JPH1062311A - 車両用路面摩擦係数推定装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【課題】 車両の走行状態に応じて路面摩擦係数を推定
する車両用路面摩擦係数推定装置に関し、車両の走行す
る路面状況（路面摩擦係数）を的確に把握して車両の種
々の走行制御をより適切に行なうことができるようにす
る。 【解決手段】 車両の走行状態を検出する車両状態検出
手段と、該車両状態検出手段で検出された該車両の定常
走行中における走行状態から路面の凹凸状態を示すパラ
メータと滑り易さを示すパラメータとを算出する定常パ
ラメータ算出手段２１０と、上記の両パラメータの値か
ら路面状態を一元的に表す他のパラメータの各状態に対
応した指標を算出する路面指標算出手段２２０と、該路
面指標算出手段２２０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
する路面摩擦係数算出手段２３０とを有するように構成
する。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、車両の走行する路
面の摩擦係数を推定する装置に関し、特に、車両の走行
状態に応じて路面摩擦係数を推定することで、推定精度
の向上を図った、車両用路面摩擦係数推定装置にに関す
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。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。

【００１５】

【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、車両の走行
状態を検出する車両状態検出手段と、該車両状態検出手
段で検出された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パラメータと滑り易さを示すパ
ラメータとを算出する定常パラメータ算出手段と、上記
の両パラメータ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
数を算出する路面摩擦係数算出手段とを有することを特
徴としている。

【００１６】また、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、車両の走行状態を検出する車両状
態検出手段と、該車両状態検出手段で検出された該車両
の定常走行中における走行状態から路面状態を示す第１
のパラメータを算出する定常パラメータ算出手段と、該
車両状態検出手段で検出された該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路面状態を示す第２の
パラメータを算出する特定パラメータ算出手段と、該定
常パラメータ算出手段により算出された該第１のパラメ
ータを継続して累積的に求めて累積評価するとともにこ
の累積した第１のパラメータと該第２のパラメータとを
総合して路面摩擦係数を算出する路面摩擦係数算出手段
とを有することを特徴としている。

【００１７】なお、好ましくは、上記の車両が、前輪又
は後輪の左右車輪間に関連して設けられ、動力装置から
の駆動力を該左右車輪に伝達し、あるいは、該左右車輪
の回転に伴う回転力を該左右車輪間で授受させて、該左
右車輪の回転推進力を変化させる回転推進力配分調整機
構と、該回転推進力配分調整機構がそなえられた側の左
駆動輪及び右駆動輪の回転速度を検出する左輪側回転速
度検出手段及び右輪側回転速度検出手段と、該回転推進
力配分調整機構がそなえられない側の左駆動輪及び右駆
動輪の回転速度を検出する左輪側回転速度検出手段及び
右輪側回転速度検出手段と、操舵角と車体速とに基づい
て上記の前輪及び後輪の左右回転速度差の理論値を算出
する基準回転速度差算出手段とを有するように構成し
て、上記の路面状態を示すパラメータを、該回転推進力
配分調整機構がそなえられた側の左輪側回転速度検出手
段及び右輪側回転速度検出手段からの検出情報と、該回
転推進力配分調整機構がそなえられない側の左輪側回転
速度検出手段及び右輪側回転速度検出手段からの検出情
報と、に基づいて算出される該車両回転数差（凹凸状態
を示すパラメータ）と、該回転推進力配分調整機構がそ
なえられた側の左輪側回転速度検出手段及び右輪側回転
速度検出手段からの検出情報と、該回転推進力配分調整
機構がそなえられない側の左輪側回転速度検出手段及び
右輪側回転速度検出手段からの検出情報と、該基準回転
速度差算出手段からの算出情報と、該回転推進力配分調
整機構における作動状態と、に基づいて算出される該車
両の駆動輪のトルク移動（動力移動）による路面μ判定
値（滑り易さを示すパラメータ）とする。

【００１８】また、上記の他のパラメータの各状態に対
応した指標とは、各状態の発生程度を示すものとするこ
とが好ましい。さらに、路面摩擦係数推定条件（路面μ
判定条件）を設定するとともに、路面μ判定条件を満た
した場合には周期的に路面摩擦係数（路面μ）を更新
し、路面μ判定条件を満たさない場合には、そのときの
路面摩擦係数（路面μ）として、前回（直近）の路面摩
擦係数（路面μ）を採用することが、好ましい。

【００１９】さらに、好ましくは、上記指標の累積値
に、各状態に対応した重み付けを行なって路面摩擦係数
を算出する。また、好ましくは、上記の特定走行中と
は、車両の発進走行時及び非線形走行時である。また、
上記特定パラメータ算出手段が、車両の発進時におい
て、以下のような路面摩擦係数となるように第２のパラ
メータを設定することが、好ましい。

【００２０】つまり、車両の直進発進時には１輪でも滑
りを生じた場合には、低い路面摩擦係数となるように第
２のパラメータを設定する。また、一定の加速度以上で
車輪が滑らなかった場合には、高い路面摩擦係数となる
ように第２のパラメータを設定する。車輪の振動成分が
大きい場合には、中程度か低い路面摩擦係数となるよう
に第２のパラメータを設定する。

【００２１】さらに、トルクの移動方向と後輪左右の速
度差から路面がμスプリット状態であるか否かを判別
し、μスプリット状態であれば、低い路面摩擦係数とな
るように第２のパラメータを設定する。また、上記特定
パラメータ算出手段が、発進走行時及び非線形走行時と
いった特定走行状態において、以下のような路面摩擦係
数となるように第２のパラメータを設定することが、好
ましい。

【００２２】つまり、タイヤ（車輪）の滑り度合が大き
く且つ上記車両に生じる横加速度が第１所定値以下の場
合には、路面摩擦係数の低い路面（低μ路）と判断し、
低い路面摩擦係数となるように第２のパラメータを設定
する。また、上記車両に生じる横加速度が第２所定値よ
りも大きい場合には、路面摩擦係数の高い路面（高μ
路）と判断し、高い路面摩擦係数となるように第２のパ
ラメータを設定する。

【００２３】

〔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 ２．５．３インジケータ表示制御 ２．５．４出力値設定 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 ３．２．２車両用路面摩擦係数推定装置の効果 ３．２．３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。

【００２４】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。

【００２５】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。

【００２６】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。

【００２７】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。

【００２８】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。

【００２９】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。

【００３０】図１において、符号２はエンジンであり、
このエンジン２の出力はトランスミッション４及び中間
ギア機構６を介して差動歯車機構（＝センタディファレ
ンシャル、以下、センタデフという）８に伝達されるよ
うになっている。このセンタデフ８の出力は、一方にお
いて前輪用の差動歯車機構（＝フロントディファレンシ
ャル、以下、フロントデフという）１０を介して車軸１
２Ｌ，１２Ｒから左右の前輪１４，１６に伝達され、他
方においてベベルギヤ機構１８，プロペラシャフト２０
及びベベルギヤ機構２２，後輪用の差動歯車装置（＝リ
ヤディファレンシャル、以下、リヤデフという）２４を
介して車軸２６Ｌ，２６Ｒから左右の後輪２８，３０に
伝達されるようになっている。本左右輪間動力伝達制御
装置の回転推進力配分調整機構（又は、回転力調整手
段、以下、トルク移動機構という）５０はこのリヤデフ
２４の部分に設けられている。

