JP3572920B2 - 車両用路面摩擦係数推定装置 - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両の走行する路面の摩擦係数を推定する装置に関し、特に、左右間でトルクを移動制御するトルク移動制御装置をそなえた車両に用いて好適の、車両用路面摩擦係数推定装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
近年、自動車の走行性能を高めたり、走行に関する人為的な操作を補助したりするために、様々な走行制御が開発されている。かかる走行制御には、例えばトラクションコントロール等と称されるエンジン出力制御や、左右輪や前後輪間での差動制限制御や、さらには、左右輪や前後輪間でのトルク配分制御（動力伝達制御）なども既に開発されている。
【０００３】
例えば、自動車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。
【０００４】
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。
【０００５】
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。
【０００６】
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。
【０００７】
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。
【０００８】
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。
【０００９】
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。
【００１０】
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。
【００１１】
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。
また、このようなトルク伝達制御は左右輪間のみならず前後輪間でも考えられる。
【００１２】
【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や前後輪間でトルクの伝達制御（動力伝達制御）を行なう装置においては、車両の走行状況に対応したトルク伝達制御を行なう必要がある。つまり、車両が直進中か旋回中か、加速中か減速中か、また、各車輪にスリップがあるか否か、等に応じてトルク伝達制御を行なうことが、車両の走行性能を向上させることになる。
【００１３】
しかしながら、より適切な制御を行なうには、車両が走行する路面状況を把握することが必要になる。つまり、走行路面が滑り易いか否かによっては、トルク伝達制御の制御効果も異なるものと考えられ、必要とする制御効果を適切に得るには、路面状況をの把握し路面状況に基づいたトルク伝達制御（動力伝達制御）を行なうことが必要になる。
【００１４】
このような路面状況は、いわゆる路面摩擦係数（路面μ）として表すことができるが、この路面状況（路面摩擦係数）の把握は、上述のようなトルク伝達制御（動力伝達制御）のみならず、自動車における種々の走行制御において有効なものになる。
そこで、車両の走行中に走行路の路面摩擦係数（路面μ）を推定できる技術の開発が要望されている。
【００１５】
しかも、路面摩擦係数の推定結果を走行制御に確実に反映させるためには、自動車に装備された走行制御に関する機器の作動時にも路面摩擦係数を確実に推定できるようにする必要がある。
車両の走行中に走行路の路面摩擦係数を推定するには、路面摩擦係数に対応するパラメータのうち、車両の走行中に検出することができるものがあればよい。このようなパラメータの一つとして、走行路面に対する駆動輪の滑り状態が考えられる。つまり、駆動輪から路面に一定の駆動力を加えようとした場合、路面摩擦係数が小さいほど、駆動輪は路面に対してスリップするのでこの特性に着目すれば路面摩擦係数を推定しうる。
【００１６】
ところが、各駆動輪が路面にどの程度の駆動力を発揮しようとしているか把握するのは容易ではない。これに対して、上述のようなトルク移動制御装置を左右の車輪間にそなえたものでは、左右輪間でトルク移動を行うとこれに応じて車輪と路面との間で伝達される駆動力が左右輪間で変化するので、このトルク移動に対する左右輪の回転速度差を、走行路の路面摩擦係数を示すパラメータの一つとして考えることができる。
【００１７】
しかし、左右輪の回転速度差は、トルク移動に起因するだけでなく、他の種々要因にも依存する。そこで、これらの種々の回転速度差発生要因も考慮しながら、精度良く走行路の路面摩擦係数に対応する左右輪の回転速度差に関するパラメータを検出できるようにしたい。
また、走行路の路面摩擦係数は、このような車輪の路面に対する滑り易さだけでなく、路面の凹凸状態にも影響する。
【００１８】
そこで、路面の凹凸状態を的確に把握して、このような面からも走行路の路面摩擦係数を推定できるようにしたい。
ところで、特開平１−１９３４４１号公報には、平均車輪速度から求めた車輪の加速度Ｇｖと加速度センサにより検出した車体加速度Ｇとの差ΔＧを、閾値ΔＧｓと比較して、ΔＧ＞ΔＧｓならばスリップと判定し、更に、車体加速度Ｇを基準に低μ路判定を行なう技術が開示されている。
【００１９】
また、特開平５−２３８４０４号公報には、前後加速度センサにより検出された前後加速度と横加速度センサにより検出された横加速度との和（第１ベクトル和）、及び、車輪速センサにより検出された車輪速を時間微分して得られる車輪加速度から上記前後加速度を減算して得られた前後滑り加速度と車速センサとヨーレイトセンサとの情報から求めた横滑り加速度との和（第２ベクトル和）、に基づいて路面摩擦係数を推定する技術が開示されている。
【００２０】
また、特開平５−３３８４５７号公報には、操舵角，操舵トルク，車輪速の各情報より路面摩擦係数を推定する技術が開示されている。
さらに、特開平７−１２８２２１号公報には、駆動輪と従動輪との回転速度差を従動輪との回転速度で割っることでスリップ率を求め、このスリップ率と、タイヤの駆動力とから路面状態を推定する技術が開示されている。
【００２１】
しかしながら、これらの技術は、自動車に装備された走行制御に関する機器の作動時にも路面摩擦係数を確実に推定しうるものではなく、車両の走行状態によっては、十分な推定精度を確保するのは困難である。
また、特開平５−３４６３９４号公報には、差動制限装置をそなえた差動装置における作動制限量の変化量と回転速度差の変化量との関係に基づいて、路面摩擦係数を推定する技術が開示されている。しかしながら、この技術は、車両が走行限界に達しなくても路面摩擦係数を推定しうるものの、車両の走行状態によっては、十分な推定精度を確保するのは困難である。
【００２２】
本発明は、上述の課題に鑑み創案されたもので、車両の走行する路面状況（路面摩擦係数）を的確に把握できるようにして、例えば自動車における種々の走行制御をより適切に行なうことができるようにした、車両用路面摩擦係数推定装置を提供することを目的とする。
【００２３】
【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係数推定装置は、トルク移動制御装置が、左右一対の車輪の相互間でトルクを移動制御し、左右輪回転速度差検出手段が、このトルク移動制御装置をそなえた該左右輪の回転速度差ｄｖｒｄを検出し、車速検出手段が、該車両の車速ｖｂを検出又は推定し、前後加速度検出手段が、該車両に生じる実際の前後加速度ｇｘを検出し、横加速度検出手段が、該車両に生じる実際の横加速度ｇｙを検出して、パラメータ算出手段が、該横加速度検出手段で検出された実際の横加速度ｇｙに対応して該車両の定常走行中における走行状態から路面の凹凸状態を示す第１のパラメータβｐｐを算出するとともに、該車速検出手段で検出又は推定された車速ｖｂと、該左右輪回転速度差検出手段で検出された左右輪回転速度差ｄｖｒｄと、該前後加速度検出手段で検出された実際の前後加速度ｇｘと、該横加速度検出手段で検出された実際の横加速度ｇｙと、該トルク移動制御装置によるトルク移動量ｔａｆと基づいて、下式（１）によって路面の滑り易さを示す第２のパラメータαを算出するように構成される。
α＝ [( ｄｖｒｄ−Ｌｔ・ｇｙ )/ ｖｂ＋Ａ・ｇｘ・ｇｙ＋Ｂ・ｇｙ ]/ ｔａｆ・・・（１）
（ただし、Ａ，Ｂ，Ｌｔは定数）
そして、路面指標算出手段が、上記の第１及び第２のパラメータの値βｐｐ，αから路面状態を一元的に表す第３のパラメータである各μ路度合に対応した指標を算出し、路面摩擦係数算出手段が、この路面指標算出手段により算出された指標を継続して累積的に求めて累積評価することで路面摩擦係数を算出するように構成される。
【００２６】
請求項２記載の本発明の車両用路面摩擦係数推定装置は、横加速度算出手段が、該車両のハンドル角及び車速から該車両に生じる理論上の横加速度を算出し、パラメータ算出手段が、横加速度検出手段で検出された実際の横加速度に対して、該横加速度算出手段で算出された理論上の横加速度に応じたゲイン補正及びハイパス処理及びローパス処理を施すことで、該第１のパラメータを算出するように構成される。
【００２７】
【発明の実施の形態】
以下、図面により、本発明の実施の形態について説明する。
ここでは、本実施形態としての車両用路面摩擦係数推定装置を説明するとともにこの車両用路面摩擦係数推定装置をそなえた車両用左右輪間動力伝達制御装置（トルク移動制御装置）について、以下のような項目により順に説明する。
【００２８】
なお、ここでは、車両用左右輪間動力伝達制御装置については「トルク移動制御装置」又は単に「装置」とも省略するが、車両用路面摩擦係数推定装置については省略せずに呼称するか、又は、路面μ推定装置と呼称する。
〔目次〕
１．本トルク移動制御装置のシステム概要
１．１本トルク移動制御装置のハードウェア構成の概念
１．２本トルク移動制御装置のハードウェア構成
１．３本トルク移動制御装置の制御概要
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
３．本装置の動作及び本装置による効果
３．１本装置の動作
３．２本装置による効果
３．２．１車両用路面摩擦係数推定装置の効果
３．２．２車両用路面摩擦係数（路面μ）対応制御の効果
〔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。
【００２９】
例えば、左輪側の方が右輪側よりも高速回転していれば、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でき、右輪側の方が左輪側よりも高速回転していれば、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、左右輪が等速回転していても、左輪側の方が右輪側よりも高速回転する状態を実現できれば左輪側から右輪側へのトルク伝達を行なうことができ、同様に、左右輪が等速回転していても、右輪側の方が左輪側よりも高速回転する状態を実現できれば右輪側から左輪側へのトルク伝達を行なうことができる。
【００３０】
つまり、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るか又は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、この変速機構（増速機構）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、又は、この変速機構（減速機構）の出力を受ける右輪側部材と左輪と等しい速度ＶＬで回転する左輪側部材との間、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。
【００３１】
また、右輪側についても、これと左右対称の機能構成にすれば、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。
このような変速機構の変速比の設定によっては、車両の旋回時には、本来、旋回内輪は旋回外輪よりも低速回転になるところが、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速に変速することができる。
【００３２】
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、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。
【００３３】
なお、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、一般に、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。
【００３４】
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（トルク）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。
【００３５】
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。
【００３６】
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１２Ｌ，１２Ｒから左右の前輪１４，１６に伝達され、他方においてベベルギヤ機構１８，プロペラシャフト２０及びベベルギヤ機構２２，後輪用の差動歯車装置（＝リヤディファレンシャル、以下、リヤデフという）２４を介して車軸２６Ｌ，２６Ｒから左右の後輪２８，３０に伝達されるようになっている。本左右輪間動力伝達制御装置の回転推進力配分調整機構（又は、回転力調整手段、以下、トルク移動機構という）５０はこのリヤデフ２４の部分に設けられている。
【００３７】
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８Ｃ，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。
【００３８】
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１８を介してプロペラシャフト２０から後輪側へトルクが伝達される。
このセンタデフ８には、その前輪側出力部と後輪側出力部との差動を拘束（又は制限）することにより前輪側と後輪側とのエンジンの出力トルク（回転推進力）の配分を制御しうる差動制限手段〔即ち、リミテッドスリップデフ（ＬＳＤ）〕としてビスカスカップリングユニット（ＶＣＵ）３６が付設されている。
【００３９】
このＶＣＵ３６は、前輪用出力軸３２と後輪用出力軸３４との間に介装されており、差動状態に応じた力で、前輪側と後輪側との差動を制限することで、前後輪の軽負荷側だけが空転して重負荷側に回転トルクが伝達されないような事態を回避しうるようになっている。
１．２．２本装置の回転推進力配分調整機構の構成
ところで、本左右輪間動力伝達制御装置は、デフキャリア５１内に設けられた回転推進力配分調整機構（トルク移動機構）５０と、その制御手段（又は回転推進力配分制御手段）である油圧ユニット３８及び電子制御ユニット（以下、ＥＣＵという）４２とから構成されるが、ここで、リヤデフ２４及びこのリヤデフ２４と車軸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。
【００４０】
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。
【００４１】
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。
【００４２】
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。
【００４３】
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。
【００４４】
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７４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。
【００４５】
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７８Ｂ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８２Ａに、それぞれ噛合している。
【００４６】
増減速機構７０は、このようなギヤ７８Ａ，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，８２Ｂ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、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。
【００４７】
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，８２Ｂ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。
【００４８】
そして、これらのギヤ７８Ａ，８０Ａ，８２Ａの歯数をそれぞれＺ_１ ，Ｚ_２ ，Ｚ_３ とすると、Ｚ_２ ＜Ｚ_１ ＜Ｚ_３ の関係に設定されている。また、ギヤ７８Ｂ，８０Ｂ，８２Ｂの歯数をそれぞれＺ_４ ，Ｚ_５ ，Ｚ_６ とすると、Ｚ_６ ＜Ｚ_４ ＜Ｚ_５ の関係に設定されている。
【００４９】
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８０Ｂ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。
【００５０】
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，９０ＢＬ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。
【００５１】
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９０ＢＬ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。
【００５２】
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９０ＢＬ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。
【００５３】
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。
【００５４】
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９０ＡＲ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。
【００５５】
そこで、油圧ユニット３８におけるクラッチ９０Ｌ，９０Ｒへの油圧調整部も、左右の後輪へトルク配分が所望の状態になるように、ＥＣＵ４２を通じて制御される。この場合、ＥＣＵ４２では、エンジン情報，車輪速情報，ハンドル角情報（操舵角情報），車体の横加速度や前後加速度に関する情報等に基づいて油圧ユニット３８の所要部を制御する。
【００５６】
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。
【００５７】
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。
【００５８】
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。
【００５９】
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３を参照して説明する。この油圧ユニット３８は、図３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。
【００６０】
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１０４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。
【００６１】
このような油圧ユニット３８は、ＥＣＵ４２により作動を制御されるが、ＥＣＵ４２には、車輪速センサ（車輪速検出手段）４８Ａ，ハンドル角センサ（即ち、ハンドルの切れ角を検出するハンドル切れ角検出手段）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。
【００６２】
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１０６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。
【００６３】
なお、図３中、符号１０８はバッテリ、１０９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。
【００６４】
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。
【００６５】
１．３本装置の制御概要
ここで、図４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４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。
【００６６】
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（ＴＰＳ）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（回転数差）について、その実測値とその理論値とが算出される。実測値（実回転数差）は４輪の車輪速センサ４８Ａからの車輪速値に基づいて、また、理論値（目標値，理論回転数差）はハンドル角センサ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４８Ｄ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、ドリフト判定や路面μ推定が行なわれる。
【００６７】
制御量算出処理では、このような各演算結果に基づいて車両の運動制御の各制御量を算定するが、本制御では、通常旋回時の制御に関する目標回転数差追従制御（目標ΔＮ追従制御）の制御量（目標ΔＮ追従制御量）と、加速旋回時に関する加速旋回制御の制御量（加速旋回制御量）と、車両のタックイン時に関するタックイン対応制御の制御量（タックイン対応制御量）と、操舵過渡時に関する操舵過渡応答制御の制御量（操舵過渡応答制御量）とがそれぞれ設けられ、これらの各制御量を加算してこの加算制御量（出力制御量）を出力するようになっている。
【００６８】
なお、制御量算出処理を行なう機能（制御量算出手段）の中で、目標ΔＮ追従制御に関する制御量を設定する機能（又は、この設定機能及びこの設定により得られた制御量に基づき制御信号を出力する機能）をΔＮ追従制御手段（目標回転数差追従制御手段）、加速旋回制御の制御量を設定する機能（又は、この設定機能及びこの設定により得られた制御量に基づき制御信号を出力する機能）を加速旋回制御手段、タックイン対応制御の制御量を設定する機能（又は、この設定機能及びこの設定により得られた制御量に基づき制御信号を出力する機能）をタックイン対応制御手段、操舵過渡時に関する操舵過渡応答制御の制御量（過渡的制御量）を設定する機能（又は、この設定機能及びこの設定により得られた制御量に基づき制御信号を出力する機能）を操舵過渡応答制御手段とそれぞれいう。
【００６９】
さらに、目標回転数差追従制御手段，加速旋回制御手段，タックイン対応制御手段などの車両挙動に対応した制御量（車両挙動対応制御量）を算出する手段を車両挙動対応制御量算出手段、ハンドル操作やスロットル操作などの運転操作状態に基づく制御量（過渡的制御量）を算出する手段を過渡的制御量手段ともいう。
【００７０】
また、目標ΔＮ追従制御に関しては、車両の旋回状態に対応したヨー角又は左右車輪回転数差の目標値を算出又は記憶する機能（目標値算出手段）を有し、さらに、定常旋回時における目標値に応じた制御量を算出する機能（定常旋回制御手段）を有している。
また、駆動処理では、トルク移動量を調整するために比例弁１０６に指令信号を出力する比例弁出力と、トルク移動方向を設定するために方向弁（方向切換弁）１０７に指令信号を出力する方向弁出力と、インジケータランプ１１０に表示指令信号を出力するインジケータ表示出力とを行なうようになっている。
【００７１】
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、更に説明する。
２．１入力演算処理
入力演算処理では、図５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ｖｆｌ，前右車輪速度ｖｆｒにかかる検出信号を各センサから受けるとともに、前回の計算値（トルク移動量ｔａ，路面μ判定係数γ）及び圧力スイッチ，アイドルスイッチ，横Ｇセンサ，ＴＰＳ（スロットルポジションセンサ）等からの検出信号を受けて、以下のような数値の演算処理を行なう。
【００７２】
２．１．１後輪左右の速度差（ｄｖｒｄ）
まず、後輪左右の速度差（ｄｖｒｄ）は、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）であり、後左車輪速度ｖｒｌ及び後右車輪速度ｖｒｒとの差を演算して算出する。
２．１．２後輪左右の速度差のデジタルフィルタ値（ｄｖｒｆ）
この実速度差ｄｖｒｄは、トルク移動制御の作動状態を判別するために用いるため、実速度差ｄｖｒｄをデジタルフィルタでフィルタ処理して、ノイズ影響を取り除く。ここでは、式（２．１．２．１）のようにスムージング処理を行なう式（２．１．２．２）に示すようにフィルタ処理を行なう。
【００７３】

