ追従制御はフィー
ドバック制御のため若干の反応遅れが生じる。そこで、
このような急旋回時には、旋回外輪側へトルクを移動さ
せる加速旋回制御を行なって、旋回方向へ向けてヨーモ
ーメントを増加させ、前後加速度の大きい領域での前輪
のコーナリングフォースを増大させてアンダステア化を
抑制するようにしているのである。

【０１３３】（１）加速旋回制御量（ｔｅｈ，ｔｅｌ） 本制御では、図２９，図３０のブロックＢ３２内に示す
ように、旋回横Ｇ（ｇｇｙ）が所定値以上のとき、加速
旋回時制御の基本制御量ｔｅｈｄ，ｔｅｌｄを設定し、
これに、加速度又はアクセル開度に応じた補正（即ち、
加速度係数ｋｅｈ１，ｋｅｈ２，ｋｅｌ１，ｋｅｌ２の
乗算）及び車速に応じた補正（即ち、車速係数ｋｅｈ
３，ｋｅｌ３の乗算）を行なって、ドリフト補正係数
〔ドリフト補正係数５（ｓｒｐ５）〕による補正を行な
って、最終的な加速旋回時制御量ｔｅｈ，ｔｅｌを得る
ようになっている。また、この制御量はタックイン対応
制御中でないことを条件に出力される。なお、基本制御
量ｔｅｈｄ，ｔｅｌｄは、図３４，図４５に示すような
マップにより旋回横Ｇ（ｇｇｙ）が所定値以上のときに
旋回横Ｇ（ｇｇｙ）に基づいて急旋回と判定して設定さ
れるので、操舵応答性が良くなる。

【０１３４】なお、本実施例においては、旋回横Ｇ（ｇ
ｇｙ）が所定値以上のときに急旋回と判定しているが、
旋回横Ｇ（ｇｇｙ）が微小でも検出されると旋回外輪の
回転推進力を増大せしめるように制御量を算出してもよ
い。 （２）加速度係数（ｋｅｈ１，ｋｅｈ２，ｋｅｌ１，ｋ
ｅｌ２） 急加速時には、前輪のコーナリングフォースが小さくな
り、強アンダステアとなるため、加速旋回制御にかかる
制御量ｔｅｈ，ｔｅｌのゲインを上げて、前輪のコーナ
リングフォースを増大させる。このため、加速度係数ｋ
ｅｈ１，ｋｅｈ２，ｋｅｌ１，ｋｅｌ２を設定して、基
本制御量ｔｅｈｄ，ｔｅｌｄにこの加速度係数ｋｅｈ
１，ｋｅｈ２，ｋｅｌ１，ｋｅｌ２を乗算することで制
御量ｔｅｈ，ｔｅｌのゲインを上げるようにしている。
加速度係数（スロットル開度係数）ｋｅｈ１，ｋｅｌ１
は、図３５，図４６に示すようなマップによりスロット
ル開度（ｔｐｓ）に基づいて設定され、加速度係数ｋｅ
ｈ２，ｋｅｌ２は、図３６，図４７に示すようなマップ
により計算前後Ｇ（ｇｂ）に基づいて設定される。

【０１３５】よって、前後加速度によるゲイン調整によ
って操舵応答性が良くなるとともに、スロットル開度に
よるゲイン調整により、前後加速度によるゲイン調整の
応答遅れをカバーでき、さらに、操舵応答性が良くな
る。言うまでもなく、前後加速度又はスロットル開度の
どちらか一方によるゲイン調整だけでも、操舵応答性が
良くなる。

【０１３６】（３）車速係数（ｋｅｈ３，ｋｅｌ３） 高速走行時には、トルク移動制御により車両の挙動安定
性が低下し易いので、車両の安定性を保持できるよう
に、加速旋回制御量ｔｅｈ，ｔｅｌのゲインを減少させ
る。そこで、このゲインにかかる車速係数ｋｅｈ３，ｋ
ｅｌ３を設定して、制御量（基本制御量ｔｅｈｄ，ｔｅ
ｌｄに加速度係数ｋｅｈ１，ｋｅｈ２，ｋｅｌ１，ｋｅ
ｌ２を乗算したもの）にこの車速係数ｋｅｈ３，ｋｅｌ
３を乗算することで制御量ｔｅｈ，ｔｅｌのゲインを上
げるようにしている。車速係数ｋｅｈ３，ｋｅｌ３は、
図３７，図４８に示すようなマップにより推定車体速度
（ｖｂ）に基づいて設定する。よって、所定車速以上で
制御を禁止又は弱めることによりオーバステア現象を抑
えることができる。

【０１３７】（４）タックイン対応制御に関するスイッ
チ 前述のように、タックイン対応制御中には、加速旋回制
御を停止する。これは、加速旋回制御よりもタックイン
対応制御を確実に優先させて、タックイン防止というよ
り緊急な制御を確実に行なうためのものである。そこ
で、図２９，図３０に示すように、以下のように作動す
るスイッチ（スイッチ機能）が設けられている。

【０１３８】ｔｄｈ２ｄ＝０のとき ＳＷ：オン，ｔｄ
ｈ２ｄ≠０のとき ＳＷ：オフ ｔｄｌ２ｄ＝０のとき ＳＷ：オン，ｔｄｌ２ｄ≠０の
とき ＳＷ：オフ なお、加速旋回制御用の制御量と後述するタックイン対
応制御用の制御量とは、上述の如く択一的に使用するこ
ともできるが、車両の状況に応じてタックイン対応の必
要度合が高いときに校舎の制御量の反映度合が大きくな
るようにして両データを総合して制御データを求めても
よい。

