JP2008239115A - Vehicle operation controller - Google Patents

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JP2008239115A
JP2008239115A JP2007086359A JP2007086359A JP2008239115A JP 2008239115 A JP2008239115 A JP 2008239115A JP 2007086359 A JP2007086359 A JP 2007086359A JP 2007086359 A JP2007086359 A JP 2007086359A JP 2008239115 A JP2008239115 A JP 2008239115A
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JP2007086359A
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Japanese (ja)
Inventor
Masaya Yamada
将也 山田
Original Assignee
Honda Motor Co Ltd
本田技研工業株式会社
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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a vehicle operation controller which has much higher control accuracy for improving the traveling sensitivity and stability of traveling property in steering right and left. <P>SOLUTION: A front wheel skid angular velocity calculation part 55 calculates a front wheel skid angular velocity β<SB>f</SB>', and a target rear wheel skid angular velocity calculation part 56 calculates a target rear wheel skid angular velocity β<SB>rd</SB>'. A target skid force to be imposed on front and rear wheels is calculated from the β<SB>f</SB>' and β<SB>rd</SB>' and the vehicle state quantity, and an actual skid force to be imposed on the front and rear wheels is calculated from the vehicle state quantity. The feedback control of the front wheel steering angle is performed based on deviation between the front wheel target skid force and the actual front wheel skid force. The feedback control of the rear tow angle is performed based on deviation between the rear wheel target skid force and the actual rear wheel skid force. A target yaw moment is calculated by the target yaw moment arithmetic part 64c, and actual yaw moment is calculated by an actual yaw moment arithmetic part 64d, and a DYC control part 65 determines driving force distribution quantity based on deviation moment ΔM<SB>z</SB>between the target yaw moment and the actual yaw moment. <P>COPYRIGHT: (C)2009,JPO&INPIT

Description

本発明は、車両の左右転舵時の走行制御をする車両の運動制御装置に関する。   The present invention relates to a vehicle motion control device that performs traveling control during left-right steering of a vehicle.

左右の車輪に駆動力を配分して車両のヨーモーメントを制御する駆動力配分装置において、駆動力配分量をアクセル開度、エンジン回転速度、車速、前輪転舵角、横加速度、ヨーレート、車体横滑り角(車体スリップ角とも言う)等にもとづいてヨーレートフィードバック制御およびスリップ角フィードバック制御する技術が、特許文献1等により知られている。
同様に車体横滑り角にもとづいて左右の車輪の制動力を制御して、ヨーモーメントを制御する制動装置や、車体横滑り角にもとづいて前輪転舵角を補正制御する技術が知られている。
In a driving force distribution device that distributes driving force to the left and right wheels to control the yaw moment of the vehicle, the amount of driving force distribution is accelerator opening, engine rotation speed, vehicle speed, front wheel turning angle, lateral acceleration, yaw rate, body skid A technique for performing yaw rate feedback control and slip angle feedback control based on an angle (also referred to as a vehicle body slip angle) or the like is known from Patent Document 1 or the like.
Similarly, a braking device that controls the yaw moment by controlling the braking force of the left and right wheels based on the vehicle body side slip angle, and a technique for correcting and controlling the front wheel turning angle based on the vehicle body side slip angle are known.

また、後輪軸の横滑り角および横滑り角速度から目標ヨーモーメントを演算し、左右の車輪の制動力を制御して、車両のヨーモーメントを制御する制動装置が特許文献2により知られている。
特開2003−170822号公報(図6参照) 特開平9−99826号公報(図2〜図7、および段落[0077]〜[0081]参照)
Further, Patent Document 2 discloses a braking device that calculates a target yaw moment from a side slip angle and a side slip angular velocity of a rear wheel shaft, controls a braking force of left and right wheels, and controls a yaw moment of a vehicle.
JP 2003-170822 A (see FIG. 6) JP-A-9-99826 (refer to FIGS. 2 to 7 and paragraphs [0077] to [0081])

しかしながら、前記従来の技術では、車体横滑り角を直接測定するには高価なセンサが必要である。また、直接測定する代わりに車体横滑り角を推定するには、路面摩擦係数μや車輪に掛かるコーナリングパワー等、車両の旋回運動中に時々刻々変化する変数を必要とするため、車体横滑り角の推定式が複雑になり、推定精度が下がり、車両の運動制御の性能に影響を及ぼすという問題があった。
特許文献2に記載された技術においても、後輪軸の横滑り角を求めるには、車体の横滑り角を用いるので前記と同様の問題があった。
However, in the conventional technique, an expensive sensor is required to directly measure the side slip angle of the vehicle body. In addition, estimating vehicle side slip angle instead of direct measurement requires variables that change from moment to moment during vehicle turning, such as road surface friction coefficient μ and cornering power applied to wheels. There is a problem that the formula becomes complicated, the estimation accuracy is lowered, and the performance of motion control of the vehicle is affected.
The technique described in Patent Document 2 also has the same problem as described above because the side slip angle of the vehicle body is used to obtain the side slip angle of the rear wheel shaft.

本発明は前記の事情に鑑みてなされたもので、左右転舵時の走行性の走行感度向上と安定性向上を図る上で、より制御精度の高い車両の運動制御装置を提供することを目的とする。   The present invention has been made in view of the above circumstances, and it is an object of the present invention to provide a vehicle motion control device with higher control accuracy in order to improve the running sensitivity and stability of the runnability during left and right turning. And

上記目的を達成するために、請求項1に記載された発明に係る車両の運動制御装置は、車両状態量にもとづいて前輪横滑り角速度を演算する前輪横滑り角速度演算手段を有し、算出された前輪横滑り角速度に応じて車両挙動を制御することを特徴とする。   In order to achieve the above object, a vehicle motion control apparatus according to the first aspect of the present invention includes front wheel side slip angular velocity calculating means for calculating a front wheel side slip angular velocity based on a vehicle state quantity, and the calculated front wheel The vehicle behavior is controlled according to the side slip angular velocity.

請求項2に記載された発明に係る車両の運動制御装置は、請求項1に記載の発明の構成に加え、算出された前輪横滑り角速度から目標となる目標後輪横滑り角速度を演算する後輪横滑り角速度演算手段を有し、算出された後輪横滑り角速度に応じて車両挙動を制御することを特徴とする。   According to a second aspect of the present invention, there is provided a vehicle motion control apparatus according to the first aspect of the invention, in addition to the configuration of the first aspect of the invention, a rear wheel skid that calculates a target rear wheel skid angular velocity as a target from the calculated front wheel skid angular velocity. An angular velocity calculating means is provided, and the vehicle behavior is controlled in accordance with the calculated rear wheel side slip angular velocity.

なお、後記する実施形態では、前記請求項1,2の具体的な例として、車両状態量を取得する車両状態量取得手段と、前輪転舵角を変更可能な前輪転舵角制御装置と、後輪の向きであると後輪トー角を変更可能な後輪トー角制御装置と、車両状態量にもとづいて前輪軸の横滑り角速度を演算する前輪横滑り角速度演算手段と、車両状態量にもとづいて車両の旋回運動時の実横力を演算する実横力演算手段と、得られた前輪軸の横滑り角速度にもとづいて目標横力を演算する目標横力演算手段と、を有し、算出された目標横力と実横力との偏差にもとづいて前輪転舵角と、後輪トー角を補正することを特徴とする第1の発明を記載した。   In the embodiment to be described later, as specific examples of the first and second aspects, a vehicle state quantity acquisition unit that acquires a vehicle state quantity, a front wheel turning angle control device that can change a front wheel turning angle, A rear wheel toe angle control device capable of changing the rear wheel toe angle when it is in the direction of the rear wheel, a front wheel side slip angular speed calculating means for calculating a side slip angular speed of the front wheel shaft based on the vehicle state quantity, and a vehicle state quantity An actual lateral force calculating means for calculating an actual lateral force during a turning motion of the vehicle, and a target lateral force calculating means for calculating a target lateral force based on the obtained side slip angular velocity of the front wheel shaft. The first invention has been described in which the front wheel turning angle and the rear wheel toe angle are corrected based on the deviation between the target lateral force and the actual lateral force.

第1の発明によれば、車両状態量として、例えば、車速、前輪舵角、横加速度、ヨーレート、ロールレートを用いて、前後輪の力の釣り合い式から前輪軸の横滑り角速度を求めることができる。求められた前輪横滑り角速度と車両状態量とから前輪および後輪それぞれに掛かる目標前輪横力と目標後輪横力を算出できる。また、車両状態量から前輪および後輪それぞれに掛かる実前輪横力と実後輪横力が算出できる。そして、目標前輪横力と実前輪横力との偏差にもとづいて前輪転舵角を補正して、前輪転舵角制御装置を制御できると共に、目標後輪横力と実後輪横力との偏差にもとづいて後輪トー角を補正して、後輪トー角制御装置を制御できる。   According to the first invention, as the vehicle state quantity, for example, the side slip angular velocity of the front wheel shaft can be obtained from the balance formula of the front and rear wheel forces using the vehicle speed, the front wheel rudder angle, the lateral acceleration, the yaw rate, and the roll rate. . The target front wheel lateral force and the target rear wheel lateral force applied to the front wheel and the rear wheel can be calculated from the obtained front wheel side slip angular velocity and the vehicle state quantity. Further, the actual front wheel lateral force and the actual rear wheel lateral force applied to the front wheel and the rear wheel can be calculated from the vehicle state quantity. The front wheel turning angle can be corrected based on the deviation between the target front wheel lateral force and the actual front wheel lateral force, and the front wheel turning angle control device can be controlled, and the target rear wheel lateral force and the actual rear wheel lateral force can be controlled. The rear wheel toe angle control device can be controlled by correcting the rear wheel toe angle based on the deviation.

また、後記する実施形態では、前記請求項1,2の具体的な例として、車両状態量を取得する車両状態量取得手段と、前輪転舵角を変更可能な前輪転舵角制御装置と、車両状態量にもとづいて前輪軸の横滑り角速度を演算する前輪横滑り角速度演算手段と、車両状態量にもとづいて車両の旋回運動時の実ヨーモーメントを演算する実ヨーモーメント演算手段と、得られた前輪軸の横滑り角速度にもとづいて目標ヨーモーメントを演算する目標ヨーモーメント演算手段と、を有し、算出された目標ヨーモーメントと実ヨーモーメントとの偏差にもとづいて前輪転舵角を補正することを特徴とする第2の発明を記載した。   In the embodiment described later, as specific examples of the first and second aspects, a vehicle state quantity acquisition unit that acquires a vehicle state quantity, a front wheel turning angle control device that can change a front wheel turning angle, A front wheel side slip angular velocity calculating means for calculating a front wheel shaft side slip angular speed based on the vehicle state quantity, a real yaw moment calculating means for calculating a real yaw moment during a turning motion of the vehicle based on the vehicle state quantity, A target yaw moment calculating means for calculating a target yaw moment based on a side slip angular velocity of the wheel shaft, and correcting a front wheel turning angle based on a deviation between the calculated target yaw moment and an actual yaw moment. The second invention is described.

第2の発明によれば、車両状態量として、例えば、車速、前輪舵角、横加速度、ヨーレート、ロールレートを用いて、前後輪の力の釣り合い式から前輪軸の横滑り角速度を求めることができる。求められた前輪横滑り角速度と車両状態量とから前輪および後輪それぞれに掛かる目標前輪横力と目標後輪横力を算出できる。車両状態量から前輪および後輪それぞれに掛かる実前輪横力と実後輪横力が算出できる。そして、目標前輪横力と目標後輪横力とにもとづいて目標ヨーモーメントが算出でき、実前輪横力と実後輪横力とから実ヨーモーメントが算出できる。目標ヨーモーメントと実ヨーモーメントとの偏差にもとづいて前輪舵角を補正して、前輪舵角制御装置を制御できる。   According to the second invention, the side slip angular velocity of the front wheel shaft can be obtained from the balance formula of the front and rear wheel forces using, for example, the vehicle speed, the front wheel rudder angle, the lateral acceleration, the yaw rate, and the roll rate as the vehicle state quantity. . The target front wheel lateral force and the target rear wheel lateral force applied to the front wheel and the rear wheel can be calculated from the obtained front wheel side slip angular velocity and the vehicle state quantity. The actual front wheel lateral force and the actual rear wheel lateral force applied to the front wheel and the rear wheel can be calculated from the vehicle state quantity. The target yaw moment can be calculated based on the target front wheel lateral force and the target rear wheel lateral force, and the actual yaw moment can be calculated from the actual front wheel lateral force and the actual rear wheel lateral force. The front wheel rudder angle control device can be controlled by correcting the front wheel rudder angle based on the deviation between the target yaw moment and the actual yaw moment.

後記する実施形態では、前記請求項1,2の具体的な例として、車両状態量を取得する車両状態量取得手段と、駆動力または制動力を左右輪で異なる配分を行なう駆動力配分装置と、車両状態量にもとづいて前輪軸の横滑り角速度を演算する前輪横滑り角速度演算手段と、車両状態量にもとづいて車両の旋回運動時の実ヨーモーメントを演算する実ヨーモーメント演算手段と、得られた前輪軸の横滑り角速度にもとづいて目標ヨーモーメントを演算する目標ヨーモーメント演算手段と、を有し、算出された目標ヨーモーメントと実ヨーモーメントとの偏差にもとづいて駆動力配分装置の制御を行なうことを特徴とする第3の発明を記載した。   In an embodiment to be described later, as specific examples of the first and second aspects, a vehicle state quantity acquisition unit that acquires a vehicle state quantity, and a driving force distribution device that distributes the driving force or the braking force differently between the left and right wheels, A front-wheel side-slip angular velocity calculating means for calculating a side-slip angular speed of the front wheel shaft based on the vehicle state quantity, and an actual yaw moment calculating means for calculating the actual yaw moment during the turning motion of the vehicle based on the vehicle state quantity, A target yaw moment calculating means for calculating a target yaw moment based on the side slip angular velocity of the front wheel shaft, and controlling the driving force distribution device based on the deviation between the calculated target yaw moment and the actual yaw moment The third invention characterized by the above has been described.

第3の発明によれば、車両状態量として、例えば、車速、前輪舵角、横加速度、ヨーレート、ロールレートを用いて、前後輪の力の釣り合い式から前輪軸の横滑り角速度を求めることができる。求められた前輪横滑り角速度と車両状態量とから前輪および後輪それぞれに掛かる目標前輪横力と目標後輪横力を算出できる。車両状態量から前輪および後輪それぞれに掛かる実前輪横力と実後輪横力が算出できる。そして、目標前輪横力と目標後輪横力とにもとづいて目標ヨーモーメントが算出でき、実前輪横力と実後輪横力とから実ヨーモーメントが算出できる。目標ヨーモーメントと実ヨーモーメントとの偏差にもとづいて駆動力配分装置を制御できる。   According to the third aspect of the present invention, the side slip angular velocity of the front wheel shaft can be obtained from the balance equation of the front and rear wheel forces using, for example, the vehicle speed, the front wheel rudder angle, the lateral acceleration, the yaw rate, and the roll rate as the vehicle state quantity. . The target front wheel lateral force and the target rear wheel lateral force applied to the front wheel and the rear wheel can be calculated from the obtained front wheel side slip angular velocity and the vehicle state quantity. The actual front wheel lateral force and the actual rear wheel lateral force applied to the front wheel and the rear wheel can be calculated from the vehicle state quantity. The target yaw moment can be calculated based on the target front wheel lateral force and the target rear wheel lateral force, and the actual yaw moment can be calculated from the actual front wheel lateral force and the actual rear wheel lateral force. The driving force distribution device can be controlled based on the deviation between the target yaw moment and the actual yaw moment.