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。
【００７４】
２．１．４推定車体速（ｖｂ），旋回半径（ＲＲ）
本装置は、車体速を演算により推定する機能（車体速演算装置又は車体速検出手段）をそなえており、この車体速演算装置（車体速検出手段）では、推定車体速ｖｂを、基本的には、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。
【００７５】
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ため、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を求めているのである。
【００７６】
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）ｖｂｄを車体速ｖｂとできる。したがって、本装置は、第３車輪速（即ち、３番目に速い車輪速）ｖ３から推定車体速ｖｂを算出する機能（直進車体速推定手段）有している。
【００７７】
しかし、旋回時には、旋回内輪と旋回外輪とで車輪速が変化し、このような内輪と外輪との車輪速変化は旋回半径や車速によっても異なるものになる。このため、旋回時には、旋回半径等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、幾何学的関係から求められる。
【００７８】
そこで、上記の直進車体速推定手段で推定（算出）されたと車体速（単純算出車体速）としての第３車輪速ｖｂｄ（＝ｖ３）と、ハンドル角センサ（ハンドル切れ角検出手段）４８Ｂで検出された、ハンドル角（ハンドル切れ角）θｈと車両の車体固有の定数、即ち、車両のホイールベース，トレッド幅，スタビリティファクタ，ハンドルギヤ比等とから、車両の旋回時における車幅方向中心の車体速を算出し推定する。なお、この旋回時における車幅方向中心の車体速を算出する機能を、旋回車体速算出手段という。
【００７９】
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。
【００８０】

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。
【００８１】
ＲＲ＝ＲＲｉ＋Ｌｔ／２ ・・・（２．１．４．１）
右旋回時
ｖｂ＝（ＲＲｉ＋Ｌｔ／２）／ＲＲｉ＊ｖｂｄ ・・・（２．１．４．２）
直進時
ｖｂ＝ｖｂｄ ・・・（２．１．４．３）
左旋回時
ｖｂ＝（ＲＲｉ−Ｌｔ／２）／ＲＲｉ＊ｖｂｄ ・・・（２．１．４．４）
なお、車体中心の旋回半径ＲＲはこのような車体速ｖｂに基づき次式（２．１．４．５）のように示すことができる。
【００８２】

さらに、第３車輪速ｖ３（＝ｖｂｄ）にかかる車輪が大きくスリップした場合には、第３車輪速ｖ３は実際の車体速から大きく外れることになる。このような場合は、この第３車輪速ｖ３にかかる車輪の車輪加速度が、車両の実際の前後加速度（前後Ｇ）との間に大きな差異が生じてくるので、この車輪加速度の実加速度との比較により、車輪が大きくスリップし、第３車輪速ｖ３（＝ｖｂｄ）を車体速と採用できないことを判定することができる。
【００８３】
そこで、本車体速演算装置では、車体に設けられた前後加速度センサ４８Ｃによる前後Ｇと、第３車輪速の車輪の車輪加速度ｄ（ｖ３）／ｄｔとによって、車輪が大きくスリップしているか否かを判定して、こうしたスリップの判定時には、前後加速度センサ４８Ｃによる前後Ｇを用いて車体速を推定して、これを車輪速に基づいた車体速に代えて、この前後Ｇに基づく車体速を採用するようにしている。
【００８４】
タイヤにスリップが発生すると車輪速ｖ３が急増し、第３車輪速の車輪の車輪加速度ｄ（ｖ３）／ｄｔと前後加速度センサ４８Ｃによる前後Ｇとの差が所定量以上に大きくなるとタイヤがスリップしている非線形域と考えられる。このときには、前後Ｇ推定車体速度ｖｂｓを算出して、車輪速ｖ３に基づいた推定車体速（車輪速対応車体速）ｖｂｄ（＝ｖ３）に代えてこの前後Ｇ推定車体速度ｖｂｓを採用する。
【００８５】
この車体速度は、後にも説明する（項目、２．２．２参照）が、次式のように算出される。
ｖｂｓ＝＝ｇｘ_ＳＬ・ｔ＋ｖｂ_ＳＬ
但し、ｖｂ_ＳＬ：タイヤのスリップ発生時における車体速ｖｂ_ＳＬ
ｇｘ_ＳＬ：タイヤのスリップ発生時に検出された前後Ｇ
また、このスリップ発生の直後には、車輪速ｖ３の増加により、この車輪速ｖ３と前後Ｇ推定車体速度ｖｂｓとの差、即ち、後述するタイヤの縦滑り係数ｄｖｖｂｓが増大するが、スリップが収束していくと車輪速ｖ３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。
【００８６】
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。
ここでは、縦滑り係数ｄｖｖｂｓが一定以下に収束したら、タイヤがスリップしていない線形域に戻ったので、前後Ｇ推定車体速度ｖｂｓの採用から、車輪速ｖ３に基づいた推定車体速（車輪速対応車体速）ｖｂｄ（＝ｖ３）に復帰させるようにしている。
【００８７】
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。
【００８８】
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。
【００８９】

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６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ｄｖｈｒを求める。前述した後左車輪速度ｖｒｌ，後右車輪速度ｖｒｒはローパスフィルタ処理が施されており、これらと位相を合わせるために、回転速度差ｄｖｈｒをローパスフィルタで処理して〔（２．１．７．２）参照〕、後輪基準回転速度差ｄｖｒｆを得る。なお、このような後輪基準回転速度差ｄｖｒｆを算出する機能を、目標値算出手段という。
【００９０】

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ＲＲ，舵角δに応じて、図６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ｄｖｒｆｆを得る。
【００９１】

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ｄｖｆｄ（＝ｖｆｌ−ｖｆｒ）を得る。
【００９２】
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７に示すような各処理によってドリフト判定を行なっている。なお、車両がドリフト状態であるか非ドリフト状態であるかの判定を行なう機能については、ドリフト判定手段（旋回状態判定手段）という。
【００９３】
つまり、本ドリフト判定手段では、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して、ドリフト判定を行なうようになっている。
【００９４】
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。
【００９５】
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。
【００９６】
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。
【００９７】
図８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。
【００９８】
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。
【００９９】
｜ｒｇｙｈ｜＜ａ〔ｍ／ｓ^２〕ａｎｄ ｜ｇｙｆ−ｒｇｙｈ｜＜ｂ〔ｍ／ｓ^２〕
ただし、ａ，ｂは定数
のとき、
ｄｇｙ＝０ ・・・・・・・・・・・・（２．２．１．４）
一般に、実横Ｇと計算横Ｇとの線形領域を過ぎると、実横Ｇは計算横Ｇのようには増加しないので、上式（２．２．１．３）は、次のように変形できる。
【０１００】
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８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９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。
【０１０１】
２．２．２タイヤの縦滑り係数（ｄｖｖｂｓ）
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。
【０１０２】
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。
【０１０３】
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。
【０１０４】
ｄｖｖｂｓｄ＝ｖ３−ｖｂｓ ・・・（２．２．２．２）
ｄｖｖｂｓ＝ＬＰＦ〔ｄｖｖｂｓｄ〕 ・・・（２．２．２．３）
前後Ｇ推定車体速度ｖｂｓについては、例えば実際の車体速度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には、タイヤにスリップが発生すると車輪速ｖ３が急増して、前後Ｇ推定車体速度ｖｂｓが算出されるようになる。
【０１０５】
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ｖ３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。
【０１０６】
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ｖｂｓの推定にも誤差が生じるので、本制御では、図１０に示すように、縦滑り係数ｄｖｖｂｓが第１所定値（ｄｖｖｂｓ１）以下ならば線形領域、縦滑り係数ｄｖｖｂｓ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。
【０１０７】
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（＝ｓｒｐｄ^２）を算出して、ドリフト判定に用いる。
【０１０８】
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１１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１１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。
【０１０９】
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ｒ_１，第２の半径ｒ_２（ｒ_１＜ｒ_２）の各円からなる。そして、半径ｒ_１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ｒ_１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ｒ_２の円外をドリフト領域と設定している。
【０１１０】
つまり、ドリフト判定係数ｓｒｐの平方根（ｓｒｐ^１／２）が半径ｒ_１内（即ち、ｓｒｐ^１／２≦ｒ_１）であれば線形領域、ｓｒｐ^１／２が半径ｒ_１よりも大（即ち、ｓｒｐ^１／２＞ｒ_１）であれば非線形領域、さらに、ｓｒｐ^１／２が半径ｒ_２よりも大（即ち、ｓｒｐ^１／２＞ｒ_２）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、ｒ_１＜ｓｒｐ^１／２≦ｒ_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ｓｒｐに相応した度合のドリフト傾向にあるものとする。
【０１１１】
例えば図１２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ｒ_１ ^２以下（即ち、ｓｒｐ≦ｒ_１ ^２）であれば線形領域、ｓｒｐが半径ｒ_２ ^２よりも大（即ち、ｓｒｐ＞ｒ_２ ^２）であればドリフト領域、ｓｒｐがｒ_１ ^２＜ｓｒｐ≦ｒ_２ ^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ｓｒｐに相応したドリフト度合であるとしている。
【０１１２】
（ドリフト対応制御開始条件）
ドリフト判定係数ｓｒｐが所定値以上で、且つ、カウンタステアが切られてこのカウンタステアのハンドル角速度が所定速度以上に速ければ、ドリフト走行と判定する（ドリフト判定手段又は旋回状態判定手段）。なお、カウンタステアが切られたと判定するのは操舵角が中立位置を越えた場合、即ち、計算横Ｇの方向と実横Ｇの方向とが逆の場合とする。即ち、次の３つの式の条件がいずれも同時に成立した場合に、ドリフト走行と判定してドリフト対応制御（滑り対応制御）を開始する。なお、このようなドリフト対応制御（滑り対応制御）の開始を判定する機能を開始判定手段という。
・ドリフト判定係数ｓｒｐが所定値以上であること
ｓｒｐ＞ｓｒｐ０ ・・・（２．２．６．１）
・計算横Ｇ（ｇｙ）の方向と実横Ｇ（ｒｇｙｈ）の方向とが逆であること
ｇｙ・ｒｇｙｈ＜０ ・・・（２．２．６．２）
・ハンドル角速度Δθｈが所定速度Δθ_１以上であること
Δθｈ≧Δθ_１（ｄｅｇ／ｓ） ・・・（２．２．６．３）
また、上記３つの式の条件が同時に成立しない場合であっても、ドリフト判定係数ｓｒｐが所定値以上のときにドリフト走行と判定してもよい。なお、ハンドル角速度Δθｈ，Δθ_１はそれぞれｄθｈ，ｄθ_１とも表記する。
【０１１３】
（ドリフト対応制御終了条件）
操舵角が再び中立位置に戻ったときに、即ち、計算横Ｇの方向と実横Ｇの方向とが等しくなったとき、ドリフト走行終了と判定して、ドリフト対応制御を中止する。なお、このようなドリフト対応制御（滑り対応制御）の終了を判定する機能を終了判定手段という。
・計算横Ｇ（ｇｙ）の方向と実横Ｇ（ｒｇｙｈ）の方向とが同方向であること
ｇｙ・ｒｇｙｈ＞０ ・・・（２．２．６．４）
また、上述の条件式によりドリフト走行でない判定されると、ドリフト判定係数ｓｒｐは零に設定される（ｓｒｐ＝０）。
【０１１４】
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。
【０１１５】
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。
【０１１６】
なお、横Ｇの選択は、横Ｇ選択係数ｄｏｒｉ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。