【０１３９】（５）ドリフト補正係数５（ｓｒｐ５） ドリフト制御中には、旋回横Ｇの入力を計算横Ｇから実
横Ｇ入力に切り替えるので、制御量（基本制御量ｔｅｈ
ｄ，ｔｅｌｄに加速度係数ｋｅｈ１，ｋｅｈ２，ｋｅｌ
１，ｋｅｌ２，車速係数ｋｅｈ３，ｋｅｌ３を乗算した
もの）に、前述のドリフト補正係数５を乗算することで
制御量ｔｅｈ，ｔｅｌのゲインを適正なものに調整して
いる。

【０１４０】２．３．３タックイン対応制御 前述のように、減速旋回時には加速旋回とは逆に前輪の
コーナリングフォースの増大に伴って車両の操舵特性が
オーバステア傾向に強まり、車両がタックインを生じや
すくなる。前述したように、減速旋回時には、目標ΔＮ
追従制御において、旋回内輪側へトルク移動させて旋回
抑制方向のヨーモーメントを発生させて、これにより、
オーバステア化を抑制しているが、目標ΔＮ追従制御
は、フィードバック制御のため、若干の反応遅れが生じ
る。

【０１４１】そこで、旋回内輪側へトルクを移動させる
ことで、旋回抑制方向へのヨーモーメントを増加させる
タックイン対応制御を行ない、前輪のコーナリングフォ
ースを減少させてオーバステア化を抑制する。これによ
り、車両の旋回挙動を、図５７に破線で示す状態から実
線で示す状態へと制御して、車両のタックインやタック
インによるスピン等を回避する。

【０１４２】（１）タックイン対応制御（ｔｄｈ，ｔｄ
ｌ） そこで、このような減速旋回時には、旋回内輪側へトル
クを移動させるタックイン抑制の制御を行なうが、本制
御では、図２９，図３０のブロックＢ３２内に示すよう
に、タックイン対応制御の基本制御量ｔｄｈｄ，ｔｄｌ
ｄを設定し、これに、タックイン対応制御条件に応じた
操作、つまり、タックイン対応制御条件が成り立てば基
本制御量ｔｄｈｄ，ｔｄｌｄをそのまま採用し、タック
イン対応制御条件が成り立たなければ基本制御量ｔｄｈ
ｄ，ｔｄｌｄを０とする。そして、さらに、ドリフト補
正係数〔ドリフト補正係数５（ｓｒｐ５）〕を含めた各
種補正を行なって、最終的なタックイン対応制御量ｔｄ
ｈ，ｔｄｌを得るようになっている。また、この制御量
はセット・クリヤ指令に応じて出力される。なお、基本
制御量ｔｄｈｄ，ｔｄｌｄは、図３８，図４９に示すよ
うなマップにより旋回横Ｇ（ｇｇｙ）に基づいて設定す
る。

【０１４３】（２）タックイン対応制御の開始条件，終
了条件（ｋｄｈｄ，ｋｄｌｄ） タックイン対応制御は、その開始条件が成立したら開始
し、終了条件が成立したら終了するが、ここでは、タッ
クイン対応制御の条件に応じた補正係数ｋｄｈｄ，ｋｄ
ｌｄを基本制御量ｔｄｈｄ，ｔｄｌｄに乗算すること
で、条件に応じた制御量を出力させるようにしている。

【０１４４】（開始条件）タックイン対応制御は、旋回
時に減速が開始された場合に必要となるため運転者によ
る減速指令操作や実際の車両の減速挙動の開始等をとら
えて、タックイン対応制御の開始条件としている。一例
としては、スロットルポジションセンサ（ＴＰＳ）４８
Ｅで検出されたスロットル開度ｔｐｓと共にスロットル
開度の時間変化ｄｔｐｓを各閾値ｔｐｓ１，ｄｔｐｓ１
（ｄｔｐｓ１＜０）と比較し、次の条件が成立すると、
タックイン対応制御の開始条件が成立したとして補正係
数ｋｄｈｄ，ｋｄｌｄを１とする。

【０１４５】ｔｐｓ＜ｔｐｓ１ 且つ ｄｔｐｓ＜
ｄｔｐｓ１ （終了条件）タックイン対応制御は、旋回時に減速が終
了した場合や旋回自体が終了した場合に不要となるの
で、ここでは、減速操作が終了したこと又は旋回横Ｇが
なくなったことをタックイン対応制御の終了条件として
いる。減速操作が終了したか否かは、スロットル開度が
所定開度ｔｐｓ２（この開度ｔｐｓ２は、開始条件開度
ｔｐｓ１よりも大）よりも大きくなったか否かで判定で
きる。

【０１４６】そこで、次式のように、スロットルポジシ
ョンセンサ（ＴＰＳ）４８Ｅで検出されたスロットル開
度ｔｐｓが閾値ｔｐｓ２よりも大が成立するか、又は、
旋回横Ｇ（ｇｇｙ）が０となるかのいずれかが戦慄すれ
ばタックイン対応制御の終了条件が成立したとして補正
係数ｋｄｈ１，ｋｄｌ１を０とする。 ｔｐｓ＞ｔｐｓ２ 又は ｇｇｙ＝０ （３）タックイン対応制御の禁止に関するスイッチ（ｆ
ｔｄ） タックイン対応制御を効かせたくない場合のために、ス
イッチが設けられており、スイッチ信号ｆｔｄに応じて
以下のようにスイッチ指令が行なわれ、スイッチＳＷが
オンなら制御量ｔｄｈ，ｔｄｌが出力され、オフなら出
力されない。

