JP2022065602A - Vehicle attitude control device and vehicle - Google Patents
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Abstract
Description
この発明は、旋回中の車両におけるロール運動の制御、またはさらにピッチ運動の制御をする車両運動制御装置および車両に関する。 The present invention relates to a vehicle motion control device and a vehicle that controls roll motion in a turning vehicle, or further controls pitch motion.
旋回中の車両に生じるロールを制御することで、車両の乗り心地や運転のし易さを向上させる技術として、例えば特許文献1や特許文献2がある。
特許文献1は、サスペンションのダンパの減衰力を変更することで、横加速度によって生じるロール角や、前後加速度によって生じるピッチ角を制御する技術である。横加速度の微分値や前後加速度の微分値に基づいてダンパの減衰力を変更することで、ロール角制御やピッチ角制御の応答性を高めている。
特許文献2は、アクティブスタビライザや減衰力を変更可能なダンパを備えた車両においてロール角を制御する技術である。検出した車速と操舵角から車体に発生しているロール角を推定し、目標となるロール角との偏差に基づいてサスペンションの減衰特性、またはばね特性を変更することで、横加速度に応じて発生するロールを抑制し、横加速度の発生とロールの発生との時間差を小さくする、もしくは一定に保つ。
For example,
一般的に、運転者がステアリングを操作してから車両にヨーレートが発生するタイミングと、横加速度が発生するタイミングは、車速によって変化する。例えば低速走行時、運転者のステアリング操作に対して車両に横加速度が発生した後、僅かに遅れてヨーレートが発生する。ロールは、ばね上の慣性モーメントやサスペンションの減衰力の影響で横加速度に対して発生が遅れるため、ヨーレートより遅れて発生する。高速走行時は、運転者のステアリング操作に対して車両にヨーレートが発生した後、遅れて横加速度が発生する。ロールは、ばね上の慣性モーメントやサスペンションの減衰力の影響で横加速度に対してさらに遅れて発生する。 Generally, the timing at which the yaw rate is generated in the vehicle after the driver operates the steering and the timing at which the lateral acceleration is generated change depending on the vehicle speed. For example, during low-speed driving, after lateral acceleration is generated in the vehicle in response to the driver's steering operation, yaw rate is generated with a slight delay. The roll is generated later than the yaw rate because the generation is delayed with respect to the lateral acceleration due to the influence of the moment of inertia on the spring and the damping force of the suspension. During high-speed driving, lateral acceleration is generated with a delay after the yaw rate is generated in the vehicle in response to the driver's steering operation. The roll is further delayed with respect to the lateral acceleration due to the influence of the moment of inertia on the spring and the damping force of the suspension.
特許文献1、2は、いずれも、旋回時の車両に生じる横加速度に対してロールの発生量や発生までの時間差を制御しているが、ヨーレートは考慮していないため、ロールの大きさや発生タイミングは横加速度に依存している。即ち、ロール運動は車両の並進運動である横運動に連動して発生するため、車両の回転運動である、ヨー運動とロール運動が連動しておらず別々のタイミングで発生することになる。運転者はヨーとロールを別々の運動として感じることになるため、車両の動きに一体感を得ることができない。また、特許文献1では前後加速度に対してピッチを制御しているが、旋回中のヨー運動を考慮していないため、旋回時にヨー運動とピッチ運動が連動しておらず別々のタイミングで発生することになり、運転者は車両の動きに一体感を得ることができない。
In both
この発明の目的は、旋回中の車両において、運転者が車両の動きに一体感を得ることができ、運転し易さが向上する車両姿勢制御装置および車両を提供することである。 An object of the present invention is to provide a vehicle attitude control device and a vehicle in which a driver can obtain a sense of unity with the movement of the vehicle in a turning vehicle and the ease of driving is improved.
この発明の車両姿勢制御装置は、ロールモーメントを発生させるアクチュエータ(5,4A,30,35)を有する車両1に搭載される車両姿勢制御装置であって、
旋回中の車両1におけるロール運動がヨー運動に連動して発生するように前記アクチュエータ(5,4A,30,35)を制御するためのロールモーメント指令値MΦを演算するロールモーメント演算器24と、
演算されたロールモーメント指令値MΦを用いて前記アクチュエータ(5,4A,30,35)を制御するアクチュエータ制御手段25,34A,(34,47)とを備え、
前記ロールモーメント演算器24は、出力する前記ロールモーメント指令値MΦを、車両1の横滑り角速度と車速に基づいて計算する。
前記車速として、前記車両の速度だけでなく、前記車両の速度に何らかの係数を乗じた値、または前記車両の速度に比例する例えば車輪速等のパラメータを適用してもよい。前記係数は、試験およびシミュレーションのいずれか一方または両方によって定められる。
The vehicle attitude control device of the present invention is a vehicle attitude control device mounted on a
With the
The actuator control means 25, 34A, (34, 47) for controlling the actuator (5, 4A, 30, 35) using the calculated roll moment command value M Φ is provided.
The
As the vehicle speed, not only the speed of the vehicle but also a value obtained by multiplying the speed of the vehicle by some coefficient, or a parameter such as a wheel speed proportional to the speed of the vehicle may be applied. The coefficients are determined by one or both of the test and the simulation.
この構成によると、旋回中の車両1において、ロールモーメント演算器24により、旋回中の車両1におけるヨーレートとロール角が連動して発生するように前記アクチュエータを制御するためのロールモーメント指令値MΦを演算し、アクチュエータ制御手段25,34A,(34,47)によりロールモーメントを発生させる。即ち、ヨーレートに対して横加速度が変化する原因は横滑り角速度であるため、横滑り角速度によって生じるロールモーメントをアクチュエータでロールモーメントを発生させることで打ち消す。
この発明において、「ヨーレート」は「ヨー運動」と同義であり、「ロール角」は「ロール運動」と同義である。
このため、ヨー運動にロール運動を連動させることができて、運転者が車両1の動きに一体感を得ることができる、運転し易さが向上する。
前記ロールモーメント演算器24は、出力する前記ロールモーメント指令値MΦを、車両1の横滑り角速度と車速に基づいて計算するめ、ロールモーメント指令値MΦを容易に演算することができる。例えば、横滑り角速度と車速とロールモーメント指令値MΦとの関係を定めた演算式やマップを設定しておき、設定内容に従ってロールモーメント指令値MΦを演算すればよい。
According to this configuration, in the turning
In the present invention, "yaw rate" is synonymous with "yaw motion" and "roll angle" is synonymous with "roll motion".