【００３１】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。

【００３２】ここでは、サイドギヤ８Ｃからは前輪用出
力軸３２を介して前輪側のフロントデフ１０へ、サイド
ギヤ８Ｄからは後輪用出力軸３４及びベベルギヤ機構１
８を介してプロペラシャフト２０から後輪側へトルクが
伝達される。このセンタデフ８には、その前輪側出力部
と後輪側出力部との差動を拘束（又は制限）することに
より前輪側と後輪側とのエンジンの出力トルク（回転推
進力）の配分を制御しうる差動制限手段〔即ち、リミテ
ッドスリップデフ（ＬＳＤ）〕としてビスカスカップリ
ングユニット（ＶＣＵ）３６が付設されている。

【００３３】このＶＣＵ３６は、前輪用出力軸３２と後
輪用出力軸３４との間に介装されており、差動状態に応
じた力で、前輪側と後輪側との差動を制限することで、
前後輪の軽負荷側だけが空転して重負荷側に回転トルク
が伝達されないような事態を回避しうるようになってい
る。 １．２．２本装置の回転推進力配分調整機構の構成 ところで、本左右輪間動力伝達制御装置は、デフキャリ
ア５１内に設けられた回転推進力配分調整機構（トルク
移動機構）５０と、その制御手段（又は回転推進力配分
制御手段）である油圧ユニット３８及び電子制御ユニッ
ト（以下、ＥＣＵという）４２とから構成されるが、こ
こで、リヤデフ２４及びこのリヤデフ２４と車軸２６
Ｌ，２６Ｒとの間に嵌挿されたトルク移動機構５０の構
成を、図２を参照して説明する。

【００３４】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。

【００３５】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。

【００３６】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。

【００３７】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。

【００３８】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。

【００３９】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。

【００４０】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、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。

【００４１】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。

【００４２】そして、これらのギヤ７８Ａ，８０Ａ，８
２Ａ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７８
Ｂ，８０Ｂ，８２Ｂ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。

【００４３】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。

【００４４】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。

【００４５】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。

【００４６】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。

【００４７】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。

【００４８】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。

【００４９】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。

【００５０】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。

【００５１】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。

【００５２】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。

【００５３】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。

【００５４】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。

【００５５】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（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）４
８Ｃ，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。

【００５６】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。

【００５７】なお、図３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。

【００５８】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。

【００５９】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。

【００６０】このうち、センサ入力処理では、４輪の車
輪速センサ４８Ａ，ハンドル角センサ４８Ｂ，前後加速
度センサ（前後Ｇセンサ）４８Ｃ，横加速度センサ（横
Ｇセンサ）４８Ｄ，スロットルポジションセンサ（ＴＰ
Ｓ）４８Ｅ等からのセンサ入力を受ける。演算処理で
は、後輪の左右輪の速度差について、その実測値とその
理論値とが算出される。実測値（実回転数差）は４輪の
車輪速センサ４８Ａからの車輪速値に基づいて、また、
理論値（目標値，理論回転数差）はハンドル角センサ４
８Ｂからの操舵角と、４輪の車輪速センサ４８Ａからの
車輪速値から得られる車体速度（車速）とに基づいて、
それぞれ算出される。また、前後Ｇセンサ４８Ｃ，横Ｇ
センサ４８Ｄからの検出値に基づいて、計算前後Ｇ（ｇ
ｂ），計算横Ｇ（ｇｙ）が計算される。また、演算処理
では、さらに、ドリフト判定及び路面μ推定が行なわれ
る。

【００６１】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。

【００６２】なお、制御量算出処理を行なう機能を制御
量算出手段と呼び、この機能（制御量算出手段）の中で
も、目標ΔＮ追従制御に関する制御量を設定する機能、
又は、この設定機能及びこの設定により得られた制御量
に基づき制御信号を出力する機能をΔＮ追従制御手段又
は目標回転数差追従制御手段、加速旋回制御の制御量を
設定する機能、又は、この設定機能及びこの設定により
得られた制御量に基づき制御信号を出力する機能を加速
旋回制御手段、タックイン対応制御の制御量を設定する
機能、又は、この設定機能及びこの設定により得られた
制御量に基づき制御信号を出力する機能をタックイン対
応制御手段、操舵過渡時に関する操舵過渡応答制御の制
御量（過渡的制御量）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。特に、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。

【００６３】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。

【００６４】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６に示すように、後左車輪速度ｖ
ｒｌ，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。

【００６５】２．１．１後輪左右の速度差（ｄｖｒｄ） 後左車輪速度ｖｒｌ及び後右車輪速度ｖｒｒとの差を演
算して、旋回時やトルク移動制御によって発生する後輪
左右の実速度差ｄｖｒｄ（＝ｖｒｌ−ｖｒｒ）を得る。 ２．１．２後輪左右の速度差のデジタルフィルタ値（ｄ
ｖｒｆ） 実速度差ｄｖｒｄは、トルク移動制御の作動状態を判別
するために用いるため、実速度差ｄｖｒｄをデジタルフ
ィルタでフィルタ処理して、ノイズ影響を取り除く。こ
こでは、式（2.1.2.1)のようにスムージング処理を行な
う式（2.1.2.2)に示すようにフィルタ処理を行なう。

【００６６】 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。

【００６７】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。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。

【００６８】ところで、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、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を算出する機能を、ここでは、直進車体速推定手段
という。

【００６９】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。

【００７０】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。

【００７１】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。

【００７２】 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） 〔但し、θｈ：ハンドル角（ハンドル切れ角）〕 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。

【００７３】 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。

【００７４】 ＲＲ＝（１＋Ａ＊ｖｂ² ）＊Ｌｗ／δ ＝（１＋Ａ＊ｖｂ² ）＊Ｌｗ＊ＧＲ／θｈ ・・・（2.1.4.5) 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（＝ｖｂ
ｄ）を車体速と採用できないことを判定することができ
る。

【００７５】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４８
Ｃ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。

【００７６】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。

【００７７】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。

【００７８】したがって、タイヤの縦滑り係数ｄｖｖｂ
ｓ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。

【００７９】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。

【００８０】 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。

【００８１】 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７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ｖ
ｂ，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。

【００８２】 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７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ｄｖｒｆ
ｆを得る。

【００８３】 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。

【００８４】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８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。

【００８５】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。

【００８６】そこで、本制御では、図８に示すように、
タイヤの横滑り状態に応じた係数（タイヤの横滑り係
数）ｄｇｙ及びタイヤの縦滑り状態に応じた係数（タイ
ヤの縦滑り係数）ｄｖｖｂｓに基づいて、車輪の滑り度
合としてのドリフト判定係数ｓｒｐを設定（算出）しこ
れを出力するとともに、さらに、このドリフト判定係数
ｓｒｐに基づいてドリフト補正係数ｓｒｐ１〜ｓｒｐ５
を設定する。なお、このような車輪の滑り度合としての
ドリフト判定係数ｓｒｐを設定する機能を、滑り度合検
出手段という。また、このようなドリフト判定係数ｓｒ
ｐをトルク移動制御に反映させる制御については、滑り
対応制御ともいう。