【０１４７】ｆｔｄ＝0 のとき ＳＷ：オフ， ｆｔｄ
＝１のとき ＳＷ：オン （４）ドリフト補正係数５（ｓｒｐ５） ドリフト制御中には、旋回横Ｇの入力を計算横Ｇから実
横Ｇ入力に切り替えるので、制御量ｔｄｈ，ｔｄｌ）
に、前述のドリフト補正係数５を乗算することで制御量
ｔｄｈ，ｔｄｌのゲインを適正なものに調整している。

【０１４８】２．３．４操舵過渡応答制御 操舵過渡応答制御は、操舵過渡時に行なう制御であり、
図２９，図３０のブロックＢ３３内に示すように操舵角
の変化、即ち、操舵角速度に比例するように制御を行な
う。つまり、操舵角速度ｄθｈに応じた基本制御量ｔｃ
ｈｄ，ｔｃｌｄを設定し、これに、車速に応じた補正、
ハンドルの切り込みや切り戻しに応じた補正、及びドリ
フト補正係数４（ｓｒｐ４）によりドリフト補正を施
し、こうして得られた制御量ｔｃｈ，ｔｃｌにより制御
を行なう。

【０１４９】（１）操舵角速度比例制御 操舵角速度ｄθｈに応じて基本制御量ｔｃｈｄ，ｔｃｌ
ｄを設定するが、ここでは、図３９，図５０に示すよう
なマップを用いて操舵角速度ｄθｈにほぼ比例するよう
に操舵角速度ｄθｈに応じて基本制御量ｔｃｈｄ，ｔｃ
ｌｄを設定する。これにより、操舵角速度ｄθｈに応じ
たトルク移動制御を行なえることになり、過渡特性、即
ち、ハンドル操舵に対する初期応答性が向上する。

【０１５０】（２）車速係数（ｋｃｈ，ｋｃｌ） 低速時には、制御応答性を特に高める必要はなく、した
がって操舵過渡応答制御の要求度は低いため、操舵過渡
応答制御量関するゲインを低減させ、一方、高速時に
は、ハンドルの切り込み時や切り戻し時に操舵角速度ｄ
θｈに応じたトルク移動制御を行なうと、却って車両の
挙動を不安定にするおそれがあるので、このような不安
定性を招来しないように、高速時にもゲインを低減させ
るように、車速係数ｋｃｈ，ｋｃｌを設定する。

【０１５１】このような車速係数ｋｃｈ，ｋｃｌは、例
えば、切り込み時には、図４０（Ａ），図５１（Ａ）に
示すようなマップを用いて設定し、切り戻し時には、図
４０（Ｂ），図５１（Ｂ）に示すようなマップを用いて
設定する。なお、ハンドルの切り込み及び切り戻しにつ
いては、例えば図５８に示すように、ハンドル角（操舵
角）θｈとハンドル角速度（操舵角速度）ｄθｈとが同
符号（同方向）のときに切り込みと判定し、ハンドル角
θｈとハンドル角速度ｄθｈとが異符号（異方向）のと
きに切り戻しと判定する。即ち、ハンドル角θｈとハン
ドル角速度ｄθｈとの積（θｈ・ｄθｈ）が正〔即ち、
θｈ・ｄθｈ≧０〕のときには切り込み、負〔即ち、θ
ｈ・ｄθｈ＜０〕のときには切り戻しと判定する。

【０１５２】（３）ゲインアップ係数（ｋｃｈ２，ｋｃ
ｌ２） ハンドルの切り込みや切り戻しに対してゲインアップす
ると、旋回時の応答性が高まるので、ハンドル角速度ｄ
θｈに応じてゲインアップｋｃｈ２，ｋｃｌ２を設定し
て制御量を補正する。ゲインアップ係数ｋｃｈ２，ｋｃ
ｌ２は、例えば、切り込み時には、図４０（Ａ），図５
１（Ａ）に示すようなマップを用いて設定し、切り戻し
時には、図４０（Ｂ），図５１（Ｂ）に示すようなマッ
プを用いて設定する。切り戻し時は、ヨーレイトの応答
遅れが生じるので、この応答遅れを解消するように、切
り戻し時の方が切り込み時よりもゲインアップ係数が大
きく設定されている。また、低μ路の方がヨーレイトの
遅れが大きいので、低μ路の方が高μ路よりもゲインア
ップ係数が大きく設定されている。