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１３を参照して説明する。図１３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１３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。
【０１１７】
２．３車両運動制御ロジック
前述のように、本トルク移動制御装置では、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。
【０１１８】
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制御を行なう。このため、図１４，図１５の破線のブロックＢ３１内に示すようにして、μに対応した複数の制御量（高μ路用制御量ｔｂｈ，低μ路用制御量ｔｂｌ）が設定される。
【０１１９】
これらの制御量は、例えば特開平７−１０８８４０号公報に開示されている方法により求められるが、高μ路用の制御量と低μ路用の制御量とは左右輪の回転速度差に対するゲイン特性が異なって設定される。
また、ドリフト判定係数ｓｒｐなどによりドリフト走行が判定されると、理論値ｄｖｈｆが零となるようにドリフト判定係数ｓｒｐ１により調整し、左右輪の回転速度差をなくすように制御を行なう。
【０１２０】
また、高μ路用制御量及び低μ路用制御量をドリフト判定係数ｓｒｐ２，ｓｒｐ３によりゲイン調整を行ないドリフト走行に適した制御量を算出する。
【０１２１】
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１６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、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。
【０１２２】
前述したように、急旋回時には、目標ΔＮ追従制御において、旋回外輪側へトルクを移動させて旋回方向のモーメントを発生させて前輪のコーナリングフォースを増大させているが、目標ΔＮ追従制御はフィードバック制御のため若干の反応遅れが生じる。
そこで、このような急旋回時には、旋回外輪側へトルクを移動させる加速旋回制御を行なって、旋回方向へ向けてヨーモーメントを発生又は増加させ、前後加速度の大きい領域での前輪のコーナリングフォースを増大させてアンダステア化を抑制するようにしているのである。
【０１２３】
（１）加速旋回制御量（ｔｅｈ，ｔｅｌ）
本制御では、図１４，図１５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を設定する。
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、図１７は高μ路用マップ（高路面摩擦抵抗用マップ）、図１８は低μ路用マップ（低路面摩擦抵抗用マップ）であり、これらのマップにそれぞれ基づいて旋回横Ｇ（ｇｇｙ）に対応する基本制御量（制御量）、即ち、高μ路用基本制御量（高路面摩擦抵抗対応制御量）ｔｅｈｄ，低μ路用基本制御量（低路面摩擦抵抗対応制御量）ｔｅｌｄを設定する。
【０１２４】
図１７，図１８に示すように、横Ｇ（ｇｇｙ）の小さい領域においては同様な旋回横Ｇ（ｇｇｙ）に対して低路面摩擦抵抗用マップの方が高路面摩擦抵抗用マップよりも大きい制御量を、横Ｇ（ｇｇｙ）の大きい領域においては同様な旋回横Ｇ（ｇｇｙ）に対して高路面摩擦抵抗用マップの方が低路面摩擦抵抗用マップよりも大きい制御量を与える。
また、図１７，図１８に示すように、各マップには、旋回横Ｇ（ｇｇｙ）の小さい領域で制御量を０とする不感帯領域が設けられ、制御の安定化が図られている。なお、図１７中の鎖線は低路面摩擦抵抗用マップ（図１８参照）の特性を示し、図１８中の鎖線は高路面摩擦抵抗用マップ（図１７参照）の特性を示す。
【０１２５】
なお、本実施形態においては、旋回横Ｇ（ｇｇｙ）が所定値以上のときに急旋回と判定しているが、旋回横Ｇ（ｇｇｙ）が微小でも検出されると旋回外輪の回転推進力を増大せしめるように制御量を算出してもよい。
そして、ドリフト走行と判定されると旋回横Ｇとして実横Ｇを採用して制御量を算出する。
【０１２６】
また、ドリフト走行と判定されると加速旋回制御量ｔｅｈ，ｔｅｌをドリフト補正係数ｓｒｐ５によりゲイン調整してドリフト走行に適した制御量を算出する。例えばドリフト走行時には、加速旋回制御量ｔｅｈ，ｔｅｌを零に設定するように構成してもよい。
【０１２７】
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。
【０１２８】
そこで、減速旋回時には、旋回内輪側へトルクを移動させることで、旋回抑制方向へのヨーモーメントを発生又は増加させるタックイン対応制御を行ない、前輪のコーナリングフォースを減少させてオーバステア化を抑制する。これにより、車両の旋回挙動を制御して、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。
【０１２９】
これらの制御量については、例えば特開平７−１０８８４０号公報に開示されている方法により、高μ路用の制御量ｔｄｈと低μ路用の制御量ｔｄｌとが求められる。
また、加速旋回制御と同様に、ドリフト走行と判定されると旋回横Ｇとして実横Ｇを採用して制御量を算出する。
【０１３０】
また、ドリフト走行と判定されるとタックイン対応制御量ｔｄｈ，ｔｄｌをドリフト補正係数ｓｒｐ５によりゲイン調整してドリフト走行に適した制御量を算出する。例えばドリフト走行時には、タックイン対応制御量ｔｄｈ，ｔｄｌを零に設定するように構成してもよい。
また、タックイン対応制御において、加速旋回制御と同様に、旋回横Ｇ（ｇｇｙ）の小さな領域においては、低路面摩擦抵抗用マップ（低μ路用マップ）の方が高路面摩擦抵抗用マップ（高μ路用マップ）よりも大きい制御量を与えるようにしてもよい。あるいは、旋回横Ｇ（ｇｇｙ）の小さな領域に不感帯を設け、高路面摩擦抵抗用マップ（高μ路用マップ）の方が低路面摩擦抵抗用マップ（低μ路用マップ）よりも大きい制御量を与えるようにしてもよい。
【０１３１】
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１４，図１５のブロックＢ３３内に示すように操舵角の変化、即ち、操舵角速度に比例するように制御を行なう。つまり、ＥＣＵ４２内には、操舵過渡応答制御量（過渡的制御量）を設定する機能、即ち、手段操舵過渡応答制御量設定手段（過渡的制御量算出手段）を有しており、操舵過渡応答制御量（操舵角速度比例制御量）ｔｃを設定しうるようになっている。このため、まず、操舵角速度ｄθｈに応じた基本制御量ｔｃｈｄ，ｔｃｌｄを設定し、これに、車速に応じた補正、ハンドルの切り込みや切り戻しに応じた補正、及びドリフト補正係数４（ｓｒｐ４）によりドリフト補正を施し、こうして得られた制御量ｔｃｈ，ｔｃｌにより制御を行なう。
【０１３２】
これらの制御量については、例えば特開平７−１０８８４０号公報に開示されている方法により、高μ路用の制御量ｔｃｈと低μ路用の制御量ｔｃｌとが求められる。
また、ドリフト走行と判定されるとタックイン対応制御量ｔｃｈ，ｔｃｌをドリフト補正係数ｓｒｐ４によりゲイン調整してドリフト走行に適した制御量を算出する。例えばドリフト走行時には、タックイン対応制御量ｔｃｈ，ｔｃｌを零に設定するように構成してもよい。
【０１３３】
２．４路面μ推定（本車両用路面摩擦係数推定装置の説明）
トルク移動制御において、走行する道路が滑りやすいか否か、即ち、路面摩擦抵抗の状態によっても、制御効果が異なってくるので、本装置（車両用左右輪間動力伝達制御装置）には、車両用路面摩擦係数推定装置がそなえられ、この車両用路面摩擦係数推定装置で、路面摩擦抵抗をあらわす路面摩擦係数（以下路面μともいう）μを推定するように構成されている。
【０１３４】
本車両用路面摩擦係数推定装置では、路面μの推定を、▲１▼定常旋回時のμ推定，▲２▼発進時のμ推定，▲３▼非線形時のμ推定の３段階について行なう。つまり、これらの▲１▼定常旋回時，▲２▼発進時，▲３▼非線形時の各段階は、旋回横Ｇと車速とに関して図１９に示すような領域に存在する。なお、▲２▼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、▲３▼の非線形時とは、車両がハンドル操舵に対して非線形となる場合である。ここでは、これらの各場合において、路面μ判定係数（路面摩擦係数、即ち、路面μの度合を表す係数）γを求め、この路面μ判定係数γ値より各制御量の出力ゲイン値（出力値）を決定する。なお、本車両用路面摩擦係数推定装置については、路面μ推定装置，路面μ判定装置、又は、路面摩擦係数検出手段，路面μ検出手段ともいう。
【０１３５】
２．４．１定常旋回時の路面μ推定
車両運動制御におけるトルク移動量は、路面μ（路面摩擦係数）の高低によってその最適値が異なる。そこで、本車両用路面摩擦係数推定装置では、定常走行時（特に、定常旋回時）において、路面の凹凸状態を示す第１のパラメータと、路面の滑り易さを示す第２のパラメータとを検出して、これらの第１及び第２のパラメータの値から路面状態を一元的に表す第３のパラメータを求めて、この第３のパラメータの状態に対応した指標から、路面摩擦係数を推定している。
【０１３６】
本路面摩擦係数推定装置では、路面の凹凸状態を示す第１のパラメータとして、車両に加わる実際の横加速度（実横Ｇ）を用いている。つまり、車両に加わる実横加速度（実横Ｇ）に対して、車両の旋回に起因して生じる横加速度成分を除去して（これを旋回補正という）、さらに、ハイパス処理で、路面凹凸に起因しない車両の横加速度成分を除去し、次いで、抗して旋回補正処理及びハイパス処理された横加速度の絶対値をとって、これを、さらに、ローパス処理して、路面凹凸に起因した実横加速度成分の振幅を取り出し、この振幅βｐｐを第１のパラメータ（悪路判定指数）としている。
【０１３７】
また、本路面摩擦係数推定装置では、路面の滑り易さを示す第２のパラメータとして、駆動力（トルク）に対するスリップ率Ｓの増加の割合を用いている。つまり、車輪（タイヤ）のグリップ領域において、駆動力に対するスリップ率Ｓの増加の割合である路面μ判定値α〔ただし、ここでは、後述するように路面μ判定値αの平均値αｈを用いる〕を第２のパラメータとしている。
【０１３８】
また、これらの第１のパラメータとしての悪路判定指数（実横加速度補正後振幅）βｐｐ及び第２のパラメータとしての路面μ判定値αの平均値αｈとから、ファジィ推論により路面状況を推測し、その頻度をカウンタ（学習機能）により求め路面μを決定するようになっている。
このような処理を行なうために、本車両用路面摩擦係数推定装置は、図２０に示すような機能構成になっている。
【０１３９】
図２０において、２００はパラメータ算出手段であり、このパラメータ算出手段２００は、車両の定常走行中における走行状態から路面の凹凸状態を示す悪路判定指数（第１のパラメータ）βｐｐを算出する第１パラメータ算出手段（路面凹凸パラメータ演算部）２１０と、車両の定常走行中における走行状態から路面の滑り易さを示す路面μ判定値αの平均値αｈ（第２のパラメータ）を算出する第２パラメータ算出手段（滑り易さパラメータ演算部）２２０とからなっている。
【０１４０】
また、２０２は路面指標算出手段であり、この路面指標算出手段２０２では、第１及び第２のパラメータの値βｐｐ，αｈから、ファジィ推論により、路面状態を一元的に表す第３のパラメータとして、高μ路度合（高μ路），中μ路度合（中μ路），低μ路度合（低μ路）を判定して、これらの高μ路，中μ路，低μ路の各状態に対応した指標（ここでは、ファジィ推論を用いるので、この指標を適合度という）を算出する。
【０１４１】
２０４は路面摩擦係数算出手段であり、この路面摩擦係数算出手段２０４では、路面指標算出手段２０２により算出された指標を継続して累積的に求めて累積評価することで路面摩擦係数（路面μ判定係数γ）を算出する。
以下、これらのパラメータ算出手段２００，路面指標算出手段２０２，路面摩擦係数算出手段２０４に関して詳述する。
・第１パラメータ（悪路判定指数）βｐｐの算出
パラメータ算出手段２００のうちの第１パラメータ算出手段（路面凹凸パラメータ演算部）２１０は、図２０に示すように、横加速度センサで検出された実横Ｇを旋回補正する旋回補正部２１１と、この旋回補正手段２１１のための補正ゲインｋｒを算出する旋回補正ゲイン算出部２１２と、ハイパス処理部２１３と、絶対値化処理部２１４と、ローパス処理部２１５とから構成される。
【０１４２】
旋回補正ゲイン算出部２１２では、前述の計算横Ｇ（＝ｇｙ）に応じて例えば図２１に示すようなマップから補正ゲインｋｒを算出する。つまり、計算横Ｇの値が第１設定値ｇｙ１よりも小さければ車両は直進状態であるとして、補正ゲインｋｒは１とする（即ち、計算横Ｇの値が第１設定値ｇｙ１以下の領域を不感帯としている）が、計算横Ｇの値が第１設定値ｇｙ１よりも大きくなると、計算横Ｇの値の増加に応じて補正ゲインｋｒは減少され、計算横Ｇの値が第２設定値ｇｙ２（＞ｇｙ１）になったら、補正ゲインｋｒを最小値ｋｒ１に固定し、補正ゲインｋｒが０にならないようにしている。
【０１４３】
旋回補正部２１１では、このように旋回補正ゲイン算出部２１２で算出された補正ゲインｋｒにより実横Ｇの値ｒｇｙをゲイン調整することにより、実横Ｇの値ｒｇｙのうち、車両の旋回に起因する横Ｇ成分を除去するようになっている。ハイパス処理部２１３は、旋回補正部２１１から出力された実横Ｇの値ｋｒｇｙのうち所定周波数（例えば６Ｈｚ）以上の成分のみを通過させて所定周波数以下の成分をカットする、ハイパス処理を行なう。路面凹凸は車輪から車体に入力されるが、この路面凹凸に起因して生じる横Ｇは、タイヤやサスペンション特性から一定の周波数帯にある。この周波数帯は車両に応じて把握することができ、一般に、この周波数帯は、路面凹凸以外の原因による横Ｇ成分の周波数よりも高い。そこで、このような周波数帯を把握して所定周波数を設定し、所定周波数以上をハイパス処理することで、路面凹凸に起因して生じる横Ｇ成分のみを取り出すことができるのである。
【０１４４】
絶対値化処理部２１４は、ハイパス処理部２１３の出力値の絶対値を算出するものである。これは、路面凹凸に起因して生じる横Ｇ成分を評価するには、この横Ｇ成分の振幅の大きさを評価するのが最も簡便で確実であるため、ハイパス処理部２１３の出力値の絶対値をとって、横Ｇ成分を評価するためである。
ローパス処理部２１５は、絶対値化処理部２１４からの出力値をローパス処理することで横Ｇ成分の振幅の変動を抑制するものである。絶対値化処理部２１４からの出力値は振幅変動が大きいため、このまま振幅を評価すると安定した評価が行ないにくいので、ローパス処理により所定周波数（例えば０．５Ｈｚ）以下の成分のみを通過させ、横Ｇ成分の振幅の変動を抑制して（所謂、なまらせて）、第１パラメータ（実横加速度補正後振幅）βｐｐとして出力することで、横Ｇ成分の評価を容易にできるようにしている。
・第２パラメータ（路面μ判定値）αの算出
パラメータ算出手段２００のうちの第２パラメータ算出手段（滑り易さパラメータ演算部）２２０では、路面μ判定値αを算出するが、まず、路面μ判定値αの算出原理に関し図２２〜図２６を参照して説明する。
【０１４５】
まず、図２２はスリップ率Ｓに対する駆動力の大きさの変化の一例を示す図であり、ここで、スリップ率Ｓとは、車輪速度ｖｗと車体速度ｖｂとの差（ｖｗ−ｖｂ）を車体速度ｖｂで除算したもので、次式により求められる。また、駆動力とは、車輪が路面へ伝達する駆動力（トルク）である。