【００８７】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。

【００８８】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。

【００８９】 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。

【００９０】図９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。

【００９１】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。

【００９２】｜ｒｇｙｈ｜＜ａ〔ｍ／ｓ² 〕and ｜ｇｙ
ｆ−ｒｇｙｈ｜＜ｂ〔ｍ／ｓ² 〕 ただし、ａ，ｂは定数 のとき、 ｄｇｙ＝０ ・・・・・・・・・・・・（2.2.1.4) 一般に、実横Ｇと計算横Ｇとの線形領域を過ぎると、実
横Ｇは計算横Ｇのようには増加しないので、上式（2.2.
1.3)は、次のように変形できる。

【００９３】 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９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１０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。

【００９４】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。

【００９５】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。

【００９６】 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。

【００９７】 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ｖ
３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。

【００９８】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。

【００９９】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１１
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。

【０１００】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。

【０１０１】 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１２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１２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。

【０１０２】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。

【０１０３】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 ≦ｒ
₁ ）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ｓｒ
ｐに相応した度合のドリフト傾向にあるものとする。

【０１０４】例えば図１３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。

【０１０５】（ドリフト対応制御開始条件）ドリフト判
定係数ｓｒｐが所定値以上で、且つ、カウンタステアが
切られてこのカウンタステアのハンドル角速度が所定速
度以上に速ければ、ドリフト走行と判定する（ドリフト
判定手段又は旋回状態判定手段）。なお、カウンタステ
アが切られたと判定するのは操舵角が中立位置を越えた
場合、即ち、計算横Ｇの方向と実横Ｇの方向とが逆の場
合とする。即ち、次の３つの式の条件がいずれも同時に
成立した場合に、ドリフト走行と判定してドリフト対応
制御（滑り対応制御）を開始する。なお、このようなド
リフト対応制御（滑り対応制御）の開始を判定する機能
を開始判定手段という。 ・ドリフト判定係数ｓｒｐが所定値以上であること ｓｒｐ＞ｓｒｐ０ ・・・（2.2.6.1) ・計算横Ｇ（ｇｙ）の方向と実横Ｇ（ｒｇｙｈ）の方向
とが逆であること ｇｙ・ｒｇｙｈ＜０ ・・・（2.2.6.2) ・ハンドル角速度Δθｈが所定速度Δθ₁ 以上であるこ
と Δθｈ≧Δθ₁ （ｄｅｇ／ｓ） ・・・（2.2.6.3) また、上記３つの式の条件が同時に成立しない場合であ
っても、ドリフト判定係数ｓｒｐが所定値以上のときに
ドリフト走行と判定してもよい。なお、ハンドル角速度
Δθｈ，Δθ₁ はそれぞれｄθｈ，ｄθ₁ とも表記す
る。

【０１０６】（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（ｓｒ
ｐ＝０）。

【０１０７】２．２．６旋回横Ｇ（ドリフト対応，ｇｇ
ｙ） 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。

【０１０８】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。

【０１０９】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１８を参照して説明する。図１８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１８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。

【０１１０】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。

【０１１１】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Ｂ３
１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。

【０１１２】これらの制御量は、例えば特開平７−１０
８８４０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。

【０１１３】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。

【０１１４】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１９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。

【０１１５】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。

【０１１６】（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、基本制御量ｔｅｈｄ，ｔ
ｅｌｄは、図１６，図１７に示すようなマップにより旋
回横Ｇ（ｇｇｙ）が所定値以上のときに急旋回と判定し
て旋回横Ｇ（ｇｇｙ）に基づいて設定されるので、操舵
応答性が良くなる。なお、図１６は高μ路用マップ（即
ち、高路面摩擦抵抗用マップ）、図１７は低μ路用マッ
プ（即ち、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。

【０１１７】図１６，図１７に示すように、横Ｇ（ｇｇ
ｙ）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１６，図１７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１６中の鎖線は低路面
摩擦抵抗用マップ（図１７参照）の特性を示し、図１７
中の鎖線は高路面摩擦抵抗用マップ（図１６参照）の特
性を示す。

【０１１８】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。

【０１１９】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ｔｅ
ｈ，ｔｅｌを零に設定するように構成してもよい。

【０１２０】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。

【０１２１】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。

【０１２２】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。

【０１２３】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ｓｒ
ｐ５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。

【０１２４】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）ｔ
ｃ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。

【０１２５】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ｓｒ
ｐ４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。

【０１２６】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。

【０１２７】本車両用路面摩擦係数推定装置では、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。つま
り、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２０に示すような
領域に存在する。なお、の発進時のμ推定は、路面μ
に関する初期値を設定するものである。また、の非線
形時とは、車両がハンドル操舵に対して非線形となる場
合である。ここでは、これらの各場合において、路面μ
判定係数（路面摩擦係数、即ち、路面μの度合を表す係
数）γを求め、この路面μ判定係数γ値より各制御量の
出力ゲイン値（出力値）を決定する。なお、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。

【０１２８】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、路面の凹凸による車輪速の
振動成分に応じたパラメータ（路面の凹凸状態を示すパ
ラメータ）、即ち、車輪速度差β〔ただし、ここでは、
後述するように車輪速度差βの振動成分βｐｐを用い
る〕と、路面の滑り易さに応じたパラメータ（路面の滑
り易さを示すパラメータ）、即ち、車輪（タイヤ）のグ
リップ領域での駆動力に対するスリップ率の増加の割合
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〕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を決定するようにして
いる。

【０１２９】そこで、本車両用路面摩擦係数推定装置
は、図２７に示すように、機能構成されている。図２７
において、２０１は後輪の平均速度ｖｒ，前輪の平均速
度ｖｆから前後輪の平均速度差β２〔＝（ｖｒ−ｖｆ）
／Ｋ，Ｋ：定数〕を求める演算部である。２０２は前後
輪の車輪速度差βを求める車輪速度差演算部であり、こ
の演算部２０２で、後輪左右の速度差ｄｖｒｄ，前輪左
右の速度差ｄｖｆｄから算出された駆動力差の回転数差
ｄｄｖ（＝ｄｖｒｄ−ｄｖｆｄ）から車輪速度差β（ｄ
ｄｖ／Ｋ，Ｋ：定数）を算出する。

【０１３０】２０４は路面μ判定値αを求める路面μ判
定値演算部であり、この演算部２０４では、トルク移動
量ｔａｆによる速度差ｄｄｖｆを推定車体速ｖｂで割る
ことで求めるが、トルク移動量ｔａｆは前述のように位
相を合わせを行なったトルク移動量の一時遅れ値として
求められ、速度差ｄｄｖｆは、旋回補正回転数差演算部
２０６において、基準回転数差演算部２０５で後輪基準
回転速度差ｄｖｈｆと前輪基準回転速度差ｄｖｈｆｆと
から算出された基準回転数差ｄｄｖｈ（＝ｄｖｈｆ−ｄ
ｖｈｆｆ）と、演算部２０３で算出された駆動力差の回
転数差ｄｄｖとの差ｄｄｖｆｄ（＝ｄｄｖ−ｄｄｖｈ）
をローパスフィルタで処理して求める。