【０１５３】（４）ドリフト補正係数（ｓｒｐ４） ドリフト制御中には、前述したように制御量（基本制御
量ｔｃｈｄ，ｔｃｌｄに車速係数ｋｃｈ，ｋｃｌを乗算
したもの）にドリフト補正係数ｓｒｐ４を乗算すること
で、制御量ｔｃｈ，ｔｃｌのゲインを適正なものに調整
している。 ２．４路面μ推定 ここでは、路面μの推定を、定常旋回時のμ推定，
発進時のμ推定，非線形時のμ推定の３段階について
行なう。これらの定常旋回時，発進時，非線形時
の各段階は、旋回横Ｇと車速とに関して図５９に示すよ
うな領域に存在する。なお、の発進時のμ推定は、路
面μに関する初期値を設定するものである。また、の
非線形時とは、車両がハンドル操舵に対して非線形とな
る場合である。ここでは、これらの各場合において、路
面μ判定係数（即ち、路面μの度合いを表す係数）γを
求め、この路面μ判定係数γ値より各制御量の出力ゲイ
ン値（出力値）を決定する。

【０１５４】・出力値設定 前述のように、各制御量としては、目標ΔＮ追従制御制
御量ｔｂｈ，ｔｂｌ，加速旋回制御量ｔｅｈ，ｔｅｌ，
タックイン対応制御ｔｄｈ，ｔｄｌ，操舵過渡応答制御
量ｔｃｈ，ｔｃｌと、それぞれ、高μ路用制御量と低μ
路用制御量とが設定されるが、各制御量ともに、これら
の高μ路用のものと低μ路用のものとの間で、路面μ判
定係数γの値に応じて無段階にゲイン調整した値を出力
値とする。

【０１５５】例えば、高μ路用制御量をｔｘｈ，低μ路
用制御量をｔｘｌとすると、出力値ｔｘは、路面μ判定
係数γから次式で算出する。なお、路面μ判定係数γは
０〜γmax の整数値とする。 ｔｘ＝｛γ・ｔｘｈ＋（γmax −γ）・ｔｘｌ｝／γmax このようにして、路面μ判定係数γに応じて、目標ΔＮ
追従制御制御量ｔｂ，加速旋回制御量ｔｅ，タックイン
対応制御ｔｄ，操舵過渡応答制御量ｔｃを算出したら、
図６に示すように、目標ΔＮ追従制御制御量ｔｂと加速
旋回制御量ｔｅとタックイン対応制御ｔｄとを加算し
て、この加算値とこの加算値の微分値を加算するように
ハイパス処理した上で、さらに、操舵過渡応答制御量ｔ
ｃを加算して、出力値ｔａｄを得る。

【０１５６】目標ΔＮ追従制御制御量ｔｂ，加速旋回制
御量ｔｅ，タックイン対応制御ｔｄの加算値をハイパス
処理するのは、ハード上の応答遅れを解決するためのも
ので、ハイパス処理によってこれらの各制御項の位相を
進めるためである。 ２．５アクチュエータ駆動 駆動処理（アクチュエータ駆動処理又は比例弁・方向弁
切換制御処理）では、図６０に示すように、上記の出力
値（トルク移動量）ｔａｄを受けて、この出力値ｔａｄ
から出力値ｔａｄに応じた方向及び量のトルク移動を行
なうためのアクチュエータ駆動信号に変換して、トルク
移動量に応じて比例弁１０６に比例弁制御信号を出力
し、トルク移動方向に応じて方向弁（方向切換弁）１０
７に方向弁制御信号を出力して、これらの比例弁１０
６，方向弁１０７を駆動させる。また、同時に、インジ
ケータランプ１１０に表示指令信号を出力する（符号１
０６，１０７，１１０は図４参照）。

【０１５７】２．５．１比例弁・方向弁制御 （１）比例弁出力 最終出力値ｔａから、トルク移動−電流マップ（図６１
参照）及び電流補正マップ（図６２参照）を用いて、目
標電流ｂａｓｅｈに変換する。 （２）方向弁出力 左右駆動力移動機構は、低速大舵角旋回やμスプリット
路走行などでは、左右回転速度差（ｄｖｒｆ）が増減速
ギヤ比以上の速度になると、高回転側車輪へトルクが移
動できなくなる。そこで、以降の表１に示すように、デ
フ差動状態に応じて場合分けして、適切なクラッチを選
択しこれを結合してトルク移動を行なう。

【０１５８】ここで、制御に必要な情報は、増減速ギ
ヤ比を示す速度比Ｓｍ，デフケースの回転速度ｖｒ，
後輪左右の速度差（デジタルフィルタ処理した値）ｄ
ｖｈｆであり、これらの値は、図６３に示すように、後
輪の左輪速度，右輪速度をそれぞれｖｒｌ，ｖｒｒ、ギ
ヤ７８Ａ，８０Ａ，８２Ａの歯数をそれぞれＺ１，Ｚ
２，Ｚ３、ギヤ７８Ｂ，８０Ｂ，８２Ｂの歯数をそれぞ
れＺ４，Ｚ５，Ｚ６とすると、次式（2.5.2.1)〜（2.5.
2.3)の関係から算出することができる。

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

【０１６０】

【表１】

【０１６１】・左右駆動力移動デフの差動状態の判別 表１に示すように、ここでは、左右駆動力移動にかかる
リヤデフの差動状態を５つに判別して、制御を行なう
が、ここで、デフの差動状態の判別について、説明す
る。

【０１６２】まず、図６４の速度線図を参照して説明す
る。この速度線図では、横軸がギヤ７８Ｂと７８Ａ，８
０Ｂと８０Ａ，８２Ｂと８２Ａに関するギヤ比（Ｚ６／
Ｚ３，Ｚ５／Ｚ２，Ｚ４／Ｚ１）であり、縦軸が速度を
示し、ここでは、後輪の左右輪速度ｖｒｌ，ｖｒｒ，増
速ギヤ８０Ｂの速度Ａ，減速ギヤ８２Ｂの速度Ｂ，デフ
ケース５８の速度Ｃが示されている。