後記する実施形態では、前記請求項1,2の具体的な例として、車両状態量を取得する車両状態量取得手段と、前輪転舵角を変更可能な前輪転舵角制御装置と、駆動力または制動力を左右輪で異なる配分を行なう駆動力配分装置と、車両状態量にもとづいて前輪軸の横滑り角速度を演算する前輪横滑り角速度演算手段と、車両状態量にもとづいて車両の旋回運動時の実横力を演算する実横力演算手段と、車両状態量にもとづいて車両の旋回運動時の実ヨーモーメントを演算する実ヨーモーメント演算手段と、得られた前輪軸の横滑り角速度にもとづいて目標横力を演算する目標横力演算手段と、得られた前輪軸の横滑り角速度にもとづいて目標ヨーモーメントを演算する目標ヨーモーメント演算手段と、を有し、算出された目標横力と実横力との偏差にもとづいて前輪転舵角を補正し、算出された目標ヨーモーメントと実ヨーモーメントとの偏差にもとづいて駆動力配分装置の制御を行なうことを特徴とする第4の発明を記載した。   In the embodiment to be described later, as specific examples of the first and second aspects, a vehicle state quantity acquisition unit that acquires a vehicle state quantity, a front wheel turning angle control device that can change a front wheel turning angle, and a driving force Or a driving force distribution device that distributes the braking force differently between the left and right wheels, a front-wheel side-slip angular velocity calculating means that calculates a side-slip angular velocity of the front wheel shaft based on the vehicle state quantity, and a vehicle turning motion based on the vehicle state quantity The actual lateral force calculating means for calculating the actual lateral force, the actual yaw moment calculating means for calculating the actual yaw moment during the turning motion of the vehicle based on the vehicle state quantity, and the target based on the obtained side slip angular velocity of the front wheel shaft A target lateral force calculating means for calculating a lateral force, and a target yaw moment calculating means for calculating a target yaw moment based on the obtained side slip angular velocity of the front wheel shaft. It corrects the front wheel turning angle based on the deviation, describing the fourth invention, characterized in that on the basis of the deviation between the calculated target yaw moment and the actual yaw moment and controls the driving force distribution device.

第4の発明によれば、車両状態量として、例えば、車速、前輪舵角、横加速度、ヨーレート、ロールレートを用いて、前後輪の力の釣り合い式から前輪軸の横滑り角速度を求めることができる。求められた前輪横滑り角速度と車両状態量とから前輪および後輪それぞれに掛かる目標前輪横力と目標後輪横力を算出できる。車両状態量から前輪および後輪それぞれに掛かる実前輪横力と実後輪横力が算出できる。そして、目標前輪横力と目標後輪横力とにもとづいて目標ヨーモーメントが算出でき、実前輪横力と実後輪横力とから実ヨーモーメントが算出できる。目標前輪横力と実横力との偏差にもとづいて前輪舵角を補正して、前輪舵角制御装置を制御できると共に、目標ヨーモーメントと実ヨーモーメントとの偏差にもとづいて駆動力配分装置を制御できる。   According to the fourth aspect of the invention, as the vehicle state quantity, for example, the side slip angular velocity of the front wheel shaft can be obtained from the balance formula of the front and rear wheel forces using the vehicle speed, the front wheel rudder angle, the lateral acceleration, the yaw rate, and the roll rate. . The target front wheel lateral force and the target rear wheel lateral force applied to the front wheel and the rear wheel can be calculated from the obtained front wheel side slip angular velocity and the vehicle state quantity. The actual front wheel lateral force and the actual rear wheel lateral force applied to the front wheel and the rear wheel can be calculated from the vehicle state quantity. The target yaw moment can be calculated based on the target front wheel lateral force and the target rear wheel lateral force, and the actual yaw moment can be calculated from the actual front wheel lateral force and the actual rear wheel lateral force. The front wheel rudder angle is corrected based on the deviation between the target front wheel lateral force and the actual lateral force, and the front wheel rudder angle control device can be controlled, and the driving force distribution device can be adjusted based on the deviation between the target yaw moment and the actual yaw moment. Can be controlled.

後記する実施形態では、前記請求項1,2の具体的な例として、車両状態量を取得する車両状態量取得手段と、前輪および後輪それぞれの左右のサスペンションの旋回運動時の沈み込み量を変更可能なサスペンション制御装置と、車両状態量にもとづいて前輪軸の横滑り角速度を演算する前輪横滑り角速度演算手段と、車両状態量にもとづいて車両の旋回運動時の実横力を演算する実横力演算手段と、得られた前輪軸の横滑り角速度にもとづいて目標横力を演算する目標横力演算手段と、を有し、算出された目標横力と実横力との偏差にもとづいて前輪および後輪それぞれの左右のサスペンションの沈み込み量の配分の制御を行なうことを特徴とする第5の発明を記載した。   In the embodiment to be described later, as specific examples of the first and second aspects, the vehicle state quantity acquisition means for acquiring the vehicle state quantity, and the sinking amount during the turning motion of the left and right suspensions of the front wheel and the rear wheel, respectively. Changeable suspension control device, front wheel side slip angular velocity calculating means for calculating the side slip angular speed of the front wheel shaft based on the vehicle state quantity, and actual side force for calculating the actual side force during the turning motion of the vehicle based on the vehicle state quantity Calculation means and target lateral force calculation means for calculating a target lateral force based on the obtained side slip angular velocity of the front wheel shaft, and the front wheels and the side wheels based on the deviation between the calculated target lateral force and actual lateral force. The fifth aspect of the invention described above is characterized in that the distribution of the subsidence amount of the left and right suspensions of the rear wheels is controlled.

第5の発明によれば、車両状態量として、例えば、車速、前輪舵角、横加速度、ヨーレート、ロールレートを用いて、前後輪の力の釣り合い式から前輪軸の横滑り角速度を求めることができる。求められた前輪横滑り角速度と車両状態量とから前輪および後輪それぞれに掛かる目標前輪横力と目標後輪横力を算出できる。車両状態量から前輪および後輪それぞれに掛かる実前輪横力と実後輪横力が算出できる。そして、目標前輪横力と実前輪横力との偏差にもとづいて前輪の左右のサスペンションの沈み込み量を制御でき、目標後輪横力と実後輪横力との偏差にもとづいて後輪の左右のサスペンションの沈み込み量を制御できる。   According to the fifth aspect, the side slip angular velocity of the front wheel shaft can be obtained from the balance formula of the front and rear wheel forces using, for example, the vehicle speed, the front wheel rudder angle, the lateral acceleration, the yaw rate, and the roll rate as the vehicle state quantity. . The target front wheel lateral force and the target rear wheel lateral force applied to the front wheel and the rear wheel can be calculated from the obtained front wheel side slip angular velocity and the vehicle state quantity. The actual front wheel lateral force and the actual rear wheel lateral force applied to the front wheel and the rear wheel can be calculated from the vehicle state quantity. The amount of suspension of the left and right suspensions of the front wheels can be controlled based on the deviation between the target front wheel lateral force and the actual front wheel lateral force, and the rear wheel can be controlled based on the deviation between the target rear wheel lateral force and the actual rear wheel lateral force. The amount of sinking of the left and right suspensions can be controlled.

第6の発明は、第1の発明、第4の発明および第5の発明のいずれかにおいて、目標横力演算手段は、算出された前輪軸の横滑り角速度にもとづいて、目標とする後輪軸の目標後輪横滑り角速度を演算し、算出された後輪軸の目標後輪横滑り角速度にもとづいて目標横力を算出することを特徴とする。   In a sixth aspect based on any one of the first aspect, the fourth aspect, and the fifth aspect, the target lateral force calculating means is configured to determine a target rear wheel shaft based on the calculated side slip angular velocity of the front wheel shaft. The target rear wheel side slip angular velocity is calculated, and the target side force is calculated based on the calculated target rear wheel side slip angular velocity of the rear wheel axis.

第6の発明によれば、目標横力演算手段は、算出された前輪軸の横滑り角速度にもとづいて、目標とする後輪軸の目標後輪横滑り角速度を算出し、それらを介して前後輪それぞれに掛かる目標横力を算出することができる。   According to the sixth invention, the target side force calculating means calculates the target rear wheel side slip angular velocity of the target rear wheel axis based on the calculated side slip angular velocity of the front wheel shaft, and passes through each of the front and rear wheels via these. The target lateral force to be applied can be calculated.

第7の発明は、第2の発明、または第4の発明において、目標ヨーモーメント演算手段は、算出された前輪軸の横滑り角速度にもとづいて、目標とする後輪軸の目標後輪横滑り角速度を演算し、算出された後輪軸の目標後輪横滑り角速度にもとづいて目標横力を算出し、該算出された目標横力から前記目標ヨーモーメントを算出することを特徴とする。   In a seventh aspect based on the second aspect or the fourth aspect, the target yaw moment calculating means calculates a target rear wheel side slip angular velocity of a target rear wheel axis based on the calculated side slip angular speed of the front wheel shaft. Then, a target lateral force is calculated based on the calculated target rear wheel side slip angular velocity of the rear wheel shaft, and the target yaw moment is calculated from the calculated target side force.

第7の発明によれば、目標ヨーモーメント演算手段は、算出された前輪軸の横滑り角速度にもとづいて、目標とする後輪軸の目標後輪横滑り角速度を算出し、それらを介して前後輪それぞれに掛かる目標横力を算出することができる。そして、前後輪それぞれに掛かる目標横力から目標ヨーモーメントが算出できる。   According to the seventh invention, the target yaw moment calculating means calculates the target rear wheel side slip angular speed of the target rear wheel axis based on the calculated side slip angular speed of the front wheel axis, and passes through each of the front and rear wheels via these. The target lateral force to be applied can be calculated. The target yaw moment can be calculated from the target lateral force applied to the front and rear wheels.

第1の発明によれば、前輪に掛かる目標横力と実横力との偏差にもとづき前輪転舵角を制御でき、後輪に掛かる目標横力と実横力との偏差にもとづき後輪トー角を制御できるので、4輪操舵が可能な車両において左右転舵時の走行感度が向上でき、安定性の良い制御ができる。   According to the first invention, the front wheel turning angle can be controlled based on the deviation between the target lateral force applied to the front wheels and the actual lateral force, and the rear wheel toe can be controlled based on the deviation between the target lateral force applied to the rear wheels and the actual lateral force. Since the angle can be controlled, in a vehicle capable of four-wheel steering, the traveling sensitivity at the time of left-right turning can be improved, and control with good stability can be performed.

第2の発明によれば、目標ヨーモーメントと実ヨーモーメントとの偏差にもとづき前輪転舵角制御装置を制御できるので、左右転舵時の走行感度が向上でき、安定性の良い制御ができる。   According to the second invention, since the front wheel turning angle control device can be controlled based on the deviation between the target yaw moment and the actual yaw moment, the traveling sensitivity at the time of left and right turning can be improved, and control with good stability can be performed.

第3の発明によれば、目標ヨーモーメントと実ヨーモーメントとの偏差にもとづき駆動力配分装置を制御できるので、左右転舵時の走行感度が向上でき、安定性の良い制御ができる。   According to the third aspect of the invention, since the driving force distribution device can be controlled based on the deviation between the target yaw moment and the actual yaw moment, the traveling sensitivity at the time of left and right turning can be improved, and control with good stability can be performed.

第4の発明によれば、前輪に掛かる目標横力と実横力との偏差にもとづき前輪転舵角を制御でき、目標ヨーモーメントと実ヨーモーメントとの偏差にもとづき駆動力配分装置を制御できるので、左右転舵時の走行感度が向上でき、安定性の良い制御ができる。   According to the fourth invention, the front wheel turning angle can be controlled based on the deviation between the target lateral force applied to the front wheel and the actual lateral force, and the driving force distribution device can be controlled based on the deviation between the target yaw moment and the actual yaw moment. Therefore, the traveling sensitivity at the time of left-right steering can be improved, and control with good stability can be performed.

第5の発明によれば、目標前輪横力と実前輪横力との偏差にもとづいて前輪の左右のサスペンションの沈み込み量を制御でき、目標後輪横力と実後輪横力との偏差にもとづいて後輪の左右のサスペンションの沈み込み量を制御できるので、左右転舵時の走行感度が向上でき、安定性の良い制御ができる。   According to the fifth aspect of the invention, it is possible to control the amount of subsidence of the left and right suspensions of the front wheel based on the deviation between the target front wheel lateral force and the actual front wheel lateral force, and the deviation between the target rear wheel lateral force and the actual rear wheel lateral force. Based on this, the sinking amount of the left and right suspensions of the rear wheels can be controlled, so that the traveling sensitivity at the time of left and right turning can be improved and the control with good stability can be performed.

第6の発明によれば、目標横力演算手段は、算出された前輪軸の横滑り角速度にもとづいて、目標とする後輪軸の目標後輪横滑り角速度を算出し、それらを介して前後輪それぞれに掛かる目標横力を算出することができるので、車体横滑り角βを用いないで演算できる。従って、車体横滑り角βを算出するときに路面摩擦係数μ等を推定したり、コーナリングパワー等、車両の旋回運動中に時々刻々変化する変数を必要としたりしないため、演算式が比較的簡単になり、精度良く前輪横滑り角速度を得、それを用いて前後輪それぞれに掛かる目標横力を算出できる。   According to the sixth invention, the target side force calculating means calculates the target rear wheel side slip angular velocity of the target rear wheel axis based on the calculated side slip angular velocity of the front wheel shaft, and passes through each of the front and rear wheels via these. Since the target lateral force to be applied can be calculated, it can be calculated without using the vehicle body side slip angle β. Therefore, when calculating the vehicle body side slip angle β, the road surface friction coefficient μ and the like are not estimated, and there is no need for variables such as cornering power that change every moment during the turning motion of the vehicle. Therefore, the front side skid angular velocity can be obtained with high accuracy, and the target side force applied to each of the front and rear wheels can be calculated using this.

第7の発明によれば、目標ヨーモーメント演算手段は、算出された前輪軸の横滑り角速度にもとづいて、目標とする後輪軸の目標後輪横滑り角速度を算出し、それらを介して前後輪それぞれに掛かる目標横力を算出することができるので、車体横滑り角βを用いないで演算できる。従って、車体横滑り角βを算出するときに路面摩擦係数μ等を推定したり、コーナリングパワー等、車両の旋回運動中に時々刻々変化する変数を必要としたりしないため、演算式が比較的簡単になり、精度良く前輪横滑り角速度を得、それを用いて前後輪それぞれに掛かる目標横力を算出できる。そして、目標ヨーモーメント演算手段は、得られた前後輪に掛かる目標横力から容易に目標ヨーモーメントを演算することができる。   According to the seventh invention, the target yaw moment calculating means calculates the target rear wheel side slip angular speed of the target rear wheel axis based on the calculated side slip angular speed of the front wheel axis, and passes through each of the front and rear wheels via these. Since the target lateral force to be applied can be calculated, it can be calculated without using the vehicle body side slip angle β. Therefore, when calculating the vehicle body side slip angle β, the road surface friction coefficient μ and the like are not estimated, and there is no need for variables such as cornering power that change every moment during the turning motion of the vehicle. Therefore, the front side skid angular velocity can be obtained with high accuracy, and the target side force applied to each of the front and rear wheels can be calculated using this. Then, the target yaw moment calculation means can easily calculate the target yaw moment from the obtained target lateral force applied to the front and rear wheels.