Therefore, the roll movement can be linked to the yaw movement, and the driver can get a sense of unity with the movement of the
Since the
この発明において、前記ロールモーメント演算器24は、前記ロールモーメント指令値MΦを計算する式に、ヨーレートによって生じるロール運動の位相遅れ補償の項を含んでいてもよい。
この構成の場合、横滑り角速度によって生じるロールモーメントを打ち消し、かつサスペンション4の減衰等で生じる遅れを補償したロールモーメントを車両1に発生させるため、ヨー運動に対するロール運動の遅れが小さくなり、車両1の回転運動(ヨー運動とロール運動)により、より一層の一体感が生じ、運転し易さがさらに向上する。
In the present invention, the
In the case of this configuration, since the roll moment generated by the side slip angular velocity is canceled and the roll moment compensated for the delay caused by the damping of the
この発明において、前記車両1が旋回中にピッチモーメントを発生させるアクチュエータを有し、前記車両姿勢制御装置は、ピッチモーメント指令値Mθを前記ヨーレートに応じて演算するピッチモーメント演算器33と、演算されたピッチモーメント指令値Mθを用いて前記ピッチモーメントを発生させるアクチュエータを制御する手段34A,(34)とを有し、前記ピッチモーメント演算器33は、前記ピッチモーメント指令値Mθを、少なくとも車両1のヨーレートと車速に基づいて計算するようにしても良い。
この構成の場合、旋回中の車両1において、ヨーレートの発生とロール角の発生を連動させ更に時間差を小さくするとともに、ヨーレートの大きさに応じたピッチ角を車両1に発生させる。これにより、車両1の回転運動であるヨー運動に対してロール運動とピッチ運動を連動させることで運転者は車両の動きにより一層の一体感を得ることができるため、運転し易さがさらに向上する。
In the present invention, the
In the case of this configuration, in the turning
このようにピッチ制御を追加する場合に、前記ピッチモーメント演算器33は、前記ピッチモーメント指令値Mθを、前記ピッチモーメントを発生させてから車両1にピッチ角の変化が発生するまでのサスペンション特性によって生じる遅れが補償される値としてもよい。
この構成の場合、車両1にピッチ角の変化が発生する遅れが補償されることで、運転者は車両1の動きにより、より一層の一体感を得ることができるため、運転し易さがさらに向上する。
When pitch control is added in this way, the
In the case of this configuration, the delay in which the pitch angle changes occurs in the
この発明において、前記ロールモーメントを発生させるアクチュエータはサスペンション4に搭載され、このサスペンション4を構成する部材を介して車両1に上下方向の力を作用させることで前記ロールモーメントを発生させる装置であってもよい。
この場合、既存のアクチュエータが使用でき、また車体構造の変更が不要である。例えば前記アクチュエータとして、アクティブスタビライザ5、アクティブサスペンション4A、インホイールモータ30、ブレーキ35等が適用できる。
In the present invention, the actuator that generates the roll moment is mounted on the
In this case, the existing actuator can be used, and there is no need to change the vehicle body structure. For example, as the actuator, an active stabilizer 5, an
この発明において、ピッチ制御を加える場合に、前記ロールモーメントを発生させるアクチュエータおよび前記ピッチモーメントを発生させるアクチュエータのいずれか一方または両方がサスペンション4に搭載され、前記サスペンション4を構成する部材を介して車両1に上下方向の力を作用させることで前記ロールモーメントまたは前記ピッチモーメントを発生させる装置であってもよい。
この場合も、既存のアクチュエータが使用でき、また車体構造の変更が不要である。この場合のアクチュエータとして、アクティブスタビライザ5、アクティブサスペンション4A、インホイールモータ30、ブレーキ35等が適用できる。
In the present invention, when pitch control is applied, one or both of the actuator that generates the roll moment and the actuator that generates the pitch moment are mounted on the
In this case as well, the existing actuator can be used, and there is no need to change the vehicle body structure. As the actuator in this case, an active stabilizer 5, an
この発明において、前記ロールモーメントを発生させるアクチュエータが、タイヤに前後力を発生させることが可能な装置であって、前輪2fのサスペンション4におけるアンチダイブ角および後輪2rのアンチスクワット角を有するサスペンションのリンク配置によって車両1に上下力を作用させるようにしてもよい。
この構成の場合、前記アクチュエータとして、ブレーキ35やインホイールモータ30が使用できる。
In the present invention, the actuator that generates the roll moment is a device capable of generating a front-rear force on the tire, and has an anti-dive angle in the
In this configuration, the
この発明において、前記ロールモーメントを発生させるアクチュエータ、および前記ピッチモーメントを発生させるアクチュエータが、タイヤに前後力を発生させることが可能な装置であって、前輪のサスペンション4におけるアンチダイブ角および後輪のアンチスクワット角を有するサスペンションのリンク配置によって車両1に上下力を作用させる構成であってもよい。
この構成の場合も、前記アクチュエータとして、ブレーキ35やインホイールモータ30が使用できる。
In the present invention, the actuator that generates the roll moment and the actuator that generates the pitch moment are devices capable of generating a front-rear force on the tire, and the anti-dive angle and the rear wheel in the
Also in this configuration, the
この発明において、前記ピッチモーメント演算器33は、ヨーレートの絶対値が大きくなるほど、車両1に前傾となるピッチ角をピッチ角が大きくなる方向に発生させるようにしてもよい。
この場合、前傾ピッチがよい。
In the present invention, the
In this case, the forward lean pitch is good.
この構成の場合に、前輪2fのアンチダイブ角の正接と前輪2fのサスペンション4においてばねとダンパが車両1のばね上を支持する位置と車両重心点G間の前後方向距離の積の大きさが、後輪2rのサスペンション4においてばねとダンパが車両1のばね上を支持する位置と車両重心点G間の前後方向距離と後輪2rのアンチダイブ角の正接との積の大きさよりも小さい車両1に搭載されるようにしてもよい。
この構成の場合、前傾ピッチを発生させた際に上向きのヒーブを生じさせることができる。
In the case of this configuration, the product of the direct contact of the anti-dive angle of the front wheel 2f and the position where the spring and the damper support the spring of the
In this configuration, an upward heave can be generated when a forward tilt pitch is generated.
この発明において、前記ロールモーメント演算器24は、横滑り角速度を、車両1に備えた操舵角センサ14で検出した操舵角情報から推定するようにしてもよい。前記操舵角情報は、操舵角または操舵角に相当する信号である。
これにより、横滑り角速度の専用のセンサが不要となる。
In the present invention, the
This eliminates the need for a dedicated sensor for skid angular velocity.
この発明において、前記ロールモーメント演算器24は、横滑り角速度を、車両1に備えたヨーレートセンサ15で検出したヨーレートから推定するようにしてもよい。
これにより、横滑り角速度の専用のセンサが不要となる。
In the present invention, the
This eliminates the need for a dedicated sensor for skid angular velocity.
この発明において、前記ロールモーメント演算器24によるロール制御で発生させる前後力を、右側前後輪の合計値と左側前後輪の合計値でおおよそ等しい値としてもよい。
前記「おおよそ等しい値」について、旋回中の車両姿勢が不安定にならない程度に、右側前後輪の合計値と左側前後輪の合計値とに差異が生じていてもよい。この差異は、例えば、試験およびシミュレーションのいずれか一方または両方により適宜に定められる。
これにより、制御によるヨーレートの変化を小さくすることができる。
In the present invention, the front-rear force generated by the roll control by the
Regarding the above "approximately equal values", there may be a difference between the total value of the right front and rear wheels and the total value of the left front and rear wheels to the extent that the vehicle posture during turning does not become unstable. This difference is appropriately determined, for example, by one or both of the test and the simulation.
This makes it possible to reduce the change in yaw rate due to control.
この発明において、前記ロールモーメント演算器24またはピッチモーメント演算器33によるロール制御またはピッチ制御で発生させる前後力を、右側前後輪の合計値と左側前後輪の合計値でおおよそ等しい値としてもよい。
前記「おおよそ等しい値」について、旋回中の車両姿勢が不安定にならない程度に、右側前後輪の合計値と左側前後輪の合計値とに差異が生じていてもよい。この差異は、例えば、試験およびシミュレーションのいずれか一方または両方により適宜に定められる。
この場合も制御によるヨーレートの変化を小さくすることができる。
In the present invention, the front-rear force generated by the roll control or pitch control by the
Regarding the above "approximately equal values", there may be a difference between the total value of the right front and rear wheels and the total value of the left front and rear wheels to the extent that the vehicle posture during turning does not become unstable. This difference is appropriately determined, for example, by one or both of the test and the simulation.
In this case as well, the change in yaw rate due to control can be reduced.
この発明において、前記ロールモーメントを発生させるアクチュエータが、制動力でロールモーメントを発生させる装置(30,35)である場合に、前記アクチュエータ制御手段(47)が車両1の対角に位置する車輪2におおよそ等しい制動力を加えるようにしてもよい。
この構成であると、制動でロール制御を行う場合に、制御によるヨーレートの変化を小さくし、車両の減速度を最小にすることができる。
In the present invention, when the actuator that generates the roll moment is a device (30, 35) that generates the roll moment by braking force, the actuator control means (47) is located diagonally to the
With this configuration, when roll control is performed by braking, the change in yaw rate due to control can be reduced and the deceleration of the vehicle can be minimized.
