JP2020066361A - 車両用制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】車両用制御装置において、旋回時における車両の挙動を安定させる制御を行う。【解決手段】駆動源（Ｅ）からの動力を前輪（ＷｆＲ，ＷｆＬ）又は後輪（ＷｒＲ，ＷｒＬ）の少なくとも一方に伝達する動力伝達部材（Ｄ）と、前後輪に付帯されるタイヤ（Ｔ）と、を具備する車両（１）を制御する制御手段（Ｕ）を有する車両用制御装置であって、制御手段（Ｕ）は、タイヤ（Ｔ）の滑り状態が、タイヤ（Ｔ）の弾性変形に起因して前輪（ＷｆＲ，ＷｆＬ）又は後輪（ＷｒＲ，ＷｒＬ）のタイヤ（Ｔ）が路面に対して見かけ上滑った状態となる弾性滑り状態であるか又はタイヤ（Ｔ）が路面に対して実際に滑った状態となる移動滑り状態であるかを判定し、弾性滑り状態から移動滑り状態へ遷移したことを判定した場合には、当該タイヤ（Ｔ）の滑り状態を弾性滑り状態とするよう、後輪（ＷｒＲ，ＷｒＬ）の舵角である後輪舵角（δ２）を変更することを特徴とする。【選択図】図１５

Description

本発明は、車両における駆動輪の滑りを抑制するための制御を行う車両用制御装置に関する。

駆動源で駆動される駆動輪が最適のトラクションを発生するように、駆動源の出力を制御して駆動輪のスリップを基準スリップに追従させる車両のトラクション制御装置は、例えば下記特許文献１に記載されているように周知である。

ところで、従来の車両のトラクション制御では、前輪と後輪とが同時にスリップしている場合、対地速度の真値は不明であることから誤差が大きくなり、微小なスリップを精度良く検出することは困難である。

また、たとえスリップを精度よく検出することができたとしても、車輪として前輪と後輪を備える車両が旋回する際には、駆動輪となる側の車輪に、駆動力又は制動力の他、コーナリングフォース（車両を上方から見て、車輪の進行方向に対して直交する方向の力）も作用する。すると、駆動輪への負担が大きくなり、駆動輪のスリップ量が多くなる。この場合、車両の挙動を安定させる制御を行う必要があった。

特許第５９４５５７１号公報

本発明は上述の点に鑑みてなされたものでありその目的は、旋回時における車両の挙動を安定させる制御を行う車両用制御装置を提供することにある。

上記課題を解決するため本発明にかかる車両用制御装置は、駆動源（Ｅ）と、前輪（ＷｆＲ，ＷｆＬ）と、後輪（ＷｒＲ，ＷｒＬ）と、駆動源（Ｅ）からの動力を前輪（ＷｆＲ，ＷｆＬ）又は後輪（ＷｒＲ，ＷｒＬ）の少なくとも一方に伝達する動力伝達部材（Ｄ）と、前輪（ＷｆＲ，ＷｆＬ）及び後輪（ＷｒＲ，ＷｒＬ）に付帯されるタイヤ（Ｔ）と、操作子（９）と、を有し、前輪（ＷｆＲ，ＷｆＬ）の舵角である前輪舵角（δ_１）は、操作子（９）によって操作される車両（１）に対し、タイヤ（Ｔ）の滑り状態を判定しつつ車両（１）の走行を制御する制御手段（Ｕ）を有する車両用制御装置であって、制御手段（Ｕ）は、タイヤ（Ｔ）の滑り状態が、タイヤ（Ｔ）の弾性変形に起因して前輪（ＷｆＲ，ＷｆＬ）又は後輪（ＷｒＲ，ＷｒＬ）のタイヤ（Ｔ）が路面に対して見かけ上滑った状態となる弾性滑り状態であるか又はタイヤ（Ｔ）が路面に対して実際に滑った状態となる移動滑り状態であるかを判定し、前輪（ＷｆＲ，ＷｆＬ）及び後輪（ＷｒＲ，ＷｒＬ）に付帯されるタイヤ（Ｔ）のうち、いずれかのタイヤ（Ｔ）の滑り状態が、弾性滑り状態から移動滑り状態へ遷移したことを判定した場合には、当該タイヤ（Ｔ）の滑り状態を弾性滑り状態とするよう、後輪（ＷｒＲ，ＷｒＬ）の舵角である後輪舵角（δ_２）を変更することを特徴とする。

このように、タイヤの滑り状態が弾性滑り状態から移動滑り状態に遷移した場合には、移動滑り状態へ遷移したタイヤの滑りの低減を行うことが好ましい。この場合、タイヤの滑り状態を弾性滑り状態とするよう、後輪舵角を変更することで、前輪のコーナリングフォースと後輪のコーナリングフォースを適切な割合で分配することができる。これにより、駆動輪にかかる負担を減らし、移動滑り状態へ遷移したタイヤの路面に対する滑りを減少させることにより、走行に要する駆動源のエネルギ消費を最小限に抑えることができる。また、滑りを減少させることで、路面から適切な摩擦抵抗を得ることができ、車両の挙動を安定させることができる。

また、上記車両用制御装置において、制御手段（Ｕ）は、弾性滑り状態から移動滑り状態へ遷移したことを判定するにあたり、動力伝達部材（Ｄ）の回転変動および前輪（ＷｆＲ，ＷｆＬ）又は後輪（ＷｒＲ，ＷｒＬ）のホイール（Ｗ）の回転変動を検出し、動力伝達部材（Ｄ）の回転変動振幅に対するホイール（Ｗ）の回転変動振幅の振幅比（ｍ）と、動力伝達部材（Ｄ）の回転変動に対するホイール（Ｗ）の回転変動の位相遅れ（Ψ_１）とからタイヤ（Ｔ）の滑り状態の指標である滑り識別量（ζ_２）を算出し、滑り識別量（ζ_２）をタイヤ（Ｔ）の弾性滑り限界に対応する基準値（ζ_Ｓ）と比較することで移動滑り状態を判断し、滑り識別量（ζ_２）＜基準値（ζ_Ｓ）となった場合に移動滑り状態であると判定することとしてもよい。

これにより、弾性滑りと移動滑りの境界を適切に判定することができる。

また、上記車両用制御装置において、制御手段（Ｕ）は、車両（１）の重心点の横滑り角である重心横滑り角（β）を算定し、重心横滑り角（β）が所定範囲外となる場合には、後輪舵角（δ_２）を車両（１）の前後方向に対して平行となるように固定する、又は前記平行となる状態からの後輪舵角（δ_２）の変更量を制限することとしてもよい。

このように、重心横滑り角が所定範囲外となる場合には、重心横滑り角を増加させる余地はないこととなる。この場合、後輪舵角を車両の前後方向に対して平行となるように固定したり、前記平行となる状態からの後輪舵角の変更量を制限したりすることで、ヨー角速度を増加させ、重心横滑り角が所定範囲内となるまで重心横滑り角の低減を図る。これにより、移動滑り状態へ遷移したタイヤの路面に対する滑りを減少させることによって車両の挙動を安定させつつ、重心横滑り角を所定範囲内に維持することによって操作子の操作に対する車両挙動（転回）の応答性を向上することができる。

また、上記車両用制御装置において、前輪（ＷｆＲ，ＷｆＬ）は、右前輪（ＷｆＲ）と左前輪（ＷｆＬ）とから構成され、後輪（ＷｒＲ，ＷｒＬ）は、右後輪（ＷｒＲ）と左後輪（ＷｒＬ）とから構成され、制御手段（Ｕ）は、車両（１）の重心点の横滑り角である重心横滑り角（β）を算定し、重心横滑り角（β）が左方向に現れる場合は、左前輪（ＷｆＬ）又は左後輪（ＷｒＬ）の駆動力が右前輪（ＷｆＲ）又は右後輪（ＷｒＲ）に対して小さくなるようにし、重心横滑り角（β）が右方向に現れる場合は、右前輪（ＷｆＲ）又は右後輪（ＷｒＲ）の駆動力が左前輪（ＷｆＬ）又は左後輪（ＷｒＬ）に対して小さくなるようにすることとしてもよい。