【０１６３】この図６４は通常走行時を示し、通常走行
時には、後輪の左右輪速度ｖｒｌ，ｖｒｒの差ｄｖｒｆ
の大きさ（｜ｄｖｒｆ｜）が小さいため、左クラッチ９
０Ｌを接触させれば、右輪３０側から左輪２８側へとト
ルク移動が行なわれ、、右クラッチ９０Ｒを接触させれ
ば、左輪２８側から右輪３０側へとトルク移動が行なわ
れることがわかる。

【０１６４】ところが、差ｄｖｒｆの大きさ（｜ｄｖｒ
ｆ｜）が大きくなって、２Ｓｍ・ｖｒを越えると、一方
へのトルク移動が行なえなくなる。つまり、｜ｄｖｒｆ
｜＝２Ｓｍ・ｖｒを境界に、トルク移動制御の内容を変
更する必要がある。ここでは、回転速度差ｄｖｒｆが、
−２Ｓｍ・ｖｒ又は２Ｓｍ・ｖｒの付近で増減すると制
御にハンチングが生じて好ましくないので、｜ｄｖｒｆ
｜＝２Ｓｍ・ｖｒに一定の不感帯領域（±δ，δは微小
係数）を設けて、以下のように場合分けしている。

【０１６５】ｄｖｒｆ＞２・Ｓｍ・ｖｒ＋δ ２・Ｓｍ・ｖｒ＋δ≧ｄｖｒｆ≧２・Ｓｍ・ｖｒ−δ ２・Ｓｍ・ｖｒ−δ＞ｄｖｒｆ＞−２・Ｓｍ・ｖｒ＋
δ −２・Ｓｍ・ｖｒ＋δ≧ｄｖｒｆ≧−２・Ｓｍ・ｖｒ
−δ −２・Ｓｍ・ｖｒ−δ≧ｄｖｒｆ これらの差動条件は、図６５のように示すこともでき
る。図６５において横軸は後輪左右の速度差ｄｖｒｆで
あり縦軸はデフケースの回転速度ｖｒである。

【０１６６】は通常時に比べて左クラッチ速度におけ
るクラッチ板間の速度関係が逆転した場合であり、図６
６の速度線図に示すような場合である。なお、この速度
線図（以下の図６７〜図６９も同様）では、左輪速度を
Ｌ，右輪速度をＲと示す。このような場合には、左右い
ずれのクラッチを接続しても、左輪から右輪へとトルク
移動するため、表１に示すように、最終出力値ｔａｄが
負（ｔａｄ＜０）の場合、即ち、右輪へトルク移動させ
たい場合には、左クラッチを接続する（表１中では、Ｌ
と示す）。これは、左クラッチの方が、クラッチ板間の
速度差が小さいのでクラッチ接続ショックの少ない滑ら
かなトルク移動を実現することができるためである。最
終出力値ｔａｄが０（ｔａｄ＝０）又は正（ｔａｄ＞
０）の場合には、左右両クラッチとも接続しない（表１
中では、Ｎと示す）。特に、最終出力値ｔａｄが正（ｔ
ａｄ＞０）の場合にいずれのクラッチも接続しないの
は、左輪へトルク移動は実現しないからであり、この場
合は制御禁止を行なうことになる。

【０１６７】は左クラッチ速度におけるクラッチ板間
の速度関係がほぼ０の場合であり、図６７の速度線図に
示すような場合である。このような場合には、右クラッ
チを接続することで左輪から右輪へとトルク移動させる
ことができるため、表１に示すように、最終出力値ｔａ
ｄが、負（ｔａｄ＜０）の場合、即ち、右輪へトルク移
動させたい場合には、右クラッチを接続する（表１中で
は、Ｒと示す）。その他、つまり、最終出力値ｔａｄが
０（ｔａｄ＝０）又は正（ｔａｄ＞０）の場合には、左
右両クラッチとも接続しない（表１中では、Ｎと示
す）。特に、最終出力値ｔａｄが正（ｔａｄ＞０）の場
合にいずれのクラッチも接続しないのは、制御ハンチン
グが生じるのを防止するためであり、この場合は制御禁
止を行なうことになる。

【０１６８】は通常状態、つまり、左クラッチを接続
すると左側へトルクが移動し右クラッチを接続すると右
側へトルクが移動する場合であり、図６４の速度線図に
示すような場合である。このような場合には、表１に示
すように、最終出力値ｔａｄが正（ｔａｄ＞０）の場合
には、左クラッチを接続することで右輪から左輪へとト
ルク移動させ、最終出力値ｔａｄが０（ｔａｄ＝０）の
場合には、左右両クラッチとも接続ぜずに、最終出力値
ｔａｄが負（ｔａｄ＜０）の場合には、右クラッチを接
続して左輪から右輪へトルク移動させる。