図２２中、曲線Ｈμは高μ路（摩擦係数の高い路面）の特性を示し、曲線Ｌμは低μ路（摩擦係数の低い路面）の特性を示す。図２２に示すように、各路面とも、スリップ率の小さな領域では、車輪（タイヤ）が路面をグリップしている（グリップ領域）ので、駆動力がスリップ率に対してほぼ線型に増加するが、スリップ率が大きくなると、車輪（タイヤ）が路面をグリップしなくなるため（スリップ領域）、スリップ率が増加しても駆動力は寧ろ低下していく特性がある。
【０１４６】
そして、グリップ領域でのスリップ率に対する駆動力の増加割合、即ち、特性線Ｈμ，Ｌμの傾きα_Ｈ ，α_Ｌ に着目すると、高μ路（Ｈμ）と低μ路（Ｌμ）とではこのグリップ領域で傾きα_Ｈ ，α_Ｌ が異なる。つまり、高μ路になるほど、この傾きα_ｘ が小さくなるので、この傾きα_ｘ に基づいて路面μを推定することができる。このような傾きα_ｘ は、駆動力がＴ１からＴ２へと増加した場合のスリップ率差（トルク移動によるスリップ率差）βｓの増加量と駆動力増加量（トルク移動量）との比の値として次式のように表すことができる。なお、Ｔｍはトルク移動量（Ｔｍ＝Ｔ１−Ｔ２）とする。
【０１４７】
α_ｘ ＝βｓ／Ｔｍ ・・・・・・（２．４．１．２）
路面μ判定値αは、前述のグリップ領域でのスリップ率差βｓに対する駆動力の増加割合、即ち、傾きα_ｘ に各種の補正を施した値に相当するが、この路面μ判定値αは、次式のように、トルク移動量（位相を合わせを行なったトルク移動量の一時遅れ値）ｔａｆによりスリップ率差βｓを割ることで求めることができる。
【０１４８】
α＝βｓ／ｔａｆ ・・・・・・（２．４．１．３）
ところで、左右輪の回転速度は、一般に、▲１▼左右の荷重移動による速度差と、▲２▼旋回時の内外輪速度差とがあり、トルク移動制御装置をそなえた車輪にあっては、これに、▲３▼トルク移動による速度差が加わる。したがって、本実施形態のように、後輪のみトルク移動制御を行なう場合、図２３に示すように、前輪の左右輪回転速度差は、▲１▼荷重移動によるものと▲２▼旋回によるものとが加算されたものであるのに対して、後輪の左右輪回転速度差は、▲１▼荷重移動によるものと▲２▼旋回によるものと▲３▼トルク移動によるものとが加算されたものである。
【０１４９】
したがって、次式のように、後輪の左右回転速度差から前輪の左右回転速度差を減算して、これを車体速度で割ることによって、トルク移動によるスリップ率差βｓを算出することができる。
βｓ＝（後輪左右の速度差−前輪左右の速度差）／車体速度・・・・・・（２．４．１．４）
ところが、このようにスリップ率差βｓを算出する場合、左右の前輪は差動機構を介して差動を許容されながら回転することが前提であり、例えば前輪の左右輪間にＬＳＤを装備すると前輪左右の差回転が拘束されてしまい、前輪左右の速度差は小さくなって、上式で算出されるトルク移動によるスリップ率差βｓは実際のものよりも大きくなってしまう。したがって、前輪の左右輪間にＬＳＤ等の回転に影響を及ぼす機構を設けることを考えると、上式とは異なる手法でトルク移動によるスリップ率差βｓを算出することが必要になる。
【０１５０】
そこで、本車両用路面摩擦係数推定装置の滑り易さパラメータ演算部２２０では、トルク移動制御装置をそなえた後輪では、左右輪の実際の回転速度差は、上述のように、▲１▼左右の荷重移動による速度差と、▲２▼旋回時の内外輪速度差と、▲３▼トルク移動による速度差とが加算されたものである点に着目して、左右輪の実際の回転速度差に基づくスリップ率差β_１ から、▲１▼左右の荷重移動による速度差に基づくスリップ率差ΔＳｂと▲２▼旋回時の内外輪速度差に基づくスリップ率差ΔＳａとを減算することで、▲３▼トルク移動によるスリップ率差βｓを算出するようになっている。
【０１５１】
旋回時の内外輪速度差に基づくスリップ率差ΔＳａは、図２４に示すような旋回時の幾何学的特性から求めることができる。
つまり、旋回時の内外輪速度差として生じる後輪の回転速度差ΔＶｒ（＝旋回外輪の車輪速Ｖｏｕｔと旋回内輪の車輪速Ｖｉｎとの差）は、車両のトレッド幅をＬｔ、旋回半径をＲＲ、車速（車体速度）をｖｂとして、次式により求めることができる。
【０１５２】
ΔＶｒ＝Ｖｏｕｔ−Ｖｉｎ＝ｖｂ・（Ｌｔ／ＲＲ）・・・・・・（２．４．１．５）
また、車両に生じる実際の横加速度（横加速度検出値）をｇｙとすると、次式が成立する。
ＲＲ＝ｖｂ^２ ／ｇｙ
したがって、
ΔＶｒ＝Ｌｔ・ｇｙ／ｖｂ ・・・・・・（２．４．１．５ａ）
旋回時の内外輪速度差に基づくスリップ率差ΔＳａは、次式により求めることができる。
【０１５３】
ΔＳａ＝ΔＶｒ／ｖｂ＝Ｌｔ・ｇｙ／ｖｂ^２ ・・・・・・（２．４．１．６）
また、左右の荷重移動は、通常旋回時に生じるので、旋回時の左右の荷重移動による速度差に基づくスリップ率差ΔＳｂは、図２５に示すような荷重点の幾何学的特性から求めることができる。
つまり、旋回時の荷重移動量ΔＷは、後輪（左右輪全体）に加わる荷重をＷｒ、車両の重心とロール高さとの差をｈｓ、車両のトレッド幅をＬｔ、重力加速度をｇ、車両に生じる実際の横加速度（横加速度検出値）をｇｙとして、次式により求めることができる。
【０１５４】
ΔＷ＝Ｗｒ・ｈｓ・ｇｙ／Ｌｔ・ｇ ・・・・・・（２．４．１．７）
ここで、旋回時の内輪及び外輪に加わる荷重Ｆｚｉｎ ，Ｆｚｏｕｔは、後輪全体に加わる荷重Ｗｒと荷重移動量ΔＷとにより次式のように表すことができる。
旋回内輪：Ｆｚｉｎ ＝（１／２）・（Ｗｒ−ΔＷ） ・・・・・・（２．４．１．８）
旋回外輪：Ｆｚｏｕｔ＝（１／２）・（Ｗｒ＋ΔＷ） ・・・・・・（２．４．１．９）
また、後輪の駆動する力Ｆｘは、次式のように、後輪全体に加わる荷重Ｗｒと車両に生じる実際の前後加速度（前後加速度検出値）ｇｘと走行抵抗Ｃとから求めることができる。
【０１５５】
Ｆｘ＝Ｗｒ・ｇｘ／（２・ｇ）＋Ｃ ・・・・・・（２．４．１．１０）
ここで、後輪に加わる荷重Ｆｚと後輪の駆動する力Ｆｘとスリップ率Ｓとの間には、図２６に示すように比例関係があるから、
Ｆｘ／Ｆｚ＝ａ・Ｓ ・・・・・・（２．４．１．１１）
と仮定することができ、左右の荷重移動によるスリップ率差ΔＳｂは次式により求めることができる。
【０１５６】

このようにして、旋回時の内外輪速度差に基づくスリップ率差ΔＳａは、車体速度ｖｂと実際の横加速度（実横Ｇ）とから、左右の荷重移動による速度差に基づくスリップ率差ΔＳｂは、実際の前後加速度（実前後Ｇ）と実際の横加速度（実横Ｇ）とから、それぞれ算出することができる。
【０１５７】
トルク移動によるスリップ率差βｓは、次式のように、後輪回転速度差に基づくスリップ率差β_１ （＝ｄｖｒｄ／ｖｂ）を、これらの旋回時の内外輪速度差に基づくスリップ率差ΔＳａ，旋回時の荷重移動によるスリップ率差ΔＳｂにより補正するようにより求めることができる。
βｓ＝ｄｖｒｄ／ｖｂ−（ΔＳａ＋ΔＳｂ） ・・・・・・（２．４．１．１４）
したがって、路面μ判定値αは、トルク移動量（制御値）をｔａｆとして、次式により求められる。
【０１５８】