このように、重心横滑り角が左方向に現れる場合は、左前輪又は左後輪の駆動力が右前輪又は右後輪に対して小さくなるようにし、重心横滑り角が右方向に現れる場合は、右前輪又は右後輪の駆動力が左前輪又は左後輪に対して小さくなるようにすることで、重心横滑り角の増加を抑制する。これにより、車両の挙動を安定させつつ、操作子の操作に対する車両挙動（転回）の応答性を向上することができる。

また、上記車両用制御装置において、制御手段（Ｕ）は、後輪舵角（δ_２）を変更する場合に、後輪舵角（δ_２）、操作子（９）の操作量（θ_Ｈ）、及び操作量（θ_Ｈ）と車両（１）のヨー角速度（γ）との間の制御ゲイン（ｉ）に応じて、前輪舵角（δ_１）を補正することとしてもよい。

このように、後輪舵角が変更した場合に、後輪舵角と、ハンドル操作量と、ハンドル操作量とヨー角速度との間の制御ゲインの値に応じて、前輪舵角を補正することとすれば、後輪舵角が変更された場合であっても、操作子の操作量が一定となり、運転者によるハンドルの操作が容易となる。

なお、上記の括弧内の符号は、後述する実施形態の対応する構成要素の符号を本発明の一例として示したものである。

本発明にかかる車両用制御装置によれば、旋回時における車両の挙動を安定させることができる。

第一実施形態に係る車両用制御装置を備えた車両における駆動手段・制動手段を示す図である。 モデル化した車輪を示す図である。 タイヤの転動に伴う弾性滑りを説明する図である。 タイヤの静ねじり特性を示すグラフである。 タイヤの弾性滑り特性を示すグラフである。 駆動トルクに対するタイヤの滑り率の関係を示すグラフである。 タイヤおよび路面間の摩擦係数に対するタイヤの滑り率の関係を示すグラフである。 駆動輪における力学モデルを示す図である。 差動装置および駆動輪間の回転変動伝達特性を示すグラフである。 タイヤの滑り状態と振動モードとの関係を示す図である。 弾性滑りモードおよび移動滑りモードの根軌跡を示す図である。 車両用制御装置を備えた車両における車輪操舵構成及び各種検出手段を示す図である。 車輪及び車両の重心が車両の進行方向に対してなす角度を示す図である。 電子制御ユニットの概略構成を示すブロック図である。 第一実施形態に係る制御の概要を説明するフローチャートである。 図１５をより詳細に示すフローチャートである。 前輪コーナリングフォースとヨー角加速度及び後輪コーナリングフォースとの関係を示す図である。 第二実施形態に係る制御を説明するフローチャートである。 第三実施形態に係る制御を説明するフローチャートである。

〔第一実施形態〕
以下、添付図面を参照して本発明の第一実施形態を詳細に説明する。以下の説明においては、まず、本実施形態の車両用制御装置による制御の一指標となるタイヤＴの滑り状態の求め方、具体的には、滑り状態識別子ＩＤ_Ｓｌｉｐ（＝ζ_Ｓ／ζ_２）の求め方を説明する。次に、本実施形態の車両用制御装置による制御の一指標となる重心横滑り角βの推定方法を説明する。その後、これらの滑り状態識別子ＩＤ_Ｓｌｉｐ（＝ζ_Ｓ／ζ_２）及び重心横滑り角βの指標を用いて、車両用制御装置による駆動輪である前輪のスリップ抑制制御の具体的方法について説明する。

また、説明にあたり、４つの車輪やそれらに対して配置された部材については、それぞれ符号に前後左右を示す添字を付す。例えば、左前輪ＷｆＬ、右前輪ＷｆＲ、左後輪ＷｒＬ、右後輪ＷｒＲと記す。また、総称する場合には前輪Ｗｆ、後輪Ｗｒ等のように、必要に応じて、ＬやＲを省略して記す。
〔滑り状態識別子ＩＤ_Ｓｌｉｐの求め方〕

図１は、第一実施形態に係る車両用制御装置を備えた車両における駆動手段・制動手段を示す図である。図１に示すように、内燃機関Ｅを走行用の駆動源とする四輪の車両は、駆動輪である左右一対の前輪Ｗｆ，Ｗｆ（具体的には、左前輪ＷｆＬ，右前輪ＷｆＲ）と、従動輪である左右一対の後輪Ｗｒ，Ｗｒ（具体的には、左後輪ＷｒＬ，右後輪ＷｒＲ）とを備えており、内燃機関Ｅの駆動力は変速機Ｍ、差動装置Ｄおよび左右のドライブシャフトＳｄ，Ｓｄを介して左右の前輪Ｗｆ，Ｗｆに伝達される。

ブレーキペダルＰ１により作動してブレーキ液圧を発生するマスタシリンダＣｍは，電動オイルポンプを内蔵した液圧モジュレータＨを介して左右の前輪ブレーキキャリパＣｆ，Ｃｆおよび左右の後輪ブレーキキャリパＣｒ，Ｃｒに接続される。液圧モジュレータＨは、マスタシリンダＣｍが発生したブレーキ液圧を任意に増圧あるいは減圧して左右の前輪ブレーキキャリパＣｆ，Ｃｆおよび左右の後輪ブレーキキャリパＣｒ，Ｃｒに供給し、四輪の制動力を個別に制御することが可能であり、減速時の車輪ロックを抑制するアンチロックブレーキ制御や旋回時の横滑りを抑制する横滑り防止制御を行う。

マイクロコンピュータよりなる制御手段である電子制御ユニットＵ（ＥＣＵ：Electronic Control Unit）には、ブレーキペダルＰ１の踏力からマスタシリンダＣｍが発生するブレーキ液圧を検出するブレーキ操作量検出手段Ｓ１と、アクセルペダルＰ２の操作量を検出するアクセル開度検出手段Ｓ２と、差動装置Ｄの回転数を検出する差動装置回転数検出手段Ｓ３と、左右の前輪Ｗｆ，Ｗｆの車輪速を検出する前輪車輪速検出手段Ｓ４，Ｓ４と、左右の後輪Ｗｒ，Ｗｒの車輪速を検出する後輪車輪速検出手段Ｓ５，Ｓ５とが接続される。

運転者がブレーキペダルＰ１を操作してマスタシリンダＣｍがブレーキ液圧を発生すると、そのブレーキ液圧は液圧モジュレータＨを介して前輪ブレーキキャリパＣｆ，Ｃｆおよび後輪ブレーキキャリパＣｒ，Ｃｒに伝達され、前輪Ｗｆ，Ｗｆおよび後輪Ｗｒ，Ｗｒを制動する。アンチロックブレーキ制御を行う場合には、電子制御ユニットＵからの指令で液圧モジュレータＨが作動し、前輪ブレーキキャリパＣｆ，Ｃｆおよび後輪ブレーキキャリパＣｒ，Ｃｒに伝達されるブレーキ液圧を任意に調整する。

また電子制御ユニットＵは、アクセル開度検出手段Ｓ２で検出したアクセル開度に基づいてスロットルバルブを操作し、内燃機関Ｅに所定の駆動力を発生させるドライブバイワイヤ制御を行うだけでなく、内燃機関Ｅの駆動力を低減して駆動輪である前輪Ｗｆ，Ｗｆのスリップを抑制するトラクション制御を行う。

つぎに、図２に示す簡易なモデルを用いてタイヤＴの摩擦特性を説明する。通常ホイールＷはアルミや鋼などの金属製であり円環構造を持つことからゴム製のタイヤＴに比べて十分剛である。すなわち、ホイールＷに駆動トルクが与えられた際にはタイヤＴのサイドウォール部およびトレッド部に変形が生じている。この弾性変形を表現するためにホイールＷとタイヤＴのトレッド表面（接地面から成る円環）とを剛体質量で代表し、両者のねじれを抑制する方向にばね力が作用する状態を考える。タイヤＴと路面との接地部においては車両の質量のためタイヤＴが変形し、ある一定幅（接地幅）にてタイヤＴと路面とが接触（接地面）した状態となる。接地面にはゴムと路面との間に摩擦力Ｆが作用し、この摩擦力Ｆは次式で表される。