この発明の車両は、この発明の前記いずれかの構成の車両姿勢制御装置を搭載する。
この構成の車両によると、この発明の車両姿勢制御装置につき説明したように、旋回中の車両において、ヨーレートの発生とロール角の発生を連動させ更に時間差を小さくすることができて、運転者が車両の動きに一体感を得ることができて、運転し易さが向上する。
The vehicle of the present invention is equipped with a vehicle attitude control device having any of the above-described configurations of the present invention.
According to the vehicle having this configuration, as described for the vehicle attitude control device of the present invention, in a turning vehicle, the generation of yaw rate and the generation of roll angle can be linked to further reduce the time difference, and the driver can reduce the time difference. You can get a sense of unity with the movement of the vehicle, and the ease of driving is improved.
この発明の車両姿勢制御装置は、ロールモーメントを発生させるアクチュエータを有する車両に搭載される車両姿勢制御装置であって、旋回中の車両におけるロール運動がヨー運動に連動して発生するように前記アクチュエータを制御するためのロールモーメント指令値を演算するロールモーメント演算器と、演算されたロールモーメント指令値を用いて前記アクチュエータを制御するアクチュエータ制御手段とを備え、前記ロールモーメント演算器は、出力する前記ロールモーメント指令値を、車両の横滑り角速度と車速に基づいて計算するため、旋回中の車両において、運転者が車両の動きに一体感を得ることができ、運転し易さが向上する。 The vehicle attitude control device of the present invention is a vehicle attitude control device mounted on a vehicle having an actuator that generates a roll moment, and the actuator is such that the roll motion in the turning vehicle is generated in conjunction with the yaw motion. The roll moment calculator is provided with a roll moment calculator for calculating a roll moment command value for controlling the actuator and an actuator control means for controlling the actuator using the calculated roll moment command value, and the roll moment calculator outputs the output. Since the roll moment command value is calculated based on the side slip angular velocity and the vehicle speed of the vehicle, the driver can obtain a sense of unity with the movement of the vehicle in the turning vehicle, and the ease of driving is improved.
この発明の車両は、この発明の前記いずれかの構成の車両姿勢制御装置を搭載するため、旋回中の車両において、運転者が車両の動きに一体感を得ることができ、運転し易さが向上する。 Since the vehicle of the present invention is equipped with the vehicle attitude control device having any of the above-described configurations of the present invention, the driver can get a sense of unity with the movement of the vehicle in a turning vehicle, and the ease of driving is improved. improves.
この発明の第1の実施形態を図1~図4A,図4Bと共に説明する。この実施形態は、車両1に、ロール抑制のためにロールモーメントを発生させるアクチュエータとして、前後輪にアクティブスタビライザ5を備えた場合のロール制御の例である。
この車両1は、車体1Aに、左右の前輪2fとなる車輪2、および左右の後輪2rとなる車輪2をそれぞれ支持する前後のサスペンション装置4を備え、かつ前輪2fと後輪2rに対して、ロール剛性可変機構となるアクティブスタビライザ5がそれぞれ設けられている。
A first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. 1 to 4A and 4B. This embodiment is an example of roll control when the
The
前後のサスペンション装置4 は、構成部材上下のサスペンションアーム4aおよびショックアブソーバー7を有し、車輪2を舵角の変更を可能に支持するナックル6は、前記上下のサスペンションアーム4aを介して車体1Aに連結されている。上下のサスペンションアーム4aは、車体側端の支持点が揺動自在に支持されており、これら上下のサスペンションアーム4aの揺動に応じて車輪2が上下にストロークする。下側のサスペンションアーム4aと車体1Aとの間には、ばねおよびダンパで構成されるショックアブソーバー7が設けられ、ショックアブソーバー7で車体1Aが弾性的に上下動可能に支持され、かつその上下方向のストロークが減衰される。なお、サスペンション装置4を単にサスペンション4と称す場合がある。
The front and
アクティブスタビライザ5は、トーションバー等からなる左右のスタビライザ部材5a、およびこれらを相互に回転可能に結合するスタビライザーアクチュエータ部5bで構成されている。スタビライザーアクチュエータ部5bが左右のスタビライザ部材5aを相互に回転させることで、アクティブスタビライザ5の全体の弾性力を変化させて車両1のロール剛性を制御する。スタビライザーアクチュエータ部5bは、例えば駆動源である電動モータ8と、この電動モータ8の出力を減速する減速機(図示せず)とで構成されて出力軸が低速回転するロータリアクチュエータである。
The active stabilizer 5 is composed of left and
車両1の走行駆動は、前輪2fとなる左右の車輪2および後輪2rとなる左右の車輪2のいずれか一方または両方が、エンジンまたはモータ等の走行駆動源(図示せず)で駆動されることで行われる。前記走行駆動源は、運転者の操作に従い、車両1の基本動作を制御するメインのECU9を介して制御される。メインのECU9はVCUとも称され、コンピュータ等からなる。
In the traveling drive of the
センサ類として、前記運転者のアクセルペダル操作を検出するアクセルペダルセンサ11、ブレーキペダル操作を検出するブレーキペダルセンサ12、車速を検出する車速センサ13、操舵角を検出する操舵角センサ14、ヨーレートを検出するヨーレートセンサ15、および車両1の加速度を検出する加速度センサ16を備える。
As sensors, an
制御系として、前記ECU9の他に、ロール制御を行う車両姿勢制御装置21、および前記アクティブスタビライザ5を制御するスタビライザ制御装置22を備えている。スタビライザ制御装置22は、前後のアクティブスタビライザ5の電動モータ8をそれぞれ制御する2台のインバータ22aを有している。インバータ22aは、バッテリーの直流電力をモータ駆動のための交流電力に変換するパワー回路部、およびこのパワー回路部を制御するドライバ回路部で構成される。
In addition to the
アクセルペダルセンサ11、ブレーキペダルセンサ12の出力はECU9に入力されてECU9によりアクセル指令値およびブレーキ指令値に変換され、前記走行駆動源およびブレーキの制御が行われる。前記アクセル指令値およびブレーキ指令値は車両姿勢制御装置21に入力される。車速もECU9を介して車両姿勢制御装置21に入力される。また操舵角センサ14、ヨーレートセンサ15、加速度センサ16がそれぞれ出力する操舵角情報、実ヨーレート、実加速度も車用姿勢制御装置21に入力される。
The outputs of the
図2に車両姿勢制御装置21のブロック図を示す。車両姿勢制御装置21は、横滑り角速度推定器23、ロールモーメント演算器24、およびスタビライザ制御装置22へ出力する指令値を生成するアクチュエータ制御手段25を有している。アクチュエータ制御手段25は、前後輪ロールモーメント演算器26および指令変換部27を有する。
FIG. 2 shows a block diagram of the vehicle
横滑り角速度推定器23は、入力された各値を用いて定められた規則に従い、横滑り角速度を推定する。前記定められた規則として、例えば非線形タイヤモデルを用いて横滑り角速度を推定する場合は、後に説明する式(50)および式(51)を用いる。
The skid
ロールモーメント演算器24は、旋回中の車両1におけるロール運動がヨー運動に連動して発生するように、定められた規則に従い、車両1にロール抑制のためのロールモーメントを発生させるアクチュエータであるアクティブスタビライザ5を制御するためのロールモーメント指令値MΦを演算する。
ロールモーメント演算器24は、具体的には、横滑り角速度推定値と車速、実ヨーレートを用いてロール制御に必要なロールモーメントを、後に説明する式(5)で演算し、ロール
モーメント指令値MΦとして出力する。
The
Specifically, the
前後輪ロールモーメント演算器26では前記ロールモーメント指令値であるMΦの前後輪への配分を決定する。決定した配分は、前輪2fのアクティブスタビライザ5で発生する前輪ロールモーメント指令値MΦfと、後輪2rのアクティブスタビライザ5で発生する後輪ロールモーメント指令値MΦrとして出力する。
The front and rear wheel
この出力された前輪ロールモーメント指令値MΦfおよび後輪ロールモーメント指令値MΦrは、スタビライザ制御装置22で取り扱い可能な入力に応じた値、例えばモータ指令トルクに指令変換部27によって変換し、スタビライザ制御装置22へ出力する。なお、スタビライザ制御装置22が入力としてロールモーメント指令値を取り扱い可能な構成の場合は、指令変換部27は不要である。
スタビライザ制御装置22は、車両姿勢制御装置21が出力した前輪ロールモーメント指令値MΦfと後輪ロールモーメント指令値MΦrに従い、またはその指令変換部27で変換された指令に従い、前輪2fと後輪2rのアクティブスタビライザ5を制御する。
The output front wheel roll moment command value M Φf and rear wheel roll moment command value M Φr are converted into values corresponding to the inputs that can be handled by the
The
上記構成の車両姿勢制御装置および車両1によると、旋回中の車両1において、ヨーレートの発生とロール角の発生を連動させ更に時間差を小さくする。これにより、車両1の回転運動であるヨー運動に対してロール運動を連動させることで運転者は車両の動きに一体感を得ることができるため、運転し易さが向上する。
According to the vehicle attitude control device and the
上記構成の作用、効果、および構成の具体例を説明する。
まず、ロール制御の基本概念について説明する。
車両1の横方向の並進運動と鉛直軸周りの回転運動のみを記述した2輪モデルの基本式
を以下に示す。座標系はx軸が車両の前後方向であり前方向が正、y軸が左右方向であり左方向が正、z軸が上下方向であり上方向が正としている。
Specific examples of the operation, effect, and configuration of the above configuration will be described.