【０１６９】は右クラッチ速度におけるクラッチ板間
の速度関係がほぼ０の場合であり、図６８の速度線図に
示すような場合である。このような場合には、左クラッ
チを接続することで右輪から左輪へとトルク移動させる
ことができるため、表１に示すように、最終出力値ｔａ
ｄが、正（ｔａｄ＜０）の場合、即ち、左輪へトルク移
動させたい場合には、左クラッチを接続し、その他、つ
まり、最終出力値ｔａｄが０（ｔａｄ＝０）又は負（ｔ
ａｄ＜０）の場合には、左右両クラッチとも接続しな
い。特に、最終出力値ｔａｄが正（ｔａｄ＞０）の場合
にいずれのクラッチも接続しないのは、制御ハンチング
が生じるのを防止するためであり、この場合は制御禁止
を行なうことになる。

【０１７０】は通常時に比べて右クラッチ速度におけ
るクラッチ板間の速度関係が逆転した場合であり、図６
９の速度線図に示すような場合である。このような場合
には、左右いずれのクラッチを接続しても、右輪から左
輪へとトルク移動するため、表１に示すように、最終出
力値ｔａｄが正（ｔａｄ＞０）の場合、即ち、左輪へト
ルク移動させたい場合には、右クラッチを接続する。こ
れは、右クラッチの方が、クラッチ板間の速度差が小さ
いのでクラッチ接続ショックの少ない滑らかなトルク移
動を実現することができるためである。これ以外、つま
り、最終出力値ｔａｄが０（ｔａｄ＝０）又は負（ｔａ
ｄ＜０）の場合には、左右両クラッチとも接続しない。
特に、最終出力値ｔａｄが正（ｔａｄ＞０）の場合にい
ずれのクラッチも接続しないのは、右輪へトルク移動は
実現しないからであり、この場合は制御禁止を行なうこ
とになる。

【０１７１】２．５．２油圧ポンプモータ制御 油圧ポンプモータには、モータリレーの作動条件と、停
止条件とが設けられている。 （作動条件）圧力スイッチ１０５（図４参照）が所定値
以下の場合には、以下の場合を除き、モータリレーを作
動させる。 ・油圧ポンプ系のフェイル時 ・イグニッションスイッチのオン後所定時間）以内 ・制御中でない時（即ち、ｔａｄ＝０） 圧力スイッチ１０５が所定値以上という条件、及び、油
圧ポンプ系のフェイル時以外という条件から、過大な油
圧がクラッチに作用することを回避することができ、ま
た、イグニッションスイッチのオン後所定時間以後とい
う条件から、機関のスタート直後に油圧ポンプに十分な
油圧が発するのを待って制御することになり、確実な制
御を実現することができる。また、制御中でない時には
モータリレーを作動させないことで、油圧ポンプモータ
の不要な作動を回避して効率よい運転を行なうことがで
きる。

【０１７２】（停止条件）圧力スイッチ１０５が所定値
以上の場合、及び、以下の場合には、モータリレーを停
止させる。 ・モータリレーを作動させてから所定時間以上経過した
とき、油圧ポンプ系のフェイルが確定したとき 圧力スイッチ１０５が所定値以上でモータリレーを停止
することで、過大な油圧がクラッチに作用することを回
避することができ、モータリレーを作動させてから所定
時間以上経過したとき停止することで、油圧ポンプの負
荷を軽減することができ、油圧ポンプ系のフェイルが確
定したとき停止することで、過大な油圧がクラッチに作
用することや制御の混乱を回避することができる。

【０１７３】３．本装置による効果 以上のようにして、目標ΔＮ追従制御によれば、基準車
輪速度差に追従したトルク移動制御を、適切に実現する
ことができ、車両の定常旋回特性、即ち、ステア特性を
好みの状態に設定できる。加速旋回制御によれば、旋回
外輪側へトルクを移動させることで、旋回方向へ向けて
ヨーモーメントを発生させて、前後加速度の大きい領域
での前輪のコーナリングフォースを増大させてアンダス
テア化を抑制して、図７に示すように、制御無の状態か
ら制御有の状態へと向上する。

【０１７４】また、タックイン抑制制御によれば、加速
旋回とは逆に、旋回内輪側へトルクを移動させること
で、旋回抑制方向へ向けてヨーモーメントを発生させ
て、前輪のコーナリングフォースを減少させてオーバス
テア化を抑制することで、図９に示すように、車両のタ
ックインが抑制される。また、操舵過渡制御によれば、
運転者の操舵操作つまり操舵角速度に応じたトルク移動
制御を適正に実現することができ、車両の旋回性能を向
上させることができる。

【０１７５】さらに、路面μに応じたトルク移動制御に
より、μスプリット状態では、低μ車輪側から高μ路車
輪側へとトルクを移動させる。これにより、図１１に示
すように、高μ路側の車輪から路面へ伝達される駆動力
が増大するようになり、車両の発進や加速をより速やか
に、また、効率よく行なうことができる。また、目標Δ
Ｎ追従制御と加速旋回制御とタックイン抑制制御と操舵
過渡制御とについての各制御量を加算することで最終制
御量ｔａｄを決定して、制御を行なうので、目標ΔＮ追
従制御と加速旋回制御とタックイン抑制制御と操舵過渡
制御とがいずれも反映されたトルク移動制御が実現す
る。

【０１７６】なお、上記実施例では、目標ΔＮ追従制御
量ｔｂと加速旋回制御量ｔｅとを加算して加速急旋回の
旋回性能を確保するように構成したが、これについて
は、加速急旋回の開始直後は一時的に加速旋回制御量に
より制御を行ない、その後は、定常制御用の目標ΔＮ追
従制御量に切り換えるような制御にしてもよい。要する
に、急旋回開始直後から旋回外輪の回転力が増大される
ように制御することが重要なのである。