Ｆ＝μＮ …（１）

μはゴムと路面との間の摩擦係数（タイヤＴの経年変化や路面、環境条件などにより変化する）、ＮはタイヤＴの接地荷重である。摩擦力Ｆは走行抵抗に対抗して車両を走行（加速、減速、等速走行）させるために必要な力、すなわち駆動力とその合力の大きさが釣り合う必要がある。

つぎに、図３に基づいて、ホイールＷに駆動トルクが与えられタイヤＴが転動し、車両が走行する状態を考える。

ホイールＷに駆動トルクが与えられた瞬間にはタイヤＴにトルクは伝達されておらず、タイヤＴはまだ転動しない。このときタイヤＴは弾性変形しホイールＷとタイヤＴとの間にはねじれ角が生じる（図３（Ａ）参照）。この状態においてタイヤＴは、ホイールＷの駆動トルクに比例してねじれ角が生じる静ねじり状態にあり、図４にあるような特性を示す（簡単のため粘弾性などの非線形性を無視する）。

ねじれ角が生じるとその反力としてタイヤＴにトルクが伝達され、タイヤＴは転動を始める（図３（Ｂ）参照）。タイヤＴが転動するに伴い弾性変形を生じていたタイヤＴの１要素は接地面を離れるとともに弾性ひずみが解放される。このとき解放された弾性ひずみに対応する分の反力がホイールＷの駆動トルクを伝達するために必要な大きさに対して不足するため、タイヤＴの転動は一時的に止まろうとする。しかしながら、接地面を離れたタイヤＴの１要素と交代に新たな要素が路面と接地し弾性ひずみを生じることで失われた反力を回復しタイヤＴは再び転動する。このように個々の要素に係る境界条件が各要素に固有ではなく、要素の運動に伴い移動する場合を特に移動境界と呼ぶ。実際のタイヤＴが継続して転動するとき上記のような現象が連続して起こるため（図３（Ｃ）参照）、ホイールＷの回転角に対して一定の割合でタイヤＴの転動角は減少する。単位時間あたりでのホイールＷの回転角は回転数（回転角速度）に比例するため、タイヤＴの転動角もホイールＷの回転数に比例して減少し一定の回転伝達ロスが生じる（図３（Ｄ）参照）。この現象を弾性変形に起因してホイールＷと路面との間に見かけ上滑りが生じることから弾性滑りと呼ぶ。ところで、弾性滑り量はホイールＷの回転数に対して一定の割合で生じるため、滑りによる回転数ロスΔωとホイールＷの回転数ω_{ｗｈｅｅｌ}との比Ｓ_ｒ＝Δω／ω_{ｗｈｅｅｌ}
で表すのが便利である。この比Ｓ_ｒを滑り率と呼ぶ。

Ｓ_ｒ＝Δω／ω_{ｗｈｅｅｌ} …（２）

タイヤＴの弾性滑りの特性を図示すると図５のようになるが、これはタイヤＴと路面との間の摩擦係数が十分高い（あるいはタイヤＴの接地荷重が十分大きい）場合である。当然ながらタイヤＴと路面との間の摩擦力にも限界があるので、ホイールＷの駆動トルクを増加していくとついにはタイヤＴの接地面と路面とが滑り始める。これを弾性滑りと区別して移動滑りと呼ぶことにする。すなわち、ホイールＷの駆動トルクを増加していくと図６に示すように最初は弾性滑りが進展し、最終的は移動滑りに至り駆動輪はそのグリップを失う。

図６に示す駆動トルクを式（１）を用いて無次元化した摩擦係数がタイヤＴの摩擦特性として一般に用いられる（図７の破線参照）。ところで、これらは理想的な状態での特性であり、タイヤＴの構造やゴムの粘弾性による弾性変形の非線形性に加え、接地面が滑り動摩擦状態になると一般に摩擦係数が低下することを考慮すると実際の摩擦特性は図７の実線のようになる。しかしながら、弾性滑りから移動滑りに至るまでの状態変化（滑り状態と呼ぶ）に起因する摩擦メカニズムおよび物理的特性は同様である。

以上より、タイヤＴの最大グリップ力を得るためには弾性滑り状態と移動滑り状態との境界の滑り状態を維持することが望ましい。また、弾性滑り状態内では接地面に滑りは生じていないことから耐摩耗性向上の観点からも弾性滑り状態の限界（移動滑り状態との境界）内で滑り状態を維持することが望ましい。しかしながら、タイヤＴの個体差および経年変化、路面など環境条件の変化によって図７の実線の特性（滑り率や摩擦係数）は変化するため、滑り率を検出する従来手法では滑り率の進展を捉えたとしてもその境界（弾性滑り限界）を判断することはできず、明らかな移動滑り状態しか判断できない。したがって上記の課題を解決するためには滑り状態の検出手法が必要となる。

本発明の滑り状態を検出する原理について説明する。図３のような弾性滑り状態のうち、弾性変形によりホイールＷとタイヤＴとの間にねじれ角φ_Ｅが生じ、接地面が接地長さだけ移動した状態（タイヤＴが接地長さだけ転動した状態、接地面がちょうど入れ替わった状態）を考える。このとき転動前の接地面には弾性変形によるひずみエネルギ（ｋ_Ｔφ_Ｅ ^２／２）が蓄えられており、転動によってこのひずみエネルギは解放される。このひずみエネルギは車両の走行に関して仕事をしないので、ホイールＷから与えられた駆動エネルギをひずみの生成と解放というサイクルで散逸している状態と考えることができる。このようなエネルギ散逸が見かけ上の滑り（弾性滑り）によって生じるものと捉えれば、接地面に作用する摩擦力をＦとして、次式のように書ける。

ｋ_Ｔφ_Ｅ ^２／２＝ＦＲφ_Ｅ ＝Ｔ_ｆφ_Ｅ …（３）

すなわち、エネルギ散逸を式（３）のように摩擦力と見かけ上の滑りによる仮想仕事に置き換えることができる。ｋ_ＴはタイヤＴのねじり剛性、ＲはタイヤＴの動半径であり、Ｔ_ｆは接地面に生じる摩擦トルクに相当する。一方、ねじれ角φ_Ｅに対応してタイヤＴが転動したとき、ねじれ角φ_Ｅを含めてホイールＷの回転角がφ_{ｗｈｅｅｌ}であったとすると滑り率Ｓ_ｒは幾何学的関係より、

Ｓ_ｒ＝φ_Ｅ／φ_{ｗｈｅｅｌ} …（４）
となる。式（２）および式（４）より、

φ_Ｅ＝（φ_{ｗｈｅｅｌ}／ω_{ｗｈｅｅｌ}）Δω …（５）
となり、これを式（３）に代入すると、

Ｔ_ｆ＝（ｋ_Ｔφ_{ｗｈｅｅｌ}／２ω_{ｗｈｅｅｌ}）Δω＝ｃ_ＴΔω …（６）
となり、摩擦トルクＴ_ｆはホイールＷと路面との間に生じる滑り（回転数ロス）Δωに比例した粘性抵抗力で表される。ここで、ｃ_Ｔは粘性係数に相当しタイヤ剛性ｋ_Ｔに比例する。したがって、差動装置Ｄから見たタイヤ接触面までの力学的モデルを図８のように表すことができる。

いま差動装置Ｄから一定の回転数にてドライブシャフトＳｄが駆動されタイヤＴの駆動力と釣り合った状態にあるとき、差動装置Ｄ、ホイールＷ、タイヤＴに相当する剛体質点の平衡点からの変位（角）をそれぞれθ_１，θ_２，θ_３とすると変分方程式は次式となる。