このような路面μ判定値αの算出を行なうために、第２パラメータ算出手段（滑り易さパラメータ演算部）２２０は、図２０に示すように、後輪左右の実際の速度差（実速度差）を算出する後輪左右実速度差演算部２２１と、旋回時の内外輪速度差による後輪左右速度差を算出する内外輪速度差演算部２２２と、後輪左右の実速度差に基づくスリップ率差を補正するための内外輪差補正量（内外輪速度差による後輪左右速度差に基づくスリップ率差）を算出する内外輪差補正量算出部２２３と、後輪左右の実速度差に基づくスリップ率差を補正するための荷重移動補正量（旋回時の左右輪の荷重移動に基づくスリップ率差）を算出する荷重移動補正量算出部２２４と、駆動力差（トルク差）のスリップ率差演算部２２５と、路面μ判定値α算出部２２６と、平均値算出部２２７とをそなえている。
【０１５９】
後輪左右実速度差演算部２２１は、後輪の各車輪速センサから後左車輪速度ｖｒｌ及び後右車輪速度ｖｒｒを入力され、これらの差、即ち、実速度差ｄｖｒｄ（＝ｖｒｌ−ｖｒｒ）を算出する。
内外輪速度差演算部２２２は、旋回時の内外輪速度差として生じる後輪の回転速度差ΔＶｒ（＝旋回外輪の車輪速Ｖｏｕｔと旋回内輪の車輪速Ｖｉｎとの差）を上述（２．４．１．５ａ） により、車速（車体速度）ｖｂ，実横加速度（横加速度検出値）ｇｙから算出する。
【０１６０】
内外輪差補正量算出部２２３は、旋回時の内外輪速度差による後輪左右速度差に基づくスリップ率差ΔＳａを、旋回時の内外輪速度差として生じる後輪の回転速度差ΔＶｒと車速ｖｂとから、上述（２．４．１．６） により算出して、これを、内外輪差補正量として出力する。
荷重移動補正量算出部２２４は、旋回時の左右の荷重移動に応じて生じる後輪の左右のスリップ率差ΔＳｂを、実前後加速度（実前後Ｇ）ｇｘ，実横加速度（実横Ｇ）ｇｙから、上式（２．４．１．１３）により算出して、これを、荷重移動補正量として出力する。
【０１６１】
駆動力差のスリップ率差演算部２２５は、後輪左右実速度差演算部２２１で算出された実速度差ｄｖｒｄ（＝ｖｒｌ−ｖｒｒ）と、車体速度ｖｂと、内外輪差補正量算出部２２３で算出された内外輪差補正量としてのスリップ率差ΔＳａと、荷重移動補正量算出部２２４で算出された荷重移動補正量としてのスリップ率差ΔＳｂとから、上式（２．４．１．１４）により、駆動力差のスリップ率差βｓを算出して、これを出力する。
【０１６２】
路面μ判定値α算出部２２６は、駆動力差のスリップ率差演算部２２５により算出された駆動力差のスリップ率差βｓと、前述のトルク移動量（一次遅れ値）ｔａｆとから、上式（２．４．１．１５）により、路面μ判定値αを算出する。
平均値算出部２２７は、このように路面μ判定値α算出部２２６で算出された路面μ判定値αの平均値αｈを算出する。つまり、路面μ判定値αは、所定の周期で算出されるが、この算出値をそのまま使用するとノイズ等の影響を受けるため、所定数の算出値を平均化したものを用いて判定の信頼性を高めるようにしている。
【０１６３】
ここでは、所定の周期Ｔ_１ 秒毎にサンプリングされた最新のＮ個（ここでは、Ｎ＝１２）の路面μ判定値αの平均値を算出する〔（２．４．１．１１）参照〕。
αｈ＝〔α（ｎ−１１）＋α（ｎ−１０）＋・・・＋α（ｎ）〕／１２・・・・・・・・・（２．４．１．１６）
ただし、α（ｎ）：現周期で得られた路面μ判定値α
α（ｎ−ｋ）：現周期よりもｋ周期前に得られた路面μ判定値α
なお、平均値算出部２２７では、直近の所定個数の路面μ判定値αの平均値を算出して出力する。もちろん、平均値αｈは所定の算出周期毎に更新される。
【０１６４】
なお、図２７は、緩加速円旋回時の高μ路〔図２７（Ａ）〕及び低μ路〔図２７（Ｂ）〕における路面μ判定値αの実測データを示し、荷重移動によるスリップ率差ΔＳｂを求めるための定数Ａ，Ｂは、Ａ＝２．０ｅ−５，Ｂ＝３．８ｅ−２と設定している。
図示するように、路面μ判定値αの大きさは、低μ路〔図２７（Ｂ）〕の方が高μ路〔図２７（Ａ）〕よりも明らかに大きいことがわかる。なお、図２７（Ａ），（Ｂ）の各縦軸は、路面凹凸パラメータ演算部２１０て算出された悪路判定指数（第１のパラメータ）βｐｐである。
【０１６５】
ところで、２３０は路面μ判定条件チェック部であり、この路面μ判定条件チェック部２３０では、後述する路面μ判定判定条件が成立するか否かを判定する。この路面μ判定条件チェック部２３０では、各種の車両状態検出手段で検出された車両の走行状態、即ち、トルク移動量ｔａｆ，路面μ判定値α，ブレーキスイッチ情報ｂｋｓｗ，ハンドル角速度ｄθｈ，ドリフト判定係数ｓｒｐ，基準横加速度ｇｙ等の情報に基づいて判定を行なう。この路面μ判定判定条件には、車両が定常走行（ここでは、定常旋回走行）であるかの条件も含まれる。
【０１６６】
この路面μ判定条件チェック部２３０で、路面μ判定判定条件が成立しないとされた場合には、第１パラメータ算出手段（路面凹凸パラメータ演算部）２１０で算出された悪路判定指数（第１のパラメータ）βｐｐの路面摩擦係数算出手段２０４への出力と、第２パラメータ算出手段（滑り易さパラメータ演算部）２２０で算出された路面μ判定値αの路面摩擦係数算出手段２０４側（本実施形態では、平均値算出部２２７）への出力と、路面μ判定係数）γ１の出力とを、停止するように、信号ラインにスイッチ機能２３２，２３４，２３６が設けられている。
【０１６７】
また、路面指標算出手段２０２では、上記の両パラメータ、即ち、悪路判定指数βｐｐ，路面μ判定値αの平均値αｈの値から路面状態を一元的に表す他のパラメータ、即ち、高μ路度合（高μ路），中μ路度合（中μ路），低μ路度合（低μ路）の各状態に対応した指標（ここでは、ファジィ推論を用いるので、この指標を適合度という）を算出する。
【０１６８】
そして、路面摩擦係数算出手段２０４では、路面指標算出手段２０２により算出された指標（適合度）を継続して累積的に求めてこれを累積評価する、いわゆる学習機能により路面摩擦係数を示す値（路面μ判定係数）γ１を算出する。
なお、これらの路面指標算出手段２０２，路面摩擦係数算出手段２０４については、更に、後述する。
【０１６９】
ところで、図３４に示すように、この定常パラメータ算出手段２００で算出された第１の路面μ判定係数γ１と、後述する特定パラメータ算出手段（車両の定常走行以外の特定走行中における走行状態からパラメータ算出する手段）２５０で算出された第２の路面μ判定係数γ２とを、路面摩擦係数算出手段２６０で総合（選出）して路面摩擦係数を示す値（路面μ判定係数）γを算出する。
【０１７０】
つまり、定常走行時には定常パラメータ算出手段２００で算出された路面μ判定係数γ１を路面μ判定係数γとして選出し、特定運転時には特定パラメータ算出手段２５０で算出された路面μ判定係数γ２を路面μ判定係数γとして選出するのである。
なお、図３４に示すブロックＢ８１は、特定パラメータ算出手段２５０としての機能と路面摩擦係数算出手段２６０としての機能の一部を併せ持ち、路面摩擦係数算出手段２６０は、このブロックＢ８１の機能の一部と選出器２６４とから構成される。
・路面μ判定条件
上述のようにして算出された悪路判定指数βｐｐ及び路面μ判定値αの平均値αｈに基づいて路面μ判定を行なうが、この路面μ判定は、以下のような路面μ判定条件を満たしたときに行なう。
【０１７１】
▲１▼トルク移動量ｔａｆが所定値ｔａｘ〔Ｎｍ〕以上であること〔ｔａｆ≧ｔａｘ（Ｎｍ）〕
これは、トルク移動量ｔａｆが所定値ｔａｘ以下だと、クラッチ部の押し付け力がばらついてトルク移動量が安定しないため、トルク移動量が安定する領域で確実な判定を行なおうとするものである。
【０１７２】
▲２▼路面μ判定値αが負でないこと〔α≧０〕
これは、ハンドル操舵による切り返し時の応答遅れやタイヤの縦方向が非線形となるときには、路面μ判定値αが負となるので、このような場合を除外するためである。
▲３▼ブレーキスイッチｂｋｓｗがオフであること
制動時（即ち、ブレーキスイッチｂｋｓｗがオンのとき）には、制動力によりトルク移動量以外の速度差の影響が現れるので、これを除外するためである。
【０１７３】
▲４▼前後Ｇ（ｇｂ）が所定の減速度ｇ１（ｇ１は負の微小値）以上であること〔ｇｂ≧ｇ１〕
これは、路面μ判定をタックイン対応制御の入らない範囲に限定するためである。
▲５▼ドリフト判定係数ｓｒｐが所定値（例えばｒ_１ ^２）以上であること〔ｓｒｐ≧ｒ_１ ^２〕
これは、タイヤの全方向がグリップ領域にある場合に限定するためである。
【０１７４】
▲６▼旋回横Ｇ（ｇｙ）が所定値ｇｙ１よりも小であること〔ｇｙ＜ｇｙ１〕
旋回横Ｇ（ｇｙ）が大きくなると、即ち、旋回横Ｇ（ｇｙ）が所定値ｇｙ１以上になると、旋回横Ｇ（ｇｙ）に対して車両のスタビリティファクタが非線形となり、線形領域を前提とした路面μ判定の理論が成立しなくなるので、これを除外するためである。
このようにして算出された路面μ判定値αの平均値αｈ及び悪路判定指数βｐｐに対する最終的に収束するμ判定領域を示すと、図２８のようになる。路面μ判定平均値αｈ及び悪路判定指数βｐｐがいずれも小さい領域では高μ路、悪路判定指数βｐｐの大きい領域では中μ路、悪路判定指数βｐｐは小さいが路面μ判定平均値αｈが大きい領域では低μ路とそれぞれ判定され、悪路判定指数βｐｐが中程度の領域では、路面μ判定平均値αｈが小さければ高μ路又は中μ路、路面μ判定平均値αｈが中程度ならば高μ路又は中μ路又は低μ路、路面μ判定平均値αｈが大きければ中μ路又は低μ路、さらに、悪路判定指数βｐｐが小さく路面μ判定平均値αｈが中程度の領域では高μ路又は低μ路と判定される。
【０１７５】
（６）ファジィ推論（メンバシップ関数，ｈｉｇ３，ｍｉｄ３，ｌｏｗ３）
路面μ判定値の平均値αｈ及び悪路判定指数βｐｐから路面μ判定指標をつくるが、この路面μ判定指標は、路面μ判定値αｈ及び悪路判定指数βｐｐを入力条件としたファジィ推論にて求める。
ここでは、図２９に示すように、路面μ判定値の平均値αｈに基づく各路面〔即ち、高μ路，中μ路，低μ路〕への適合度ｈｉｇ１，ｍｉｄ１，ｌｏｗ１を求めるとともに、悪路判定指数βｐｐに基づく各路面〔即ち、高μ路，中μ路，低μ路〕への適合度ｈｉｇ２，ｍｉｄ２，ｌｏｗ２を求め、最小法（ｍｉｎｉｍｕｍ 法）により、各路面〔即ち、高μ路，中μ路，低μ路〕毎に、これらの適合度のうちの小さい方を選択して、その路面〔即ち、高μ路，中μ路，低μ路〕に対する適合度（ファジィ数）ｈｉｇ３，ｍｉｄ３，ｌｏｗ３とする。
【０１７６】
つまり、路面μ判定値の平均値αｈに関して、図３０の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）に示すようなメンバシップ関数を設定しており、図３０（Ａ）のメンバシップ関数から路面μ判定値αｈに対応した高μ路への適合度ｈｉｇ１を求め、図３０（Ｂ）のメンバシップ関数から路面μ判定値αｈに対応した中μ路への適合度ｍｉｄ１を求め、図３０（Ｃ）のメンバシップ関数から路面μ判定値αｈに対応した低μ路への適合度ｌｏｗ１をそれぞれ求める。
【０１７７】
また、悪路判定指数βｐｐに関して、図３０の（Ｄ），（Ｅ），（Ｆ）に示すようなメンバシップ関数を設定しており、図３０（Ｄ）のメンバシップ関数から悪路判定指数βｐｐに対応した高μ路への適合度ｈｉｇ２を求め、図３０（Ｅ）のメンバシップ関数から悪路判定指数βｐｐに対応した中μ路への適合度ｍｉｄ２を求め、図３０（Ｆ）のメンバシップ関数から悪路判定指数βｐｐに対応した低μ路への適合度ｌｏｗ２をそれぞれ求める。
【０１７８】
そして、高μ路への適合度ｈｉｇ１とｈｉｇ２とを比較して、値の小さい方を高μ路適合度ｈｉｇ３に選択する。また、中μ路への適合度ｍｉｄ１とｍｉｄ２とを比較して、値の小さい方を中μ路適合度ｍｉｄ３に選択する。さらに、低μ路への適合度ｌｏｗ１とｌｏｗ２とを比較して、値の小さい方を低μ路適合度ｌｏｗ３に選択する。
【０１７９】
（７）カウンタ関数（ｈｉｇ，ｍｉｄ，ｌｏｗ）
上述のように、高μ路適合度ｈｉｇ３，中μ路適合度ｍｉｄ３，低μ路適合度ｌｏｗ３が求められると、これらに基づいて各路面〔即ち、高μ路，中μ路，低μ路〕の重み（ｈｉｇ，ｍｉｄ，ｌｏｗ）をそれぞれ求める。ここでは、高μ路適合度ｈｉｇ３，中μ路適合度ｍｉｄ３，低μ路適合度ｌｏｗ３を継続して累積的に求めてこれを累積評価する、いわゆる学習機能を用いて重み（ｈｉｇ，ｍｉｄ，ｌｏｗ）をそれぞれ求める。つまり、各路面μのカウンタ値（経験値）Ｎｈ，Ｎｍ，Ｎｌ〔これらを総称してＮｉともいう。（ｉ＝ｈ，ｍ，ｌ）〕を設定し、上述のようにして得られた高μ路適合度ｈｉｇ３，中μ路適合度ｍｉｄ３，低μ路適合度ｌｏｗによって、このカウンタ値（経験値）Ｎｈ，Ｎｍ，Ｎｌをそれぞれを増減させて、高μ路の重みｈｉｇ，中μ路の重みｍｉｄ，低μ路の重みｌｏｗをそれぞれ求める。
【０１８０】
つまり、高μ路適合度ｈｉｇ３，中μ路適合度ｍｉｄ３，低μ路適合度ｌｏｗ３に関する判定値として、それぞれ、ｈ_１ ，ｈ_２ ，ｈ_３ ，ｈ_４ （ｈ_１ ＜ｈ_２ ＜ｈ_３ ＜ｈ_４ ）、ｍ_１ ，ｍ_２ ，ｍ_３ ，ｍ_４ （ｍ_１ ＜ｍ_２ ＜ｍ_３ ＜ｍ_４ ）、ｌ_１ ，ｌ_２ ，ｌ_３ ，ｌ_４ （ｌ_１ ＜ｌ_２ ＜ｌ_３ ＜ｌ_４ ）を設定しており、各適合度ｈｉｇ３，ｍｉｄ３，ｌｏｗ３をこれらの判定値と比較して、図３１及び以下に示すようにカウンタ量を更新する。なお、ｎｎは自然数である。
【０１８１】
▲１▼高μ路
ｈｉｇ３＞ｈ_４ のとき、 Ｎｈ＝Ｎｈ＋ｎｎ
ｈ_３ ＜ｈｉｇ３≦ｈ_４ のとき、 Ｎｈ＝Ｎｈ＋１
ｈ_２ ＜ｈｉｇ３≦ｈ_３ のとき、 Ｎｈ＝Ｎｈ
ｈ_１ ＜ｈｉｇ３≦ｈ_２ のとき、 Ｎｈ＝Ｎｈ−１
ｈｉｇ３≦ｈ_１ のとき、 Ｎｈ＝Ｎｈ−ｎｎ
ただし、カウンタ範囲は、 ０≦Ｎｈ≦Ｎｈｍａｘ
▲２▼中μ路
ｍｉｄ３＞ｍ_４ のとき、 Ｎｍ＝Ｎｍ＋ｎｎ
ｍ_３ ＜ｍｉｄ３≦ｍ_４ のとき、 Ｎｍ＝Ｎｍ＋１
ｍ_２ ＜ｍｉｄ３≦ｍ_３ のとき、 Ｎｍ＝Ｎｍ
ｍ_１ ＜ｍｉｄ３≦ｍ_２ のとき、 Ｎｍ＝Ｎｍ−１
ｍｉｄ３≦ｍ_１ のとき、 Ｎｍ＝Ｎｍ−ｎｎ
ただし、カウンタ範囲は、 ０≦Ｎｍ≦Ｎｍｍａｘ
▲３▼低μ路
ｌｏｗ３＞ｌ_４ のとき、 Ｎｌ＝Ｎｌ＋ｎｎ
ｌ_３ ＜ｌｏｗ３≦ｌ_４ のとき、 Ｎｌ＝Ｎｌ＋１
ｌ_２ ＜ｌｏｗ３≦ｌ_３ のとき、 Ｎｌ＝Ｎｌ
ｌ_１ ＜ｌｏｗ３≦ｌ_２ のとき、 Ｎｌ＝Ｎｌ−１
ｌｏｗ３≦ｌ_１ のとき、 Ｎｌ＝Ｎｌ−ｎｎ
ただし、カウンタ範囲は、 ０≦Ｎｌ≦Ｎｌｍａｘ
・高μ路の重みｈｉｇ，中μ路の重みｍｉｄ，低μ路の重みｌｏｗの算出
このように、各路面μに応じたカウンタ値（経験値）Ｎｈ，Ｎｍ，Ｎｌが求められると、これらのカウンタ値Ｎｈ，Ｎｍ，Ｎｌに応じて、各路面μの重みｈｉｇ，ｍｉｄ，ｌｏｗをマップにより求める。
【０１８２】
つまり、図３２の（Ａ）に示すマップにより、高μ路のカウンタ値Ｎｈから高μ路の重みｈｉｇを求め、図３２の（Ｂ）に示すマップにより、中μ路のカウンタ値Ｎｍから中μ路の重みｍｉｄを求め、図３２の（Ｃ）に示すマップにより、低μ路のカウンタ値Ｎｌから低μ路の重みｌｏｗを求める。
（８）路面μ判定係数γの演算
このように、高μ路の重みｈｉｇ，中μ路の重みｍｉｄ，低μ路の重みｌｏｗが求められたら、これらの重みｈｉｇ，ｍｉｄ，ｌｏｗの重量平均値γを次式から求めて、この重量平均値γを路面μ判定係数γとする。
【０１８３】
γ＝（ｗ１＊ｈｉｇ＋ｗ２＊ｍｉｄ＋ｌｏｗ）／（ｈｉｇ＋ｍｉｄ＋ｌｏｗ＋α） ・・・・・・・・・（２．４．１．１２）
なお、上式のｗ１，ｗ２は、重量平均値γの算出にかかる重量値であり、ｗ１は重みｈｉｇの重量値、ｗ２は重みｍｉｄの重量値、また、重みｌｏｗの重量値は１であり、重量値は、ｗ１が最も大きく次いでｗ２が大きくなっている（ｗ１＞ｗ２＞１）。また、αは調整値であり、例えばα＝１とする。
【０１８４】
各路面の重み、即ち、高μ路の重みｈｉｇ，中μ路の重みｍｉｄ，低μ路の重みｌｏｗがそれぞれｈｉｇ_１ ，ｍｉｄ_１ ，ｌｏｗ_１ であった場合には、各路面の重みに各重量値を掛けた値（面積）は、図３３（Ａ）に示すように、それぞれ、Ｓｈ，Ｓｍ，Ｓｌとなる。そして、γは、これらの面積値Ｓｈ，Ｓｍ，Ｓｌの和Ｓｈ＋Ｓｍ＋Ｓｌを、値（ｈｉｇ＋ｍｉｄ＋ｌｏｗ＋α）で割ったものなので、重量平均値（路面μ判定係数）γは、図３３（Ｂ）の横軸上の値として求められる。
【０１８５】
２．４．２非線形旋回時の路面μ推定
次に、非線形旋回時の路面μ推定を説明する。非線形旋回か否かの判定はタイヤの横滑り係数ｄｇｙに基づくが、この非線形旋回時の路面μは、横滑り係数ｄｇｙが非線形の大きさとなったときの実横Ｇ（ｒｇｙ）の大きさに基づいて以下のように推定する。ここでは、図３４に示すように、非線形旋回時に、強制低μ判定条件が成立した場合には低μ路判定を行ない、強制高μ判定条件が成立した場合には高μ路判定を行なう。
【０１８６】
（１）強制低μ判定条件
強制低μ判定条件は、以下のような各条件がいずれも成立することになっている。
・横滑り係数ｄｇｙが非線形の大きさとなっていること〔ｄｇｙ＞ｄｇｙ１〕
・実横Ｇ（ｒｇｙ）の大きさが設定値（ｒｇｙ１）未満であること〔｜ｒｇｙ｜＜ｒｇｙ１〕。
・ハンドル角速度ｄθｈが設定値（ｄθｈ１）未満であること〔ｄθｈ＜ｄθｈ１〕。
・スリップ率差の振動成分βｐｐが設定値（βｐｐ１）未満であること〔βｐｐ＜βｐｐ１〕。
・車体速ｖｂが設定値（ｖｂ１）未満であること〔ｖｂ＜１ｖｂ〕。
・上記の各条件がいずれも成立した状態が所定の継続時間ｃｔ１（ｃｔ１は例えば１００ｍｓｃｅ）以上継続すること。
【０１８７】
以上の条件（アンド条件）が成立すると、完全な低μ路と判定して、路面μ判定係数γ（γ２），各路面μに応じたカウンタ値Ｎｈ，Ｎｍ，Ｎｌをそれぞれ次のように設定する。
γ２＝０，且つ，Ｎｈ＝０，且つ，Ｎｍ＝０，且つ，Ｎｌ＝Ｎｌｍａｘ
（２）強制高μ判定条件
強制高μ判定条件は、横滑り係数ｄｇｙが非線形となったときの実横Ｇ（ｒｇｙ）の値のみを条件とする。つまり、実横Ｇ（ｒｇｙ）が予め設定された設定値ｒｇｙ２よりも大きいこと〔｜ｒｇｙ｜＞ｒｇｙ２〕を条件としている。実横Ｇ（ｒｇｙ）が所定値ｒｇｙ２以上になるのは、高μ路でないとあり得ないためにこのような条件を設定しているのである。
【０１８８】
また、この高μ判定条件が成立したからといって、急激に高μ路制御に移行したのでは制御の急変を招き好ましくないので、高μ判定条件が成立した場合、以下のように、路面μ判定係数γ（γ２），各路面μに応じたカウンタ値Ｎｈ，Ｎｍ，Ｎｌをそれぞれ次のように設定する。なお、ｍｍは前述のｎｎよりも大きい自然数である。
【０１８９】
γ２＝γ１＋１０，且つ，
Ｎｈ＝Ｎｈ＋ｍｍ，且つ，Ｎｍ＝Ｎｍ−ｍｍ，且つ，Ｎｌ＝Ｎｌ−ｍｍ
ただし、γ２≦γｍａｘ ，Ｎｈ≦Ｎｈｍａｘ ，Ｎｍ≧０，Ｎｌ≧０とする。
このようにして、徐々に高μ路に近づけるようにする。
２．４．３発進時の路面μ推定
（１）μスプリット路判定条件
ここでは、図３４に示すように、発進時に左右輪の路面摩擦係数（路面μ）の異なる場合（μスプリット路）か否かを判別して、この判別に基づいて路面μ推定を推定する。μスプリット路の判別は、主としてトルクの移動方向ｔａｆと後輪の左右輪速度差ｄｖｒｄとに基づいて、以下のように行なう。ただし、右旋回及び右モーメントを正とする。
【０１９０】
▲１▼条件１
ｔａｆ＞ｔａｆ１ 且つ ｄｖｒｄ＜−ｖｄ１
又は、
ｔａｆ＜−ｔａｆ１ 且つ ｄｖｒｄ＞ｖｄ１
（ｔａｆ１は正の設定値，ｖｄ１は正の設定値）
つまり、トルク移動方向ｔａｆが左向き（ｔａｆ＞ｔａｆ１）で且つ左右輪速度差ｄｖｒｄが負（ｄｖｒｄ＜−ｖｄ１）〔即ち、右輪が左輪よりも高速回転している〕か、又は、トルク移動方向ｔａｆが右向き（ｔａｆ＜−ｔａｆ１）で且つ左右輪速度差ｄｖｒｄが正（ｄｖｒｄ＞ｖｄ１）〔即ち、左輪が右輪よりも高速回転している〕か、のいずれかが成立すること。このことは、換言すると、トルク移動した先の車輪が滑っていることを示している。
【０１９１】
▲２▼車体速ｖｂが所定値ｖｂ２未満（ｖｂ＜ｖｂ２）の低車速であること。これは発進時の条件となる。
▲３▼操舵角θｈが所定値θｈ１未満（θｈ＜θｈ１）の低舵角であること。これは直進状態である条件となる。
▲４▼スロットル開度ｔｐｓが所定値ｔｐｓ１よりも大きい（ｔｐｓ＞ｔｐｓ１）こと（即ち、発進操作が或ること）。
【０１９２】
▲５▼上記の各条件がいずれも成立した状態が所定の継続時間ｃｔ２（ｃｔ２は例えば１００ｍｓｅｃ）以上継続すること。
以上の条件（アンド条件）が成立すると、μスプリット路であり、完全な低μ路と判定して、係数ｍｙｕ，路面μ判定係数γ（γ２），各路面μに応じたカウンタ値Ｎｈ，Ｎｍ，Ｎｌをそれぞれ次のように設定する。
【０１９３】
ｍｙｕ＝１，且つ，γ２＝０，
且つ，Ｎｈ＝０，且つ，Ｎｍ＝０，且つ，Ｎｌ＝Ｎｌｍａｘ
ただし、ｍｙｕは強制高μ判定条件，強制中μ判定条件とのハンチングを防ぐための係数であり、車体速ｖｂが所定値ｖｂ３以下（ｖｂ≦ｖｂ３）でトルク移動量ｔａｆの大きさが設定値ｔａｆ２以下（｜ｔａｆ｜≦ｔａｆ２）のときには、ｍｙｕ＝０とする。
【０１９４】
また、μスプリット路と判定されない場合にも、発進時には、以下のような強制低μ判定条件，強制中μ判定条件，強制高μ判定条件を設定しており、各条件が成立すると、それぞれ強制的に、低μ路，中μ路，高μ路と判定する。
（２）強制低μ判定条件
ここでは、直進発進時に１輪でも滑りが生じたら、強制的に低μ路（即ち、μスプリット路）と判定する。
【０１９５】
したがって、強制低μ判定条件は、以下のようになる。
▲１▼操舵角θｈが所定値θｈ１未満（θｈ＜θｈ１）の低舵角であること（即ち、直進時であること）。
▲２▼悪路判定指数βｐｐが所定値（βｐｐ２）未満であること（βｐｐ＜βｐｐ２）（即ち、振動成分βｐｐが大きくないこと）。
【０１９６】
▲３▼スロットル開度ｔｐｓが所定値（ｔｐｓ１）よりも大きい（ｔｐｓ＞ｔｐｓ１）こと（即ち、発進操作があること）。
▲４▼車体速ｖｂが所定値ｖｂ２未満（ｖｂ＜ｖｂ２）の低車速であること（即ち、発進時であること）。
▲５▼１輪でも滑りが生じていること。つまり、各車輪速ｖｆｌ，ｖｆｒ，ｖｒｌ，ｖｒｒのいずれかが、車体速ｖｂよりも所定速度（ｖ１）以上高くなっていること（ｖｆｌ＞ｖ１，又はｖｆｒ＞ｖ１，又はｖｒｌ＞ｖ１，又はｖｒｒ＞ｖ１）。
【０１９７】
▲６▼上記の各条件がいずれも成立した状態が所定の継続時間ｃｔ３（ｃｔ３は例えば１００ｍｓｃｅ）以上継続すること。
以上の条件（アンド条件）が成立すると、完全な低μ路と判定して、係数ｍｙｕ，路面μ判定係数γ（γ２），各路面μに応じたカウンタ値Ｎｈ，Ｎｍ，Ｎｌをそれぞれ次のように設定する。
【０１９８】
ｍｙｕ＝１，且つ，γ２＝０，
且つ，Ｎｈ＝０，且つ，Ｎｍ＝０，且つ，Ｎｌ＝Ｎｌｍａｘ
（３）強制中μ判定条件
発進時に車輪の振動成分が大きいときには、強制的に中μと低μとの中間的な値をとるようにする。ただし、強制低μ判定及び強制高μ判定がなされたときには、ｍｙｕ＝１からｍｙｕ＝０になるまで（即ち、ｖｂ≦ｖｂ３，且つ，｜ｔａｆ｜≦ｔａｆ２となるまで）は、この判定を行なわない。
【０１９９】
したがって、強制中μ判定条件は以下のようになる。
▲１▼悪路判定指数βｐｐが所定値（βｐｐ２）よりも大であること（βｐｐ＞βｐｐ２）（即ち、振動成分βｐｐが大きいこと）。
▲２▼スロットル開度ｔｐｓが所定値（ｔｐｓ１）よりも大きい（ｔｐｓ＞ｔｐｓ１）こと（即ち、発進操作があること）。
【０２００】
▲３▼車体速ｖｂが所定値ｖｂ２未満（ｖｂ＜ｖｂ２）の低車速であること（即ち、発進時であること）。
▲４▼ｍｙｕ＝０であること。
▲５▼上記の各条件がいずれも成立した状態が所定の継続時間ｃｔ４（ｃｔ４は例えば２００ｍｓｃｅ）以上継続すること。
【０２０１】
以上の条件（アンド条件）が成立すると、路面μ判定係数γ（γ２），各路面μに応じたカウンタ値Ｎｈ，Ｎｍ，Ｎｌをそれぞれ次のように設定する。
γ２＝γ_１ ，且つ，
Ｎｈ＝０，且つ，Ｎｍ＝Ｎｍｍａｘ ，且つ，Ｎｌ＝Ｎｌｍａｘ
だだし、γ_１ はγｍａｘ の１／４程度の値とする。
【０２０２】
（４）強制高μ判定条件
発進時にある一定の加速度以上で車輪が滑らなかったときには、強制的に高μ判定とする。ただし、強制低μ判定がなされたときには、ｍｙｕ＝１からｍｙｕ＝０になるまで（即ち、ｖｂ≦ｖｂ３，且つ，｜ｔａｆ｜≦ｔａｆ２となるまで）は、この判定を行なわない。
【０２０３】
したがって、強制高μ判定条件は以下のようになる。
▲１▼悪路判定指数βｐｐが所定値（βｐｐ２）未満であること（βｐｐ＞βｐｐ２）（即ち、振動成分βｐｐが大きくないこと）。
▲２▼スロットル開度ｔｐｓが所定値（ｔｐｓ２）よりも大きい（ｔｐｓ＞ｔｐｓ２）こと（即ち、一定以上の加速操作があること）。
【０２０４】
▲３▼車体速ｖｂが所定値ｖｂ２未満（ｖｂ＜ｖｂ２）の低車速であること（即ち、発進時であること）。
▲４▼ｍｙｕ＝０であること。
▲５▼計算前後Ｇ（ｇｂ）が所定値ｇｂ１以上（ｇｂ≧ｇｂ１）であること（即ち、発進時であること）。
【０２０５】
▲６▼前輪の平均速度ｖｆが車体速ｖｂに十分に近いこと（｜ｖｆ｜＜ｖｂ）且つ後輪の平均速度ｖｒが車体速ｖｂに十分に近いこと（｜ｖｒ｜＜ｖｂ）。これらは、車輪が滑らないことを示す。
以上の条件（アンド条件）が成立すると、高μと判定して、路面μ判定係数γ，各路面μに応じたカウンタ値Ｎｈ，Ｎｍ，Ｎｌをそれぞれ次のように設定する。
【０２０６】
ｍｙｕ＝１，且つ，γ２＝０，
且つ，Ｎｈ＝Ｎｈｍａｘ ，且つ，Ｎｍ＝０，且つ，Ｎｌ＝０
２．４．４出力値設定
（１）各制御量の出力値設定（γｔｂ，γｔｃ，γｔｄ，γｔｅ，ｔｂ，ｔｃ，ｔｄ，ｔｅ）
前述のように、各制御量としては、目標ΔＮ追従制御量ｔｂｈ，ｔｂｌ，加速旋回制御量ｔｅｈ，ｔｅｌ，タックイン対応制御量ｔｄｈ，ｔｄｌ，操舵過渡応答制御量ｔｃｈ，ｔｃｌと、それぞれ、高μ路用制御量（高路面摩擦抵抗対応制御量）と低μ路用制御量（低路面摩擦抵抗対応制御量）とが設定されるが、これらの両制御量を、路面摩擦係数算出手段で算出された路面摩擦係数としての路面μ判定係数γに応じて補間的に反映させながら出力制御量ｔａｄを算出するように構成されている。
【０２０７】
つまり、図３５に示すように、各制御量ともに、これらの高μ路用のものと低μ路用のものとの間で、路面μ判定係数γの値に応じて無段階にゲイン調整した値を出力値（出力ゲイン）とする。
【０２０８】
例えば、高μ路用制御量（高μ路用制御ゲイン）をｔｘｈ，低μ路用制御量（低μ路用制御ゲイン）をｔｘｌとすると、出力値（出力ゲイン）ｔｘは、路面μ判定係数γから次式で算出する。なお、路面μ判定係数γは０〜γｍａｘ の値とする。なお、ここでは、路面μ判定係数γが０の場合を低μ路、路面μ判定係数γがγｍａｘ の場合を高μ路とし、低μ路と高μ路との間、即ち、路面μ判定係数γは０〜γｍａｘ の中間の値の場合を中μ路という。
【０２０９】