First, the basic concept of role control will be described.
The basic equation of the two-wheel model that describes only the translational motion in the lateral direction and the rotational motion around the vertical axis of the
式(1)と式(2)により、旋回時の車両に生じる車両の横滑り角βとヨーレートrの関係が示されている。式(1)において、mは車両質量、Vは車速、β「・」(ベータドットと称する)は車両の横滑り角速度、Yfは前輪に働くコーナリングフォース(前輪の横力)、Yrは後輪に働くコーナリングフォース(後輪の横力)、式(2)において、r「・」はヨー角加速度、lfは車両重心点と前輪の車軸間の距離、lrは車両重心点と後輪の車軸間の距離、Iは車両のヨー慣性モーメントである。 Equations (1) and (2) show the relationship between the vehicle side slip angle β and the yaw rate r that occur in the vehicle when turning. In equation (1), m is the vehicle mass, V is the vehicle speed, β "・" (referred to as beta dot) is the lateral slip angular velocity of the vehicle, Y f is the cornering force acting on the front wheels (lateral force of the front wheels), and Y r is the rear. Cornering force acting on the wheels (lateral force of the rear wheels), in equation (2), r "・" is the moment of inertia acceleration, l f is the distance between the center of gravity of the vehicle and the axles of the front wheels, and l r is the center of gravity of the vehicle and the rear. The distance between the axles of the wheels, I, is the yaw moment of inertia of the vehicle.
2輪モデルで車両の横加速度ayは式(3)になる。
式(3)は、横加速度ayが車両の横滑り角速度β「・」で生じる横加速度とヨーレートrで生じる横加速度から成ることを示している。定常旋回時は車両の横滑り角速度β「・」はゼロになるが、旋回の過渡状態は車両の横滑り角速度β「・」で生じる横加速度Vβ「・」だけ横加速度ayが変化することを示している。つまり、ヨーレートrに対して横加速度ayは、車両の横滑り角速度β「・」の分だけ位相も変化することになる。 Equation (3) shows that the lateral acceleration a y consists of the lateral acceleration generated by the lateral slip angular velocity β “·” of the vehicle and the lateral acceleration generated by the yaw rate r. During a steady turn, the vehicle's sideslip angular velocity β “・” becomes zero, but the transitional state of turning indicates that the lateral acceleration ay changes by the lateral acceleration Vβ “・” generated by the vehicle's sideslip angular velocity β “・”. ing. That is, the phase of the lateral acceleration a y with respect to the yaw rate r changes by the amount of the lateral slip angular velocity β “·” of the vehicle.
次に、車両の重心に作用した横加速度ayによって車両にロール角Φが生じるとして、2輪モデルを拡張する。hSは車両重心点とロール軸間の距離、KΦはロール剛性、CΦはロール減衰係数、IΦはロール慣性モーメントとすれば、式(4)のロール角Φが生じる。
sはラプラス演算子である。ばね下質量は車両質量に対して十分に小さいとすることで、車両のばね上質量は車両質量mに等しいとしている。
Next, the two-wheel model is expanded assuming that a roll angle Φ is generated in the vehicle due to the lateral acceleration ay acting on the center of gravity of the vehicle. If h S is the distance between the center of gravity of the vehicle and the roll axis, K Φ is the roll rigidity, C Φ is the roll damping coefficient, and I Φ is the roll moment of inertia, the roll angle Φ of Eq. (4) is generated.
s is a Laplace operator. By assuming that the unsprung mass is sufficiently smaller than the vehicle mass, the unsprung mass of the vehicle is equal to the vehicle mass m.
式(4)は、サスペンションの減衰特性や車両のロール慣性モーメントにより横加速度ay(ロールモーメントmhSay)に対してロール角Φが遅れて生じることを示している。 Equation (4) shows that the roll angle Φ is delayed with respect to the lateral acceleration a y (roll moment mh S a y ) due to the damping characteristics of the suspension and the roll moment of inertia of the vehicle.
上記について、具体例として高速走行時に進行中の車線から他の車線へ移る車線変更を1回行うシングルレーンチェンジを行った場合の各パラメータを図3に示す。高速走行では、操舵に対してヨーレートrが生じるが、横加速度ayが横滑り角速度β「・」の影響
でヨーレートrよりも遅れて生じ、さらに遅れてロール角Φが生じる。このヨー運動に対するロール運動の遅れは、車速が高くなるほど大きくなる。
Regarding the above, as a specific example, FIG. 3 shows each parameter when a single lane change is performed in which a lane change from one lane in progress to another lane is performed once during high-speed driving. In high-speed driving, the yaw rate r is generated with respect to steering, but the lateral acceleration ay is generated later than the yaw rate r due to the influence of the sideslip angular velocity β “·”, and the roll angle Φ is further delayed. The delay of the roll motion with respect to this yaw motion increases as the vehicle speed increases.
この実施形態は、ヨー運動とロール運動が一体となって生じるよう、車両1に備えたアクティブスタビライザ5でロールモーメントを発生させ、ヨー運動とロール運動を連動させ更にヨー運動とロール運動の間に生じる遅れを小さくすることを特徴とする。
ロール運動をヨー運動に連動させるには、ロールモーメント指令値MΦとして、旋回時の横加速度ayで生じるロールモーメントをキャンセルし、ヨー運動によって生じるロールモーメントを車体に与えれば良く、更にヨー運動とロール運動の間に生じる遅れを小さくするため、車体に与えるヨー運動によって生じるロールモーメントを、サスペンションの減衰等で生じる遅れを補償した値にすればよい。これらを数式で表すと式(A)になる。
To link the roll motion to the yaw motion, the roll moment command value M Φ may be used to cancel the roll moment generated by the lateral acceleration ay during turning and give the roll moment generated by the yaw motion to the vehicle body. In order to reduce the delay generated between the roll motion and the roll motion, the roll moment generated by the yaw motion applied to the vehicle body may be set to a value that compensates for the delay caused by the damping of the suspension or the like. When these are expressed by mathematical formulas, it becomes equation (A).