ここで、式（７）を、

の変数変換により無次元化し、状態変数ｘ（ベクトル量）を、

と表すことにすると、式（７）の状態方程式表現は次式となる。

差動装置Ｄの回転数変動に対するホイールＷの回転数の周波数応答を式（８）より求めると図９のようになる。図９（Ａ）は差動装置Ｄの回転変動振幅に対するホイールＷの回転変動振幅の増幅比（振幅比ｍ）であり、図９（Ｂ）は差動装置Ｄの回転変動に対するホイールＷの回転変動の位相遅れ（Ψ_１）である。

式（６）より、滑り状態は摩擦粘性係数ｃ_Ｔの値が小さくなるほど移動滑り状態に近づく。図９中の（ａ）は弾性滑り状態の応答を表し、（ｃ）は移動滑り状態の応答を表している。また、（ｂ）は両滑り状態の境界（弾性滑り限界）にあたる。図９中の（ａ）と（ｃ）とを比較すると移動滑り状態となることに伴い応答のピーク（振幅比）が低周波側に移行していることが分かる。このときの応答がピークとなる振動モードを弾性滑りモード（ａ）、移動滑りモード（ｃ）と呼ぶことにし、それぞれの振動モードの違いを図１０に示す。

弾性滑りモードではタイヤＴの弾性変形により駆動力を路面に伝達するので、タイヤ剛性（ｋ_Ｔ）によって生じた弾性力はホイールＷにも反力として作用する。そのため、ホイールＷがドライブシャフト剛性（ｋ_１）およびタイヤ剛性（ｋ_Ｔ）によって生じる弾性力の合力を受け振動する。

移動滑りモードでは、タイヤＴと路面とが動的に滑ることからタイヤ剛性（ｋ_Ｔ）によって生じる弾性力は滑りによって解放され、ホイールＷに作用する反力も消失する。そのため、ホイールＷとタイヤＴが一体となってドライブシャフト剛性（ｋ_１）によって生じる弾性力のみを受け同相で振動する。

以上より、弾性滑り状態から移動滑り状態へと移行するに伴い弾性滑りモードが消失し、移動滑りモードが発現する。したがって、この移動滑りモードに対応する周波数帯の差動装置Ｄの回転変動とホイールＷの回転変動とを監視することで移動滑り状態を判定することができる。移動滑りモードにおいては、振幅比が急激に増加し、また図９より位相遅れが０ｄｅｇから９０ｄｅｇに近づく。したがって、移動滑りモードに対応する周波数帯における振幅比の急激な増加および位相遅れの９０ｄｅｇ接近のうち少なくとも一方をもって移動滑り状態を判定することができる。移動滑りモードに対応する周波数は図８に示すモデルの設計諸元、すなわちドライブシャフト剛性（ｋ_１）、タイヤ剛性（ｋ_Ｔ）、ホイールＷの慣性モーメント（Ｉ_２）、タイヤＴの慣性モーメント（Ｉ_３）によって決まり、式（８）に示すヤコビ行列Ａの固有値および固有ベクトルを計算することにより求めることができる。

ところで、車両の駆動源となる内燃機関Ｅには一般にトルク変動が生じ、このトルク変動は差動装置ＤからタイヤＴにも伝達される。トルク変動の要因として、内燃機関Ｅであれば筒内圧の変動、電動モータであればポール数に起因したコギングトルクがある。差動装置Ｄには入力されたトルク変動に起因した回転変動が同時に生じる。このとき、差動装置Ｄの回転変動が、

で表されたとすると、式（８）は上記境界条件での強制加振と捉えることができる。Ａ_１は差動装置Ｄの回転変動振幅、Ωは加振力（内燃機関Ｅのトルク変動）の角振動数、ｔは時間である。このような強制加振状態において、式（８）に示す状態方程式は次式となる。

式（９）より、Ｂは外力（加振入力）を表し、もともとの系がもつ固有の振動モード（以下、固有モードと呼ぶ）はヤコビ行列Ａによって決まる。ヤコビ行列Ａを決定するパラメータはρ，ω_１，ω_２，ζ_２であるが、そのうちρ，ω_１，ω_２は設計諸元（既知数）であるから、結局、固有モードは、本発明の滑り識別量に対応する無次元量ζ_２で決まる（固有モードのうち、どのモードが励起されるかは加振入力Ｂによって異なる）。したがって、無次元量ζ_２を何らかの方法で知ることができれば上述の滑り状態を指標化することができるはずである。ここで、式（９）の周期解を次のように仮定する。

これを式（９）に代入しガラーキン法に立脚して係数決定を行えば次の関係式を得る。

ｍは差動装置Ｄの回転変動振幅に対するホイールＷの回転変動振幅の増幅比（振幅比）であり、Ψ_１は差動装置Ｄの回転変動に対するホイールＷの回転変動の位相遅れであるから、差動装置Ｄの回転変動とホイールＷの回転変動を計測することで式（１０）より無次元量ζ_２を求めることができる。ここで式（１０）の関係式は２つであることから最大２つの未知数を求めることができる。そこで無次元量ζ_２に加えω_２を同時に求めることができ、タイヤ剛性や摩擦係数が個体差や経年変化、路面状況などにより変化しても現状に適合した値を求めることができる。

つぎに無次元量ζ_２と固有モードとの関係について説明する。固有モードの振る舞いはヤコビ行列Ａの固有値λを求めることによって記述できる。上述の移動滑りモードに対応する固有値λの振る舞い（根軌跡）を図１１に示す。図１１の（ａ）〜（ｃ）は、図９の（ａ）〜（ｃ）および図１０の（ａ）、（ｃ）に対応する。

図１１の横軸は実軸、縦軸は虚軸を表し、虚数部は振動解を示す。弾性滑り状態（図１１の（ａ）参照）において根は実軸上にあり振動解が存在しないことを示す。一方で移動滑り状態（図１１の（ｃ）参照）において根は虚数部をもち振動が発生することを示す。すなわち、無次元量ζ_２＜０．８６（図１１の（ｂ）参照）となったとき移動滑りモードが発現することが分かる。したがって、無次元量ζ_２の値に基づき下記のように滑り状態を判定することができる。

無次元量ζ_２＞０．８６とき、弾性滑り状態

無次元量ζ_２＝０．８６のとき、弾性滑り限界（グリップ限界）

無次元量ζ_２＜０．８６とき、移動滑り状態

ただし、弾性滑り限界となる無次元量ζ_２の値がζ_２＝０．８６となるのは本実施の形態の場合であり、この値は設計諸元によって異なる。

以上より、差動装置Ｄの回転変動とホイールＷの回転変動とを計測することにより無次元量ζ_２を求め、無次元量ζ_２の値と、基準値であるζ_Ｓとの大小関係を比較することで滑り状態の判定が可能である。ζ_Ｓは弾性滑り限界におけるζ_２であり、上述の例ではζ_Ｓ＝０．８６となる。

図１に示す車両において、差動装置回転数検出手段Ｓ３により検出した差動装置Ｄの回転変動と、前輪車輪速検出手段Ｓ４，Ｓ４により検出した前輪Ｗｆ，ＷｆのホイールＷの回転変動とに基づいて、電子制御ユニットＵは無次元量ζ_２の値を監視し、ζ_２＜ζ_Ｓとなった場合に移動滑り状態への移行を判定し、電子制御スロットルバルブを介して内燃機関Ｅの駆動力を制限するトラクション制御を行い、あるいは液圧モジュレータＨを介して前輪ブレーキキャリパＣｆ，Ｃｆの制動力を制限するアンチロックブレーキ制御を行う。
内燃機関Ｅの駆動力を制限する代わりに、変速機Ｍのダウンシフトを制限することで駆動力を制限してもよい。これによりタイヤＴのグリップ性能を最大限に活かした加減速を得ることができ、同時に不要なホイールスピンを防止することで車両の挙動が不安定になる状況を回避することができる。さらには、移動滑りの発生を最小限に抑えることによりタイヤＴの摩耗を抑制することができる。