《第1の実施形態》
以下、図面を参照しながら本発明の第1の実施形態を説明する。
図1は本実施形態に係る車両の運動制御装置を適用した車両の動力伝達系のスケルトン図、およびステアバイワイヤ式の前輪操舵装置と後輪トー角変更装置と車両の運動制御装置のブロック図を組み合わせた図である。
図2は車両の運動制御装置における制御ロジックを説明するためのブロック図である。
<< First Embodiment >>
Hereinafter, a first embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings.
FIG. 1 is a skeleton diagram of a vehicle power transmission system to which a vehicle motion control device according to this embodiment is applied, and a block diagram of a steer-by-wire front wheel steering device, a rear wheel toe angle changing device, and a vehicle motion control device. FIG.
FIG. 2 is a block diagram for explaining the control logic in the vehicle motion control apparatus.

図1に示すように、本車両は前輪駆動車両であり、駆動力伝達装置Tと、ステアバイワイヤ式の前輪操舵装置SBWとを含んでいる。本車両は車両の運動制御装置として、コントロールユニット37、前輪操舵装置SBWの制御部である前輪転舵角制御装置40、後輪トー角変更装置41L、41Rの制御部である後輪トー角制御装置42L、42R、その他各種のセンサ、例えば、車輪速センサ(車両状態量取得手段)30FL、30FR、30RL、30RR、ヨーレートセンサ(車両状態量取得手段)31、横加速度センサ(車両状態量取得手段)32、ロールレートセンサ(車両状態量取得手段)34等を備えている。 As shown in FIG. 1, the vehicle is a front wheel drive vehicle, and includes a driving force transmission device T and a steer-by-wire type front wheel steering device SBW. This vehicle is a vehicle motion control device, and includes a control unit 37, a front wheel steering angle control device 40 that is a control unit of the front wheel steering device SBW, and a rear wheel toe angle control that is a control unit of the rear wheel toe angle changing devices 41L and 41R. Devices 42L and 42R, and other various sensors, for example, wheel speed sensors (vehicle state quantity acquisition means) 30 FL , 30 FR , 30 RL , 30 RR , yaw rate sensor (vehicle state quantity acquisition means) 31, lateral acceleration sensor (vehicle) A state quantity acquisition unit) 32, a roll rate sensor (vehicle state quantity acquisition unit) 34, and the like.

コントロールユニット37は、車両の転舵時の運動制御のために前輪転舵角制御装置40に前輪転舵角補正量を出力して制御したり、転舵時の運動制御のために油圧回路28を介して駆動力伝達装置Tを制御したり、転舵時の運動制御のために各車輪のブレーキBFL、BFR、BRL、BRRをブレーキ制御ECU(Electric Control Unit)29を介して制御したり、転舵時の運動制御のために後輪トー角を後輪トー角制御装置42L、42Rを介して制御したりする。
なお、本実施形態の油圧回路28、ブレーキ制御ECU29、ブレーキBFL、BFR、BRL、BRR、およびコントロールユニット37に含まれる後記するDYC(Direct Yaw Control)制御部65(図2参照)は本発明の駆動力配分装置を構成する。
The control unit 37 outputs and controls the front wheel turning angle correction amount to the front wheel turning angle control device 40 for motion control during turning of the vehicle, and the hydraulic circuit 28 for motion control during turning. The brakes B FL , B FR , B RL , and B RR of each wheel are controlled via a brake control ECU (Electric Control Unit) 29 for controlling the driving force transmission device T via the wheel and for controlling the motion during turning. The rear wheel toe angle is controlled via the rear wheel toe angle control devices 42L and 42R for the purpose of motion control during turning.
Note that the hydraulic circuit 28, the brake control ECU 29, the brakes B FL , B FR , B RL , B RR , and a DYC (Direct Yaw Control) control unit 65 (described later) included in the control unit 37 are included in this embodiment. Constitutes the driving force distribution device of the present invention.

(動力伝達系)
まず、本実施形態の車両の運動制御装置を適用する車両の動力伝達系について説明する。車体前部に横置きに搭載したエンジンENGの右端にトランスミッシヨンT/Mが接続されており、これらエンジンENGおよびトランスミッションT/Mの後部に駆動力伝達装置Tが配設される。駆動力伝達装置Tの左端および右端から左右に延出する左ドライブシャフトAおよび右ドライブシャフトAには、それぞれ駆動輪である左前輪WFLおよび右前輪WFRが接続される。
(Power transmission system)
First, a power transmission system of a vehicle to which the vehicle motion control device of this embodiment is applied will be described. A transmission T / M is connected to the right end of an engine ENG mounted horizontally at the front of the vehicle body, and a driving force transmission device T is disposed at the rear of the engine ENG and the transmission T / M. The left drive shaft A L and the right drive shaft A R extending left and from the right to the left and right driving force transmitting device T, the left front wheel W FL and the right front wheel W FR are each driven wheel is connected.

駆動力伝達装置Tは、トランスミッションT/Mから延びる入力軸1に設けた入力ギヤ2に噛合する外歯ギヤ3から駆動力が伝達されるディファレンシャルDを備える。ディファレンシャルDはダブルピニオン式の遊星歯車機構よりなり、前記外歯ギヤ3と一体に形成されたリングギヤ4と、このリングギヤ4の内部に同軸に配設されたサンギヤ5と、前記リングギヤ4に噛合するアウタプラネタリギヤ6および前記サンギヤ5に噛合するインナプラネタリギヤ7とを、それらが相互に噛合する状態で支持するプラネタリキャリヤ8とから構成される。前記ディファレンシャルDは、そのリングギヤ4が入力要素として機能するとともに、一方の出力要素として機能するサンギヤ5がハーフシャフト9を介して左ドライブシャフトAに接続され、また他方の出力要素として機能するプラネタリキャリヤ8が右ドライブシャフトAに接続される。 The driving force transmission device T includes a differential D to which a driving force is transmitted from an external gear 3 that meshes with an input gear 2 provided on an input shaft 1 extending from the transmission T / M. The differential D comprises a double pinion planetary gear mechanism, and meshes with the ring gear 4, a ring gear 4 formed integrally with the external gear 3, a sun gear 5 disposed coaxially within the ring gear 4, and the ring gear 4. The outer planetary gear 6 and the inner planetary gear 7 that meshes with the sun gear 5 are constituted by a planetary carrier 8 that supports the outer planetary gear 6 and the sun planetary gear 5 in a state where they mesh with each other. The differential D has its ring gear 4 functions as an input element, a sun gear 5 which functions as one output element is connected to the left drive shaft A L via a half shaft 9, also functions as the other output element planetary carrier 8 is connected to the right drive shaft a R.

ハーフシャフト9の外周に回転自在に支持されたキャリヤ部材11は、円周方向に90°間隔で配置された4本のピニオンシャフト12を備えており、第1ピニオン13、第2ピニオン14および第3ピニオン15を一体に形成した3連ピニオン部材16が、各ピニオンシャフト12にそれぞれ回転自在に支持される。3連ピニオン部材16の数は本実施形態では4個であるが、その数は4個に限定されず2個以上であれば良い。   The carrier member 11 rotatably supported on the outer periphery of the half shaft 9 includes four pinion shafts 12 arranged at intervals of 90 ° in the circumferential direction. The first pinion 13, the second pinion 14, A triple pinion member 16 in which the three pinions 15 are integrally formed is rotatably supported by each pinion shaft 12. Although the number of triple pinion members 16 is four in the present embodiment, the number is not limited to four and may be two or more.

ハーフシャフト9の外周に回転自在に支持されて前記第1ピニオン13に噛合する第1サンギヤ17は、ディファレンシャルDのプラネタリキャリヤ8に連結される。またハーフシャフト9の外周に固定された第2サンギヤ18は前記第2ピニオン14に噛合する。更に、ハーフシャフト9の外周に回転自在に支持された第3サンギヤ19は前記第3ピニオン15に噛合する。   A first sun gear 17 that is rotatably supported on the outer periphery of the half shaft 9 and meshes with the first pinion 13 is connected to the planetary carrier 8 of the differential D. The second sun gear 18 fixed to the outer periphery of the half shaft 9 meshes with the second pinion 14. Further, the third sun gear 19 rotatably supported on the outer periphery of the half shaft 9 meshes with the third pinion 15.

第3サンギヤ19は左油圧クラッチCを介してケーシング20に結合可能であり、左油圧クラッチCの係合によりキャリヤ部材11の回転速度が増速される。またキャリヤ部材11は右油圧クラッチCを介してケーシング20に結合可能であり、右油圧クラッチCの係合によりキャリヤ部材11の回転速度が減速される。
そして、前記左油圧クラッチCおよび右油圧クラッチCは、コントロールユニット37により油圧回路28を介して制御される。
The third sun gear 19 can be connected to the casing 20 via a left hydraulic clutch C L, the rotational speed of the carrier member 11 is increased by the engagement of the left hydraulic clutch C L. The carrier member 11 can be coupled to the casing 20 via a right hydraulic clutch C R, the rotational speed of the carrier member 11 is reduced by the engagement of the right hydraulic clutch C R.
The left hydraulic clutch CL and the right hydraulic clutch CR are controlled by the control unit 37 via the hydraulic circuit 28.

ディファレンシャルD、駆動力伝達装置T、および油圧回路28の構造は、例えば、特開平9−309357号公報の段落[0016]〜[0031]および図2〜5に記載されたものであり、ここでは詳細な説明を省略する。   The structures of the differential D, the driving force transmission device T, and the hydraulic circuit 28 are those described in, for example, paragraphs [0016] to [0031] and FIGS. 2 to 5 of Japanese Patent Laid-Open No. 9-309357. Detailed description is omitted.

次に、駆動力伝達装置Tの作用を説明する。
車両の直進走行時には左油圧クラッチCおよび右油圧クラッチCが共に非係合状態とされる。これにより、キャリヤ部材11および第3サンギヤ19の拘束が解除され、ハーフシャフト9、左ドライブシャフトA、右ドライブシャフトA、ディファレンシャルDのプラネタリキャリヤ8およびキャリヤ部材11は全て一体となって回転する。このとき、エンジンENGのトルクはディファレンシャルDから左右の前輪WFL、WFRに均等に伝達される。
Next, the operation of the driving force transmission device T will be described.
When the vehicle travels straight, both the left hydraulic clutch CL and the right hydraulic clutch CR are disengaged. As a result, the restraint of the carrier member 11 and the third sun gear 19 is released, and the planetary carrier 8 and the carrier member 11 of the half shaft 9, the left drive shaft A L , the right drive shaft A R , and the differential D all rotate together. To do. At this time, the torque of the engine ENG is evenly transmitted from the differential D to the left and right front wheels W FL and W FR .

さて、車両の右旋回時には、コントロールユニット37に油圧回路28が制御されて、右油圧クラッチCが係合し、キャリヤ部材11をケーシング20に結合して停止させる。このとき、左前輪WFLと一体のハーフシャフト9および左ドライブシャフトAと、右前輪WFRと一体の右ドライブシャフトA(即ち、ディファレンシャルDのプラネタリキャリヤ8)とは、第2サンギヤ18、第2ピニオン14、第1ピニオン13および第1サンギヤ17を介して連結されているため、左前輪WFLの回転速度Nは右前輪WFRの回転速度Nに対して増速される。 Now, at the time of right turn of the vehicle, with the hydraulic circuit 28 is controlled by the control unit 37, the right hydraulic clutch C R is engaged, bonded to stopping the carrier member 11 to the casing 20. In this case, the left front wheel W FL integral with the half shaft 9 and the left drive shaft A L, the right front wheel W FR integral with the right drive shaft A R (i.e., the planetary carrier 8 of the differential D), the second sun gear 18 Since the second pinion 14, the first pinion 13 and the first sun gear 17 are connected, the rotational speed N L of the left front wheel W FL is increased with respect to the rotational speed N R of the right front wheel W FR. .

左前輪WFLの回転速度Nが右前輪WFRの回転速度Nに対して増速されると、旋回内輪である右前輪WFRのトルクの一部を旋回外輪である左前輪WFLに伝達することができる。
なお、キャリヤ部材11を右油圧クラッチCにより停止させる代わりに、右油圧クラッチCの係合力を適宜調整してキャリヤ部材11の回転速度を減速すれば、その減速に応じて左前輪WFLの回転速度Nを右前輪WFRの回転速度Nに対して増速し、旋回内輪である右前輪WFRから旋回外輪である左前輪WFLに任意のトルクを伝達することができる。
When the rotation speed N L of the left front wheel W FL is increased with respect to the rotation speed N R of the right front wheel W FR, a turning inner front right wheel W FR are part of the turning outer is left front wheel W FL torque Can be communicated to.
Instead of stopping the carrier member 11 by the right hydraulic clutch C R, when decelerating the rotational speed of the carrier member 11 by appropriately adjusting the engagement force of the right hydraulic clutch C R, the left front wheel W FL in accordance with the deceleration can be of increasing the rotational speed N L with respect to the rotational speed N R of the right front wheel W FR Hayashi, to transmit any torque from the right front wheel W FR as a turning-inner to the left front wheel W FL is the outer turning wheel.

一方、車両の左旋回時には、コントロールユニット37に油圧回路28が制御されて、左油圧クラッチCが係合し、第3ピニオン15が第3サンギヤ19を介してケーシング20に結合される。その結果、ハーフシャフト9の回転速度に対してキャリヤ部材11の回転速度が増速され、右前輪WFRの回転速度Nは左前輪WFLの回転速度Nに対して増速される。 On the other hand, when the vehicle turns left, the hydraulic circuit 28 is controlled by the control unit 37, the left hydraulic clutch CL is engaged, and the third pinion 15 is coupled to the casing 20 via the third sun gear 19. As a result, the rotational speed of the carrier member 11 with respect to the rotational speed of the half shaft 9 is accelerated, the rotational speed N R of the right front wheel W FR is increased with respect to the rotation speed N L of the left front wheel W FL.

右前輪WFRの回転速度Nが左前輪WFLの回転速度Nに対して増速されると、旋回内輪である左前輪WFLのトルクの一部を旋回外輪である右前輪WFRに伝達することができる。この場合にも、左油圧クラッチCの係合力を適宜調整してキャリヤ部材11の回転速度を増速すれば、その増速に応じて右前輪WFRの回転速度Nを左前輪WFLの回転速度Nに対して増速し、旋回内輪である左前輪WFLから旋回外輪である右前輪WFRに任意のトルクを伝達することができる。 When the rotational speed N R of the right front wheel W FR is increased with respect to the rotation speed N L of the left front wheel W FL, a part of the torque of the left front wheel W FL as a turning-inner is the outer turning wheel right front wheel W FR Can be communicated to. In this case, when increasing the rotational speed of the carrier member 11 by appropriately adjusting the engagement force of the left hydraulic clutch C L, the right front wheel W FR rotational speed N R of the left front wheel W FL in response to the speed increasing can Hayashi increased with respect to the rotation speed N L, to transmit any torque from the left front wheel W FL as a turning-inner front right wheel W FR is the outer turning wheel.