式(5)の右辺一つ目の項が横滑り角速度β「・」によって生じるロールモーメントを打
ち消す項であり、右辺二つ目の項がサスペンションの減衰等で生じる遅れを補償している。すなわち、一つ目の項がヨーレートによって生じるロールモーメントだけを車両に作用させてヨー運動(ヨーレート)とロール運動(ロール角)を連動させるための項であり、二つ目の項が、ヨーレートによって生じるロール運動の位相遅れ補償の項となる。2次遅れまで補償しているが1次遅れのみとしても良い。位相遅れ補償の対象を1次遅れのみとすることで高次の微分計算を無くすことができるため、計算負荷を低減し、ヨーレートの信号に含まれるノイズの影響を抑制することができる。式(5)の右辺一つ目の項のみでもヨー運動(ヨーレート)とロール運動(ロール角)を連動させることができるため、車両の乗り心地や運転のし易さを向上させることができる。さらに右辺二つ目の項を加えることでヨー運動に対するロール運動のサスペンションで生じる遅れが小さくなり、車両の回転運動により一層の一体感が生まれる。ロールモーメントMΦは旋回中の車両に生じている横滑り角速度β「・」とヨーレートr、および車速Vから計算できるため、ロール角Φやロール角速度の目標値を予め設ける必要はない。
The first term on the right side of Eq. (5) is the term that cancels the roll moment caused by the sideslip angular velocity β “・”, and the second term on the right side compensates for the delay caused by the damping of the suspension. That is, the first term is a term for causing only the roll moment generated by the yaw rate to act on the vehicle to link the yaw motion (yaw rate) and the roll motion (roll angle), and the second term is the term due to the yaw rate. This is the term for compensating for the phase lag of the resulting roll motion. It compensates for the second delay, but it may be only the first delay. Since the target of phase delay compensation is limited to the first-order delay, the higher-order differential calculation can be eliminated, so that the calculation load can be reduced and the influence of noise contained in the yaw rate signal can be suppressed. Since the yaw motion (yaw rate) and the roll motion (roll angle) can be linked only by the first term on the right side of the equation (5), the ride quality and ease of driving of the vehicle can be improved. Furthermore, by adding the second term on the right side, the delay caused by the suspension of the roll motion with respect to the yaw motion becomes smaller, and the rotational motion of the vehicle creates a further sense of unity. Since the roll moment M Φ can be calculated from the sideslip angular velocity β “・” generated in the turning vehicle, the yaw rate r, and the vehicle speed V, it is not necessary to set the target values of the roll angle Φ and the roll angular velocity in advance.
式(B)は式(5)の一つ目の項のみでロールモーメントMΦを計算する場合である。
図4Bは図3と同様に高速走行時にシングルレーンチェンジを行った例である。ロールモーメントMΦにより車両に生じるロール角Φがヨーレートrに連動するようになる。図
4Bではヨーレートに対してサスペンションの減衰等によりロール角は遅れて発生するが、横加速度ayよりも早くロール角Φが発生している。これにより、車両の回転運動(ヨー運動とロール運動)に一体感が生じ、運転し易さが向上する。
式(5)のロールモーメントMΦを車載のアクチュエータで発生させた場合の車両挙動を図4Aに示す。図3と同様に高速走行時にシングルレーンチェンジを行った例である。ロールモーメントMΦにより、車両に生じるロール角Φの位相がヨーレートrの位相に近づく。これにより、車両の回転運動(ヨー運動とロール運動)に一体感が生じ、運転し易さが向上する。
Equation (B) is a case where the roll moment M Φ is calculated only by the first term of equation (5).
FIG. 4B is an example in which a single lane change is performed during high-speed driving as in FIG. The roll angle Φ generated in the vehicle by the roll moment M Φ is linked to the yaw rate r. In FIG. 4B, the roll angle is delayed with respect to the yaw rate due to the damping of the suspension and the like, but the roll angle Φ is generated earlier than the lateral acceleration a y . This creates a sense of unity in the rotational movement (yaw movement and roll movement) of the vehicle, and improves the ease of driving.
FIG. 4A shows the vehicle behavior when the roll moment M Φ of the equation (5) is generated by the actuator in the vehicle. This is an example of performing a single lane change during high-speed driving as in FIG. Due to the roll moment M Φ , the phase of the roll angle Φ generated in the vehicle approaches the phase of the yaw rate r. This creates a sense of unity in the rotational movement (yaw movement and roll movement) of the vehicle, and improves the ease of driving.
また、ロール角Φは横加速度ayよりも早く発生し、車両に発生するヨーレートrの変化を運転者はロール角Φの変化として直ちに感じることができる。これにより車両1の操縦性が向上することを、実車実験で確認している。実験では、前輪2fよりも後輪2rのタイヤグリップ力を低下させることでオーバーステア傾向を示すように設定した車両を用い、スラローム走行を行った。この実施形態の制御を適用していない場合、横加速度の増加により後輪が滑り出してからロールが発生するため(図3参照)、運転者は突然後輪が滑り出したように感じる。そのため、車両1がスピン挙動を示し車両挙動を乱してから修正操舵を行う必要があった。この実施形態の制御を適用した場合、横加速度よりも先にヨーレートに連動したロールが発生するため(図4A、図4B)、運転者はロール角Φの増加からヨーレートrの増加を感じ取り後輪が横に滑り始める瞬間を容易に予見することができた。後輪が滑り始めることを予見できることで、実際に後輪が滑り始めるのを運転者は余裕をもって確認しながら早期に修正操舵が行えるため、車両挙動の大きな乱れが発生することを抑制できた。
Further, the roll angle Φ is generated earlier than the lateral acceleration a y , and the driver can immediately feel the change in the yaw rate r generated in the vehicle as the change in the roll angle Φ. It has been confirmed in an actual vehicle experiment that this improves the maneuverability of the
この発明の他の実施形態を図5~図8に示す。以下に示す各実施形態において、特に説明する事項の他は、第1の実施形態と同様である。
図5~図8の実施形態は、車両1にロール抑制およびピッチ制御のためにロールモーメントおよびピッチモーメントを発生させるアクチュエータとして、第1の実施形態(図)におけるアクティブスタビライザ5の代わりに、アクティブサスペンション4Aを設けた例を示す。アクティブサスペンション4Aは、サスペンション4と支持部上下力可変機構7Aとで構成される。
Other embodiments of the present invention are shown in FIGS. 5 to 8. Each of the following embodiments is the same as the first embodiment except for the matters to be described in particular.
5 to 8 are active suspensions instead of the active stabilizer 5 in the first embodiment (FIG.) as actuators that generate roll moments and pitch moments in the
この実施形態で用いるアクティブサスペンション4Aは、サスペンションアーム4aを有し、車輪2を舵角の変更を可能に支持するナックル6は、前記上下のサスペンションアーム4aを介して車体1Aに連結されている。上下のサスペンションアーム4aは、車体側端の支持点が揺動自在に支持されており、これら上下のサスペンションアーム4aの揺動に応じて車輪2が上下にストロークする。下側のサスペンションアーム4aと車体1Aとの間に、ばねおよびダンパで構成されるショックアブソーバー(図示せず)が設けられ、このショックアブソーバーの支点位置を上下に変更し、または支点位置に作用する上下力を変更可能な支持部上下力可変機構7Aが設けられている。支持部上下力可変機構7Aは、例えば油圧やモータ等の駆動源と直動装置(いずれも図示せず)等により構成されている。また、スタビライザ5Aが設けられている。
前記アクティブサスペンション4Aを制御するためのサスペンション制御装置31が設けられている。
The
A
図6はこの実施形態における車両姿勢制御装置21Aのブロック図である。この実施形態は、ロール制御に加えてピッチ制御を行うため、前記実施形態の図2のブロック図に対し、ピッチモーメント演算器33を加え、ロール抑制およびピッチ制御のためのアクチュエータ制御手段34Aを備えている点が異なる。ロールモーメント演算器24は、図2と共に説明した構成と同様である。アクチュエータ制御手段34Aは、ロールモーメント演算器24で計算されたロールモーメント指令値およびピッチモーメント演算器33で計算されたピッチモーメント指令値に応じてアクティブサスペンション4Aの各支持部上下力可変機構7Aを制御する指令値を計算し、サスペンション制御装置31に出力する。サスペンション制御装置31は入力された指令値に応じてアクティブサスペンション4A(図5)の各支持部上下力可変機構7Aを制御する。
FIG. 6 is a block diagram of the vehicle
前記ピッチモーメント演算器33は、ピッチモーメント指令値Mθを、少なくとも車両1のヨーレートと車速に基づいて計算するようにしても良い。また、ピッチモーメント演算器33は、ピッチモーメント指令値Mθを、ピッチモーメントを発生させてから車両1
にピッチ角の変化が発生するまでのアクティブサスペンション4A(図5)が有するばねまたはダンパによる減衰等の特性によって生じる遅れが補償される値とすることが好ましい。
このように、車両1にピッチ角の変化が発生する遅れが補償されることで、運転者は車両1の動きにより、より一層の一体感を得ることができるため、運転し易さがさらに向上する。
The
It is preferable to set the value to compensate for the delay caused by the characteristics such as the damping due to the spring or the damper of the
In this way, by compensating for the delay in which the pitch angle changes in the
次にピッチ制御について具体的に説明する。
ロール制御と同様に、車両1の回転運動であるヨー運動に対してピッチ運動を連動させる。これにより運転者は車両1の動きに一体感を得ることができるため、乗り心地や運転し易さが向上する。
この実施形態は、ヨー運動とピッチ運動が連動し一体となって生じるよう、車両1に備えたアクチュエータであるアクティブサスペンション4Aでピッチモーメントを発生させる。発生させるピッチモーメントMθは式(6)で表される。
Next, pitch control will be specifically described.