式（４）〜（６）の関係を用いると、

ω_２／ζ_２＝ｋ_Ｔ／ｃ_Ｔ ＝２Δω／φ_Ｅ …（１１）
となり、ホイールＷと路面との間に生じる滑りΔωを無次元量を用いて表すことができる。

いま弾性滑り限界にありΔω＝Δω_Ｓであったとすると、

Δω_Ｓ＝φ_Ｅω_２／２ζ_Ｓ …（１２）
であるから式（１１）、（１２）より、

Δω／Δω_Ｓ＝ζ_Ｓ／ζ_２ …（１３）
となり、無次元量ζ_２を求めることで弾性滑り限界に対する現在の滑りの割合を求めることができる。これにより滑り状態の判定に加え、弾性滑り限界に対する現在の滑りの余裕度を定量的に表すことができる。

したがって、差動装置Ｄの回転変動とホイールＷの回転変動を計測することにより求まる無次元量ζ_２とζ_Ｓとの比であるζ_Ｓ／ζ_２の値（滑り状態識別子ＩＤ_Ｓｌｉｐ）が１となるように駆動力あるいは制動力を増減（フィードバック制御）することができる。これにより、弾性滑り限界に対して現在の駆動力あるいは制動力の過不足量に応じた制御が可能となり、精度よくタイヤＴのグリップ限界を維持し、最大の加減速を得ると同時に車両の挙動を安定化させることができる。さらには、移動滑りの発生を最小限に抑えることによりタイヤＴの摩耗を抑制することができる。
〔重心横滑り角βの推定方法〕

次に、車両１の重心横滑り角βの推定方法を説明する。まず、車両１の重心横滑り角βの推定に必要な構成について説明する。図１２は、車両用制御装置を備えた車両１における車輪操舵構成及び各種検出手段を示す図である。

図１２に示すように、車両１は、ステアリングバイワイヤ方式の四輪操舵自動車である。車両１は、前輪Ｗｆ，Ｗｆの操舵に供される前輪操舵制御装置４と、後輪Ｗｒ，Ｗｒの操舵に供される後輪操舵制御装置５Ｒ、５Ｌとを備えている。前輪Ｗｆ，Ｗｆ及び後輪Ｗｒ，Ｗｒは、それぞれのナックル６に回転自在に支持されている。ナックル６はサスペンションアームやスプリング、ダンパ等からなるサスペンション７に支持されている。

車両１の運転席側には、その後端にステアリングホイール９（ハンドル：操作子）が取り付けられたステアリングシャフト１１が設置されている。ステアリングシャフト１１には、運転者に操舵反力を与える反力アクチュエータ１３が設置されている。

前輪操舵制御装置４は、その両端に前輪側ナックル６ｆＲ，６ｆＬがそれぞれ連結されたステアリングギヤ１５や、ステアリングギヤ１５を駆動する前輪操舵アクチュエータ１６等から構成されている。

後輪操舵制御装置５Ｒ、５Ｌは、車両１とナックル６ｒＲ，６ｒＬとの間にそれぞれ後輪操舵アクチュエータ８Ｒ，８Ｌを備えている。後輪操舵アクチュエータ８Ｒ，８Ｌは、モータによって軸方向に駆動される出力ロッドを備えた直動型の電動アクチュエータである。各出力ロッドの先端はナックル６ｒＲ，６ｒＬにそれぞれ連結されており、後輪操舵アクチュエータ８Ｒ，８Ｌが伸縮作動することによって後輪ＷｒＲ，ＷｒＬの舵角（トー角）が変化する。後輪操舵制御装置５Ｒ、５Ｌは、左右の後輪操舵アクチュエータ８Ｒ，８Ｌの一方を伸ばして他方を縮めることによって、左右の後輪ＷｒＲ，ＷｒＬを同方向（同位相）に転舵することができる。

上述の、前輪操舵アクチュエータ１６、後輪操舵アクチュエータ８Ｒ，８Ｌ、反力アクチュエータ１３等とは、電子制御ユニットＵが接続されている。電子制御ユニットＵは、ＣＰＵやＲＯＭ、ＲＡＭ、周辺回路、入出力インタフェース、各種ドライバ等から構成されている。

また、車両１には、電子制御ユニットＵに対して検出信号を伝える、各種センサが配置・接続される。具体的には、上述の、ブレーキ操作量検出手段Ｓ１、アクセル開度検出手段Ｓ２、差動装置回転数検出手段Ｓ３、前輪車輪速検出手段Ｓ４，Ｓ４、後輪車輪速検出手段Ｓ５，Ｓ５が、電子制御ユニットＵに接続される。

その他、車両１には、各種センサとして、ステアリングホイール９の操作量θ_Ｈ（ハンドルの操舵角）を検出する操舵角検出手段Ｓ６と、車両１の重心点の進行速度である車速Ｖを検出する車速検出手段Ｓ７と、横加速度ａ_ｙ（横Ｇ）を検出する横加速度検出手段Ｓ８と、ヨー角速度γ（ヨーレイト）を検出するヨー角速度検出手段Ｓ９と、前輪舵角δ_１を検出する前輪舵角検出手段Ｓ１０，Ｓ１０と、後輪舵角δ_２を検出する後輪舵角検出手段Ｓ１１，Ｓ１１と、後輪操舵アクチュエータ８Ｒ，８Ｌのストローク位置を検出するストローク検出手段Ｓ１２，Ｓ１２等が配置される。この他、不図示の前後加速度Ｇ_ｘを検出する前後加速度検出手段が配置される。

上述のような検出手段を有する車両１における重心横滑り角βの推定方法について図１３を用いて説明する。図１３は、車輪及び車両の重心点が車両の進行方向に対してなす角度を示す図である。図１３において、車両１の前後方向がｘ方向、それと直交する方向がｙ方向である。なお、上述のように、本実施形態においては、前輪Ｗｆを駆動輪とし後輪Ｗｒを従動輪とした例を示す。

図１３に示すように、前輪Ｗｆは、重心点から車両前方に距離ｌ_１だけ離れており、後輪Ｗｒは、重心点から車両後方に距離ｌ_２だけ離れている。また、同図は、車両１が左旋回する場合を示しており、この場合の前輪Ｗｆ側の状態量は、前輪Ｗｆの進行速度である前輪進行速度Ｖ_ｆ、前輪Ｗｆの操舵角である前輪舵角δ_１、前輪Ｗｆの横滑り角である前輪横滑り角α_１である。前輪舵角δ_１は、車両１を上方から見たときの前輪Ｗｆの前後方向が、車両１の前後方向（ｘ方向）に対してなす角、前輪横滑り角α_１は、車両１を上方から見たときの前輪進行速度のベクトルが、前輪Ｗｆの前後方向に対してなす角である。また、後輪Ｗｒ側の状態量は、後輪Ｗｒの進行速度である後輪進行速度Ｖ_ｒ、後輪Ｗｒの操舵角である後輪舵角δ_２、後輪Ｗｒの横滑り角である後輪横滑り角α_２である。後輪舵角δ_２は、車両１を上方から見たときの後輪Ｗｒの前後方向が、車両１の前後方向（ｘ方向）に対してなす角、後輪横滑り角α_２は、車両１を上方から見たときの後輪進行速度のベクトルが、後輪Ｗｒの前後方向に対してなす角である。そして、車両１の重心点における状態量は、車両１の重心点の進行速度である車速Ｖ、車両１の重心点の横滑り角である重心横滑り角β、ヨー角速度γである。重心横滑り角βは、車両１を上方から見たときの車速のベクトルが、車両１の前後方向（ｘ方向）に対してなす角である。以下の説明では、これらの状態量を用いて説明する。

重心横滑り角βを推定する場合、まず、後輪舵角δ_２、ヨー角速度γ、後輪車輪速Ｖ_ｒｗの検出値を取得する。後輪車輪速Ｖ_ｒｗは、後輪Ｗｒの回転速度（タイヤと路面との接地面における後輪Ｗｒの周速）であり、後輪Ｗｒが路面に対して滑ることなく転動している場合には、後輪進行速度Ｖ_ｒは後輪車輪速Ｖ_ｒｗに一致する。一般には、ｘ，ｙ方向の速度間には、幾何学的に式（１４）、式（１５）の関係が成り立つ。ｘ方向速度Ｖ_ｘは、車速Ｖのｘ方向成分、ｙ方向速度Ｖ_ｙは、車速Ｖのｙ方向成分である。