(前輪操舵装置)
次に、本実施形態における前輪操舵装置の構成を説明する。
この前輪操舵装置SBWは、ステアバイワイヤを実現するものであり、運転操作装置である操作部21と、ステアリング装置機構である転舵部25と、転舵部25を制御する前輪転舵角制御装置40とを含んでなる。
操作部21は運転者が操作する操舵ハンドル21aを備え、この操舵ハンドル21aの操作角θを前輪転舵角制御装置40で処理し、この処理結果にもとづいて転舵部25のステアリングモータ25aを駆動させて転舵輪(前輪)WFL、WFRを転舵する。
(Front wheel steering device)
Next, the configuration of the front wheel steering device in the present embodiment will be described.
The front wheel steering device SBW realizes steer-by-wire, and operates an operation unit 21 that is a driving operation device, a steering unit 25 that is a steering device mechanism, and a front wheel turning angle control device that controls the steering unit 25. 40.
The operation unit 21 includes a steering handle 21a that is operated by the driver. The operation angle θ of the steering handle 21a is processed by the front wheel turning angle control device 40, and the steering motor 25a of the turning unit 25 is operated based on the processing result. The steered wheels (front wheels) W FL and W FR are steered by driving.

操作部21は、運転者が操作する操舵ハンドル21aと、操舵ハンドル21aの回転軸である操舵軸21bと、操舵ハンドル21aの操作角θを検出する操作角検出センサ21cと、操作トルクセンサ21dと、操舵ハンドル21aの操作性を向上させる操作反力モータ21eとを含んで構成される。操作トルクセンサ21dは、ひずみゲージ等を用いた公知のセンサからなり、操舵ハンドル21aから入力されるトルク量を検出することで、操作開始時や転舵輪WFL、WFRの方向切り替え時(切り返し時)の応答性を向上させるものである。一方、操作角検出センサ21cは、操舵ハンドル21aの操作による操舵軸21bの回転位置を検出するポテンショメータから構成され、操舵ハンドル21aの操作角θを電圧値として出力するものである。この操作角検出センサ21cからの出力は、前輪転舵角制御装置40が転舵輪WFL、WFRの前輪転舵角を設定するのに用いられる。 The operation unit 21 includes a steering handle 21a operated by the driver, a steering shaft 21b that is a rotation shaft of the steering handle 21a, an operation angle detection sensor 21c that detects an operation angle θ of the steering handle 21a, and an operation torque sensor 21d. And an operation reaction force motor 21e for improving the operability of the steering handle 21a. Operating torque sensor 21d is strain consists known sensor using gauge etc., by detecting the amount of torque input from the steering wheel 21a, the operation start time and the steered wheels W FL, when the direction switching of the W FR (crosscut )). On the other hand, the operation angle detection sensor 21c is composed of a potentiometer that detects the rotational position of the steering shaft 21b by the operation of the steering handle 21a, and outputs the operation angle θ of the steering handle 21a as a voltage value. The output from the steering angle detecting sensor 21c is front wheel steering angle control device 40 can be used to set the front wheel turning angle of the steered wheels W FL, W FR.

更に、操舵軸21bの他端部は、操作反力モータ21eの回転軸に連結されている。この操作反力モータ21eは、前輪転舵角制御装置40からの信号を受けて、操舵ハンドル21aの回転位置および操作方向に応じて、操舵ハンドル21aの操作方向(操舵ハンドル21aの動き)とは異なる向きおよび所定の大きさの反力(操作反力)を発生させることによって、転舵操作の操作性および精度を向上させる機能を有している。   Further, the other end portion of the steering shaft 21b is connected to a rotation shaft of the operation reaction force motor 21e. The operation reaction force motor 21e receives a signal from the front wheel turning angle control device 40, and the operation direction of the steering handle 21a (movement of the steering handle 21a) according to the rotational position and operation direction of the steering handle 21a. It has a function of improving the operability and accuracy of the steering operation by generating reaction forces (operation reaction forces) of different directions and predetermined magnitudes.

ここで、転舵輪WFL、WFRの転舵は、ステアリングモータ25aの回転をボールねじ機構25bによってラック軸25cの直線運動に変換し、それをタイロッド25d、25dを介して転舵輪WFL、WFRの転舵運動に変換する転舵部25により行われている。
なお、直線運動時のラック軸25cの位置は、転舵部25に設けられた前輪転舵角センサ(車両状態量取得手段)33によって前輪転舵角δとして検出され、前輪転舵角制御装置40にフィードバックされている。
Here, the steered wheels W FL, steering of the W FR converts the rotation of the steering motor 25a into a linear motion of the rack shaft 25c by a ball screw mechanism 25b, the steered wheels W FL which tie rods 25d, through 25d, It is performed by the steering unit 25 for converting the turning motion of the W FR.
The position of the rack shaft 25c during the linear motion is detected as a front wheel turning angle δ by a front wheel turning angle sensor (vehicle state quantity acquisition means) 33 provided in the turning portion 25, and the front wheel turning angle control device. 40 is fed back.

各車輪WFL、WFR、WRL、WRRには、車輪速センサ30FL、30FR、30RL、30RRが設けられており、車輪速を検出して、コントロールユニット37に入力される。
コントロールユニット37の車速演算部(車両状態量取得手段)51(図2参照)では、入力された車輪速から車速Vを演算して、前輪転舵角制御装置40に車速Vを入力する。
また、各車輪WFL、WFR、WRL、WRRには、ブレーキBFL、BFR、BRL、BRRが設けられ、ブレーキ制御ECU29により制御される。
Each wheel W FL , W FR , W RL , W RR is provided with a wheel speed sensor 30 FL , 30 FR , 30 RL , 30 RR and detects the wheel speed and inputs it to the control unit 37. .
A vehicle speed calculation unit (vehicle state quantity acquisition means) 51 (see FIG. 2) of the control unit 37 calculates the vehicle speed V from the input wheel speed and inputs the vehicle speed V to the front wheel turning angle control device 40.
Each wheel W FL , W FR , W RL , W RR is provided with a brake B FL , B FR , B RL , B RR and controlled by the brake control ECU 29.

前輪転舵角制御装置40は、CPU(Central Processing Unit)、ROM(Read Only Memory)、RAM(Random Access Memory)および所定の電気回路を備えたECU(電子制御ユニット)から構成され、図1に示すように、操作部21および転舵部25とは信号伝達ケーブルであるハーネスを介して電気的に連結されている。
前輪転舵角制御装置40は、操作部21の操作角検出センサ21c、操作トルクセンサ21dからの検出信号と、車速算出部51(図2参照)からの車速Vとを受け取り、前輪WFL、WFRの向くべき前輪目標転舵角を設定し、また、操作部21の操作反力モータ21eの制御を行なう目標転舵角設定・操作反力制御部40aと、目標転舵角設定・操作反力制御部40aから出力された目標転舵角にコントロールユニット37の後記する前輪転舵角補正量演算部64bから出力された前輪転舵角補正量を加算する加算器40bと、ステアリングモータ25aを駆動させるステアリングモータ制御部40cと、から構成されている。
The front wheel turning angle control device 40 includes a CPU (Central Processing Unit), a ROM (Read Only Memory), a RAM (Random Access Memory), and an ECU (Electronic Control Unit) including a predetermined electric circuit. As shown, the operation unit 21 and the steering unit 25 are electrically connected via a harness that is a signal transmission cable.
The front wheel turning angle control device 40 receives the detection signal from the operation angle detection sensor 21c and the operation torque sensor 21d of the operation unit 21 and the vehicle speed V from the vehicle speed calculation unit 51 (see FIG. 2), and the front wheels W FL , set the front wheel target steering angle to face the W FR, also operating a target steering angle setting and operation reaction force control unit 40a for controlling the reaction force motor 21e of the operating unit 21, the target steering angle setting and operation An adder 40b for adding a front wheel turning angle correction amount output from a front wheel turning angle correction amount calculation unit 64b described later of the control unit 37 to a target turning angle output from the reaction force control unit 40a, and a steering motor 25a And a steering motor control unit 40c for driving the motor.

前輪転舵角制御装置40の構成は、例えば、特開2004−224238号公報の図2に示されているものと同様であるが、前記したように前輪転舵角補正量演算部64bからの前輪転舵角補正量を加算する加算器40bを有する点が異なる。以下に、簡単に前輪転舵角制御装置40の構成を説明する。
ステアリングモータ制御部40cは、加算器40bから出力される前輪転舵角の目標値と前輪転舵角センサ33が検出する現在の実前輪転舵角とから前輪転舵角の偏差量を演算する図示しない偏差演算部と、この偏差量に対応してステアリングモータ25aを駆動させる制御出力信号(方向信号+PWM信号)を発生させる図示しないステアリングモータ制御信号出力部と、この制御出力信号にもとづいてステアリングモータ25aを駆動させる駆動信号を発生させる図示しないステアリングモータ駆動回路と、操作トルクセンサ21dのトルク検出値にもとづいてステアリングモータ制御信号出力部に制御信号を出力することでフィードフォワード制御を行なう図示しないFF制御部とから構成されている。
The configuration of the front wheel turning angle control device 40 is, for example, the same as that shown in FIG. 2 of Japanese Patent Application Laid-Open No. 2004-224238, but as described above, the front wheel turning angle correction amount calculation unit 64b The difference is that an adder 40b for adding the front wheel turning angle correction amount is provided. Below, the structure of the front-wheel turning angle control apparatus 40 is demonstrated easily.
The steering motor control unit 40c calculates the deviation amount of the front wheel turning angle from the target value of the front wheel turning angle output from the adder 40b and the current actual front wheel turning angle detected by the front wheel turning angle sensor 33. A deviation calculation unit (not shown), a steering motor control signal output unit (not shown) for generating a control output signal (direction signal + PWM signal) for driving the steering motor 25a corresponding to the deviation amount, and steering based on the control output signal A feed forward control is performed by outputting a control signal to a steering motor control signal output unit based on a torque detection value of a steering motor drive circuit (not shown) that generates a drive signal for driving the motor 25a and an operation torque sensor 21d (not shown) It is comprised from FF control part.

前記目標転舵角設定・操作反力制御部40aは、目標転舵角を決定し、これにもとづく目標転舵角信号を決定し、更に目標転舵角信号に車速Vに応じた処理を施して補正された目標転舵角を加算器40bに出力する図示しない目標転舵角設定部を有している。
また、目標転舵角設定・操作反力制御部40aは、操舵ハンドル21aに作用させる目標反力を決定する図示しない目標操作反力設定部と、目標操作反力設定部から出力される目標反力信号を取得し、操作反力モータ21eを駆動させるための制御信号を出力する操作反力モータ制御信号出力部と、制御信号にもとづいて操作反力モータ21eを駆動させるために駆動信号を出力する図示しない操作反力モータ駆動回路とから構成されている。
なお、ステアリングモータ制御部40cの偏差演算部からの偏差量は、目標転舵角設定・操作反力制御部40aの前記目標操作反力設定部にも入力され、目標操作反力の設定に用いられる。
The target turning angle setting / operation reaction force control unit 40a determines a target turning angle, determines a target turning angle signal based on the target turning angle, and further performs processing according to the vehicle speed V on the target turning angle signal. A target turning angle setting unit (not shown) for outputting the corrected target turning angle to the adder 40b.
The target turning angle setting / operation reaction force control unit 40a also includes a target operation reaction force setting unit (not shown) that determines a target reaction force to be applied to the steering handle 21a and a target reaction reaction force output from the target operation reaction force setting unit. An operation reaction force motor control signal output unit that obtains a force signal and outputs a control signal for driving the operation reaction force motor 21e, and outputs a drive signal to drive the operation reaction force motor 21e based on the control signal And an operation reaction force motor drive circuit (not shown).
The deviation amount from the deviation calculation unit of the steering motor control unit 40c is also input to the target operation reaction force setting unit of the target turning angle setting / operation reaction force control unit 40a, and is used for setting the target operation reaction force. It is done.

ちなみに、前記目標転舵角設定部の詳細な制御ブロック構成は、例えば、特開2004−224238号公報の段落[0013]および図3に示されているものと同様である。   Incidentally, the detailed control block configuration of the target turning angle setting unit is the same as that shown in paragraph [0013] of Japanese Patent Application Laid-Open No. 2004-224238 and FIG. 3, for example.

(後輪トー角変更装置)
次に、本実施形態における後輪トー角変更装置の構成を説明する。
図1に示すように後輪WRL、WRRには、後輪トー角変更装置41L、41Rがそれぞれ設けられている。後輪トー角変更装置41Lは、後輪トー角変更制御装置42Lとアクチュエータ43Lと後輪トー角センサ44Lを備えている。同様に、後輪トー角変更装置41Rは、後輪トー角変更制御装置42Rとアクチュエータ43Rと後輪トー角センサ44Rを備えている。
(Rear wheel toe angle changing device)
Next, the configuration of the rear wheel toe angle changing device in the present embodiment will be described.
Rear wheels W RL as shown in Figure 1, the W RR, rear wheel toe angle changer 41L, 41R, respectively. The rear wheel toe angle changing device 41L includes a rear wheel toe angle changing control device 42L, an actuator 43L, and a rear wheel toe angle sensor 44L. Similarly, the rear wheel toe angle changing device 41R includes a rear wheel toe angle changing control device 42R, an actuator 43R, and a rear wheel toe angle sensor 44R.

図示しないが、例えば、トレーリングアーム式のリアサスペンション装置の場合、ほぼ車体前後方向に延びるトレーリングアームの前端が車体のクロスメンバの車幅方向端部近くで支持されている。トレーリングアームの後端に後輪WRL(WRR)が固定されている。トレーリングアームは、クロスメンバに装着される車体側アームと、後輪WRL(WRR)に固定される車輪側アームとが、ほぼ鉛直方向の回動軸を介して連結されている。これにより、トレーリングアームが車幅方向へ変位することが可能となっている。 Although not shown, for example, in the case of a trailing arm type rear suspension device, the front end of the trailing arm extending substantially in the vehicle longitudinal direction is supported near the vehicle width direction end of the cross member of the vehicle body. A rear wheel W RL (W RR ) is fixed to the rear end of the trailing arm. In the trailing arm, a vehicle body side arm attached to the cross member and a wheel side arm fixed to the rear wheel W RL (W RR ) are connected through a substantially vertical rotation shaft. As a result, the trailing arm can be displaced in the vehicle width direction.

前記アクチュエータ43L(43R)は、その一端が車輪側アームの前記回動軸より前方側の前端部にボールジョイントを介して取り付けられ、他端が車体のクロスメンバにボールジョイントを介して取り付けられる。
そして、例えば、アクチュエータ43L(43R)は電動機と減速機構と送りねじ部等を備えて構成され、電動機の正逆方向の回転により前記送りねじ部が伸縮して、トレーリングアームを車幅方向に変位させる。
One end of the actuator 43L (43R) is attached to the front end portion of the wheel side arm in front of the rotation shaft via a ball joint, and the other end is attached to the cross member of the vehicle body via the ball joint.
For example, the actuator 43L (43R) is configured to include an electric motor, a speed reduction mechanism, a feed screw portion, and the like, and the feed screw portion expands and contracts by rotation of the electric motor in the forward and reverse directions, so that the trailing arm extends in the vehicle width direction. Displace.