Similar to the roll control, the pitch motion is interlocked with the yaw motion which is the rotational motion of the
In this embodiment, the pitch moment is generated by the
式(6)は車両1の重心点Gに作用するピッチモーメントMθを示す。ピッチモーメントMθは、車速Vを正とすれば、ヨーレートrにより生じる横加速度Vrの大きさに比例し、さらにサスペンション4の減衰特性等の遅れが補償されている。式(6)は2次遅れまで補償しているが1次遅れのみとしても良い。位相遅れ補償の対象を1次遅れのみとすることで高次の微分計算を無くすことができるため、計算負荷を低減し、ヨーレートの信号に含まれるノイズの影響を抑制することができる。
Equation (6) shows the pitch moment M θ acting on the center of gravity point G of the
制御ゲインkの大きさはシミュレーションや実験により定める値であり、1より小さい値(例えば0.1以下)に設定する。また制御ゲインkの正負によりピッチモーメントの向きが変わる。正の場合は、車両を前傾にするピッチモーメントであり、負の場合は車両1を後傾にするピッチモーメントになる。我々のこれまでの研究から、運転し易さが向上させるには旋回中の車両に前傾ピッチを発生させた方が良いことが分かっている。これに関して、非特許文献1に具体的に説明されている。
The magnitude of the control gain k is a value determined by simulation or experiment, and is set to a value smaller than 1 (for example, 0.1 or less). In addition, the direction of the pitch moment changes depending on whether the control gain k is positive or negative. If it is positive, it is a pitch moment that tilts the vehicle forward, and if it is negative, it is a pitch moment that tilts the
図4Aの例に対し、更に式(6)のピッチモーメントMθを車載のアクチュエータで発生させた場合の車両挙動を図8に示す。ピッチモーメントMθによって車両1にはヨーレートγの増加に応じた前傾ピッチが生じる。ここで、前記ピッチモーメント演算器33(図6)は、ヨーレートの絶対値が大きくなるほど、車両1(図5)に前傾となるピッチ角を大きくなる方向に発生させるようにしてもよい。
FIG. 8 shows the vehicle behavior when the pitch moment M θ of the equation (6) is further generated by the actuator in the vehicle with respect to the example of FIG. 4A. The pitch moment M θ causes the
上記のロールモーメントMΦやピッチモーメントMθを、車両に備えたアクチュエータで発生させるが、アクチュエータであるアクティブサスペンション4Aは、サスペンション4の構成部材であるショックアブソーバを介して、車両1のばね上に上下方向の力を作用させる構成であることが望ましい。サスペンション構成部材は、タイヤに作用する力をすべて支えられるよう設計されており、取り付けられる車体1Aもそれに見合った剛性や強度を有しているため、追加の補強等を省略することができる。また、この実施形態と同様に、一般的にサスペンション4は車両の四隅に配置されているため、ロールモーメントMΦやピッチモーメントMθを発生するための上下力を小さくすることができる。
The roll moment M Φ and the pitch moment M θ are generated by the actuator provided in the vehicle, and the
サスペンション位置に設置可能なアクチュエータには、特許文献2等に記載のアクティブスタビライザの他、この実施形態に示すような能動的に上下力を発生可能なアクティブサスペンション4A等の既存の装置が利用可能である。
As the actuator that can be installed at the suspension position, in addition to the active stabilizer described in
図7A~図7Cと共に、アクチュエータによりサスペンションに発生させる上下力をFSiとする。上下力FSiは車両のばね上を支持するばねおよびダンパによって作用する。これらばねおよびダンパは、各サスペンション4の構成部材である。iは四輪車のサスペンション位置を示しており、1が左前輪、2が右前輪、3が左後輪、4が右後輪であり、後述の実施形態についても同様である。
説明を簡単にするため、ばねとダンパは同一軸上に配置されていると仮定する。図7A~図7Cに示すように、前輪2fにおけるばねとダンパが車両1のばね上を支持している点(支持点)の位置と車両重心点G間の前後方向の距離をlsf、後輪2rにおけるばねとダンパの支持点の位置と車両重心点G間の前後方向の距離をlsrとする。また、前輪2fのサスペンション4におけるばねとダンパの支持点の左右間距離をdsf、後輪2rのサスペンション4におけるばねとダンパの支持点の左右間距離をdsrとする。
上下力FSiで発生するロールモーメントMΦとピッチモーメントMθは以下になる。
Together with FIGS. 7A to 7C, the vertical force generated in the suspension by the actuator is defined as FS i . The vertical force FS i is acted upon by the springs and dampers that support the vehicle's springs. These springs and dampers are constituent members of each
For the sake of simplicity, it is assumed that the spring and damper are located on the same axis. As shown in FIGS. 7A to 7C, the position of the point (support point) where the spring and the damper on the front wheel 2f support the spring of the vehicle 1 and the distance in the front-rear direction between the vehicle center of gravity point G are ls f . Let ls r be the distance between the position of the support point of the spring and the damper and the center of gravity point G of the vehicle on the
The roll moment M Φ and the pitch moment M θ generated by the vertical force FS i are as follows.
なお、アクティブスタビライザであれば、左右の上下力の大きさは等しくて符号が逆であるため、ピッチモーメントMθは発生しない。仮に前後で同じ上下力を発生させるとすれば、ロールモーメントMΦを発生させる上下力FSiは以下で計算できる。 In the case of the active stabilizer, the pitch moment M θ does not occur because the magnitudes of the left and right vertical forces are the same and the signs are opposite. Assuming that the same vertical force is generated before and after, the vertical force FS i that generates the roll moment M Φ can be calculated as follows.