式（１４）を式（１５）に代入すると、式（１６）が得られる。

ここで、後輪Ｗｒは従動輪であることから、滑りによる影響が無視できると仮定すれば（Ｖ_ｒｃｏｓα_２≒Ｖ_ｒｗ，α_２≒０）、近似的に式（１７）が得られる。

このように、重心横滑り角βは、後輪舵角δ_２、ヨー角速度γ、後輪車輪速Ｖ_ｒｗ、車両１の重心から後輪Ｗｒまでの距離ｌ_２に基づいて推定（算定）される。
〔駆動輪のスリップ抑制制御〕

次に、上述のようにして求めた２つの指標である滑り状態識別子ＩＤ_Ｓｌｉｐ（＝ζ_Ｓ／ζ_２）及び重心横滑り角βの推定値に基づいて、車両１の電子制御ユニットＵは、前輪Ｗｆのスリップ抑制制御を行う。図１４は、電子制御ユニットＵの概略構成を示すブロック図である。

図１４に示すように、本実施形態の電子制御ユニットＵは、滑り状態識別子ＩＤ_Ｓｌｉｐが１より大きい状態か否かを判定するタイヤ滑り状態判定部２１と、重心横滑り角βを推定する横滑り角推定部２２と、滑り状態識別子ＩＤ_Ｓｌｉｐ（＝ζ_Ｓ／ζ_２）及び重心横滑り角βの算定値（推定値）に基づいて駆動輪である前輪Ｗｆにおける目標前輪コーナリングフォースＣＦ_１ｔを設定する目標コーナリングフォース設定部２３と、目標前輪コーナリングフォースＣＦ_１ｔの値を用いて前輪Ｗｆ又は後輪Ｗｒの目標舵角を設定する目標舵角設定部２４と、目標舵角に応じた駆動電流を設定する駆動電流設定部２５と、を有する。なお、タイヤ滑り状態判定部２１、横滑り角推定部２２、目標舵角設定部２４、駆動電流設定部２５には、それぞれ、必要に応じて各種センサからの検出信号が入力される。詳細は後述する。

このような構成により、駆動電流設定部２５で設定された駆動電流の設定値は、前輪操舵アクチュエータ１６、右後輪操舵アクチュエータ８Ｒ及び左後輪操舵アクチュエータ８Ｌに対して出力される。このように、本実施形態では、ステアリングバイワイヤ方式であり、前輪Ｗｆと後輪Ｗｒとを独立して制御し得る。

まず、第一実施形態における制御の概要を説明する。図１５は、第一実施形態に係る制御の概要を説明するフローチャートである。図１５に示すように、車両１の走行時に、電子制御ユニットＵは、滑り状態識別子ＩＤ_Ｓｌｉｐ（＝ζ_Ｓ／ζ_２）及び重心横滑り角βを、上述の方法で算定する（ステップｓ１）。

そして、滑り状態識別子ＩＤ_Ｓｌｉｐ＞１の場合、すなわち、移動滑りが発生した場合で、且つ、重心横滑り角βが予め設定した重心横滑り角許容値β_Ｓの範囲内（｜β｜≦β_Ｓ，β_Ｓ≧０）である場合か重心横滑り角許容値β_Ｓの範囲外（｜β｜＞β_Ｓ，β_Ｓ≧０）である場合かを判断する（ステップｓ２、ステップｓ３）。

そして、いずれの条件をも満たされる場合、前輪の滑り状態は移動滑りが発生しており、且つ重心横滑り角βには、まだ余裕があるといえる。このような場合には、電子制御ユニットＵは、後輪舵角δ_２の値を増加させる制御を行う（ステップｓ１０）。後輪舵角δ_２を増加させることは、従動輪である後輪Ｗｒにおける後輪コーナリングフォースＣＦ_２を増加させることにつながる一方、駆動輪である前輪Ｗｆにおける前輪コーナリングフォースＣＦ_１を減少させる。これにより、前輪Ｗｆのスリップを抑制することとなる。

一方、上記いずれかの条件を満たさない場合、前輪の滑り状態は弾性滑り状態であるか、重心横滑り角βに余裕がないか、いずれかの状態であるといえる。この場合、電子制御ユニットＵは、後輪舵角δ_２の値を減少させる制御を行う（ステップｓ２０）。このように、後輪舵角δ_２を減少させることで、重心横滑り角βの増加を抑制する。

なお、重心横滑り角βが重心横滑り角許容値β_Ｓの範囲外（所定範囲外）となる場合に、後輪舵角δ_２の値を減少させる制御としては、後輪舵角δ_２を０（車両１の前後方向に対して平行）となるように固定することとしてもよく、後輪舵角δ_２が０となる平行位置（車両１の前後方向に対して平行となる後輪Ｗｒの位置）からの後輪舵角δ_２の変更量を制限することとしてもよい。

その後、電子制御ユニットＵは、ステップｓ１０又はステップｓ２０のように設定した後輪舵角δ_２の値を後輪Ｗｒに反映して、車両１の走行を行う（ステップｓ４）。

次に、上述のステップｓ１０及びステップｓ２０における、後輪舵角δ_２の値の決定方法を、図１６及び図１７を用いてより具体的に説明する。図１６は、図１５をより詳細に示すフローチャートである。図１７は、前輪コーナリングフォースＣＦ_１とヨー角加速度及び後輪コーナリングフォースＣＦ_２との関係を示す図である。

図１６に示す、ステップｓ２、ステップｓ３において、滑り状態識別子ＩＤ_Ｓｌｉｐ＞１の条件を満たし、且つ、重心横滑り角βが重心横滑り角許容値β_Ｓの範囲内（｜β｜≦β_Ｓ，β_Ｓ≧０）であるという条件の双方を満たす場合には、ステップｓ１０に移行する。

ステップｓ１０においては、まず、目標前輪コーナリングフォースＣＦ_１ｔの絶対値を減少させる（ステップｓ１１）。目標前輪コーナリングフォースＣＦ_１ｔの絶対値は、図１７の上図のように、全コーナリングフォースＣＦ_Ａの絶対値の線上において、前輪コーナリングフォースＣＦ_１の絶対値と後輪コーナリングフォースＣＦ_２の絶対値とを比較しつつ、より前輪コーナリングフォースＣＦ_１の絶対値が小さくなる値に設定する。

次に、横加速度ａ_ｙが０又は正の値であるか否かを確認する（ステップｓ１２）。ここで、横加速度ａ_ｙが０又は正の値である場合には、左旋回をしているため、目標前輪コーナリングフォースＣＦ_１ｔの絶対値にマイナスを付して目標前輪コーナリングフォースＣＦ_１ｔとする（ステップｓ１３）。一方、横加速度ａ_ｙが負の値である場合には、右旋回をしているため、目標前輪コーナリングフォースＣＦ_１ｔの絶対値をそのまま目標前輪コーナリングフォースＣＦ_１ｔとする（ステップｓ１４）。

そして、決定した目標前輪コーナリングフォースＣＦ_１ｔの値を用いて、式（１８）を用いて後輪舵角δ_２の値を算定する（ステップｓ１５）。

式（１８）においては、目標前輪コーナリングフォースＣＦ_１ｔの他、横加速度ａ_ｙ、重心横滑り角β、ヨー角速度γ、車速Ｖ、前輪舵角δ_１、を入力する。ここで、物性値として、車両１の重量ｍ_１、タイヤＴの弾性係数Ｋ_２（ＣＦ_２＝Ｋ_２α_２で求められる。後輪横滑り角α_２は前述のとおり。）、車両１の重心から後輪Ｗｒまでの距離ｌ_２を用いる。なお、前輪Ｗｆの駆動力（又は制動力）Ｆ_ｆ及び後輪Ｗｒの駆動力（又は制動力（本実施形態においては制動力））Ｆ_ｒは、駆動源の出力トルクとレシオや、ブレーキ液圧より推定する。ただし、通常の舵角範囲においては影響が小さいこともあり、その場合には０としてもよい。