後輪トー角制御装置42L、42Rは、CPU、ROM、RAMおよび所定の電気回路を備えたECU(電子制御ユニット)から構成され、図1に示すように、コントロールユニット37とは信号伝達ケーブルであるハーネスを介して電気的に連結されている。
後輪トー角制御装置42Lは、コントロールユニット37から出力される目標信号に応じて、車輪WRLの後輪トー角をフィードフォワード制御したり、後輪トー角センサ44Lからの後輪トー角αと目標信号の偏差に応じてフィードバック制御したりする。後輪トー角変更制御装置42Rも同様に、コントロールユニット37と通信回線で接続されており、コントロールユニット37から出力される目標信号に応じて、車輪WRRの後輪トー角をフィードフォワード制御したり、後輪トー角センサ44Rからの後輪トー角αと目標信号の偏差に応じてフィードバック制御したりする。
The rear wheel toe angle control devices 42L and 42R are composed of an ECU (electronic control unit) equipped with a CPU, ROM, RAM and a predetermined electric circuit. As shown in FIG. 1, the control unit 37 is a signal transmission cable. It is electrically connected via a certain harness.
Rear wheel toe angle control device 42L in response to the target signal output from the control unit 37, the wheel W or feedforward control wheel toe angle after RL, wheel toe angle after the rear wheel toe angle sensor 44L alpha Feedback control is performed according to the deviation between L and the target signal. Like the rear wheel toe angle changing control device 42R is also connected to the control unit 37 via a communication line, in accordance with a target signal output from the control unit 37, feed forward control wheel toe angle after the wheel W RR or, or feedback control in accordance with the deviation of the rear wheel toe angle alpha R and the target signal after the rear wheel toe angle sensor 44R.

(第1の実施形態の車両の運動制御装置の構成)
次に、目標ヨーモーメントと実ヨーモーメントとの偏差にもとづいて駆動力伝達装置Tを油圧回路28を介して制御したり、前輪の目標横力と実横力との偏差に応じて前輪転舵角制御装置40を制御したり、後輪の目標横力と実横力との偏差に応じて後輪トー角制御装置42L、42Rを制御したりするコントロールユニット37における制御ロジックを、図2を参照しながら(適宜図1を参照して)説明する。
(Configuration of the vehicle motion control apparatus of the first embodiment)
Next, the driving force transmission device T is controlled via the hydraulic circuit 28 based on the deviation between the target yaw moment and the actual yaw moment, or the front wheels are steered according to the deviation between the target lateral force and the actual lateral force of the front wheels. The control logic in the control unit 37 for controlling the angle control device 40 and controlling the rear wheel toe angle control devices 42L and 42R according to the deviation between the target lateral force and the actual lateral force of the rear wheel is shown in FIG. The description will be given with reference to (refer to FIG. 1 as appropriate).

コントロールユニット37は、CPU、ROM、RAMおよび所定の電気回路を備えたECUから構成されている。コントロールユニット37は、図2に示すように前輪転舵角制御装置40と信号伝達ケーブルであるハーネスを介して電気的に連結されている。また、コントロールユニット37は、図2に示すように油圧回路28およびブレーキ制御ECU29と信号伝達ケーブルであるハーネスを介して電気的に連結されていると同時に、図示を省略するがエンジンECU27とも通信回線で連結されている。更に、コントロールユニット37は、後輪トー角制御装置42L、42Rと信号伝達ケーブルであるハーネスを介して電気的に連結されている。   The control unit 37 is composed of an ECU including a CPU, a ROM, a RAM, and a predetermined electric circuit. As shown in FIG. 2, the control unit 37 is electrically connected to the front wheel turning angle control device 40 via a harness that is a signal transmission cable. Further, as shown in FIG. 2, the control unit 37 is electrically connected to the hydraulic circuit 28 and the brake control ECU 29 via a harness which is a signal transmission cable. It is connected with. Further, the control unit 37 is electrically connected to the rear wheel toe angle control devices 42L and 42R via a harness which is a signal transmission cable.

コントロールユニット37は、機能ブロックとして操作角速度演算部50、車速演算部51、ヨーレート微分演算部52、転舵角微分演算部53、ロールレート微分演算部54、前輪横滑り角速度演算部(前輪横滑り角速度演算手段)55、目標後輪横滑り角速度演算部(目標後輪横滑り角速度演算手段)56、目標横力演算部57、実横力演算部58、後輪目標トー角演算部61、加算器62、63、制御量演算部64、DYC制御部65を有している。   The control unit 37 includes an operation angular velocity calculation unit 50, a vehicle speed calculation unit 51, a yaw rate differentiation calculation unit 52, a turning angle differentiation calculation unit 53, a roll rate differentiation calculation unit 54, a front wheel side slip angular velocity calculation unit (front wheel side slip angular velocity calculation) as functional blocks. Means) 55, target rear wheel side slip angular velocity calculating unit (target rear wheel side slip angular speed calculating unit) 56, target side force calculating unit 57, actual side force calculating unit 58, rear wheel target toe angle calculating unit 61, and adders 62 and 63. The control amount calculation unit 64 and the DYC control unit 65 are provided.

操作角速度演算部50は、操作角検出センサ21cからの操作角θを時間微分して操舵ハンドル21aの回転操作される操作角速度ωを算出し、後輪目標トー角演算部61に入力する。
車速演算部51は、車輪速センサ30FL、30FR、30RL、30RRで検出された各車輪速にもとづいて車両の速度(車速)Vを算出する。算出された車速Vは、前輪転舵角制御装置40の目標転舵角設定・操作反力制御部40aに出力されると共に、前輪横滑り角速度演算部55、目標横力演算部57、実横力演算部58、後輪目標トー角演算部61、およびDYC制御部65に入力される。
The operation angular velocity calculation unit 50 calculates the operation angular velocity ω by which the steering handle 21 a is rotated by differentiating the operation angle θ from the operation angle detection sensor 21 c with respect to time, and inputs the operation angular velocity ω to the rear wheel target toe angle calculation unit 61.
The vehicle speed calculation unit 51 calculates the vehicle speed (vehicle speed) V based on the wheel speeds detected by the wheel speed sensors 30 FL , 30 FR , 30 RL , 30 RR . The calculated vehicle speed V is output to the target turning angle setting / operation reaction force control unit 40a of the front wheel turning angle control device 40, and the front wheel side slip angular velocity calculation unit 55, the target side force calculation unit 57, the actual side force Input to the calculation unit 58, the rear wheel target toe angle calculation unit 61, and the DYC control unit 65.

ヨーレート微分演算部52は、ヨーレートセンサ31(図1参照)で検出されたヨーレートγを時間微分して、ヨー角加速度γ’を算出し、前輪横滑り角速度演算部55および実横力演算部58に入力する。
転舵角微分演算部53は、前輪転舵角センサ33からの前輪転舵角δを時間微分して前輪転舵角速度δ’を算出し、前輪横滑り角速度演算部55および目標横力演算部57に入力する。
ロールレート微分演算部54は、ロールレートセンサ34(図1参照)で検出されたロールレートφ’を時間微分して、ロール角加速度φ”を算出し、目標横力演算部57および実横力演算部58に入力する。
The yaw rate differential calculation unit 52 time-differentiates the yaw rate γ detected by the yaw rate sensor 31 (see FIG. 1) to calculate the yaw angular acceleration γ ′, and sends it to the front wheel skid angular velocity calculation unit 55 and the actual lateral force calculation unit 58. input.
The turning angle differential calculation unit 53 calculates the front wheel turning angular velocity δ ′ by differentiating the front wheel turning angle δ from the front wheel turning angle sensor 33 with respect to time, and calculates the front wheel side slip angular velocity calculation unit 55 and the target side force calculation unit 57. To enter.
The roll rate differential calculation unit 54 time-differentiates the roll rate φ ′ detected by the roll rate sensor 34 (see FIG. 1) to calculate the roll angular acceleration φ ″, and the target lateral force calculation unit 57 and the actual lateral force Input to the calculation unit 58.

前輪横滑り角速度演算部55は、横加速度センサ32から得られる横加速度G(後記する式(1)では、y”で表示)と車速演算部51で算出された車速V、ヨーレートセンサ31で得られたヨーレートγ、ヨーレート微分演算部52で得られたヨー角加速度γ’、転舵角微分演算部53で得られた前輪転舵角速度δ’を用いて、次式により前輪軸の横滑り角速度(以下、前輪横滑り角速度と称する)β’を算出する。算出された前輪横滑り角速度β’は目標後輪横滑り角速度演算部56および目標横力演算部57に入力される。
ここで、lは図3に座標系を示すように重心点と後輪軸との間の距離である。
図3は座標系を説明する図であり、静止時の車両全体の重心点Cを通る鉛直線と、車体のロール軸の交点をPとする。このP点を原点とし、地面に平行な車両の前後方向をx軸(前方を正にとる)、これに直角な横方向をy軸(前方に向いている左側を正にとる)、上下方向をz軸(上向きを正にとる)とした車体、すなわち、バネ上に固定された座標系をx−y−zとする。また、P点を原点とし、車両の前後方向をx軸、これに直角な横方向をy軸、上下方向をz軸とした、バネ下に固定された座標系をx−y−zとする。x軸と車両の進行方向(車速Vの矢印で示す)のなす角が車体横滑り角βである。
重心Cと前輪軸との前後距離がlであり、重心Cと後輪軸との前後距離がlであり、重心CとPとの距離が後記する重心点とロール軸との距離hである。
The front-wheel side-slip angular velocity calculation unit 55 obtains the lateral acceleration G S obtained from the lateral acceleration sensor 32 (indicated by y ″ in the expression (1) described later), the vehicle speed V calculated by the vehicle speed calculation unit 51, and the yaw rate sensor 31. Using the yaw rate γ thus obtained, the yaw angular acceleration γ ′ obtained by the yaw rate derivative calculating unit 52, and the front wheel turning angular velocity δ ′ obtained by the turning angle derivative calculating unit 53, the side slip angular velocity ( Hereinafter, β f ′ (referred to as front wheel side slip angular velocity) is calculated, and the calculated front wheel side slip angular velocity β f ′ is input to the target rear wheel side slip angular velocity calculation unit 56 and the target side force calculation unit 57.
Here, l r is the distance between the center of gravity and the rear wheel axis as shown in the coordinate system of FIG.
Figure 3 is a diagram for explaining a coordinate system, a vertical line passing through the center of gravity C G of the entire vehicle at rest, the intersection of the vehicle body of the roll shaft and P. With this point P as the origin, the longitudinal direction of the vehicle parallel to the ground is the x-axis (the front is positive), the horizontal direction perpendicular to this is the y-axis (the left side facing forward is positive), the vertical direction Let xyz be a vehicle body with z as the z-axis (the upward direction is positive), that is, a coordinate system fixed on a spring. The coordinate system fixed under the spring is x 1 -y with the point P as the origin, the longitudinal direction of the vehicle as x 1 axis, the lateral direction perpendicular to this as y 1 axis, and the vertical direction as z 1 axis. 1 −z 1 is set. The angle formed by the x axis and the traveling direction of the vehicle (indicated by the arrow of the vehicle speed V) is the vehicle body side slip angle β.
The front-rear distance between the center of gravity C G and the front wheel axis is l f , the front-rear distance between the center of gravity C G and the rear wheel axis is l r , and the distance between the center of gravity C G and P is the center of gravity point described later and the roll axis Distance h s .

目標後輪横滑り角速度演算部56は、前輪横滑り角速度演算部55から得られる前輪横滑り角速度β’にもとづいて、あらかじめ記憶された図4に示すような前輪横滑り角速度β’と目標とする後輪軸の横滑り角速度(以下、目標後輪横滑り角速度と称する)βrd’との相関データを参照して、目標後輪横滑り角速度βrd’を算出する。算出された目標後輪横滑り角速度βrd’は目標横力演算部57に入力される。
図4に示す相関データにおいて、領域Rは通常使用する領域を示し、路面に描かれた車線マーカに沿って滑らかにトレースできるようにする(ライントレース性の確保)と共に過大な制御入力防止のため、目標後輪横滑り角速度βrd’の絶対値は前輪横滑り角速度β’の絶対値以下とする(|βrd’|≦|β’|)。また、車両の旋回運動中の安定性の向上、安定性限界の予知を容易にするために目標後輪横滑り角速度βrd’は領域Rを超えてβ’が増大するにつれ領域Rに示すように飽和させる。
図4に示した相関データをf(β’)と前輪横滑り角速度β’の関数で表すと次式のような伝達関数である。
ここでτは車両特性並びに車両に与える旋回運動性能の設定方針(軽快、スポーティな走り、落ち着いた安定した走り等)における目標後輪横滑り角速度の設定に応じて適切に決める定数である。
Target rear-wheel slip angle velocity calculation unit 56, 'on the basis of pre-stored front wheel slip angle velocity as shown in FIG. 4 beta f' front wheel slip angle velocity beta f obtained from the front wheel slip angle velocity calculation unit 55 after the target and The target rear wheel side slip angular velocity β rd ′ is calculated with reference to correlation data with the wheel shaft side slip angular velocity (hereinafter referred to as target rear wheel side slip angular velocity) β rd ′. The calculated target rear wheel side slip angular velocity β rd ′ is input to the target side force calculating unit 57.
In the correlation data shown in FIG. 4, a region RA indicates a region that is normally used, and enables smooth tracing along the lane marker drawn on the road surface (ensures line traceability) and prevents excessive control input. Therefore, the absolute value of the target rear-wheel side slip angular velocity β rd ′ is set to be equal to or smaller than the absolute value of the front-wheel side slip angular velocity β f ′ (| β rd ′ | ≦ | β f ′ |). Further, improvement in stability during turning motion of the vehicle, in the region R B As later targets to facilitate the prediction of the stability limit wheel slip angle velocity beta rd 'exceed region R A β f' is increased Saturate as shown.
When the correlation data shown in FIG. 4 is expressed by a function of f (β f ′) and front wheel side slip angular velocity β f ′, the transfer function is as follows.
Here, τ is a constant that is appropriately determined according to the setting of the target rear wheel side angular velocity in the setting policy (lightness, sporty running, calm and stable running, etc.) of the vehicle characteristics and the turning motion performance given to the vehicle.