【０１３１】また、２０７は路面μ判定部であり、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
が、この路面μ判定部２０７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ｂｋｓ
ｗ，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。

【０１３２】２１１はスリップ差率βの最大振幅βｐｐ
を算出する演算部（凹凸状態パラメータ演算部）であ
り、一定時間（サンプリング時間）におけるスリップ差
率βの最大振幅βｐｐを算出するが、この演算を所定周
期毎に行なうことで、この所定周期で最大振幅βｐｐを
更新する。２１２は路面μ判定値αの平均値αｈを算出
する演算部（滑り易さパラメータ演算部）であり、一定
時間（サンプリング時間）における路面μ判定値αの平
均値αｈを算出するが、この演算も所定周期毎に行なう
ことで、この所定周期で平均値αｈを更新する。

【０１３３】このような凹凸状態パラメータ演算部２１
１，滑り易さパラメータ演算部２１２は車両の定常時
（ここでは、定常旋回時）のパラメータを算出するの
で、これらを定常パラメータ算出手段と称する。また、
凹凸状態パラメータ演算部２１１は、路面μ判定部で路
面μ判定判定条件が成立すると判定されたら車輪速度差
演算部２０２で算出されたスリップ差率βを用いるが、
路面μ判定判定条件が成立しないと判定されると演算部
２０１で算出された前後輪の平均速度差β２を用いて最
大振幅βｐｐを算出する。

【０１３４】また、滑り易さパラメータ演算部２１２
は、路面μ判定部で路面μ判定判定条件が成立すると判
定された場合のみ、路面μ判定値演算部２０４からの路
面μ判定値αを取り込んで平均値αｈを算出する。な
お、路面μ判定値演算部２０４からの路面μ判定値α
は、リミッタ２０８で所定αmax 以下に値を制限された
上で、演算部２１２に入力されるようになっており、過
大な路面μ判定値（信号エラー等も含む）を取り込まな
いことで平均値αｈの算出精度を確保している。

【０１３５】また、２２０は路面指標算出手段であり、
この路面指標算出手段２２０では、上記の両パラメー
タ、即ち、スリップ差率βの最大振幅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。

【０１３６】２３０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２３０では、路面指標算出手段
２２０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、このような車両の定常走行時に推定する路
面μ判定係数γ１を第１のパラメータといい、この第１
のパラメータとしての路面μ判定係数γ１を算出する機
能、即ち、定常パラメータ算出手段２１０（２１１，２
１２），路面指標算出手段２２０，路面摩擦係数算出手
段２３０等から構成される機能部分を、定常パラメータ
算出手段２４０という。

【０１３７】そして、図３５に示すように、この定常パ
ラメータ算出手段２４０で算出された第１のパラメータ
としての路面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のパラメータとしての路面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。

【０１３８】つまり、定常走行時には定常パラメータ算
出手段２４０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３５
に示すブロックＢ８１は、特定パラメータ算出手段２５
０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。

【０１３９】以下、本車両用路面摩擦係数推定装置にお
いて、上述の各構成要素で行なわれる処理をそれぞれ説
明する。 （１）車輪速度差（路面凹凸度係数）β 駆動輪が路面に駆動力を伝達する際に、駆動輪は路面凹
凸によって車輪速が振動する。この車輪速の振動成分
は、左右輪の回転速度差によりとらえることができるの
で、本装置では、路面凹凸に応じた路面μの値を、左右
輪の回転速度差に基づいて推定する。

【０１４０】そして、ここでは、車輪速度差βを次式に
より求める。 β＝ｄｄｖ／Ｋ＝（ｄｖｒｄ−ｄｖｆｄ）／Ｋ ・・・・・・(2.4.1.1) ただし、ｄｖｒｄ：後輪の左右輪回転速度差 ｄｖｆｄ：前輪の左右輪回転速度差 ここで、後輪の左右輪回転速度差ｄｖｒｄから前輪の左
右輪回転速度差ｄｖｆｄを減算することで得られる回転
速度差ｄｄｖを用いるのは、左右輪の回転速度差は車両
の荷重移動の影響を受けるので、この荷重移動の影響を
取り除くようにするためのものである。また、定数Ｋ
は、ＬＳＢ合わせのためのものである。

【０１４１】（２）路面μ判定値α ところで、旋回時の左右輪のトルク移動による回転速度
差は、実回転数差（即ち、ｄｄｖ）から基準回転数差
（即ち、理論上の回転速度差）を減算することで求める
ことができる。基準回転数差ｄｄｖｈは、実回転数差と
同様に、次式(2.4.1.2) のように、後輪の基準回転速度
差ｄｖｈｆから前輪の基準回転速度差ｄｖｈｆｆを減算
することで得られる。

【０１４２】 ｄｄｖｈ＝ｄｖｈｆ−ｄｖｈｆｆ ・・・・・・(2.4.1.2) そして、旋回時の回転速度差（この値は、荷重移動等に
対する補正が施されているので、旋回補正回転数差とい
う）ｄｄｖｆは、次式(2.4.1.3) のように、実回転数差
ｄｄｖから基準回転数差ｄｄｖｈを減算して得られる回
転数差ｄｄｖｆｄをさらにローパスフィルタで処理して
位相合わせを行なうことで得るようにしている〔(2.4.
1.4) 参照〕。

【０１４３】 ｄｄｖｆｄ＝ｄｄｖ−ｄｄｖｈ ・・・・・・(2.4.1.3) ｄｄｖｆ＝ＬＰＦ〔ｄｄｖｆｄ〕 ・・・・・・(2.4.1.4) 図２８は、スリップ率差β′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、スリップ率差β′
とは、回転数差ｄｄｖｆ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である。

【０１４４】 スリップ率差β′＝回転数差／車体速度＝ｄｄｖｆ／ｖｂ・・・(2.4.1.5) 図２８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２８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。

【０１４５】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（Ｌ
μ）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β′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（Ｔ
ｍ＝Ｔ１−Ｔ２）とする。

【０１４６】 α_x ＝β′／Ｔｍ ・・・・・・(2.4.1.6) 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による速度差ｄｄｖ
ｆを推定車体速ｖｂで割ることで求めることができる。

【０１４７】 α＝ｄｄｖｆ／ｔａｆ／ｖｂ ・・・・・・(2.4.1.7) （３）路面μ判定条件 そして、上述のようにして算出された車輪速度差β，路
面μ判定値α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。

【０１４８】トルク移動量ｔａｆが所定値ｔａｘ〔Ｎ
ｍ〕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。

【０１４９】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。 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。

【０１５０】前後Ｇ（ｇｂ）が所定の減速度ｇ１（ｇ
１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。 ドリフト判定係数ｓｒｐが所定値（例えばｒ₁ ²）以上
であること〔ｓｒｐ≧ｒ₁ 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。