このように、ステップｓ１５において、式（１８）を用いて後輪舵角δ_２の値を算定すると、後輪舵角δ_２の値を増加させることとなる（ステップｓ１０）。

一方、図１６に示す、ステップｓ２、ステップｓ３において、滑り状態識別子ＩＤ_Ｓｌｉｐ＞１の条件、又は、重心横滑り角βが重心横滑り角許容値β_Ｓの範囲内（｜β｜≦β_Ｓ，β_Ｓ≧０）であるという条件のいずれかを満たさない場合には、ステップｓ２０に移行する。

ステップｓ２０においては、まず、目標前輪コーナリングフォースＣＦ_１ｔの絶対値を増加させる（ステップｓ２１）。目標前輪コーナリングフォースＣＦ_１ｔの絶対値は、図１７の上図のように、全コーナリングフォースＣＦ_Ａの絶対値の線上において、前輪コーナリングフォースＣＦ_１の絶対値と後輪コーナリングフォースＣＦ_２の絶対値とを比較しつつ、より前輪コーナリングフォースＣＦ_１の絶対値が大きくなる値に設定する。

次に、横加速度ａ_ｙが０又は正の値であるか否かを確認する（ステップｓ２２）。ここで、横加速度ａ_ｙが０又は正の値である場合には、左旋回をしているため、目標前輪コーナリングフォースＣＦ_１ｔの絶対値にマイナスを付して目標前輪コーナリングフォースＣＦ_１ｔとする（ステップｓ２３）。一方、横加速度ａ_ｙが負の値である場合には、右旋回をしているため、目標前輪コーナリングフォースＣＦ_１ｔの絶対値をそのまま目標前輪コーナリングフォースＣＦ_１ｔとする（ステップｓ２４）。

そして、決定した目標前輪コーナリングフォースＣＦ_１ｔの値を用いて、式（１８）を用いて後輪舵角δ_２の値を算定する（ステップｓ２５）。

このように、ステップｓ２５において、式（１８）を用いて後輪舵角δ_２の値を算定すると、後輪舵角δ_２の値を減少させることとなる（ステップｓ２０）。

以上説明したように、本実施形態の車両用制御装置によれば、滑り状態が弾性滑り状態から移動滑り状態に遷移した場合には、移動滑り状態へ遷移したタイヤＴの滑りの低減を行うことが好ましい。この場合、後輪舵角δ_２を変更することで、前輪コーナリングフォースＣＦ_１と後輪コーナリングフォースＣＦ_２を適切な割合で分配することができる。これにより、駆動輪である前輪Ｗｆにかかる負担を減らし、移動滑り状態へ遷移したタイヤＴの路面に対する滑りを減少させることにより、走行に要する駆動源である内燃機関Ｅのエネルギ消費を最小限に抑えることができる。また、滑りを減少させることで、路面から適切な摩擦抵抗を得ることができ、車両１の挙動を安定させることができる。

また、本実施形態では、滑り状態識別子ＩＤ_Ｓｌｉｐ（＝ζ_Ｓ／ζ_２）の値で滑り状態を判定し、滑り識別量（ζ_２）＜基準値（ζ_Ｓ）となった場合、すなわち、滑り状態識別子ＩＤ_Ｓｌｉｐ＞１の場合に、タイヤＴが移動滑り状態であると判定する。これにより、弾性滑りと移動滑りの境界を適切に判定することができる。

また、本実施形態では、重心横滑り角βが所定範囲外となる場合（重心横滑り角βの絶対値が重心横滑り角許容値β_Ｓ以下でない場合）には、重心横滑り角βを増加させる余地はないこととなる。この場合、後輪舵角δ_２を車両１の前後方向に対して平行となるように固定したり、前記平行となる状態からの後輪舵角δ_２の変更量を制限したりすることで、ヨー角速度γを増加させ、重心横滑り角βが所定範囲内となるまで重心横滑り角βの低減を図る。これにより、移動滑り状態へ遷移したタイヤＴの路面に対する滑りを減少させることによって車両の挙動を安定させつつ、重心横滑り角βを所定範囲内に維持することによってステアリングホイール９の操作に対する車両挙動（転回）の応答性を向上することができる。

〔第二実施形態〕
本発明の第二実施形態について説明する。なお、前述の実施形態と同一又は相当する構成部分には同一符号を付し、以下ではその部分の詳細な説明を省略する。本実施形態では、第一実施形態の制御の後に、状況に応じて左前輪ＷｆＬと右前輪ＷｆＲのいずれか一方の制動力を増加させる。これを駆動輪制動力増加制御という（ステップｓ３０）。

次に、駆動輪制動力増加制御について、具体的に説明する。図１８は、第二実施形態に係る制御を説明するフローチャートである。図１８に示すように、電子制御ユニットＵは、滑り状態識別子ＩＤ_Ｓｌｉｐ（＝ζ_Ｓ／ζ_２）及び重心横滑り角βを算定し（ステップｓ１）、滑り状態識別子ＩＤ_Ｓｌｉｐ＞１か否か、また、重心横滑り角βが重心横滑り角許容値β_Ｓの範囲内か否かを判断する（ステップｓ２、ステップｓ３）。その後、第一実施形態と同様の手順で後輪舵角δ_２を算定し（ステップｓ１０、ステップｓ２０）、反映する（ステップｓ４）。

その後、駆動輪制動力増加制御に移行する（ステップｓ３０）。ステップｓ３０においては、まず、重心横滑り角βを算定し、重心横滑り角βが０又は正の値であるか否かを確認する（ステップｓ３１）。ここで、重心横滑り角βが０又は正の値である場合には、左旋回中であれば車両前方が重心の旋回軌道外側を向いた状態（ヘッドアウト）、右旋回中であれば車両前方が重心の旋回軌道内側を向いた状態（ヘッドイン）となっている。この場合、左前輪ＷｆＬの制動力が増加するように調整する（ステップｓ３２）。これにより、重心横滑り角βの絶対値を減少させることができる。一方、重心横滑り角βが負の値である場合には、左旋回中であれば車両前方が重心の旋回軌道内側を向いた状態（ヘッドイン）、右旋回中であれば車両前方が重心の旋回軌道外側を向いた状態（ヘッドアウト）となっている。この場合、右前輪ＷｆＲの制動力が増加するように調整する（ステップｓ３３）。これにより、重心横滑り角βの絶対値を減少させることができる。

このように、駆動輪制動力増加制御を行うことで、重心横滑り角βの増加を抑制することができる。すると、第一実施形態において、後輪コーナリングフォースＣＦ_２を増加させた場合、その状態を継続することができ、長時間の旋回状態であっても、前輪Ｗｆのスリップ状態を低減することができる。また、重心横滑り角βを抑制することで、ステアリングホイール９の操作に対する車両挙動（転回）の応答性を向上することができる。

なお、第二実施形態では、重心横滑り角βが０又は正の値である場合に、左前輪ＷｆＬの制動力が増加するように調整し、重心横滑り角βが負の値である場合に、右前輪ＷｆＲの制動力が増加するように調整したが、これに限るものではない。すなわち、駆動輪が前輪Ｗｆであるとき、重心横滑り角βが左方向に現れる場合は、左前輪ＷｆＬの駆動力が右前輪ＷｆＲに対して小さくなるようにし、重心横滑り角βが右方向に現れる場合は、右前輪ＷｆＲの駆動力が左前輪ＷｆＬに対して小さくなるようにすれば、同様の効果を得ることができる。

なお、駆動輪が後輪Ｗｒであるときには、重心横滑り角βが左方向に現れる場合は、左後輪ＷｒＬの駆動力が右後輪ＷｒＲに対して小さくなるようにし、重心横滑り角βが右方向に現れる場合は、右後輪ＷｒＲの駆動力が左後輪ＷｒＬに対して小さくなるようにすればよい。