目標横力演算部57は、目標前輪横力を演算する目標前輪横力演算部57aと目標後輪横力を演算する目標後輪横力演算部57bを有している。
目標前輪横力演算部57aは、車速Vと、前輪横滑り角速度β’と、目標後輪横滑り角速度βrd’と、ヨーレートγと、前輪転舵角速度δ’と、ロール角加速度φ”とにもとづき次式により目標前輪横力Fyfdを演算する。
目標後輪横力演算部57bは、車速Vと、前輪横滑り角速度β’と、ヨーレートγと、前輪転舵角速度δ’と、ロール角加速度φ”と、目標前輪横力演算部57aで算出された目標前輪横力Fyfdとにもとづき次式により目標後輪横力Fyrdを演算する。
なお、目標前輪横力Fyfdと目標後輪横力Fyrdは、それぞれ前輪軸の位置および後輪軸の位置で車幅方向に働く力である。後記する実前輪横力Fyf と実後輪横力Fyr も、それぞれ前輪軸の位置および後輪軸の位置で車幅方向に働く力である。
式(3)、式(4)において係数Cf1(V)、Cr2(V)は車速Vの比例関数であるが、その他の係数Cf2、Cr1、Cr3は定数である。
係数を展開した式が次に示す式(5)、式(6)である。
算出された目標前輪横力Fyfdと目標後輪横力Fyrdは、制御量演算部64に入力される。
The target lateral force calculation unit 57 includes a target front wheel lateral force calculation unit 57a that calculates a target front wheel lateral force and a target rear wheel lateral force calculation unit 57b that calculates a target rear wheel lateral force.
The target front wheel lateral force calculation unit 57a includes a vehicle speed V, a front wheel side slip angular velocity β f ′, a target rear wheel side slip angular velocity β rd ′, a yaw rate γ, a front wheel turning angular velocity δ ′, and a roll angular acceleration φ ”. Based on the following equation, the target front wheel lateral force F yfd is calculated.
The target rear wheel lateral force calculation unit 57b is calculated by the vehicle speed V, the front wheel side slip angular velocity β f ′, the yaw rate γ, the front wheel turning angular velocity δ ′, the roll angular acceleration φ ″, and the target front wheel lateral force calculation unit 57a. Based on the target front wheel lateral force F yfd , the target rear wheel lateral force F yrd is calculated by the following equation.
The target front wheel lateral force F yfd and the target rear wheel lateral force F yrd are forces acting in the vehicle width direction at the position of the front wheel axis and the position of the rear wheel axis, respectively. An actual front wheel lateral force F yf * and an actual rear wheel lateral force F yr * described later are forces acting in the vehicle width direction at the position of the front wheel axis and the position of the rear wheel axis, respectively.
In the expressions (3) and (4), the coefficients C f1 (V) and C r2 (V) are proportional functions of the vehicle speed V, but the other coefficients C f2 , C r1 and C r3 are constants.
Expressions obtained by expanding the coefficients are the following expressions (5) and (6).
The calculated target front wheel lateral force F yfd and target rear wheel lateral force F yrd are input to the control amount calculation unit 64.

ここで、式(5)、式(6)各係数は以下の通りである。
また、m:車両重量
:車両重量mからバネ下重量(タイヤ重量等)を除いた車体重量(バネ上車
体重量ともいう)
uf:前輪軸車体重量(前輪に掛かるバネ上車体重量)
ur:後輪軸車体重量(後輪に掛かるバネ上車体重量)
:ヨー慣性モーメント
:重心点と前輪軸との間の距離(図3参照)
:重心点と後輪軸との間の距離(図3参照)
:重心点とロール軸との間の距離(図3参照)
xz:ヨー慣性乗積
なお、Ixzは無視しても良い。その場合は、C=Cとなる。
Here, the coefficients in the equations (5) and (6) are as follows.
M: vehicle weight m u : vehicle weight excluding unsprung weight (tire weight, etc.) from vehicle weight m
(Also called body weight)
m uf : front wheel axle body weight (sprung body weight on front wheel)
m ur : rear wheel axle body weight (weight of sprung body on the rear wheel)
I Z : Yaw moment of inertia l f : Distance between the center of gravity and the front wheel shaft (see Fig. 3)
l r : Distance between the center of gravity and the rear wheel axle (see FIG. 3)
h s : distance between the center of gravity and the roll axis (see FIG. 3)
I xz : product of yaw inertia Ixz may be ignored. In that case, C 4 = C 5 .

実横力演算部58は、実前輪横力を演算する実前輪横力演算部58aと実後輪横力を演算する実後輪横力演算部58bを有している。
実前輪横力演算部58aは、車速Vと、横加速度センサ32で検出される横加速度y”と、ヨー角加速度γ’と、ロール角加速度φ”とにもとづき次式により実前輪横力Fyf を演算する。
実後輪横力演算部58bは、車速Vと、横加速度センサ32で検出される横加速度y”と、ヨー角加速度γ’と、ロール角加速度φ”とにもとづき次式により実後輪横力Fyr を演算する。
算出された実前輪横力Fyf と実後輪横力Fyr は、制御量演算部64に入力される。
ちなみに、lは前後輪の軸間距離である。
The actual lateral force calculation unit 58 includes an actual front wheel lateral force calculation unit 58a that calculates actual front wheel lateral force and an actual rear wheel lateral force calculation unit 58b that calculates actual rear wheel lateral force.
The actual front wheel lateral force calculation unit 58a calculates the actual front wheel lateral force F by the following equation based on the vehicle speed V, the lateral acceleration y "detected by the lateral acceleration sensor 32, the yaw angular acceleration γ ', and the roll angular acceleration φ". yf * is calculated.
The actual rear wheel lateral force calculation unit 58b calculates the actual rear wheel lateral force by the following equation based on the vehicle speed V, the lateral acceleration y "detected by the lateral acceleration sensor 32, the yaw angular acceleration γ ', and the roll angular acceleration φ". The force F yr * is calculated.
The calculated actual front wheel lateral force F yf * and actual rear wheel lateral force F yr * are input to the control amount calculation unit 64.
Incidentally, l is the distance between the front and rear wheels.

後輪目標トー角演算部61は、車速Vと、前輪転舵角δとその前輪転舵角δを時間微分した前輪転舵角速度δ’とから後輪WRL、WRRのそれぞれの目標後輪トー角αTL、αTRを生成し、左右の後輪WRL、WRRのそれぞれのトー角変更を制御する後輪トー角制御装置42L、42Rに目標後輪トー角αTL、αTRを出力する。この目標後輪トー角αTL、αTR生成は、予め左右の後輪WRL、WRRごとに設定されたトー角テーブルを前輪転舵角δ、前輪転舵角速度δ’、車速Vにもとづいて参照することによって行なわれる。
例えば、次式(9)、(10)のように設定される。
αTL=K(V,δ’,δ)・δ ・・・・(9)
αTR=K(V,δ’,δ)・δ ・・・・(10)
ここで、K(V)、K(V)は車速V、前輪転舵角δおよび前輪転舵角速度δ’に依存する前後輪操舵比であり、目標後輪トー角αTL、αTRが、車速Vが所定の低速の範囲では、前輪転舵角δに応じて後輪WRL、WRRが逆位相に、小回りがし易いように目標後輪トー角αTL、αTRが生成される。
The rear wheel target toe angle calculation unit 61 uses the vehicle speed V, the front wheel turning angle δ, and the front wheel turning angular velocity δ ′ obtained by time-differentiating the front wheel turning angle δ, after each target of the rear wheels W RL and W RR. The wheel toe angles α TL , α TR are generated, and the target rear wheel toe angles α TL , α TR are transmitted to the rear wheel toe angle control devices 42L, 42R that control the change of the toe angles of the left and right rear wheels W RL , W RR. Is output. The target rear wheel toe angles α TL and α TR are generated based on the front wheel turning angle δ, the front wheel turning angular velocity δ ′, and the vehicle speed V based on a toe angle table set in advance for each of the left and right rear wheels W RL and W RR. It is done by referring to.
For example, the following equations (9) and (10) are set.
α TL = K L (V, δ ′, δ) · δ (9)
α TR = K R (V, δ ′, δ) · δ (10)
Here, K L (V) and K R (V) are front and rear wheel steering ratios depending on the vehicle speed V, the front wheel turning angle δ, and the front wheel turning angular velocity δ ′, and the target rear wheel toe angles α TL , α TR However, when the vehicle speed V is within a predetermined low speed range, the target rear wheel toe angles α TL , α TR are generated so that the rear wheels W RL , W RR are in reverse phase and easily turn around according to the front wheel turning angle δ. Is done.

前記所定の低速の範囲を超える高速の範囲では、前輪転舵角速度δ’の絶対値が所定の値以下で、かつ、前輪転舵角δが左右の所定の範囲以内の場合は、前輪転舵角δに応じて各後輪WRL、WRRが同位相になるように目標後輪トー角αTL、αTRが設定される。つまり、レーンチェンジにおける車体横滑り角βを小さくするように各目標後輪トー角αTL、αTRが設定される。
しかし、前記所定の低速の範囲を超える高速の範囲で、前輪転舵角速度δ’の絶対値が所定の値を超えるか、または、前輪転舵角δが左右の所定の範囲を超える大きな前輪転舵角δの場合は、前輪転舵角δに応じた逆位相に各目標後輪トー角αTL、αTRが設定される。
なお、後輪目標トー角演算部61で生成される目標後輪トー角αTL、αTRは、旋回安定性の観点から必ずしもアッカーマン・ジャントのジオメトリに従う必要はない。また、転舵角δが0°のとき目標後輪トー角αTL、αTRが、それぞれ、例えば、2°のトーインの設定になっていても良い。
If the absolute value of the front wheel turning angular velocity δ ′ is equal to or less than a predetermined value and the front wheel turning angle δ is within a predetermined range on the left and right, the front wheel turning is performed in a high speed range exceeding the predetermined low speed range. The target rear wheel toe angles α TL and α TR are set so that the rear wheels W RL and W RR have the same phase according to the angle δ. That is, the target rear wheel toe angles α TL and α TR are set so as to reduce the vehicle body side slip angle β in the lane change.
However, in a high speed range exceeding the predetermined low speed range, the absolute value of the front wheel turning angular velocity δ ′ exceeds a predetermined value, or the front wheel turning angle δ exceeds a predetermined range on the left and right. In the case of the steering angle δ, the target rear wheel toe angles α TL , α TR are set in opposite phases according to the front wheel steering angle δ.
It should be noted that the target rear wheel toe angles α TL and α TR generated by the rear wheel target toe angle calculation unit 61 do not necessarily follow the Ackermann-Jantt geometry from the viewpoint of turning stability. Further, when the turning angle δ is 0 °, the target rear wheel toe angles α TL and α TR may each be set to a toe-in of 2 °, for example.

制御量演算部64は、前輪転舵角補正量演算部64aと、後輪トー角補正量演算部64aと、目標ヨーモーメント演算部64cと、実ヨーモーメント演算部64dと、加算器64eと、を有している。   The control amount calculation unit 64 includes a front wheel turning angle correction amount calculation unit 64a, a rear wheel toe angle correction amount calculation unit 64a, a target yaw moment calculation unit 64c, an actual yaw moment calculation unit 64d, an adder 64e, have.

前輪転舵角補正量演算部64aは、車速Vと、目標前輪横力Fyfdと実前輪横力Fyf との偏差と、をパラメータにした前輪転舵角補正テーブルをあらかじめ備え、実前輪横力Fyf が目標前輪横力Fyfdになるように前輪転舵角補正量Δδを演算して、前輪転舵角制御装置40の加算器40bに入力する。入力された前輪転舵角補正量Δδに応じて前輪操舵装置SBWは前輪転舵角制御装置40によりアクティブ制御される。 The front wheel turning angle correction amount calculation unit 64a includes a front wheel turning angle correction table in which the vehicle speed V and the deviation between the target front wheel lateral force Fyfd and the actual front wheel lateral force Fyf * are parameters. The front wheel turning angle correction amount Δδ c is calculated so that the lateral force F yf * becomes the target front wheel lateral force F yfd and input to the adder 40 b of the front wheel turning angle control device 40. Front-wheel steering device SBW according to the input front wheel steering angle correction amount .DELTA..delta c is actively controlled by the front-wheel steering angle control device 40.

後輪トー角補正量演算部64bは、車速Vと、目標後輪横力Fyrdと実後輪横力Fyr との偏差と、をパラメータにした後輪トー角補正テーブルをあらかじめ備え、実後輪横力Fyr が目標後輪横力Fyrdになるように左の後輪WRLに対する後輪トー角補正量ΔαCLと右の後輪WRRに対する後輪トー角補正量ΔαCRとを算出し、それぞれ加算器62、63に入力する。
加算器62から出力される補正された目標後輪トー角αTL1は後輪トー角制御装置42Lに入力される。同様に、加算器63から出力される補正された目標後輪トー角αTR1は後輪トー角制御装置42Rに入力される。後輪トー角変更装置41L、41Rは、入力された目標後輪トー角αTL1およびに目標後輪トー角αTR1により、車両の旋回運動に応じたフィードバック制御を行なう。
The rear wheel toe angle correction amount calculation unit 64b includes a rear wheel toe angle correction table in which the vehicle speed V and the deviation between the target rear wheel lateral force F yrd and the actual rear wheel lateral force F yr * are parameters. Rear wheel toe angle correction amount Δα CL for the left rear wheel W RL and rear wheel toe angle correction amount Δα for the right rear wheel W RR so that the actual rear wheel lateral force F yr * becomes the target rear wheel lateral force F yrd. CR is calculated and input to the adders 62 and 63, respectively.
The corrected target rear wheel toe angle α TL1 output from the adder 62 is input to the rear wheel toe angle control device 42L. Similarly, the corrected target rear wheel toe angle α TR1 output from the adder 63 is input to the rear wheel toe angle control device 42R. The rear wheel toe angle changing devices 41L and 41R perform feedback control in accordance with the turning motion of the vehicle based on the inputted target rear wheel toe angle αTL1 and the target rear wheel toe angle αTR1 .

目標ヨーモーメント演算部64cは、目標前輪横力Fyfdと目標後輪横力Fyrdとから目標ヨーモーメントを演算する。実ヨーモーメント演算部64dは、実前輪横力Fyf と実後輪横力Fyr とから実ヨーモーメントを演算する。そして、加算器64において目標ヨーモーメントに対する実ヨーモーメントの偏差モーメントΔMを算出する。 The target yaw moment calculator 64c calculates the target yaw moment from the target front wheel lateral force F yfd and the target rear wheel lateral force F yrd . The actual yaw moment calculator 64d calculates an actual yaw moment from the actual front wheel lateral force F yf * and the actual rear wheel lateral force F yr * . Then, to calculate the deviation moment .DELTA.M Z actual yaw moment in the adder 64 to the target yaw moment.

DYC制御部65には、エンジンECU27からエンジントルク、エンジン回転速度などの信号が入力され、また、車速信号、アクセルペダル信号(アクセル開度信号)とブレーキペダル信号が入力されている。DYC制御部65は、エンジン回転速度と車速VからトランスミッションT/Mのギヤ比を判定し、このギヤ比とエンジントルクトルクとにもとづいて左右の前輪WFL、WFRに伝達される駆動力を算出する。そして、DYC制御部65は、現在のヨーレートγに偏差ヨーモーメントΔMを加算して旋回量を決定し、前記駆動力および旋回量の積にもとづいて駆動力配分装置Tが左右の前輪WFL,WFRに配分すべき駆動力配分量を決定する。 Signals such as engine torque and engine speed are input from the engine ECU 27 to the DYC control unit 65, and a vehicle speed signal, an accelerator pedal signal (accelerator opening signal), and a brake pedal signal are input. The DYC control unit 65 determines the gear ratio of the transmission T / M from the engine rotation speed and the vehicle speed V, and determines the driving force transmitted to the left and right front wheels W FL and W FR based on the gear ratio and the engine torque torque. calculate. Then, DYC control unit 65 adds the deviation yaw moment .DELTA.M Z to the current yaw rate γ of the turning amount determined, the driving force and the driving force distribution device T based on the turning amount of the product is left and right front wheels W FL , W FR to determine the amount of driving force to be allocated.