【０１５１】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。

【０１５２】（４）車輪速度差βの振動成分（βｐｐ） 路面μ判定にあたり、上述のようにして算出された車輪
速度差βからその振動成分βｐｐを算出して、この車輪
速度差の振動成分βｐｐを用いる。これにより、車輪速
度差β自体を用いる場合よりも安定した判定データが得
られることになり、路面μ判定の精度を高めることがで
きる。この振動成分βｐｐは、所定の周期Ｔ₁ 秒（Ｔ₁
は例えば十数ｍｓｅｃ）毎に更新することとする。ここ
では、車輪速度差βをＴ₁ 秒毎にサンプリングしては、
例えば最新のＮ個（ここでは、Ｎ＝１２とする）の車輪
速度差βのサンプルを記憶して、この車輪速度差βの中
の最大値βmax 〔(2.4.1.8) 参照〕と最小値βmin
〔(2.4.1.9) 参照〕とから次式(2.4.1.10)により車輪速
度差の振動成分βｐｐを算出する。

【０１５３】 βmax ＝ｍａｘ〔β（ｎ−１１），・・・β（ｎ）〕 ・・・(2.4.1.8) βmin ＝ｍｉｎ〔β（ｎ−１１），・・・β（ｎ）〕 ・・・(2.4.1.9) ただし、β（ｎ）：現周期で得られた車輪速度差β β（ｎ−ｋ）：現周期よりもｋ周期前に得られた車輪速
度差β βｐｐ＝〔βmax −βmin 〕 ・・・・・・・・・(2.4.1.10) （５）路面μ判定値αの平均値（αｈ） 路面μ判定値αの値は、平均値αｈを算出してこの値α
ｈを路面μ判定に用いて、判定の信頼性を高めるように
している。ここでは、車輪速度差の振動成分βｐｐと同
様に、所定の周期Ｔ₁ 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〕。

【０１５４】 αｈ＝〔α（ｎ−１１）＋α（ｎ−１０）＋・・・＋α（ｎ）〕／１２ ・・・・・・・・・(2.4.1.11) 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 このようにして算出された路面μ判定値αの平均値αｈ
及び車輪速度差の振動成分βｐｐに対する最終的に収束
するμ判定領域を示すと、図３０のようになる。路面μ
判定平均値αｈ及び車輪速度差の振動成分βｐｐがいず
れも小さい領域では高μ路、車輪速度差の振動成分βｐ
ｐの大きい領域では中μ路、車輪速度差の振動成分βｐ
ｐ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、車輪速度差の振動成分βｐｐ
の中程度の領域では、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α
ｈが大きければ中μ路又は低μ路、さらに、車輪速度差
の振動成分βｐｐの小さく路面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。

【０１５５】（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及び車輪速度差の振動成分β
ｐｐ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及び車輪速度差の振動成分βｐ
ｐを入力条件としたファジィ推論にて求める。ここで
は、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，ｍｉｄ
１，ｌｏｗ１を求めるとともに、車輪速度差の振動成分
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，ｍｉｄ
３，ｌｏｗ３とする。

【０１５６】つまり、路面μ判定値の平均値αｈに関し
て、図２９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２９（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２９（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ｍｉ
ｄ１を求め、図２９（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。

【０１５７】また、車輪速度差の振動成分βｐｐに関し
て、図２９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２９（Ｄ）のメンバシ
ップ関数から車輪速度差の振動成分βｐｐに対応した高
μ路への適合度ｈｉｇ２を求め、図２９（Ｅ）のメンバ
シップ関数から車輪速度差の振動成分βｐｐに対応した
中μ路への適合度ｍｉｄ２を求め、図２９（Ｆ）のメン
バシップ関数から車輪速度差の振動成分βｐｐに対応し
た低μ路への適合度ｌｏｗ２をそれぞれ求める。

【０１５８】そして、高μ路への適合度ｈｉｇ１とｈｉ
ｇ２とを比較して、値の小さい方を高μ路適合度ｈｉｇ
３に選択する。また、中μ路への適合度ｍｉｄ１とｍｉ
ｄ２とを比較して、値の小さい方を中μ路適合度ｍｉｄ
３に選択する。さらに、低μ路への適合度ｌｏｗ１とｌ
ｏｗ２とを比較して、値の小さい方を低μ路適合度ｌｏ
ｗ３に選択する。

【０１５９】（７）カウンタ関数（ｈｉｇ，ｍｉｄ，ｌ
ｏｗ） 上述のように、高μ路適合度ｈｉｇ３，中μ路適合度ｍ
ｉｄ３，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ｍｉｄ
３，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（ｈ
ｉｇ，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ｈｉｇ
３，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。

【０１６０】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、ｈ₁ ，ｈ₂ ，ｈ₃ ，ｈ₄ （ｈ₁ ＜ｈ₂
＜ｈ ₃ ＜ｈ₄ ）、ｍ₁ ，ｍ₂ ，ｍ₃ ，ｍ₄ （ｍ₁ ＜ｍ₂
＜ｍ₃ ＜ｍ₄ ）、ｌ₁ ，ｌ₂，ｌ₃ ，ｌ₄ （ｌ₁ ＜ｌ₂
＜ｌ₃ ＜ｌ₄ ）を設定しており、各適合度ｈｉｇ３，ｍ
ｉｄ３，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、ｎ
ｎは自然数である。

【０１６１】高μ路 ｈｉｇ３＞ｈ₄ のとき、 Ｎｈ＝Ｎｈ＋ｎｎ ｈ₃ ＜ｈｉｇ３≦ｈ₄ のとき、 Ｎｈ＝Ｎｈ＋１ ｈ₂ ＜ｈｉｇ３≦ｈ₃ のとき、 Ｎｈ＝Ｎｈ ｈ₁ ＜ｈｉｇ３≦ｈ₂ のとき、 Ｎｈ＝Ｎｈ−１ ｈｉｇ３≦ｈ₁ のとき、 Ｎｈ＝Ｎｈ−ｎｎ ただし、カウンタ範囲は、 ０≦Ｎｈ≦Ｎｈmax 中μ路 ｍｉｄ３＞ｍ₄ のとき、 Ｎｍ＝Ｎｍ＋ｎｎ ｍ₃ ＜ｍｉｄ３≦ｍ₄ のとき、 Ｎｍ＝Ｎｍ＋１ ｍ₂ ＜ｍｉｄ３≦ｍ₃ のとき、 Ｎｍ＝Ｎｍ ｍ₁ ＜ｍｉｄ３≦ｍ₂ のとき、 Ｎｍ＝Ｎｍ−１ ｍｉｄ３≦ｍ₁ のとき、 Ｎｍ＝Ｎｍ−ｎｎ ただし、カウンタ範囲は、 ０≦Ｎｍ≦Ｎｍmax 低μ路 ｌｏｗ３＞ｌ₄ のとき、 Ｎｌ＝Ｎｌ＋ｎｎ ｌ₃ ＜ｌｏｗ３≦ｌ₄ のとき、 Ｎｌ＝Ｎｌ＋１ ｌ₂ ＜ｌｏｗ３≦ｌ₃ のとき、 Ｎｌ＝Ｎｌ ｌ₁ ＜ｌｏｗ３≦ｌ₂ のとき、 Ｎｌ＝Ｎｌ−１ ｌｏｗ３≦ｌ₁ 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）Ｎ
ｈ，Ｎｍ，Ｎｌが求められると、これらのカウンタ値Ｎ
ｈ，Ｎｍ，Ｎｌに応じて、各路面μの重みｈｉｇ，ｍｉ
ｄ，ｌｏｗをマップにより求める。