【０１７７】

【発明の効果】以上詳述したように、請求項１又は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、車両の加速旋回中に生じやすいアンダステア化が抑
制され、車両の姿勢を安定させながら、より小さい旋回
円での旋回をおこなえるようになり、旋回性能を大きく
向上させることができる。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、各制御量を確実
に設定することができる。

【０１７８】請求項３記載の本発明の車両用左右輪間動
力伝達制御装置によれば、定常旋回のための安定した制
御と、加速旋回のための過渡制御とを、互いに干渉する
ことなく行なうことができ、旋回性能を大きく向上させ
ることができる。請求項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、急旋回中のアンダステア
を抑制しつつその直後の減速時に生じやすいオーバステ
ア化を抑制して、車両のタックインを抑制することがで
きるので、車両の姿勢を安定させながら、より小さい旋
回円での旋回をおこなえるようになり、旋回性能を大き
く向上させることができる。

【０１７９】請求項６，７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、左右車輪における各回転
推進力を変更するための定常制御量を操舵状態に応じて
変更するので、車両挙動に悪影響を及ぼすことなく制御
が行なわれる。

【図面の簡単な説明】

【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。

【図２】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動力
伝達制御装置の回転推進力配分制御機構（トルク移動機
構）を示す模式的な構成図である。

【図３】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動力
伝達制御装置の回転推進力配分制御機構（トルク移動機
構）の軸配置構成を示す模式的な配置図である。

【図４】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動力
伝達制御装置を回転推進力配分制御機構（トルク移動機
構）の油圧ユニット及び制御系の構成を示す模式図であ
る。

【図５】本発明の一実施例としての車両用左右輪間動力
伝達制御装置を回転推進力配分制御機構（トルク移動機
構）の作動原理を説明する模式図である。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【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。

【符号の説明】

２ エンジン ４ トランスミッション ６ 中間ギア機構 ８ 差動歯車機構〔センタディファレンシャル（センタ
デフ）〕 ８Ａ，８Ｂ デファレンシャルピニオン ８Ｃ，８Ｄ サイドギヤ １０ 前輪用差動歯車機構〔フロントディファレンシャ
ル（フロントデフ）〕 １２Ｌ，１２Ｒ 車軸 １４，１６ 前輪 １８ ベベルギヤ機構 ２０ プロペラシャフト ２２ ベベルギヤ機構 ２４ 後輪用の差動歯車装置〔リヤディファレンシャル
（リヤデフ）〕 ２６Ｌ，２６Ｒ 車軸 ２８，３０ 後輪 ３２ 前輪用出力軸 ３４ 後輪用出力軸 ３６ 差動制限手段としてのビスカスカップリングユニ
ット（ＶＣＵ） ４２ 制御手段（回転推進力配分制御手段）としての電
子制御ユニット（ＥＣＵ，又はコントローラ） ４８Ａ 車輪速センサ ４８Ｂ ハンドル角センサ ４８Ｃ 前後加速度センサ（前後Ｇセンサ） ４８Ｄ 横加速度センサ（横Ｇセンサ） ４８Ｅ スロットルポジションセンサ（ＴＰＳ） ５０ 回転推進力配分制御機構（トルク移動機構） ５１ デフキャリア ５１Ａ 壁部 ５２ 入力軸 ５４ ドライブピニオンギヤ ５６ クラウンギヤ ５８ デファレンシャルケース（デフケース） ６０Ａ，６０Ｂ デファレンシャルピニオン ６２，６４ サイドギヤ ６６ 左輪側回転軸 ６８ 右輪側回転軸 ７０ 変速機構 ７０Ａ 増速機構 ７０Ｂ 減速機構 ７２，７４，７６ 中間軸 ７８Ａ，８０Ａ，８２Ａ ギヤ（サンギヤ） ７８Ｂ，８０Ｂ，８２Ｂ ギヤ（プラネタリピニオン） ８４ カウンタシャフト ８６ ３連ギヤ ９０ 伝達容量可変制御式トルク伝達機構 ９０Ｌ クラッチ（左クラッチ） ９０Ｒ クラッチ（右クラッチ） ９０ＡＬ，９０ＡＲ，９０ＢＬ，９０ＢＲ クラッチ板 ９２ クラッチケース ９６ ころ軸受け ３８ 油圧ユニット １０１ 蓄圧部 １０２ 制御圧出力部 １０３ アキュムレータ １０４ モータポンプ １０５ 圧力スイッチ １０６ 電磁比例圧力制御弁（比例弁） １０７ 電磁方向制御弁（方向切換弁） １０８ バッテリ １０９ モータリレー １１０ インジケータランプ

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 (56)参考文献 特開 平５−104973（ＪＰ，Ａ) 特開 昭62−181918（ＪＰ，Ａ) 特開 平６−144059（ＪＰ，Ａ) 特開 平４−244429（ＪＰ，Ａ) 特開 平５−131855（ＪＰ，Ａ) 特開 平７−108840（ＪＰ，Ａ) 特開 平７−108841（ＪＰ，Ａ) 特開 平７−108842（ＪＰ，Ａ) 特開 平７−108843（ＪＰ，Ａ) 特開 平７−156681（ＪＰ，Ａ) 実開 昭63−98225（ＪＰ，Ｕ) (58)調査した分野(Int.Cl.⁷，ＤＢ名) B60K 23/04 F16H 48/10 - 48/30