次いで、DYC制御部65は、その駆動力配分量を得るために必要な油圧が左油圧クラッチC若しくは右油圧クラッチCに出力されるように、油圧回路28の図示しないリニアソレノイドに供給する電気量を制御する。
このとき、例えば、アクセルペダルを踏み込み時およびエンジンブレーキ時は油圧回路28を介してDYC制御による左右の駆動力配分をする。
Then, DYC control unit 65 supplies hydraulic pressure necessary for obtaining the driving force distribution amounts to be outputted to the left hydraulic clutch C L or the right hydraulic clutch C R, the linear solenoid (not shown) of the hydraulic circuit 28 Control the amount of electricity.
At this time, for example, when the accelerator pedal is depressed and the engine is braked, the left and right driving force is distributed by DYC control via the hydraulic circuit 28.

ブレーキペダルによるブレーキ操作時、または、エンジンブレーキを掛けてない状態でのアクセルペダルを外している場合は、偏差ヨーモーメントΔMにもとづきブレーキ制御電子制御ユニット(以下、ブレーキ制御ECUと称する)29を介して、DYC制御による左右の制動力配分を行なう。
なお、ブレーキ制御ECU29は、通常のアンチロックブレーキ制御機能を有しており、個々の車輪のブレーキBFL、BFR、BRL、BRR(図1参照)を制御する。
When the brake operation by the brake pedal, or, if you have remove the accelerator pedal by non multiplied by engine braking, deviation yaw moment .DELTA.M Z based on the brake electronic control unit (hereinafter, referred to as a brake control ECU) 29 an Via the DYC control, left and right braking force distribution is performed.
The brake control ECU 29 has a normal antilock brake control function, and controls brakes B FL , B FR , B RL , B RR (see FIG. 1) of each wheel.

ここで、本実施形態における目標後輪横滑り角速度演算部56と目標横力演算部57とは本発明の目標横力演算手段に対応し、実横力演算部58が本発明の実横力演算手段に対応する。
また、目標後輪横滑り角速度演算部56と目標横力演算部57と目標ヨーモーメント演算部64cとが目標ヨーモーメント演算手段に、実横力演算部58と実ヨーモーメント演算部64dとが本発明の実ヨーモーメント演算手段に対応する。
Here, the target rear wheel side slip angular velocity calculation unit 56 and the target side force calculation unit 57 in the present embodiment correspond to the target side force calculation means of the present invention, and the actual side force calculation unit 58 uses the actual side force calculation of the present invention. Corresponds to the means.
Further, the target rear wheel side slip angular velocity calculation unit 56, the target side force calculation unit 57, and the target yaw moment calculation unit 64c are the target yaw moment calculation unit, and the actual side force calculation unit 58 and the actual yaw moment calculation unit 64d are the present invention. Corresponds to the actual yaw moment calculation means.

以上、本実施形態の構成によれば、コントロールユニット37は目標前輪横力Fyfdと実前輪横力Fyf との偏差にもとづいて前輪転舵角補正量Δδを算出し、前輪転舵角制御装置40に入力し、前輪転舵角制御装置40が前輪転舵角補正量Δδにもとづいて、車両の旋回状態をフィードバックして、前輪転舵角δを制御する。並行して、コントロールユニット37は目標後輪横力Fyrdと実後輪横力Fyr との偏差にもとづいて後輪トー角補正量ΔαCL、ΔαCRを算出し、加算器62、63で補正させ、後輪トー角制御装置42L、42Rに入力し、後輪トー角制御装置42L、42Rが補正された目標後輪トー角αTL1、αTR1にもとづいて、車両の旋回状態をフィードバックして、後輪トー角を制御する。
このとき、目標後輪横滑り角速度βrd’が前輪横滑り角速度β’以下になるように設定して目標後輪横滑り角速度βrd’を算出し、そして、目標前輪横力Fyfd、目標後輪横力Fyrdを算出しているので、実前輪横力Fyf が目標前輪横力Fyfdを上回る場合、または実後輪横力Fyr が目標後輪横力Fyrdを上回る場合は、車両がスピンに入っている可能性があり、それを前輪転舵角制御装置40および後輪トー角制御装置42L、42Rにフィードバックして、アクティブ制御により抑制できる。
つまり、これは、車体の横滑り角速度の増加が続いて、スピンに陥らないようにする前輪転舵装置SBWおよび後輪トー角変更装置41L、41Rの制御に相当する。
As described above, according to the configuration of the present embodiment, the control unit 37 calculates the front wheel turning angle correction amount Δδ c based on the deviation between the target front wheel lateral force F yfd and the actual front wheel lateral force F yf *, and the front wheel steering. The front wheel turning angle control device 40 feeds back the turning state of the vehicle based on the front wheel turning angle correction amount Δδ c and controls the front wheel turning angle δ. In parallel, the control unit 37 calculates rear wheel toe angle correction amounts Δα CL and Δα CR based on the deviation between the target rear wheel lateral force F yrd and the actual rear wheel lateral force F yr *, and the adders 62 and 63 Is corrected and input to the rear wheel toe angle control devices 42L and 42R, and the turning state of the vehicle is fed back based on the target rear wheel toe angles α TL1 and α TR1 corrected by the rear wheel toe angle control devices 42L and 42R. Then, the rear wheel toe angle is controlled.
At this time, the target rear-wheel slip angle velocity beta rd 'front wheel slip angle velocity beta f' set to be below calculates the target rear-wheel slip angle velocity beta rd ', Then, the target front-wheel lateral force F YFD, the target rear wheel Since the lateral force F yrd is calculated, if the actual front wheel lateral force F yf * exceeds the target front wheel lateral force F yfd , or if the actual rear wheel lateral force F yr * exceeds the target rear wheel lateral force F yrd There is a possibility that the vehicle is in a spin, which can be fed back to the front wheel turning angle control device 40 and the rear wheel toe angle control devices 42L and 42R and suppressed by active control.
That is, this corresponds to control of the front wheel steering device SBW and the rear wheel toe angle changing devices 41L and 41R so that the side slip angular velocity of the vehicle body continues to increase and does not fall into a spin.

また、車体横滑り角βを高価なセンサで検出する必要が無く、また、車体横滑り角βを演算によって求めるときに、路面摩擦係数μ等を推定したり、コーナリングパワー等、車両の旋回運動中に時々刻々変化する変数を必要としたりしないため、演算式が比較的簡単になり、精度良く前輪横滑り角速度β’得ることができる。そして、前輪横滑り角速度β’から目標後輪横滑り角速度βrd’を求めて、前輪および後輪の目標横力を求め、必要に応じ、更に目標横力から目標ヨーモーメントを求めるので制御精度が向上する。
ちなみに、前輪横滑り角速度β’は当然誤差を含むが、それを積分することなくそのまま使用しているので、制御における積分による誤差の増加を防止できる。
In addition, it is not necessary to detect the vehicle body side slip angle β with an expensive sensor, and when the vehicle body side slip angle β is obtained by calculation, the road surface friction coefficient μ is estimated, cornering power, etc. during the turning motion of the vehicle Since a variable that changes from time to time is not required, the arithmetic expression becomes relatively simple, and the front-wheel side-slip angular velocity β f ′ can be obtained with high accuracy. Then, the target rear wheel side angular velocity β rd ′ is obtained from the front wheel side angular velocity β f ′, the front side and rear wheel target side forces are obtained, and the target yaw moment is further obtained from the target side force as necessary. improves.
Incidentally, the front-wheel side-slip angular velocity β f ′ naturally includes an error, but since it is used as it is without being integrated, an increase in error due to integration in the control can be prevented.

更に、前輪横滑り角速度β’は、前輪横滑り角βの変化量、つまり、時間微分値に相当するため、前輪横滑り角βが変化しているということは、運転者の操作により転舵角が変化して生じているか、または、旋回運動中の車両の姿勢変化(つまり、車体横滑り角βの変化)により生じているので、前輪横滑りβまたは車体横滑り角βを、旋回運動中の車体姿勢やヨー運動の制御のフィードバックパラメータとして用いる場合よりも車体挙動の予測性に優れる。 Further, since the front wheel side slip angular velocity β f ′ corresponds to the amount of change of the front wheel side slip angle β f , that is, a time differential value, the fact that the front wheel side slip angle β f has changed means that the steering wheel is steered by the operation of the driver. Since the angle is changed or is caused by a change in the posture of the vehicle during the turning motion (that is, a change in the vehicle body side slip angle β), the front wheel side slip β f or the vehicle body side slip angle β It is more predictable of vehicle behavior than when it is used as a feedback parameter for control of vehicle posture and yaw motion.

本実施形態の構成によれば、コントロールユニット37は目標ヨーモーメントと実ヨーモーメントとの偏差ヨーモーメントを算出して、DYC制御部65にDYC制御をさせる。従って、転舵時の車両の旋回運動における前後輪の横滑り角速度、つまり、車体横滑り角速度と、ヨーモーメント制御を、前輪操舵装置SBWおよび後輪トー角変更装置41L、41Rと、駆動力伝達装置Tと、で別個に実行できるので、互いの制御が干渉することがなく、転舵時の車両の旋回運動を応答性良く制御できる(走行感度が向上)、すなわち、高い旋回性能を持ちながら、同時に旋回運動を安定に行える。   According to the configuration of the present embodiment, the control unit 37 calculates a deviation yaw moment between the target yaw moment and the actual yaw moment, and causes the DYC control unit 65 to perform DYC control. Therefore, the front and rear wheel side slip angular velocities, that is, the vehicle body side slip angular velocities and the yaw moment control in the turning motion of the vehicle at the time of turning are controlled by the front wheel steering device SBW, the rear wheel toe angle changing devices 41L and 41R, and the driving force transmission device T. And can be executed separately, so that the control of the vehicle does not interfere with each other, and the turning motion of the vehicle at the time of turning can be controlled with good responsiveness (in other words, the driving sensitivity is improved). Swivel movement can be performed stably.

例えば、特許文献1に記載された従来技術のようにDYC制御のみで、ヨーモーメントに対するフィードバック制御と車体スリップ角βに対するフィードバック制御の両方を行なうと、車体スリップ角βを抑えように車体スリップ角のフィードバックの項を大きくすると、つまりフィードバックゲインを大きくすると、駆動力の配分方向が逆なので、結果的にヨーモーメントを減ずるしかなく、旋回性も低下せざるを得ない。
ちなみに、左旋回しているとき、低速では車両の進行方向よりも右側に車体方向が向き、所定の速度以上では車両の進行方向よりも左側に車体方向が向く。逆に、右旋回しているとき、低速では車両の進行方向よりも左側に車体方向が向き、所定の速度以上では車両の進行方向よりも右側に車体方向が向く。従って、所定の速度以上では車体スリップ角βをヨーモーメント制御で抑えようとすると、そのヨーモーメント制御は旋回方向と逆方向となる。
For example, if both the feedback control for the yaw moment and the feedback control for the vehicle body slip angle β are performed only by DYC control as in the prior art described in Patent Document 1, the vehicle body slip angle β is suppressed so as to suppress the vehicle body slip angle β. When the feedback term is increased, that is, when the feedback gain is increased, the direction in which the driving force is distributed is reversed. As a result, the yaw moment must be reduced, and the turning performance must be reduced.
Incidentally, when turning left, the vehicle body direction is directed to the right side of the traveling direction of the vehicle at a low speed, and the vehicle body direction is directed to the left side of the traveling direction of the vehicle at a predetermined speed or higher. Conversely, when turning right, the vehicle body direction is directed to the left side of the traveling direction of the vehicle at a low speed, and the vehicle body direction is directed to the right side of the traveling direction of the vehicle at a predetermined speed or higher. Therefore, if the vehicle body slip angle β is suppressed by the yaw moment control at a predetermined speed or higher, the yaw moment control is in the direction opposite to the turning direction.

同様に、前輪舵角制御だけでヨーレートに対するフィードバック制御と車体スリップ角βに対するフィードバック制御の両方を行なうと、車体スリップ角βを抑えるように制御する場合、前輪転舵角δを小さくするか、若しくはカウンターステア側に操舵することになり、旋回性も低下せざるを得ないが、本実施形態ではそのようなことはない。   Similarly, when both the feedback control with respect to the yaw rate and the feedback control with respect to the vehicle body slip angle β are performed only by the front wheel steering angle control, when the control is performed to suppress the vehicle body slip angle β, the front wheel steering angle δ is reduced, or Steering to the counter steer side is necessary, and the turning performance is inevitably lowered. However, in this embodiment, this is not the case.

(第1の実施形態の変形例)
また、図1に示すように各車輪WFL、WFR、WRL、WRRのサスペンション装置46L、46R、47L、47Rを、剛性を制御または沈み込み量を制御可能なアクティブサスペンション装置としても良い。
その場合に、コントロールユニット37に、目標前輪横力Fyfdと実前輪横力Fyf との偏差にもとづいて、前輪サスペンション装置46L、46Rの、例えば、目標沈み込み量を演算し、目標後輪横力Fyrdと実後輪横力Fyr との偏差にもとづいて、後輪サスペンション装置47L、47Rの、例えば、目標沈み込み量を演算するアクティブサスペンション制御量演算部64fを有している。
各サスペンション装置46L、46R、47L、47Rの目標沈み込み量は、図示しないアクティブサスペンション制御ECUに入力され、各サスペンション装置46L、46R、47L、47Rが制御される。
これにより、車両の旋回運動状態をフィードバックしたロール制御ができ、旋回性能を向上できる。
(Modification of the first embodiment)
Further, as shown in FIG. 1, the suspension devices 46L, 46R, 47L, 47R of the respective wheels W FL , W FR , W RL , W RR may be active suspension devices capable of controlling the rigidity or controlling the sinking amount. .
In that case, the control unit 37 calculates, for example, the target subsidence amount of the front wheel suspension devices 46L and 46R based on the deviation between the target front wheel lateral force F yfd and the actual front wheel lateral force F yf *, and the target rear wheel Based on the deviation between the wheel lateral force F yrd and the actual rear wheel lateral force F yr * , the rear wheel suspension devices 47L and 47R have, for example, an active suspension control amount calculation unit 64f that calculates a target sinking amount. Yes.
The target sinking amounts of the suspension devices 46L, 46R, 47L, 47R are input to an active suspension control ECU (not shown), and the suspension devices 46L, 46R, 47L, 47R are controlled.
Thereby, the roll control which fed back the turning motion state of the vehicle can be performed, and the turning performance can be improved.

《第2の実施形態》
次に図5、図6を参照しながら本発明の第2の実施形態を説明する。
図5は本実施形態に係る車両の運動制御装置を適用した車両の動力伝達系のスケルトン図、およびステアバイワイヤ式の前輪操舵装置と車両の運動制御装置のブロック図を組み合わせた図である。
図6は車両の運動制御装置における制御ロジックを説明するためのブロック図である。
第1の実施形態と異なる点は、後輪トー角変更装置を備えない点である。第1の実施形態と同じ構成については、同じ符号を付し、第1の実施形態と重複する説明は省略する。
本実施形態ではコントロールユニット37Aが前輪転舵角制御装置40、油圧回路28、ブレーキ制御ECU29と接続している。
コントロールユニット37Aの構成は、第1の実施形態におけるコントロールユニット37とは、操作角速度演算部50、後輪目標トー角演算部61、加算器62、63が削除され、制御量演算部64の代わりに制御量演算部64Aになった点が異なる。
<< Second Embodiment >>
Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
FIG. 5 is a skeleton diagram of a vehicle power transmission system to which the vehicle motion control device according to the present embodiment is applied, and a block diagram of a steer-by-wire front wheel steering device and a vehicle motion control device.
FIG. 6 is a block diagram for explaining the control logic in the vehicle motion control apparatus.
The difference from the first embodiment is that the rear wheel toe angle changing device is not provided. About the same structure as 1st Embodiment, the same code | symbol is attached | subjected and the description which overlaps with 1st Embodiment is abbreviate | omitted.
In the present embodiment, the control unit 37A is connected to the front wheel turning angle control device 40, the hydraulic circuit 28, and the brake control ECU 29.
The configuration of the control unit 37A is the same as that of the control unit 37 in the first embodiment, except that the operation angular velocity calculation unit 50, the rear wheel target toe angle calculation unit 61, and the adders 62 and 63 are deleted, instead of the control amount calculation unit 64. The difference is that the control amount calculation unit 64A is used.