以上のように、本実施形態では、電子制御ユニットＵは、重心横滑り角βが左方向に現れる場合は、左前輪ＷｆＬ又は左後輪ＷｒＬの駆動力が右前輪ＷｆＲ又は右後輪ＷｒＲに対して小さくなるようにし、重心横滑り角βが右方向に現れる場合は、右前輪ＷｆＲ又は右後輪ＷｒＲの駆動力が左前輪ＷｆＬ又は左後輪ＷｒＬに対して小さくなるようにする。これにより、重心横滑り角βを抑制し、車両１の挙動を安定させることができ、且つ、ステアリングホイール９の操作に対する車両挙動（転回）の応答性を向上することができる。

〔第三実施形態〕
本発明の第三実施形態について説明する。なお、前述の実施形態と同一又は相当する構成部分には同一符号を付し、以下ではその部分の詳細な説明を省略する。本実施形態では、第一実施形態の制御の後で、且つ、第二実施形態の駆動輪制動力増加制御の前に、駆動輪の舵角を補正する制御を行う。これを、駆動輪舵角補正制御という（ステップｓ４０）。

次に、駆動輪舵角補正制御について、具体的に説明する。図１９は、第三実施形態に係る制御を説明するフローチャートである。図１９に示すように、電子制御ユニットＵは、滑り状態識別子ＩＤ_Ｓｌｉｐ（＝ζ_Ｓ／ζ_２）及び重心横滑り角βを算定し（ステップｓ１）、滑り状態識別子ＩＤ_Ｓｌｉｐ＞１か否か、また、重心横滑り角βが重心横滑り角許容値β_Ｓの範囲内か否かを判断する（ステップｓ２、ステップｓ３）。その後、第一実施形態と同様の手順で後輪舵角δ_２を算定し（ステップｓ１０、ステップｓ２０）、反映する（ステップｓ４）。

次に、後輪舵角δ_２、ハンドル操作量θ_Ｈ、ハンドル操作量θ_Ｈとヨー角速度γとの間の制御ゲインｉの値を用いて、式（１９）から、補正後の前輪舵角δ_１を求める。なお、ハンドル操作量θ_Ｈとは、運転者によるステアリングホイール９の操作量である。

そして、式（１９）で求めた補正後の前輪舵角δ_１を、前輪Ｗｆに反映する（ステップｓ４０）。その後、第二実施形態で示した駆動輪制動力増加制御移行する（ステップｓ３０）。

なお、本実施形態の操舵システムは、本実施形態では、ステアリングバイワイヤ方式であり、前輪Ｗｆと後輪Ｗｒとを独立して制御し得る。このため、ステアリングホイール９と前輪Ｗｆとが機械的に接続されている場合と比較して、前輪舵角δ_１を自由に補正し得る。

以上のように、本実施形態では、後輪舵角δ_２を変更する場合に、後輪舵角δ_２、ステアリングホイール９の操作量であるハンドル操作量θ_Ｈ、及びハンドル操作量θ_Ｈと車両１のヨー角速度γとの間の制御ゲインｉに応じて、前輪舵角δ_１を補正する。このため、後輪舵角δ_２の増加・減少制御をした場合など、後輪舵角δ_２を変更した場合であっても、ステアリングホイール９によるハンドル操作量θ_Ｈが一定となり、運転者によるハンドルの操作が容易となる。

以上、本発明の実施形態を説明したが、本発明は、上記実施形態に限定されるものではなく、特許請求の範囲、及び明細書と図面に記載された技術的思想の範囲内において種々の変形が可能である。

また本発明のタイヤの滑り状態判定方法の用途は、実施の形態のトラクション制御やアンチロックブレーキ制御に限定されるものではない。

また本発明の駆動源は、実施の形態の内燃機関Ｅに限定されず、電動モータ等の他種の駆動源であっても良い。

また本発明の駆動輪は、実施の形態の前輪Ｗｆに限定されず、後輪Ｗｒあるいは四輪駆動であっても良い。

また本発明の駆動輪制動力増加制御は左右の駆動輪に駆動力差を生じさせることが目的であるため、左右輪駆動力分配機構や左右輪に独立したインホイールモータを有する車両においては、実施の形態の制動力増加に限定されず、駆動力分配により左右の駆動輪に駆動力差を生じさせても良い。

１…車両
９…ステアリングホイール（ハンドル：操作子）
Ｄ…差動装置（動力伝達部材）
Ｅ…内燃機関（駆動源）
ｍ…振幅比
Ｔ…タイヤ
Ｕ…電子制御ユニット（制御手段）
Ｗ…ホイール
Ｗｆ，ＷｆＲ，ＷｆＬ…前輪
Ｗｒ，ＷｒＲ，ＷｒＬ…後輪
β…重心横滑り角
β_Ｓ…重心横滑り角許容値（所定値）
γ…ヨー角速度
δ_１…前輪舵角
δ_２…後輪舵角
ζ_２…無次元量（滑り識別量）
ζ_Ｓ…基準値
θ_Ｈ…ハンドル操作量
Ψ_１…位相遅れ

Claims (5)

1. 駆動源と、前輪と、後輪と、前記駆動源からの動力を前記前輪又は前記後輪の少なくとも一方に伝達する動力伝達部材と、前記前輪及び前記後輪に付帯されるタイヤと、操作子と、を有し、前記前輪の舵角である前輪舵角は、前記操作子によって操作される車両に対し、前記タイヤの滑り状態を判定しつつ前記車両の走行を制御する制御手段を有する車両用制御装置であって、
   前記制御手段は、
   前記タイヤの滑り状態が、前記タイヤの弾性変形に起因して前記前輪又は前記後輪の前記タイヤが路面に対して見かけ上滑った状態となる弾性滑り状態であるか又は前記タイヤが前記路面に対して実際に滑った状態となる移動滑り状態であるかを判定し、
   前記前輪及び前記後輪に付帯される前記タイヤのうち、いずれかの前記タイヤの滑り状態が、前記弾性滑り状態から前記移動滑り状態へ遷移したことを判定した場合には、
   当該タイヤの滑り状態を前記弾性滑り状態とするよう、前記後輪の舵角である後輪舵角を変更する
   ことを特徴とする車両用制御装置。
2. 前記制御手段は、
   前記弾性滑り状態から前記移動滑り状態へ遷移したことを判定するにあたり、
   前記動力伝達部材の回転変動および前記前輪又は前記後輪のホイールの回転変動を検出し、前記動力伝達部材の回転変動振幅に対する前記ホイールの回転変動振幅の振幅比と、前記動力伝達部材の回転変動に対する前記ホイールの回転変動の位相遅れとから前記タイヤの滑り状態の指標である滑り識別量を算出し、
   前記滑り識別量を前記タイヤの弾性滑り限界に対応する基準値と比較することで前記移動滑り状態を判断し、
   前記滑り識別量＜前記基準値となった場合に前記移動滑り状態であると判定する
   ことを特徴とする請求項１に記載の車両用制御装置。
3. 前記制御手段は、
   前記車両の重心点の横滑り角である重心横滑り角を算定し、
   前記重心横滑り角が所定範囲外となる場合には、
   前記後輪舵角を前記車両の前後方向に対して平行となるように固定する、又は前記平行となる状態からの前記後輪舵角の変更量を制限する
   ことを特徴とする請求項１又は請求項２に記載の車両用制御装置。
4. 前記前輪は、右前輪と左前輪とから構成され、
   前記後輪は、右後輪と左後輪とから構成され、
   前記制御手段は、
   前記車両の重心点の横滑り角である重心横滑り角を算定し、
   前記重心横滑り角が左方向に現れる場合は、前記左前輪又は前記左後輪の駆動力が前記右前輪又は前記右後輪に対して小さくなるようにし、
   前記重心横滑り角が右方向に現れる場合は、前記右前輪又は前記右後輪の駆動力が前記左前輪又は前記左後輪に対して小さくなるようにする
   ことを特徴とする請求項１乃至請求項３のいずれか１項に記載の車両用制御装置。
5. 前記制御手段は、
   前記後輪舵角を変更する場合に、前記後輪舵角、前記操作子の操作量、及び前記操作量と前記車両のヨー角速度との間の制御ゲインに応じて、前記前輪舵角を補正する
   ことを特徴とする請求項１乃至請求項４のいずれか１項に記載の車両用制御装置。