【０１６２】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ｍｉ
ｄ，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。

【０１６３】 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。

【０１６４】各路面の重み、即ち、高μ路の重みｈｉ
ｇ，中μ路の重みｍｉｄ，低μ路の重みｌｏｗがそれぞ
れｈｉｇ₁ ，ｍｉｄ₁ ，ｌｏｗ₁ 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。

【０１６５】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。

【０１６６】（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。

【０１６７】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，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。 γ＝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。

【０１６８】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。

【０１６９】γ２＝γ１＋１０，且つ，Ｎｈ＝Ｎｈ＋ｍ
ｍ，且つ，Ｎｍ＝Ｎｍ−ｍｍ，且つ，Ｎｌ＝Ｎｌ−ｍｍ ただし、γ２≦γmax ，Ｎｈ≦Ｎｈmax ，Ｎｍ≧０，Ｎ
ｌ≧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。

【０１７０】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＞ｔａ
ｆ１）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。

【０１７１】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。 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。 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）。

【０１７２】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１００ｍｓｅ
ｃ）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Ｎ
ｈ，Ｎｍ，Ｎｌをそれぞれ次のように設定する。

【０１７３】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ｔａ
ｆの大きさが設定値ｔａｆ２以下（｜ｔａｆ｜≦ｔａｆ
２）のときには、ｍｙｕ＝０とする。

【０１７４】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。

【０１７５】したがって、強制低μ判定条件は、以下の
ようになる。 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）。 車輪速度差の振動成分βｐｐが所定値（βｐｐ₂ ）未
満であること（βｐｐ＜βｐｐ₂ ）（即ち、振動成分β
ｐｐが大きくないこと）。

【０１７６】スロットル開度ｔｐｓが所定値（ｔｐｓ
１）よりも大きい（ｔｐｓ＞ｔｐｓ１）こと（即ち、発
進操作があること）。 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）。 １輪でも滑りが生じていること。つまり、各車輪速ｖ
ｆｌ，ｖｆｒ，ｖｒｌ，ｖｒｒのいずれかが、車体速ｖ
ｂよりも所定速度（ｖ１）以上高くなっていること（ｖ
ｆｌ＞ｖ１，又はｖｆｒ＞ｖ１，又はｖｒｌ＞ｖ１，又
はｖｒｒ＞ｖ１）。

【０１７７】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１００ｍｓｃ
ｅ）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。

【０１７８】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、ｍｙ
ｕ＝１からｍｙｕ＝０になるまで（即ち、ｖｂ≦ｖｂ
３，且つ，｜ｔａｆ｜≦ｔａｆ２となるまで）は、この
判定を行なわない。

【０１７９】したがって、強制中μ判定条件は以下のよ
うになる。 車輪速度差の振動成分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）。 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）。

【０１８０】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）。 ｍｙｕ＝０であること。 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。

【０１８１】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＝γ₁ ，且つ，Ｎｈ＝０，且つ，Ｎｍ＝Ｎｍmax ，
且つ，Ｎｌ＝Ｎｌmax だだし、γ₁ はγmax の１／４程度の値とする。

【０１８２】（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｜≦ｔａ
ｆ２となるまで）は、この判定を行なわない。

【０１８３】したがって、強制高μ判定条件は以下のよ
うになる。 車輪速度差の振動成分βｐｐが所定値（βｐｐ₂ ）未
満であること（βｐｐ＞βｐｐ₂ ）（即ち、振動成分β
ｐｐが大きくないこと）。 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）。

【０１８４】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）。 ｍｙｕ＝０であること。 計算前後Ｇ（ｇｂ）が所定値ｇｂ１以上（ｇｂ≧ｇｂ
１）であること（即ち、発進時であること）。

【０１８５】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Ｎ
ｈ，Ｎｍ，Ｎｌをそれぞれ次のように設定する。

【０１８６】ｍｙｕ＝１，且つ，γ２＝０，且つ，Ｎｈ
max ＝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，γｔ
ｄ，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。

【０１８７】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。

【０１８８】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。

【０１８９】 ｔｘ＝｛γ・ｔｘｈ＋（γmax −γ）・ｔｘｌ｝／γmax ＝｛（ｔｘｈ−ｔｘｌ）・γ＋γmax ・ｔｘｌ｝／γmax ＝｛（ｔｘｌ−ｔｘｈ）・（γmax −γ）＋γmax ・ｔｘｈ｝／γmax ・・・・・・（2.4.1.1) また、ここでは、制御ゲイン（制御量）ｔｘを、高μ路
側にシフトするように設定したり、低μ路側にシフトす
るように設定したりして、出力値の微調整を行なってい
る。

【０１９０】制御ゲインｔｘを高μ側に設定（目標Δ
Ｎ追従制御：ｔｂ） 高μ側への出力値微調整式は、補正後の出力値をｔｘ
ａ，出力値微調整係数をａ（ａ＞１）とすると、次式の
ようになる。 ｔｘａ＝｛ａ（ｔｘｈ−ｔｘｌ）・γ＋γmax ・ｔｘｌ｝／γmax ＝｛ａ・γ・ｔｘｈ＋（γmax −ａ・γ）・ｔｘｌ｝／γmax ただし、０≦ａ・γ≦γmax ・・・・・・（2.4.1.2) なお、０≦ａ・γ≦γmax により、ｔｘａはｔｘｈで上
限クリップされる。

【０１９１】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。 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。

【０１９２】制御ゲインｔｘを低μ側に設定（加速旋
回制御：ｔｅ）。 低μ側への出力値微調整式は、補正後の出力値をｔｘ
ｂ，出力値微調整係数をｂ（ｂ＞１）とすると、次式の
ようになる。 ｔｘｂ＝｛ｂ（ｔｘｌ−ｔｘｈ）・（γmax −γ）＋γmax ・ｔｘｈ｝ ／γmax ＝〔ｂ・（γmax −γ）・ｔｘｌ ＋｛γmax −ｂ・（γmax −γ）｝・ｔｘｈ〕／γmax ・・・・・・（2.4.1.3) なお、０≦ｂ・γ≦γmax として、ｔｘｂはｔｘｌで下
限クリップされる。

【０１９３】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２４のように
示すことができる。図２４において、の一点鎖線は制
御ゲインｔｘを高μ側に出力値微調整した出力値ｔｘａ
（即ち、目標ΔＮ追従制御量ｔｂ）の特性を示し、の
実線は制御ゲインｔｘを出力値微調整し無い場合の出力
値ｔｘ（即ち、タックイン対応制御量ｔｄ，操舵過渡応
答制御量ｔｃ）の特性を示し、の破線は制御ゲインｔ
ｘ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。

【０１９４】なお、図２４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。

【０１９５】また、図２４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。

【０１９６】（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３５及び図３
６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。