制御量演算部64Aは、目標ヨーモーメント演算部64cと、実ヨーモーメント演算部64dと、加算器64eと、前輪転舵角補正量演算部64gと、を有している。
前輪転舵角補正量演算部64gは、車速Vと、偏差ヨーモーメントΔMと、をパラメータにした前輪転舵角補正テーブルをあらかじめ備え、偏差ヨーモーメントΔMが0になるように前輪転舵角補正量Δδを演算して、前輪転舵角制御装置40の加算器40bに入力する。入力された前輪転舵角補正量Δδに応じて前輪操舵装置SBWは前輪転舵角制御装置40によりアクティブ制御される。
The control amount calculation unit 64A includes a target yaw moment calculation unit 64c, an actual yaw moment calculation unit 64d, an adder 64e, and a front wheel turning angle correction amount calculation unit 64g.
The front wheel turning angle correction amount calculating section 64g includes a vehicle speed V, the comprises a deviation yaw moment .DELTA.M Z, the front wheel turning angle correction table to a parameter in advance, steering the front wheel so that the deviation yaw moment .DELTA.M Z becomes 0 by calculating the angular correction amount .DELTA..delta c, input to the adder 40b of the front-wheel steering angle control device 40. Front-wheel steering device SBW according to the input front wheel steering angle correction amount .DELTA..delta c is actively controlled by the front-wheel steering angle control device 40.

本実施形態の構成によれば、コントロールユニット37Aは目標ヨーモーメントと実ヨーモーメントとの偏差ヨーモーメントを算出して、DYC制御部65にDYC制御をさせると共に、前輪転舵角制御部40に前輪転舵角補正量Δδを出力して前輪操舵装置SBWをアクティブ制御させる。
従って、転舵時の車両の旋回運動におけるヨーモーメント制御を、前輪操舵装置SBWおよび駆動力伝達装置Tと協調して実行できる。そして、転舵時の車両の旋回運動を応答性良く制御できる(走行感度が向上)、すなわち、高い旋回性能を持ちながら、同時に旋回運動を安定に行える。
According to the configuration of the present embodiment, the control unit 37A calculates a deviation yaw moment between the target yaw moment and the actual yaw moment, causes the DYC control unit 65 to perform DYC control, and causes the front wheel turning angle control unit 40 to a front wheel steering device SBW to active control by outputting a wheel steering angle correction amount .DELTA..delta c.
Therefore, the yaw moment control in the turning motion of the vehicle at the time of turning can be executed in cooperation with the front wheel steering device SBW and the driving force transmission device T. Then, the turning motion of the vehicle at the time of turning can be controlled with good responsiveness (travel sensitivity is improved), that is, the turning motion can be stably performed simultaneously with high turning performance.

また、第1の実施形態と同様に、車体横滑り角βを高価なセンサで検出する必要が無く、また、車体横滑り角βを演算によって求めるときに、路面摩擦係数μ等を推定したり、コーナリングパワー等、車両の旋回運動中に時々刻々変化する変数を必要としたりしないため、演算式が比較的簡単になり、精度良く前輪横滑り角速度β’得ることができる。そして、前輪横滑り角速度β’から目標後輪横滑り角速度βrd’を求めて、前輪および後輪の目標横力を求め、更に目標横力から目標ヨーモーメントを求めるので制御精度が向上する。
ちなみに、前輪横滑り角速度β’は当然誤差を含むが、それを積分することなくそのまま使用しているので、制御における積分による誤差の増加を防止できる。
Further, similarly to the first embodiment, it is not necessary to detect the vehicle body side slip angle β with an expensive sensor, and when the vehicle body side slip angle β is obtained by calculation, the road surface friction coefficient μ or the like is estimated, or cornering is performed. Since variables such as power that change every moment during the turning motion of the vehicle are not required, the arithmetic expression becomes relatively simple, and the front-wheel skid angular velocity β f ′ can be obtained with high accuracy. Then, the target rear wheel side slip angular velocity β rd ′ is obtained from the front wheel side slip angular velocity β f ′, the target side force of the front wheel and the rear wheel is obtained, and further the target yaw moment is obtained from the target side force, so that the control accuracy is improved.
Incidentally, the front-wheel side-slip angular velocity β f ′ naturally includes an error, but since it is used as it is without being integrated, an increase in error due to integration in the control can be prevented.

(その他の変形例)
以上、第1および第2の実施形態を詳述したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行なうことが可能である。
第1および第2の実施形態において、ロールレートセンサ34を用いるものとしたが、ロールレートセンサ34は無くても良い。その場合、コントロールユニット37またはコントロールユニット37Aのロールレート微分演算部54は無くなり、前記式(3)〜(8)においてロール角加速度φ”の項が無くなる。
(Other variations)
Although the first and second embodiments have been described in detail above, various design changes can be made without departing from the scope of the present invention.
In the first and second embodiments, the roll rate sensor 34 is used, but the roll rate sensor 34 may be omitted. In that case, the roll rate differential operation unit 54 of the control unit 37 or the control unit 37A is eliminated, and the term of the roll angular acceleration φ ″ is eliminated in the equations (3) to (8).

前輪操舵装置SBWの代わりに電動パワーステアリング装置を備える車両において、前輪転舵角制御装置40の代わりに補助トルク制御装置が配され、補助トルク制御装置において車速Vと転舵角δ、または車速Vと操舵ハンドル21aの操作角θにもとづいて規範ヨーレートを算出し、規範ヨーレートと検出された実ヨーレートγとの偏差に応じて補助トルクを出力する電動機を制御して操舵ハンドル21aに操舵反力を付与するヨーレートフィードバックのアクティブ反力制御の場合にも、ヨーレートフィードバックのアクティブ反力の代わりに前記偏差モーメントΔMをフィードバックしてアクティブ反力制御しても良い。 In a vehicle provided with an electric power steering device instead of the front wheel steering device SBW, an auxiliary torque control device is arranged instead of the front wheel steering angle control device 40. In the auxiliary torque control device, the vehicle speed V and the steering angle δ, or the vehicle speed V And the steering yaw rate is calculated based on the operating angle θ of the steering wheel 21a, and the motor that outputs the auxiliary torque is controlled according to the deviation between the standard yaw rate and the detected actual yaw rate γ, and the steering reaction force is applied to the steering wheel 21a. in the case of an active reaction force control of the grant to the yaw rate feedback it may also be active reaction force control by feeding back the deviation moment .DELTA.M Z instead of an active reaction force of the yaw rate feedback.

第1および第2の実施形態では駆動力伝達装置Tに関するDYC制御の作用を説明したが、本発明は左右の車輪にブレーキ制御ECU29、図示しない油圧回路、ブレーキBFL、BFR、BRL、BRRを介して制動力を配分してヨーモーメントを発生させるブレーキ制御装置に対しても適用することが可能である。 In the first and second embodiments, the operation of the DYC control related to the driving force transmission device T has been described. However, the present invention applies a brake control ECU 29, a hydraulic circuit (not shown), brakes B FL , B FR , B RL , The present invention can also be applied to a brake control device that generates a yaw moment by allocating braking force via BRR .

本発明の第1の実施形態に係る車両の運動制御装置を適用した車両の動力伝達系のスケルトン図、およびステアバイワイヤ式の前輪操舵装置と後輪トー角変更装置と車両の運動制御装置のブロック図を組み合わせて表示した図である。FIG. 1 is a skeleton diagram of a vehicle power transmission system to which a vehicle motion control device according to a first embodiment of the present invention is applied; a steer-by-wire front wheel steering device, a rear wheel toe angle changing device, and a block of a vehicle motion control device; It is the figure displayed combining the figure. 本発明の第1の実施形態の車両の運動制御装置における制御ロジックのブロック図である。It is a block diagram of the control logic in the vehicle motion control apparatus of the 1st Embodiment of this invention. 座標系を説明する図である。It is a figure explaining a coordinate system. 目標後輪横滑り角速度の設定手法を示すグラフである。It is a graph which shows the setting method of target rear-wheel side slip angular velocity. 本発明の第2の実施形態に係る車両の運動制御装置を適用した車両の動力伝達系のスケルトン図、およびステアバイワイヤ式の前輪操舵装置と車両の運動制御装置のブロック図を組み合わせて表示した図である。The skeleton figure of the power transmission system of the vehicle to which the vehicle motion control device according to the second embodiment of the present invention is applied, and the diagram showing the combination of the steer-by-wire front wheel steering device and the block diagram of the vehicle motion control device It is. 本発明の第2の実施形態の車両の運動制御装置における制御ロジックのブロック図である。It is a block diagram of the control logic in the movement control apparatus of the vehicle of the 2nd Embodiment of this invention.

符号の説明Explanation of symbols

21 操作部
21a 操舵ハンドル
21b 操舵軸
21c 操作角検出センサ
21d 操作トルクセンサ
21e 操作反力モータ
25 転舵部
27 エンジン電子制御ユニット
28 油圧回路(駆動力配分装置)
29 ブレーキ制御電子制御ユニット(駆動力配分装置)
30FL、30FR、30RL、30RR 車輪速センサ
31 ヨーレートセンサ(車両状態量取得手段)
32 横加速度センサ(車両状態量取得手段)
33 前輪転舵角センサ(走行状態量取得手段)
34 ロールレートセンサ(車両状態量取得手段)
37 コントロールユニット
40 前輪転舵角制御装置
40a 目標転舵角設定・操作反力制御部
40b 加算器
40c ステアリングモータ制御部
41L、41R 後輪トー角変更装置
42L、42R 後輪トー角制御装置
43L、43R アクチュエータ
50 操作角速度演算部
51 車速演算部(車両状態量取得手段)
52 ヨーレート微分演算部
53 転舵角微分演算部
54 ロールレート微分演算部
55 前輪横滑り角速度演算部
56 目標後輪横滑り角速度演算部(目標後輪横滑り角速度演算手段、目標横力演算手段、目標ヨーモーメント演算手段)
57 目標横力演算部(目標横力演算手段、目標ヨーモーメント演算手段)
57a 目標前輪横力演算部
57b 目標後輪横力演算部
58 実横力演算部(実横力演算手段、実ヨーモーメント演算手段)
58a 前輪実横力演算部
58b 後輪実横力演算部
61 後輪目標トー角演算部
62、63、64e 加算器
64 制御量演算部
64a 前輪転舵角補正量演算部
64b 後輪トー角補正量演算部
64c 目標ヨーモーメント演算部(目標ヨーモーメント演算手段)
64d 実ヨーモーメント演算部(実ヨーモーメント演算手段)
64f アクティブサスペンション制御量演算部
65 DYC制御部(駆動力配分装置)
FL、BFR、BRL、BRR ブレーキ(駆動力配分装置)
ENG エンジン
T 駆動力配分装置
SBW 前輪操舵装置
T/M トランスミッション
FL 左前輪(車輪)
FR 右前輪(車輪)
RL 左後輪(車輪)
RR 右後輪(車輪)
DESCRIPTION OF SYMBOLS 21 Operation part 21a Steering handle 21b Steering shaft 21c Operation angle detection sensor 21d Operation torque sensor 21e Operation reaction force motor 25 Steering part 27 Engine electronic control unit 28 Hydraulic circuit (driving force distribution device)
29 Brake control electronic control unit (driving force distribution device)
30 FL , 30 FR , 30 RL , 30 RR wheel speed sensor 31 yaw rate sensor (vehicle state quantity acquisition means)
32 Lateral acceleration sensor (vehicle state quantity acquisition means)
33 Front wheel turning angle sensor (traveling state quantity acquisition means)
34 Roll rate sensor (vehicle state quantity acquisition means)
37 control unit 40 front wheel turning angle control device 40a target turning angle setting / operation reaction force control unit 40b adder 40c steering motor control unit 41L, 41R rear wheel toe angle changing device 42L, 42R rear wheel toe angle control device 43L, 43R Actuator 50 Operation Angular Velocity Calculation Unit 51 Vehicle Speed Calculation Unit (Vehicle State Quantity Acquisition Unit)
52 Yaw rate differential calculation unit 53 Steering angle differential calculation unit 54 Roll rate differential calculation unit 55 Front wheel side slip angular velocity calculation unit 56 Target rear wheel side slip angular velocity calculation unit (target rear wheel side slip angular velocity calculation unit, target side force calculation unit, target yaw moment Calculation means)
57 Target lateral force calculation unit (target lateral force calculation means, target yaw moment calculation means)
57a Target front wheel lateral force calculation unit 57b Target rear wheel lateral force calculation unit 58 Actual lateral force calculation unit (actual lateral force calculation means, actual yaw moment calculation means)
58a Front wheel actual lateral force calculation unit 58b Rear wheel actual lateral force calculation unit 61 Rear wheel target toe angle calculation unit 62, 63, 64e Adder 64 Control amount calculation unit 64a Front wheel turning angle correction amount calculation unit 64b Rear wheel toe angle correction Quantity calculation unit 64c Target yaw moment calculation unit (target yaw moment calculation means)
64d Actual yaw moment calculation unit (actual yaw moment calculation means)
64f Active suspension control amount calculation unit 65 DYC control unit (driving force distribution device)
B FL , B FR , B RL , B RR brake (driving force distribution device)
ENG Engine T Driving force distribution device SBW Front wheel steering device T / M Transmission W FL Left front wheel (wheel)
W FR right front wheel (wheel)
WRL left rear wheel (wheel)
W RR right rear wheel (wheel)

Claims (2)

車両状態量にもとづいて前輪横滑り角速度を演算する前輪横滑り角速度演算手段を有し、
前記算出された前輪横滑り角速度に応じて車両挙動を制御することを特徴とする車両の運動制御装置。
Front wheel side slip angular velocity calculating means for calculating front wheel side slip angular velocity based on the vehicle state quantity;
A vehicle motion control device that controls vehicle behavior according to the calculated front-wheel side slip angular velocity.
前記算出された前輪横滑り角速度から目標となる目標後輪横滑り角速度を演算する後輪横滑り角速度演算手段を有し、
前記算出された後輪横滑り角速度に応じて車両挙動を制御することを特徴とする請求項1に記載の車両の運動制御装置。
Rear wheel side slip angular velocity calculating means for calculating a target rear wheel side slip angular velocity as a target from the calculated front wheel side slip angular velocity;
The vehicle motion control device according to claim 1, wherein the vehicle behavior is controlled according to the calculated rear-wheel side slip angular velocity.
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