同様にアクティブサスペンション4Aの使用を考えた場合、例えばヒーブを発生させないよう上下力の総和をゼロとし、対角に存在する左前輪と右後輪の上下力が等しく符号が逆であるとすれば、ロールモーメントMΦとピッチモーメントMθを発生させる上下力FSiは以下で計算できる。
Similarly, when considering the use of the
この発明のさらに他の実施形態を図9~図11に示す。この実施形態は、この車両姿勢制御装置21Bを適用する車両1にロール抑制およびピッチ制御のためにロールモーメント等を発生させるアクチュエータとして、第1の実施形態(図1)におけるアクティブスタビライザ5の代わりに、前後の左右輪である4輪にインホイールモータ(IWM)30を備える。インホイールモータ30は、モータと減速機とで構成され、またはモータ単独で構成され、全体または多くの部分が車輪2の内部に配置されている。インホイールモータ30は、走行駆動および制動を行う駆動源であるが、4輪の制駆動力(前後力)の関係を制御することで、車両1にロール抑制のためのロールモーメントを発生させることができ、かつピッチ制御のためのピッチモーメントを発生させることができる。
Yet another embodiment of the present invention is shown in FIGS. 9-11. This embodiment replaces the active stabilizer 5 in the first embodiment (FIG. 1) as an actuator that generates a roll moment or the like for roll suppression and pitch control in the
この実施形態は、制御系として、インホイールモータ30を制御するためのモータ制御装置41を備えており、モータ制御装置41は、アクセル指令値およびブレーキ指令値に対応する通常の走行および制動の制御に加え、車両姿勢制御装置21Bの指令によるロール制御とピッチ制御のためのインホイールモータ30の制御を行う。
モータ制御装置41は、各車輪2のインホイールモータ30をそれぞれ制御するインバータ42を備えている。各インバータ42は、バッテリーの直流電力を交流電力に変換する強電部とその出力の制御を行う制御部とで構成される。
In this embodiment, the
The
図10は車両姿勢制御装置21Bのブロック図である。この実施形態は、インホイールモータ30の前後力でロール制御とピッチ制御を行うため、第1の実施形態の図2のブロック図に対し、ピッチモーメント演算器33が加えられ、ロール抑制およびピッチ制御のためのアクチュエータ制御手段として前後力指令値演算器34を備えている点が異なる。
FIG. 10 is a block diagram of the vehicle
横滑り角速度推定器23とロールモーメント演算器24の機能は図2と共に説明した機能と同じである。ピッチモーメント演算器33は、図6と共に説明した機能と同じ機能を有し、少なくとも車速と実ヨーレートから、前記の式(6)で車両1に発生すべきピッチモーメント指令値Mθを演算する。
ロールモーメント演算器24によるロール制御で発生させる前後力は、右側前後輪の合計値と左側前後輪の合計値でおおよそ等しい値としてもよい。
また、ロールモーメント演算器24またはピッチモーメント演算器33によるロール制御またはピッチ制御で発生させる前後力を、右側前後輪の合計値と左側前後輪の合計値でおおよそ等しい値としてもよい。
ピッチモーメント演算器33は、ヨーレートの絶対値が大きくなるほど、車両1に前傾となるピッチ角を大きくなる方向に発生させるようにしてもよい。
前後力指令値演算器34は、入力されたロールモーメント指令値MΦとピッチモーメント指令値Mθから、後に説明する式(29)~式(32)で前後力FX1を演算する。
The functions of the skid
The front-rear force generated by the roll control by the
Further, the front-rear force generated by the roll control or the pitch control by the
The
The front-back force
ただし、運転者はアクセルペダルおよびブレーキペダルを操作し車両1の前後加速度を操作するため、車両姿勢制御装置21Bは、後述の式(29)~式(32)で計算した前後力FX1に対し、アクセル指令値およびブレーキ指令値に応じた前後力を加算し前後力指令値として出力する。モータ制御装置41は、車両姿勢制御装置21Bが出力した前後力指令値に従ってインホイールモータ30のモータトルクを制御する。
However, since the driver operates the accelerator pedal and the brake pedal to operate the front-rear acceleration of the
この実施形態の作用を具体的に説明する。サスペンションのリンク配置にアンチダイブ角θfとアンチスクワット角θrが設けてある場合、タイヤに制駆動力(前後力)を与えることで、それぞれの角度に応じた上下力(アンチダイブ力やアンチスクワット力)が発生する。これらを利用すれば新たな装置を追加することなく各モーメントを発生できる。特にブレーキ35(図12)やインホイールモータ30は前後力がタイヤ接地点で作用するため、アンチダイブ角やアンチスクワット角が大きくなるため同じ制駆動力で大きな上下力が発生できる。エンジン車やオンボードタイプのモータ駆動車のように車軸を介して制駆動力を伝える場合は、インホイールモータ30を備えた車両に比べてアンチダイブ角やアンチスクワット角が小さくなるが、同様に上下力が発生可能である。
The operation of this embodiment will be specifically described. When the anti-dive angle θ f and the anti-squat angle θ r are provided in the link arrangement of the suspension, the vertical force (anti-dive force and anti-squat force) according to each angle is applied to the tire by applying the control driving force (front-rear force). Squat force) is generated. By using these, each moment can be generated without adding a new device. In particular, in the brake 35 (FIG. 12) and the in-
サスペンション4を介すことで前後力FXiにより発生する上下力FSiは以下になる。なお図11では、前後力と上下力の力の向きの関係を説明するため、前後力FXiのうち、特に前輪2fに作用する制動力をFBf、後輪2rに作用する駆動力をFDrと表している。また、前記FBfにより発生する上下力をFBftanθf、前記FDrにより発生する上下力をFDrtanθrと表している。
式(7)~(8)に式(17)~(20)を代入するとロールモーメントMΦとピッチモーメントMθの計算式は以下になる。
タイヤの前後力を用いる場合、車両の平面運動への影響を考慮する必要がある。運転者に制御による違和感を与えないためには、制御による前後加速度およびヨーレートγの変化を発生させない方が良い。そのため、以下の条件を追加する。 When using the front-rear force of the tire, it is necessary to consider the effect on the plane motion of the vehicle. In order not to give the driver a sense of discomfort due to control, it is better not to generate changes in the longitudinal acceleration and yaw rate γ due to control. Therefore, the following conditions are added.
式(23)のように四輪の前後力の合計値を零とすることで前後加速度の発生を抑える。式(24)のように右側前後輪の前後力の合計値と左側前後輪の前後力の合計値を等しくすることでヨーレートの変化を抑える。
式(23)と式(24)から、前後力FXiは以下の関係となる。
式(25)~(26)により、式(21)~(22)からFX3とFX4を消去すると以下になる。
式(27)~(28)より、ロールモーメントMΦとピッチモーメントMθを発生させるために必要な前後力FXiは以下で計算できる。図10の前後力指令値演算器34は、式(29)~式(32)の計算を行い、各式の計算結果を前後力指令値として出力する。
前後力FXiでピッチモーメントMθを発生させるためには、式(28)から前輪2fのサスペンションのリンク配置に設けられているアンチダイブ角θfの正接 tanθfと前輪のサスペンションにおけるばねとダンパの支持点の位置と車両重心点間の前後方向距離lsfの積lsftanθfと、後輪2rのサスペンションのリンク配置に設けられているアンチスクワット角θrの正接tanθrと後輪のサスペンションにおけるばねとダンパの支持点の位置と車両重心点間の前後方向距離lsrの積lsrtanθrが異なることが必須条件になる。ロールとピッチを上記のように制御する場合、式(21)~(24)の4つの拘束条件があるため、4輪の前後力で制御可能な自由度は残されていない。そのため、式(33)で示される上下力の総和によって車両の上下動(ヒーブ)が生じるが、この上下動は制御できない。
In order to generate the pitch moment M θ with the front-rear force FX i , from equation (28), the tangent tan θ f of the anti-dive angle θ f provided in the link arrangement of the suspension of the
我々のこれまでの研究から、運転し易さが向上させるには旋回中の車両に前傾ピッチと共に上方向のヒーブを発生させた方が良いことが分かっている。
これに関しては、例えば非特許文献2に記載されている。
From our research so far, it has been found that it is better to generate an upward heave with a forward lean pitch in the turning vehicle in order to improve the ease of driving.
This is described in, for example,
旋回中の車両に前傾ピッチと共に上方向のヒーブを発生させるためには、式(28)のピッチモーメントMθと式(33)の4輪の前後力の総和 In order to generate an upward heave along with the forward tilt pitch in a turning vehicle, the sum of the pitch moment M θ in equation (28) and the front-rear force of the four wheels in equation (33).