Claims (7)

(57)【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 入出力部のそれぞれが、動力装置からの
   駆動力が差動装置を介して伝達される駆動側の左右車輪
   間、又は上記差動装置の入力側と上記駆動側左右車輪の
   少なくとも一方との間、若しくは上記動力装置からの駆
   動力が伝達されない従動側の左右車輪間、に連結され、
   上記入出力部間でトルク移動を行なうことにより上記駆
   動側の又は上記従動側の左右車輪間の回転速度差に関わ
   らず該左右車輪にかかる駆動力を増減可能にして、上記
   駆動側又は上記従動側における左右車輪の各回転推進力
   を変化させる回転推進力配分調整機構と、 車両の走行状態に応じた上記回転推進力配分調整機構の
   出力制御量を算出する制御量算出手段と、 上記制御量算出手段で算出された出力制御量に基づいて
   上記回転推進力配分調整機構を制御する制御手段と、 をそなえた車両用左右輪間動力伝達制御装置において、 上記制御量算出手段が、上記車両の挙動を検出して該車両挙動により上記車両の
   旋回状態を判定する旋回状態判定手段をそなえ、上記旋
   回状態が急旋回であるほど 旋回外輪側の回転推進力を増
   大させるよう上記出力制御量を算出することを特徴とす
   る、車両用左右輪間動力伝達制御装置。
2. 【請求項２】 上記旋回状態判定手段は、上記車両の横
   加速度を検出し、該横加速度が大であるほど上記車両の
   旋回状態が急旋回である判定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. 【請求項３】 上記制御量算出手段が、 上記車両の旋回状態が急旋回状態であるほど旋回外輪側
   の回転推進力を増大させるための旋回制御量を算出する
   旋回制御量算出手段と、 上記車両のヨー角の目標値又は上記駆動側及び上記従動
   側のうちの一方における左右車輪の回転速度差の目標値
   を算出するとともに、上記車両における実際のヨー角又
   は上記左右車輪における実際の回転速度差が上記目標値
   に近づくように上記各回転推進力を変更するための定常
   制御量を算出する定常制御量算出手段と、を有し、 該旋回制御量と該定常制御量とに基づき上記出力制御量
   を算出する ことを特徴とする、請求項１又は２記載の車
   両用左右輪間動力伝達制御装置。
4. 【請求項４】 上記制御量算出手段は、車両が旋回を開
   始すると一時的に上記旋回制御量に基づき上記出力制御
   量を算出し、その後は上記定常制御量に基づき上記出力
   制御量を算出することを特徴とする、請求項３記載の車
   両用左右輪間動力伝達制御装置。
5. 【請求項５】 上記制御量算出手段が、上記車両の旋回状態が急旋回状態であるほど旋回外輪側
   の回転推進力を増大させるための旋回制御量を算出する
   旋回制御量算出手段と、 上記車両のタックインを予測して、これを抑制するよう
   に旋回内輪側の回転推進力を増大させるためのタックイ
   ン対応制御量を算出するタックイン対応制御量算出手段
   と、を有し、 上記車両の運転状態に応じて上記旋回制御量及び上記タ
   ックイン対応制御量のうちのいずれか一方を選択して、
   或いは上記旋回制御量及び上記タックイン対応制御量を
   総合して、上記出力制御量を算出することを特徴とす
   る、請求項１又は２記載の車両用左右輪間動力伝達制御
   装置。
6. 【請求項６】 入出力部のそれぞれが、動力装置からの
   駆動力が差動装置を介して伝達される駆動側の左右車輪
   間、又は上記差動装置の入力側と上記駆動側左右車輪の
   少なくとも一方との間、若しくは上記動力装置からの駆
   動力が伝達されない従動側の左右車輪間、に連結され、
   上記入出力部間でトルク移動を行なうことにより上記駆
   動側の又は上記従動側の左右車輪間の回転速度差に関わ
   らず該左右車輪間にかかる駆動力を増減可能にして、上
   記駆動側又は上記従動側における左右車輪の各回転推進
   力を変化させる回転推進力配分調整機構と、 車両の走行状態に応じた上記回転推進力配分調整機構の
   出力制御量を算出する制御量算出手段と、 上記制御量算出手段で算出された制御量に基づいて上記
   回転推進力配分調整機構を制御する制御手段と、をそな
   えた車両用左右輪間動力伝達制御装置において、 上記制御量算出手段が、 旋回時に旋回外輪側の回転推進力を増大させるように上
   記車両のヨー角の目標値又は上記駆動側及び上記従動側
   のうちの一方における左右車輪の回転速度差の目標値を
   算出するとともに、上記車両における実際のヨー角又は
   上記左右車輪における実際の回転速度差が上記目標値に
   近づくように上記各回転推進力を変更するための定常制
   御量を算出する定常制御量算出手段を有し、 該定常制御量を操舵状態に応じて変更するとともに、こ
   の変更された定常制御量に基づき上記出力制御量を算出
   することを特徴とする、車両用左右輪間動力伝達制御装
   置。
7. 【請求項７】 上記制御量算出手段は、ハンドル角速度
   を検出する操舵状態検出手段を有し、上記ハンドル角速
   度が速いほど上記定常制御量を小さい量に変更すること
   を特徴とする、請求項６に記載の車両用左右輪間動力伝
   達制御装置。