【０１９７】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）ｔ
ｃ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。

【０１９８】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。

【０１９９】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，ｔ
ｄ，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。

【０２００】・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。

【０２０１】 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３７（Ａ）に示すような制
御出力信号ｔｆｄから図３７（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）。

【０２０２】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３７
（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３７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。

【０２０３】・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。

【０２０４】この制限値即ち最大値ｌｉｍｉｔは、図３
６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ｌ
ｉｍｉｔの最小値である。図３６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）。

【０２０５】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)

【０２０６】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２１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３参照）。

【０２０７】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２２参照）及び電流補正マップ（図２３参照）
を用いて、目標電流ｂａｓｅｈに変換して制御を行な
う。

【０２０８】２．５．３インジケータ表示制御 ここで、本実施形態の車両用動力伝達制御装置の表示装
置にかかるインジケータ表示制御について説明する。本
車両用左右輪間動力伝達制御装置には、左右輪間でトル
ク移動制御（即ち、動力伝達制御）を行なっている際の
制御状態を、ドライバが把握できるように、図２５に示
すような表示部２０２を有する表示装置（以下、インジ
ケータという）２０１がそなえられている。

【０２０９】この例では、表示部２０２は、ＬＥＤで構
成された３つの点灯部２０２Ａ，２０２Ｂ，２０２Ｃか
らなる３ドット表示として構成されている。そして、制
御状態が弱（即ち、トルク移動量が小）のときには、第
１点灯部（ＬＥＤ１）２０２Ａのみが点灯し、制御状態
が中（即ち、トルク移動量が中）のときには、第１点灯
部（ＬＥＤ１）２０２Ａと第２点灯部（ＬＥＤ２）２０
２Ｂとが点灯し、制御状態が強（即ち、トルク移動量が
大）のときには、第１点灯部（ＬＥＤ１）２０２Ａ〜第
３点灯部（ＬＥＤ３）２０２Ｃまでの全てが点灯するよ
うになっている。これにより、制御状態を、点灯したド
ット数（ＬＥＤ数）として把握できるようになってい
る。

【０２１０】もちろん、制御状態が弱では第１点灯部
（ＬＥＤ１）２０２Ａのみ、制御状態が中では第２点灯
部（ＬＥＤ２）２０２Ｂのみ、制御状態が強では第３点
灯部（ＬＥＤ３）２０２Ｃのみをそれぞれ表示させるこ
とも考えられるが、状態をより素早く把握できるように
するには、制御状態の強さに応じて表示ドット数を増加
させるほうが好ましい。

【０２１１】なお、このような表示装置としては、液晶
表示や電灯表示等のＬＥＤ以外の表示手段を用いてもよ
く、また、ドット表示ではなくグラフ表示（例えば棒グ
ラフ）や数値表示等を用いてもよい。また、左輪用及び
右輪用の表示装置をそれぞれ備えるようにしてもよい。
この場合、トルク移動状態を明確に把握できる利点があ
る。

【０２１２】ところで、上述の制御状態の強さとは、ど
の程度の度合でトルク移動制御（動力伝達制御）を行な
っているかといった制御度合であるが、ドライバにとっ
て運転操作に役立つのは、トルク移動制御（動力伝達制
御）がどの程度に車両の挙動に作用しているかといった
制御効果である。そこで、この制御効果を把握できるよ
うに制御状態表示を行ないたい。

【０２１３】一方、通常の制御度合の指標としては、最
終的な制御量である出力値ｔａｄを用いるのが適してお
り、また、容易でもある。しかしなしがら、「発明が解
決しようとする課題」の欄でも述べたように、このよう
な制御量ｔａｄは、必ずしも制御効果に対応したものと
はならない。つまり、制御量ｔａｄは、車両の走行環境
の一種である路面μ（路面摩擦係数）に応じて設定され
るが、低μ路では高μ路に比べて制御効果が高くなるの
で、前述のように路面μが低いほど制御量ｔａｄは小さ
く設定される。したがって、このように制御量ｔａｄに
比例するように制御度合を表示した場合、低μ路では、
表示される制御度合が低いのに実際に現れる制御効果は
大きいといった事態を招いてしまう。逆に言えば、高μ
路では、表示される制御度合が高いのに実際に現れる制
御効果は小さいといった事態を招いてしまう。

【０２１４】そこで、本表示装置では、制御量ｔａｄそ
のものに直接対応するのではなく、その路面μ（路面摩
擦係数）における最大の制御量ｔａｄmax に対する設定
制御量ｔａｄの比（＝ｔａｄ／ｔａｄmax ）に基づいた
表示量の表示を行なうようになっている。この最大制御
量ｔａｄmax は路面μに対応し、また、本装置では、路
面μ（路面摩擦係数）を示す量として、路面μ判定係数
γを用いているので、本表示装置では、制御量ｔａｄと
路面μ判定係数γとから表示量を設定するようになって
いる。なお、このように制御量ｔａｄ等から表示量を設
定する（表示量に変換する）機能を、変換手段という。

【０２１５】この変換手段では、図２６に示すように、
制御量ｔａｄの表示量判定基準値として、路面μ判定係
数γに応じて６種類のものが与えられるようになってい
る。図２６においては、横軸が路面μ判定係数γをその
最大係数値γmax で除算した値（γ／γmax ）となって
おり、縦軸が制御量ｔａｄの値となっている。そして、
図中の直線ｔ₁ 〜ｔ₆ が各路面μ判定係数対応値（γ／
γmax ）に対する表示量判定基準値を示している。特
に、低μ路（路面μ判定係数γが０の路面）では、表示
量判定基準値はｔ_L1〜ｔ_L6となり、高μ路（路面μ判定
係数γがγmax の路面）では、表示量判定基準値はｔ_H1
〜ｔ_H6となっている。なお、表示量判定基準値を示す直
線ｔ₁ 〜ｔ₆ は、それぞれ点ｔ_L1〜ｔ_L6と点ｔ_H1〜ｔ_H6
とを結んだ直線となっている。

【０２１６】これらの表示量判定基準値のうち、ｔ
₂ （ｔ_L2，ｔ_H2を含む）はＬＥＤ１を点灯するための基
準値（表示値）であり、ｔ₁ （ｔ_L1，ｔ_H1を含む）はＬ
ＥＤ１を消灯するための基準値（消灯値）である。ま
た、ｔ₄ （ｔ_L4，ｔ_H4を含む）はＬＥＤ２を点灯するた
めの基準値（表示値）であり、ｔ₃ （ｔ_L3，ｔ_H3を含
む）はＬＥＤ２を消灯するための基準値（消灯値）であ
る。そして、ｔ₆ （ｔ_L6，ｔ_H6を含む）はＬＥＤ３を点
灯するための基準値（表示値）であり、ｔ₅ （ｔ_L5，ｔ
_H5を含む）はＬＥＤ３を消灯するための基準値（消灯
値）である。