また、ここでは、制御ゲイン（制御量）ｔｘを、高μ路側にシフトするように設定したり、低μ路側にシフトするように設定したりして、出力値の微調整を行なっている。
【０２１０】
▲１▼制御ゲインｔｘを高μ側に設定（目標ΔＮ追従制御：ｔｂ）
高μ側への出力値微調整式は、補正後の出力値をｔｘａ，出力値微調整係数をａ（ａ＞１）とすると、次式のようになる。

なお、０≦ａ・γ≦γｍａｘ により、ｔｘａはｔｘｈで上限クリップされる。
【０２１１】
このように、高μ・低μの両制御量の補間的反映に際し、高μ路用制御量の反映度合が低μ路用制御量よりも大きくなるように設定されているが、このような高μ側への設定は、目標ΔＮ追従制御の制御ゲインｔｂに関して行なう。
▲２▼制御ゲインｔｘを高μ側と低μ側との中間に設定〔操舵角速度比例制御（過渡応答制御）：ｔｃ，タックイン対応制御：ｔｄ〕
この場合は、実質的には出力値微調整は行なわず、上式（２．４．１．１）を用いて制御ゲインｔｘを算出する。このような算出は、操舵角速度比例制御（過渡応答制御）の制御ゲイン（制御量）ｔｃ，タックイン対応制御の制御ゲイン（制御量）ｔｄに関してそれぞれ行なう。
【０２１２】
▲３▼制御ゲインｔｘを低μ側に設定（加速旋回制御：ｔｅ）。
低μ側への出力値微調整式は、補正後の出力値をｔｘｂ，出力値微調整係数をｂ（ｂ＞１）とすると、次式のようになる。

なお、０≦ｂ・γ≦γｍａｘ として、ｔｘｂはｔｘｌで下限クリップされる。
【０２１３】
このように、高μ・低μの両制御量の補間的反映に際し、低μ路用制御量の反映度合が高μ路用制御量よりも大きくなるように設定されているが、このような低μ側への設定は、加速旋回制御の制御ゲインｔｅに関して行なう。
このような出力値微調整を適宜行なって得られる出力値（出力ゲイン）ｔｘ，ｔｘａ，ｔｘｂについて、路面μに関して図示すると、図３６のように示すことができる。図３６において、▲１▼の一点鎖線は制御ゲインｔｘを高μ側に出力値微調整した出力値ｔｘａ（即ち、目標ΔＮ追従制御量ｔｂ）の特性を示し、▲２▼の実線は制御ゲインｔｘを出力値微調整し無い場合の出力値ｔｘ（即ち、タックイン対応制御量ｔｄ，操舵過渡応答制御量ｔｃ）の特性を示し、▲３▼の破線は制御ゲインｔｘを低μ側に出力値微調整した出力値ｔｘｂ（即ち、加速旋回制御量ｔｅ）の特性を示している。
【０２１４】
なお、図３６に示すように、路面μが低いほど（路面μ判定係数γが小さいほど）制御量（出力値）ｔｘが小さくなるが、これは路面μが低いほど制御効果が高くなるので、同様な制御効果を得るためには路面μが低いほど制御量（出力値）ｔｘが小さくする必要があるためである。
また、目標ΔＮ追従制御量ｔｂを中μ路で高めているのは、目標ΔＮ追従制御は比較的路面μが低くても車両の挙動安定性を保持しうる制御であり、むしろ中μ路ではこの目標ΔＮ追従制御を重視して車両の挙動を積極的に安定させるようにしたいからである。そして、加速旋回制御量ｔｅを中μ路で低下させているのは、加速旋回制御量ｔｅは路面μが低くなると車両の挙動安定性を確保しにくい性質があるためである。
【０２１５】
また、図３６における出力値ｔｘの特性において、例えば車両固有の定数などのパラメータにより、傾きを変更することも可能である。これにより、車両に応じて制御のマッチング即ち出力値微調整を行なうことができ、より安定した制御を行なうことができる。車両に応じて同じ基本ロジックを使用することができる利点もある。
【０２１６】
（２）ハイパス処理＆最終出力値ｔａｄ
ここでは、応答遅れを解決するために、図３７及び図３８に示すように、目標ΔＮ追従制御量ｔｂ，タックイン対応制御量ｔｄ，加速旋回制御量ｔｅについて、ハイパス処理を行なうようになっている。この処理は、例えば速い操舵による高周波入力に対する制御遅れをハイパス処理によって補正して、これらの各制御項の位相を進めるために行なう。
【０２１７】
つまり、アクチュエータ（回転推進力配分調整機構）の駆動に際して、制御信号の出力に対してアクチュエータの応答遅れが生じることは回避できない。そこで、このアクチュエータの応答遅れが制御性能を低下させないような処理を行なう必要がある。
また、制御信号の中には、例えばハンドル角又は操舵角（操舵角速度を含む）θｈやスロットル開度ｔｐｓといった運転操作状態に基づいて算出された制御量（過渡的制御量）、例えば操舵過渡応答制御量（操舵角速度比例制御量）ｔｃや、例えば左右輪回転速度差や車両に生じる横加速度等の車両挙動に基づいて算出された制御量（車両挙動対応制御量）、例えば目標ΔＮ追従制御量ｔｂ，タックイン対応制御量ｔｄ，加速旋回制御量ｔｅがある。運転操作は本来制御指令の主要素であり、運転操作に応じた制御量には特に指令の遅れは問題にはならないが、車両の挙動は制御指令の結果として生じるものであるため、車両挙動に基づいて設定される制御量は、制御信号を発した時点で既に遅れが生じており、これが問題となる場合がある。
【０２１８】
例えば、車両挙動の急変時には、このような制御量の出力の遅れが制御性能を大きく低下させることになる。
そこで、本装置では、例えば操舵入力に対する各制御応答の遅れを補正するために、車両挙動に応じた制御量、つまり、目標ΔＮ追従制御量ｔｂ，タックイン対応制御量ｔｄ，加速旋回制御量ｔｅについて、ハイパス処理を行なって、制御信号の出力を速めるようにしているのである。なお、上述のように、操舵過渡応答制御量（操舵角速度比例制御量）ｔｃは、位相を進める制御なので補正の必要はなく、ハイパス処理は行なわない。
【０２１９】
また、本制御では、各制御量ｔｂ，ｔｄ，ｔｅ，ｔｃを加算することで最終出力値ｔａｄを決定するようにしている。即ち、ＥＣＵ４２は、各種のパラメータに基づいて各制御量ｔｂ，ｔｅ，ｔｄやｔｃを個々に演算した上で、これらを統合して出力値ｔａｄを得る出力制御量算出手段としての機構を果たしている。
そこで、ここでは、ハイパス処理の必要な制御量ｔｂ，ｔｄ，ｔｅについてはこれらを予め加算した上で、この加算値ｔｆｄ（＝ｔｂ＋ｔｄ＋ｔｅ）にハイパス処理を行なうようにしている。
【０２２０】
・ハイパス処理
ハイパス処理は、ハイパスフィルタにより各制御出力のうちの高周波成分のみを取り出す処理であるが、ここでは、ハイパス処理を行なう制御量ｔｂ，ｔｄ，ｔｅの加算値ｔｆｄについてハイパス処理を行ない、ハイパス処理値ｔｆｆを得る。
【０２２１】
ｔｆｄ＝ｔｂ＋ｔｄ＋ｔｅ ・・・・・・（２．４．１．４）
ｔｆｆ＝ＨＰＦ〔ｔｆｄ〕 ・・・・・・（２．４．１．５）
このハイパス処理により、図３８（Ａ）に示すような制御出力信号ｔｆｄから図３８（Ｂ）に示すようなハイパス処理信号ｔｆｆが出力される。つまり、ハイパス処理では、制御出力信号ｔｆｄの微分値のうち大きさの大きい部分のみが信号として出力されるようになる（ハイパス処理値算出手段）。
【０２２２】
さらに、このようにハイパス処理された処理値ｔｆｆをハイパス処理の対象となった制御出力信号ｔｆｄ（＝ｔｂ＋ｔｄ＋ｔｅ）に加算して〔図３８（Ｃ）参照〕、出力制御量（総合値）ｔｆを得る（出力制御量演算手段）。
ｔｆ＝ｔｆｄ＋ｔｆｆ ・・・・・・（２．４．１．６）
なお、図３８に示すように、処理値ｔｆｆをゲイン（ハイパス係数）ｋｆにより補正して（即ち、ｔｆｆ＊ｋｆとして）、他の制御量とのバランスを調整してもよい。
【０２２３】
・最終出力値（ｔａｄ）
出力制御量演算手段は、次式のように、出力制御量ｔｆにハイパス処理を行なわない操舵過渡応答制御量（操舵角速度比例制御量）ｔｃとを加算することにより、最終的な出力制御量（最終出力値）ｔａｄを算出する。
ｔａｄ＝ｔｆ＋ｔｃ ・・・・・・（２．４．１．７）
・リミッタ
左右輪間でのトルク移動制御では、トルク移動量が大き過ぎると却って車両の挙動安定性を低下させるおそれがあるので、本制御では、路面の摩擦係数状態（路面μ状態）に応じて、左右輪間でのトルク移動量の大きさを最大値（これを、ｌｉｍｉｔとする）以内に制限するようにしている。
【０２２４】
この制限値即ち最大値ｌｉｍｉｔは、図３７中のブロックＢ８３内の図に示すように、路面μ判定係数γに対応して直線ＬＩＭの関係に設定するようになっている。
つまり、制限値ｌｉｍｉｔは、次式により算出する。
ｌｉｍｉｔ＝ｍｇ・γ＋ｔａｌ１ ・・・・・・（２．４．１．８）
ただし、ｍｇは直線ＬＩＭの傾きであり、ｔａｌ１はｌｉｍｉｔの最小値である。図３７のブロックＢ８３内に示すように、この最小値ｔａｌ１は、低μ路の路面μ判定係数１に対応した制限値ｌｉｍｉｔであり、さらに、ｔａｌ２は中μ路の路面μ判定係数γｍｉｄ に対応した制限値ｌｉｍｉｔであり、ｔａｌ３は高μ路の路面μ判定係数γｍａｘ に対応した制限値ｌｉｍｉｔである。なお、中μ路の路面μ判定係数γｍｉｄ は高μ路の路面μ判定係数γｍａｘ の１／２に設定される（γｍｉｄ ＝γｍａｘ ／２）。
【０２２５】
このような制限値ｌｉｍｉｔにより、最終出力値ｔａｄは、次のように制限される。なお、次式は最終出力値ｔａｄがトルク移動方向により負になる場合も考慮したものである。
−ｌｉｍｉｔ≦ｔａｄ≦ｌｉｍｉｔ ・・・・・・（２．４．１．９）
【０２２６】
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、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）１０７に方向弁制御信号を出力して、これらの比例弁１０６，方向弁１０７を駆動させる。また、同時に、インジケータランプ１１０に表示指令信号を出力する（符号１０６，１０７，１１０は図３参照）。
【０２２７】
また、比例弁１０６，方向弁１０７の制御は、例えば特開平７−１５６６８１号公報に開示されているような方法により行なわれる。例えば比例弁１０６に関しては、最終出力値ｔａから、トルク移動−電流マップ（図３９参照）及び電流補正マップ（図４０参照）を用いて、目標電流ｂａｓｅｈに変換して制御を行なう。
【０２２８】
３．本装置の動作及び本装置による効果
３．１本装置の動作
本装置は、以上のように構成されるので、例えば図４１に示すように、制御が行なわれる。
つまり、まず、各種初期設定入力のもとに制御が開始され、まず、ステップＳ１０で、入力演算処理を実行する（項目２．１入力演算処理を参照）。ついで、ステップＳ２０で、この入力演算処理の結果に基づいて図７に示すようなドリフト判定ロジックを実行する（項目２．２ドリフト判定ロジックを参照）。さらに、ステップＳ３０に進み、入力演算処理，ドリフト判定の結果に基づいて車両運動制御ロジックを実行する（項目２．３車両運動制御ロジックを参照）。
【０２２９】
この車両運動制御ロジックでは、目標ΔＮ追従制御（項目２．３．１目標ΔＮ追従制御を参照），加速旋回制御（項目２．３．２加速旋回制御を参照），タックイン対応制御（項目２．３．３タックイン対応制御を参照），操舵過渡応答制御（項目２．３．４操舵過渡応答制御を参照）の各制御量ｔｂ，ｔｄ，ｔｅ，ｔｃを算出するが、これらの各制御量ｔｂ，ｔｄ，ｔｅ，ｔｃは、図１４に示すような高μ路制御ロジックと、図１５に示すような低μ路制御ロジックとにより、高μ路における各制御量ｔｂｈ，ｔｄｈ，ｔｅｈ，ｔｃｈ及び低μ路における各制御量ｔｂｌ，ｔｄｌ，ｔｅｌ，ｔｃｌとして算出する。
【０２３０】
そして、ステップＳ４０に進み、μ判定ロジックを実行する（項目２．４路面μ推定を参照）。このμ判定ロジックでは、路面μ判定係数γを設定して（ステップＳ５０）、路面μ判定を行ない（ステップＳ６０）、各種出力値の設定を行なう（ステップＳ７０）。
ついで、ステップＳ８０に進み、アクチュエータ駆動ロジックを実行する（項目２．５アクチュエータ駆動を参照）。つまり、出力値（トルク移動量）ｔａｄを受けて、この出力値ｔａｄに応じたトルク移動量に応じて比例弁１０６に比例弁制御信号を出力し、出力値ｔａｄに応じたトルク移動方向に応じて方向弁（方向切換弁）１０７に方向弁制御信号を出力し、これらの比例弁１０６，方向弁１０７を駆動させる。また、同時に、インジケータランプ１１０に表示指令信号を出力する。
【０２３１】
このような処理は、判定ステップＳ９０を通じて、所要周期Ｔ_１ 毎に行なう。
３．２本装置による効果
３．２．１車両用路面摩擦係数推定装置の効果
車両用路面摩擦係数推定装置では、悪路判定指数（路面凹凸度係数）βｐｐという路面の凹凸状態を示す第１のパラメータと路面μ判定値α（ここでは、平均値αｈ）という路面の滑り易さを示す第２のパラメータとに基づいて路面μ判定を行なうので、路面μ判定を的確に行なうことができる。
【０２３２】
また、悪路判定指数（第１のパラメータ）βｐｐは、車輪速度差の振動成分によっても求めることができるが、この場合、急ブレーキやシフトチェンジによる駆動力変化（ノイズ）の影響が悪路判定指数βｐｐに大きく影響するため、精度良く悪路判定指数βｐｐを算出するのが困難であるが、本装置では、悪路判定指数（第１のパラメータ）βｐｐを、Ｇセンサで検出された車両に生じる実際の横加速度に基づいて、これに、旋回補正を施し、さらにハイパス処理し、絶対値化したのち、ローパス処理をすることで算出しているので、駆動力変化（ノイズ）の影響を受けにくく、精度良く安定して悪路判定指数を求めることができ、延いては路面摩擦係数を精度良く推定することができる。
【０２３３】
また、路面μ判定値αは、トルク移動制御装置を備えた車輪（ここでは、後輪）の左右回転速度差に基づいて、これに、旋回時の内外輪速度差及び荷重移動による補正を施した上で算出しているので、例えば前輪の左右輪間にＬＳＤを装備するなど、駆動系の構成の自由度が大きく向上する。
また、路面μ判定値αを直接用いずに路面μ判定値αの平均値αｈを用いて路面μ判定を行なうので、路面μ判定の精度，信頼性を高めることができる。
【０２３４】
そして、このような悪路判定指数βｐｐや路面μ判定値αの平均値αｈから、高μ路，中μ路，低μ路の各状態（路面状態）に対応した指標（適合度）を求めて、しかも、この指標（適合度）を継続して累積的に求めて累積評価することで路面摩擦係数（路面摩擦係数に応じた路面μ判定係数）γを算出するので、容易でしかも推定誤差が少なく適切な路面μ判定係数γを得られるようになり、車両用左右輪間動力伝達制御装置の制御性能の向上に大きく寄与する利点がある。
【０２３５】
特に、本実施形態では、ファジィ推論を用いており、高μ路，中μ路，低μ路の各状態（路面状態）に対応した指標（適合度）を求めるメンバシップ関数を車両の種類等に応じて設定することで、極めて的確な路面μ判定係数γを容易に得ることができる。
また、上述のような悪路判定指数βｐｐや路面μ判定値αの平均値αｈに基づく路面μ判定係数γ（つまり、γ１）の算出は、車両の定常走行時（特に、定常旋回時）に行なっているので、信頼性のある路面μ判定係数γを得ることができる。
【０２３６】
さらに、このような定常走行時に得られる路面μ判定係数γ１に対して、定常走行時以外の特定走行時（具体的には、発進時や非線形走行時やμスプリット走行時）には定常走行時と異なる手法でそれぞれ路面μ判定係数γ２を推定して、定常走行時に得られる路面μ判定係数（第１のパラメータ）γ１と、特定走行時に得られる路面μ判定係数（第２のパラメータ）γ２とを総合（選出）して、最終的な路面μ判定係数γを得るようにしているので、定常走行時以外を含むより広い走行状態で路面摩擦係数の推定を行うことができ、車両用左右輪間動力伝達制御装置の制御性能の向上により大きく寄与する利点がある。
【０２３７】
なお、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ので、図４２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。
３．２．２車両用路面摩擦係数（路面μ）対応制御の効果
なお、本実施形態では、通常制御時（ドリフト制御時以外）においては、路面摩擦係数が低いときには制御量が小さくなるように路面摩擦係数が高いときには制御量が大きくなるように設定されるとともに、ドリフト制御時には、このような路面摩擦係数に応じた制御量変化が少なくなるように制御量として中間的な値となるような補正（ゲイン調整）を行なうことで、路面摩擦係数に応じた補正を抑制するようにしているが、本装置は、これに限らず、ドリフト制御時には、この路面摩擦係数に応じた制御量補正を禁止して路面摩擦係数によって制御量が変化しないようにした、中間的な制御量を与えるようにしてもよい。
【０２３８】
例えば、路面摩擦係数が高いときの基本制御量が設定され、ドリフト制御時以外の通常制御時には、路面摩擦係数が低いときにはこの基本制御量を小さくなるような補正係数αで補正するとともに、ドリフト制御時には、路面摩擦係数と関係ない値（補正係数β）でこの基本制御量の補正を行ない中間的な値となるようにする。この場合、補正係数αは、路面摩擦係数に応じて１から最小値αｍａｘ （αｍａｘ ＜１）まで連続的に変化し、補正係数βは、１よりも小さく最小値αｍａｘ よりも大きい固定値とする。
【０２３９】
また、本装置では、高μ路用制御量（高路面摩擦抵抗対応制御量）と低μ路用制御量（低路面摩擦抵抗対応制御量）とを設定して、これらの制御量を、路面摩擦係数算出手段で算出された路面摩擦係数としての路面μ判定係数γに応じて補間的に反映させながら出力制御量ｔａｄを算出するが、特に、目標ΔＮ追従制御量ｔｂについては、同様な差ｄｄｖｒに対して高路面摩擦抵抗用マップの方が低路面摩擦抵抗用マップよりも大きい制御量を与え、且つ、高μ路用制御量の反映度合が路面摩擦係数に比例して設定される反映度合よりも大きくなるように、高μ路用制御量と低μ路用制御量とを路面μ判定係数γに対する比例配分値よりもより高μ側へ設定しているので、目標ΔＮ追従制御の制御ゲインｔｂが比較的高めなものになる。
【０２４０】
目標ΔＮ追従制御は、車輪速の回転速度差を間にしながらの制御なので、路面摩擦係数が低い場合にもその制御影響は想定領域から逸脱しにくい。そこで、そこで、上述のように、目標ΔＮ追従制御では、路面摩擦係数に対する制御量を大きめに設定しながら、比較的大きなトルク移動を行なうようにすることで、車両挙動を速やかに目標のものにできるようになる利点が得られるのである。
【０２４１】
また、加速旋回制御量ｔｅについては、横Ｇ（ｇｇｙ）の小さい領域においては同様な旋回横Ｇ（ｇｇｙ）に対して低路面摩擦抵抗用マップの方が高路面摩擦抵抗用マップよりも大きい制御量を与え、且つ、低μ路用制御量の反映度合が路面摩擦係数に比例して設定される反映度合よりも大きくなるように、高μ路用制御量と低μ路用制御量とを路面μ判定係数γに対する比例配分値よりもより低μ側へ設定しているので、加速旋回制御量の制御ゲインｔｅが比較的低めなものになる。
【０２４２】
加速旋回制御などの横加速度をパラメータとするものは、特に、路面摩擦係数が低い場合には、図８に示すように、計算横Ｇと実横Ｇとの関係が直ぐに非線形領域に入って制御影響が想定領域から逸脱し易い。
そこで、上述のように、加速旋回制御では、横Ｇの小さい領域において低路面摩擦抵抗用マップの方が高路面摩擦抵抗用マップよりも大きい制御量を与え、且つ、低μ路用制御量（低路面摩擦抵抗対応制御量）の反映度合が路面摩擦係数に比例して設定される反映度合よりも大きくなるように設定しており、これにより、路面摩擦係数が低い場合でも速やかに安定した制御を行なうことができる。
【０２４３】
また、路面摩擦係数が高い場合には、高μ路用制御量（高路面摩擦抵抗対応制御量）の反映度合を路面摩擦係数に比例して設定される反映度合よりも大きくすることにより、横Ｇの小さい領域における制御を極力減少させることができ、その分、エネルギロスを抑制することができる。
また、タックイン対応制御においても、加速旋回制御と同様に設定することも可能であり、この場合にも加速旋回制御の場合と同様の効果が得られる。
【０２４４】
なお、このような路面摩擦係数に対する制御量の微小調整は、目標ΔＮ追従制御や加速旋回制御に限らず、路面摩擦係数の影響の出にくいものや出やすいものにそれぞれ適用することができる。
また、制御量設定マップには、不感帯領域が設けられているので、制御が安定したものになる。
【０２４５】
また、路面摩擦係数に対する制御量の微小調整は、上述した実施形態に限定される必要はない。例えば、左右輪間に回転速度差や横加速度などのパラメータに基づいて制御量を設定するための制御マップとして、高路面摩擦抵抗対応制御量を与える高路面摩擦抵抗用マップと、低路面摩擦抵抗対応制御量を与える低路面摩擦抵抗用マップとを設け、高路面摩擦抵抗対応制御量及び低路面摩擦抵抗対応制御量を、路面摩擦係数に応じて補間的に反映させながら出力制御量を算出するとともに、この両制御量の補間的な反映に際し、中路面摩擦抵抗における高路面摩擦抵抗対応制御量及び低路面摩擦抵抗対応制御量の反映度合を、車両固有の定数などのパラメータに応じて変化させるようにして調整してもよい。この場合には、車両に応じたより適正な制御量を与えることができる。
【０２４６】
なお、上記実施形態では、目標ΔＮ追従制御量ｔｂと加速旋回制御量ｔｅとを加算して加速急旋回の旋回性能を確保するように構成したが、これについては、加速急旋回の開始直後は一時的に加速旋回制御量により制御を行ない、その後は、定常制御用の目標ΔＮ追従制御量に切り換えるような制御にしてもよい。要するに、急旋回開始直後から旋回外輪の回転力が増大されるように制御することが重要なのである。
【０２４７】
また、本実施形態では、４輪駆動車を対象に説明したが、本車両用左右輪間動力伝達制御装置は、前輪駆動車や後輪駆動車といった２輪駆動車の左右駆動輪間や左右の従動輪間にそなえることができるほか、４輪駆動車の前後輪間に適用することが考えられ、この場合は、車両用動力伝達制御装置として構成される。
なお、本実施形態では、車両用路面摩擦係数推定装置においてファジィ推論を用いているが、これに限定されるものではなく、路面の凹凸状態を示すパラメータ（βｐｐが対応する）と路面の滑り易さを示すパラメータ（αｈが対応する）との値から路面状態を一元的に表す他のパラメータの各状態（高μ路，中μ路，低μ路が対応する）に対応した指標（ｈｉｇ３，ｍｉｄ３，ｌｏｗ３が対応する）を算出できればよく、他の手法を用いてもよい。
【０２４８】
また、本実施形態では、車両用左右輪間動力伝達制御装置に車両用路面摩擦係数推定装置を用いているが、車両用路面摩擦係数推定装置の用途はこれに限定されないことは言うまでもない。例えば、路面の凹凸状態を示すパラメータ（悪路判定指数）βｐｐは、車両用左右輪間動力伝達制御装置を備えない車両の路面摩擦係数の推定のために適用してもよい。
【０２４９】
【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係数推定装置によれば、路面摩擦係数推定のためのパラメータの算出の算出をトルク移動制御装置をそなえた左右輪の左右輪回転速度差に基づいて行なうことができるので、例えばトルク移動制御装置をそなえない側の左右輪間にＬＳＤを装備するなど、駆動系の構成の自由度が大きく向上する利点がある。
【０２５０】
請求項２記載の本発明の車両用路面摩擦係数推定装置によれば、路面摩擦係数推定のための第１のパラメータを、車両に生じる実際の横加速度に対して、横加速度算出手段で算出された理論上の横加速度に応じたゲイン補正及びハイパス処理及びローパス処理を施すことで算出しているので、駆動力変化（ノイズ）の影響を受けにくく、安定して悪路判定指数を求めることができ、延いては路面摩擦係数を精度良く推定することができる利点がある。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態にかかる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】本発明の一実施形態にかかる車両用左右輪間動力伝達制御装置の回転推進力配分調整機構（トルク移動機構）を示す模式的な構成図である。
【図３】本発明の一実施形態にかかる車両用左右輪間動力伝達制御装置を回転推進力配分調整機構（トルク移動機構）の油圧ユニット及び制御系の構成を示す模式図である。
【図４】本発明の一実施形態にかかる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５】本発明の一実施形態にかかる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６】本発明の一実施形態にかかる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７】本発明の一実施形態にかかる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８】本発明の一実施形態にかかる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９】本発明の一実施形態にかかる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１０】本発明の一実施形態にかかる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１１】本発明の一実施形態にかかる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１２】本発明の一実施形態にかかる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１３】本発明の一実施形態にかかる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１４】本発明の一実施形態にかかる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１５】本発明の一実施形態にかかる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１６】本発明の一実施形態にかかる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１７】本発明の一実施形態にかかる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路用マップ）を示す図である。
【図１８】本発明の一実施形態にかかる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路用マップ）を示す図である。
【図１９】本発明の一実施形態にかかる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２０】本発明の一実施形態としての車両用路面摩擦係数推定装置を説明する制御ブロック図である。
【図２１】本発明の一実施形態としての車両用路面摩擦係数推定装置の第１のパラメータの補正にかかるマップを示す図である。
【図２２】本発明の一実施形態としての車両用路面摩擦係数推定装置を説明する図であり、車輪のスリップ率に対する駆動力の大きさの変化の例を示す図である。
【図２３】本発明の一実施形態としての車両用路面摩擦係数推定装置で用いる第２のパラメータの設定について説明する模式図である。
【図２４】本発明の一実施形態としての車両用路面摩擦係数推定装置で用いる第２のパラメータの設定について説明する模式図である。
【図２５】本発明の一実施形態としての車両用路面摩擦係数推定装置で用いる第２のパラメータの設定について説明する模式図である。
【図２６】本発明の一実施形態としての車両用路面摩擦係数推定装置で用いる第２のパラメータの設定について説明する旋回時の車輪の駆動力比特性（Ｆｘ／Ｆｚとスリップ率Ｓとの関係）を示す図である。
【図２７】本発明の一実施形態としての車両用路面摩擦係数推定装置で用いる第２のパラメータについて緩加速円旋回による実測データを示す図であり、（Ａ）は高μ路に関するデータ、（Ｂ）は低μ路に関するデータを示す。
【図２８】本発明の一実施形態としての車両用路面摩擦係数推定装置による推定における面摩擦抵抗推定領域（路面μ判定領域）を説明する図である。
【図２９】本発明の一実施形態としての車両用路面摩擦係数推定装置によるファジィ推論を説明する図である。
【図３０】本発明の一実施形態としての車両用路面摩擦係数推定装置によるファジィ推論を説明するメンバシップ関数を示す図であり、（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）は路面μ判定値αｈに対する高μ路，中μ路，旋回時への適合度を、（Ｄ），（Ｅ），（Ｆ）はスリップ率差の振動成分βｐｐに対する高μ路，中μ路，旋回時への適合度を、それぞれ示す。
【図３１】本発明の一実施形態としての車両用路面摩擦係数推定装置によるファジィ推論を説明する図である。
【図３２】本発明の一実施形態としての車両用路面摩擦係数推定装置によるファジィ推論を説明する図であり、（Ａ）は高μ路の重みｈｉｇに関し、（Ｂ）は中μ路の重みｍｉｄに関し、（Ｃ）は低μ路の重みｌｏｗに関している。
【図３３】本発明の一実施形態としての車両用路面摩擦係数推定装置による路面摩擦抵抗推定（路面μ判定係数γの演算）を説明する図であり、（Ａ），（Ｂ）はそれぞれ推定の過程を説明する。
【図３４】本発明の一実施形態としての車両用路面摩擦係数推定装置による路面摩擦抵抗推定（路面μ判定）を説明する制御ブロック図である。
【図３５】本発明の一実施形態としての車両用路面摩擦係数推定装置による路面摩擦抵抗推定（路面μ判定）に基づいた出力値設定を説明する制御ブロック図である。
【図３６】本発明の一実施形態にかかる車両用左右輪間動力伝達制御装置の出力値微調整を説明する図である。
【図３７】本発明の一実施形態にかかる車両用左右輪間動力伝達制御装置の路面μ判定（路面摩擦係数判定）による出力値に関する要部制御ブロック図である。
【図３８】本発明の一実施形態にかかる車両用左右輪間動力伝達制御装置のハイパス処理を説明する図である。
【図３９】本発明の一実施形態にかかる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４０】本発明の一実施形態にかかる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４１】本発明の一実施形態にかかる車両用左右輪間動力伝達制御装置の動作の概要を示すフローチャートである。
【図４２】本発明の一実施形態にかかる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。
【符号の説明】
２ エンジン
５０ 回転推進力配分制御機構（回転力調整手段，トルク移動機構）
２００ パラメータ算出手段
２０２ 路面指標算出手段
２０４ 路面摩擦係数算出手段
２１０ 第１パラメータ算出手段（路面凹凸パラメータ演算部）
２１１ 旋回補正部
２１２ 旋回補正ゲイン算出部
２１３ ハイパス処理部
２１４ 絶対値化処理部
２１５ ローパス処理部
２２０ 第２パラメータ算出手段（滑り易さパラメータ演算部）
２２１ 後輪左右実速度差演算部
２２１ 内外輪速度差演算部
２２３ 内外輪差補正量算出部
２２４ 荷重移動補正量算出部
２２５ スリップ率差演算部
２２６ 路面μ判定値α算出部
２２７ 平均値算出部
２３０ 路面μ判定条件チェック部