【０２１７】図示するように、路面μ判定係数γが小さ
いほど小さな制御量ｔａｄでも表示量が大きくなるよう
に設定されている。これは、路面μ判定係数γが小さい
ほど制御効果が大きくなるので、同様な制御効果を得る
ためには、路面μ判定係数γが小さいほど制御量ｔａｄ
を小さく（勿論、最大制御量ｔａｄmax も小さく）設定
しているので、制御効果に着目すれば、路面μ判定係数
γが小さいほど小さな制御量ｔａｄでも表示量を大きく
する必要があるからである。

【０２１８】したがって、各基準値は、路面μ判定係数
γが小さいほど最大制御量ｔａｄmax が小さく設定され
るが、制御量ｔａｄから表示量に変換する変換ゲインを
考えると、これとは逆に、路面μ判定係数γが小さいほ
ど大きくなるように設定されることになる。また、点灯
するための基準値（表示値）が消灯するための基準値
（消灯値）よりも大きい値に設定されているのは、表示
を安定させるための所謂ヒステリシスを設けているので
あり、これにより、制御量ｔａｄが基準値の付近で微小
に変動しても表示状態は何ら変化せず安定した表示を実
現することができる。

【０２１９】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３８
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、図６に示すような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８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Ｓ３
０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）。

【０２２０】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，ｔ
ｃは、図１４に示すような高μ路制御ロジックと、図１
５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。

【０２２１】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Ｓ
６０）、各種出力値の設定を行なう（ステップＳ７
０）。ついで、ステップＳ８０に進み、図２１に示すよ
うに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。

【０２２２】このような処理は、判定ステップＳ９０を
通じて、所要周期Ｔ₁ 毎に行なう。 ３．２本装置による効果 ３．２．２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、車輪速度差（路面凹
凸度係数）βという路面の凹凸状態を示すパラメータと
路面μ判定値αという路面の滑り易さを示すパラメータ
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。また、車輪速度差βを直接用
いずに車輪速度差βの振動成分βｐｐを用いたり、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。

【０２２３】そして、このような車輪速度差βの振動成
分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。

【０２２４】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、
上述のような車輪速度差βの振動成分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。

【０２２５】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。

【０２２６】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５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。 ３．２．３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。

【０２２７】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。

【０２２８】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。

【０２２９】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。

【０２３０】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。

【０２３１】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
９に示すように、計算横Ｇと実横Ｇとの関係が直ぐに非
線形領域にはい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。

【０２３２】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。

【０２３３】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。

【０２３４】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。

【０２３５】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。

【０２３６】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。

【０２３７】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。

【０２３８】

【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、路面の凹
凸状態を示すパラメータと路面の滑り易さを示すパラメ
ータとに基づいて、定常走行時に車両の走行する路面の
摩擦係数を推定するため、路面摩擦係数の推定を精度良
く行なえ、また、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ので、
路面摩擦係数の推定の信頼性を高めることができる。こ
れにより、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なる利点がある。

【０２３９】また、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、定常走行時に第１のパラメ
ータを算出し、定常走行時以外の特定走行時に第２のパ
ラメータを算出して、第１のパラメータを継続して累積
的に求めて累積評価し、この累積した第１のパラメータ
と該第２のパパラメータとから路面の摩擦係数を推定す
るため、路面摩擦係数の推定を種々の走行状態で適宜に
しかも精度良く行うことができる。これにより、例えば
自動車における種々の走行制御をより一層適切に行なう
ことができるようになる利点がある。

【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
力伝達制御装置の目的とする制御内容を説明する図であ
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する制御ブロック図
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
力伝達制御装置の入力演算処理に関して説明する図であ
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する制御ブロッ
ク図である。

【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判定処理に関して説明する
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にかかるマップ（高μ
路用マップ）を示す図である。

【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（低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ドリフト対応制御を説明する図であ
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加速旋回制御を説明する図である。

【図２０】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２１】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する制御ブロック図で
ある。

【図２２】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２３】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２４】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２５】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表示装置を示す模式的な図である。

【図２６】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表示制御を説明する図である。

【図２７】本発明の一実施形態としての車両用路面摩擦
係数推定装置を説明する制御ブロック図である。

【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ハイパス処理を説明する図である。

【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動作の概要を示すフローチャートで
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（ハンドル切れ角検出手段） ４８Ｃ 前後加速度センサ（前後Ｇセンサ） ４８Ｄ 横加速度センサ（横Ｇセンサ） ４８Ｅ スロットルポジションセンサ（ＴＰＳ） ５０ 回転推進力配分制御機構（回転力調整手段，トル
ク移動機構） ５１ デフキャリア ５１Ａ 壁部 ５２ 入力軸 ５４ ドライブピニオンギヤ ５６ クラウンギヤ ５８ デファレンシャルケース（デフケース） ６０Ａ，６０Ｂ デファレンシャルピニオン ６２，６４ サイドギヤ ６６ 左輪側回転軸 ６８ 右輪側回転軸 ７０ 変速機構 ７０Ａ 増速機構 ７０Ｂ 減速機構 ７２，７４，７６ 中間軸 ７８Ａ，８０Ａ，８２Ａ ギヤ（サンギヤ） ７８Ｂ，８０Ｂ，８２Ｂ ギヤ（プラネタリピニオン） ８４ カウンタシャフト ８６ ３連ギヤ ９０ 伝達容量可変制御式トルク伝達機構 ９０Ｌ クラッチ（左クラッチ） ９０Ｒ クラッチ（右クラッチ） ９０ＡＬ，９０ＡＲ，９０ＢＬ，９０ＢＲ クラッチ板 ９２ クラッチケース 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 １１１ 制御中止手段 １１２ 制御量変更手段 ２０１，２０３ 演算部 ２０２ スリップ率差演算部 ２０４ 路面μ判定値演算部 ２０５ 基準回転数差演算部 ２０６ 旋回補正回転数差演算部 ２０７ 路面μ判定部 ２１０ 定常パラメータ算出手段 ２１１ 凹凸状態パラメータ演算部 ２１２ 滑り易さパラメータ演算部 ２２０ 路面指標算出手段 ２３０ 路面摩擦係数算出手段 ２４０ 定常パラメータ算出手段 ２５０ 特定パラメータ算出手段 ２６０ 路面摩擦係数算出手段 ２６４ 選出器

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

Claims (2)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 車両の走行状態を検出する車両状態検出
   手段と、 該車両状態検出手段で検出された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パラメータと
   滑り易さを示すパラメータとを算出する定常パラメータ
   算出手段と、 上記の両パラメータ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を算出す
   る路面摩擦係数算出手段とを有することを特徴とする、
   車両用路面摩擦係数推定装置。
2. 【請求項２】 車両の走行状態を検出する車両状態検出
   手段と、 該車両状態検出手段で検出された該車両の定常走行中に
   おける走行状態から路面状態を示す第１のパラメータを
   算出する定常パラメータ算出手段と、 該車両状態検出手段で検出された該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路面状態を示す第２
   のパラメータを算出する特定パラメータ算出手段と、 該定常パラメータ算出手段により算出された該第１のパ
   ラメータを継続して累積的に求めて累積評価するととも
   にこの累積した第１のパラメータと該第２のパラメータ
   とを総合して路面摩擦係数を算出する路面摩擦係数算出
   手段とを有することを特徴とする、車両用路面摩擦係数
   推定装置。