Claims (2)

1. 左右一対の車輪の相互間でトルクを移動制御するトルク移動制御装置と、
   該トルク移動制御装置をそなえた該左右輪の回転速度差ｄｖｒｄを検出する左右輪回転速度差検出手段と、
   該車両の車速ｖｂを検出又は推定する車速検出手段と、
   該車両に生じる実際の前後加速度ｇｘを検出する前後加速度検出手段と、
   該車両に生じる実際の横加速度ｇｙを検出する横加速度検出手段と、
   該横加速度検出手段で検出された実際の横加速度ｇｙに対応して該車両の定常走行中における走行状態から路面の凹凸状態を示す第１のパラメータβｐｐを算出するとともに、該車速検出手段で検出又は推定された車速ｖｂと、該左右輪回転速度差検出手段で検出された左右輪回転速度差ｄｖｒｄと、該前後加速度検出手段で検出された実際の前後加速度ｇｘと、該横加速度検出手段で検出された実際の横加速度ｇｙと、該トルク移動制御装置によるトルク移動量ｔａｆと基づいて、下式（１）によって路面の滑り易さを示す第２のパラメータαを算出するパラメータ算出手段と、
   上記の第１及び第２のパラメータの値βｐｐ，αから路面状態を一元的に表す第３のパラメータである各μ路度合に対応した指標を算出する路面指標算出手段と、
   該路面指標算出手段により算出された指標を継続して累積的に求めて累積評価することで路面摩擦係数γを算出する路面摩擦係数算出手段とをそなえている
   ことを特徴とする、車両用路面摩擦係数推定装置。
   α＝ [( ｄｖｒｄ−Ｌｔ・ｇｙ )/ ｖｂ＋Ａ・ｇｘ・ｇｙ＋Ｂ・ｇｙ ]/ ｔａｆ・・・（１）
   （ただし、Ａ，Ｂ，Ｌｔは定数）
2. 該車両のハンドル角及び車速から該車両に生じる理論上の横加速度を算出する横加速度算出手段をそなえ、
   該パラメータ算出手段は、該横加速度検出手段で検出された実際の横加速度に対して、該横加速度算出手段で算出された理論上の横加速度に応じたゲイン補正及びハイパス処理及びローパス処理を施すことで、該第１のパラメータを算出する
   ことを特徴とする、請求項１記載の車両用路面摩擦係数推定装置。

Images