が共に正である必要がある。一般的な車両はサスペンションのリンク配置に設けられている前輪のアンチダイブ角θfと後輪のアンチスクワット角θrは共に正であるから、式(33)から次の関係を得る。
この発明のさらに他の実施形態を図12および図13に示す。この実施形態は、車両1にロール抑制のためにロールモーメントを発生させるアクチュエータとして、図1のアクティブスタビライザ5や図9のインホイールモータ30の代わりに、図12に示す前後左右の4輪の車輪2に備えたブレーキ35を利用してロールを制御する例である。ブレーキ35は、電動式ブレーキや油圧式ブレーキ等の摩擦ブレーキである。また4輪のブレーキを制御するためブレーキ制御装置46を備えている。
Yet another embodiment of the invention is shown in FIGS. 12 and 13. In this embodiment, as an actuator that generates a roll moment in the
図13はこの実施形態に係る車両姿勢制御装置21Cのブロック図である。図6や図10のブロック図のピッチモーメント演算器33は無い。横滑り角速度推定器23とロールモーメント演算器24の機能は図2の例と同じである。ロール抑制のアクチュエータ制御手段として前後力指令値演算器47を備えている。前後力指令値演算器47は、入力されたロールモーメント指令値から、後述の式(40)~式(47)で前後力FXiを演算する。ただし、運転者はブレーキペダルを操作し車両の減速度を操作するため、車両姿勢制御装置21Cは、後述の式(29)~式(32)で計算した前後力FXiに対し、ブレーキ指令値に応じた前後力(制動力)を加算し前後力指令値として出力する。ブレーキ制御装置46は、車両姿勢制御装置21Cが出力した前後力指令値に従って各ブレーキ35を制御する。
FIG. 13 is a block diagram of the vehicle
次に、既存のブレーキシステムでこの発明のロール制御を行うことを考える。前記既存のブレーキシステムとは、ブレーキペダル操作を検出するブレーキペダルセンサの出力がECU9に入力されてECU9によりブレーキ指令値に変換され、ブレーキの制御が行われるシステムである。ブレーキシステムは制動力を発生するため、前後力FXiの条件は以下になる。
FXi ≦ 0 (36)
ロール制御によって式(37)に示す前後加速度axが車両に発生する。前記axの添え字xは、2輪モデルの座標系のx軸であり、車両の前後方向を表す。
Next, consider performing the roll control of the present invention with an existing brake system. The existing brake system is a system in which the output of the brake pedal sensor that detects the brake pedal operation is input to the
FX i ≤ 0 (36)
By roll control, the front-rear acceleration ax shown in Eq . (37) is generated in the vehicle. The subscript x of a x is the x-axis of the coordinate system of the two-wheel model, and represents the front-rear direction of the vehicle.
また前後力FXiは負(ゼロ以下)であるため、発生させるロールモーメントMΦの符号によって以下のように制御輪を切り替える。
Also, since the front-back force FX i is negative (zero or less), the control wheel is switched as follows according to the sign of the generated roll moment M Φ .
またロール制御によってヨーモーメントを発生させないためには式(24)を満たす必要がある。このため、前記アクチュエータ制御手段である前後力指令値演算器47は、例えば、車両1の対角に位置する車輪2におおよそ等しい制動力を加える前後力指令値を出力する。
従って、既存のブレーキシステムでこの発明のロール制御を行う場合の前後力FXiは以下となる。
Further, in order not to generate a yaw moment by roll control, it is necessary to satisfy Eq. (24). Therefore, the front-rear force
Therefore, the front-rear force FX i when the roll control of the present invention is performed by the existing brake system is as follows.
上記のロール制御はすべて、車両1に生じている横滑り角速度β「・」とヨーレートrから、発生すべきロールモーメントMΦを式(5)で計算する。ヨーレートrはヨーレートセンサで計測可能であり、車両の横滑り防止装置の構成部品として車載されている。しかし横滑り角速度β「・」を直接計測するためには高価な専用計測器が必要である。高価な専用計測器を不要とするため、横滑り角速度推定器23は車両モデルを用いて操舵角δから横滑り角速度β「・」を推定する方法や、車載のヨーレートセンサ15で計測したヨーレートrから推定する方法を用いてもよい。
In all of the above roll controls, the roll moment M Φ to be generated is calculated by Eq. (5) from the sideslip angular velocity β “·” generated in the
車両モデルを用いて操舵角δから横滑り角速度β「・」を推定する方法は、例えば前述の2輪モデルを用いた場合、操舵角δに対する横滑り角速度β「・」の伝達関数は次のようになる。 The method of estimating the sideslip angular velocity β “・” from the steering angle δ using the vehicle model is, for example, when the above-mentioned two-wheel model is used, the transfer function of the sideslip angular velocity β “・” with respect to the steering angle δ is as follows. Become.
ヨーレートrから横滑り角速度β「・」推定する方法は、例えば式(3)の関係を用いる方法である。式(3)を変形すると次式を得る。
式(49)を用いることで、車載センサで計測した横加速度ayとヨーレートrから横滑り角速度β「・」を計算することができる。ただし、カント路では傾斜に応じて横加速度ayが変化するため、推定した横滑り角速度β「・」に誤差が生じる。また式(48)も式(49)も線形タイヤモデルを用いているため、タイヤ横力が飽和する条件では誤差が大きくなる。また前後加速度を伴う場合も同様に誤差が大きくなる。これらの誤差を低減する方法として、非線形タイヤモデルを用いた横滑り角速度β「・」の推定方法が提案されている(非特許文献3参照)。 By using the equation (49), the sideslip angular velocity β “・” can be calculated from the lateral acceleration a y and the yaw rate r measured by the in-vehicle sensor. However, since the lateral acceleration ay changes according to the inclination on the cant road, an error occurs in the estimated sideslip angular velocity β “·”. Moreover, since both equations (48) and (49) use linear tire models, the error becomes large under the condition that the tire lateral force is saturated. In addition, the error becomes large when the back-and-forth acceleration is involved. As a method for reducing these errors, a method for estimating the sideslip angular velocity β “・” using a nonlinear tire model has been proposed (see Non-Patent Document 3).
この推定方法では、式(50)に示す非線形タイヤモデルを用いる。
ただし、Tは前輪(f)もしくは後輪(r)を示す添え字であり、KTはタイヤのコーナリングパワー、βTは前輪もしくは後輪位置での横滑り角、μは路面摩擦係数、WTはタイヤの垂直荷重、XTはタイヤの前後力である。 However, T is a subscript indicating the front wheel (f) or the rear wheel (r), KT is the cornering power of the tire, β T is the skid angle at the front wheel or the rear wheel position, μ is the road friction coefficient, and WT . Is the vertical load of the tire, and XT is the front-rear force of the tire.
式(50)で計算したタイヤ横力YTから、式(51)で横滑り角速度β「・」を推定する。式(50)のヨーレートrは、車載のヨーレートセンサ15の計測値である。
式(50)の非線形タイヤモデルは、タイヤ横力YTの飽和やタイヤの垂直荷重を考慮しているため、タイヤ横力YTの推定値の精度が向上する。従って、式(51)を用いれば車載のヨーレートセンサ15で計測したヨーレートrから横滑り角速β「・」を精度よく推定することができる。
Since the non-linear tire model of equation (50) considers the saturation of the tire lateral force YT and the vertical load of the tire, the accuracy of the estimated value of the tire lateral force YT is improved. Therefore, if the equation (51) is used, the skid angle velocity β “·” can be accurately estimated from the yaw rate r measured by the in-vehicle
以上、実施形態に基づいてこの発明を実施するための形態を説明したが、今回開示された実施の形態はすべての点で例示であって制限的なものではない。この発明の範囲は上記した説明ではなくて特許請求の範囲によって示され、特許請求の範囲と均等の意味および範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。 Although the embodiments for carrying out the present invention have been described above based on the embodiments, the embodiments disclosed this time are exemplary in all respects and are not limiting. The scope of the present invention is shown by the scope of claims rather than the above description, and is intended to include all modifications within the meaning and scope equivalent to the scope of claims.
1…車両、1A…車体、2…車輪、4…サスペンション装置、4a…サスペンションアーム、4A…アクティブサスペンション、5…アクティブスタビライザ、7A…支持部上下力可変機構、8…電動モータ、9…ECU、11…アクセルペダルセンサ、12…ブレーキペダルセンサ、13…車速センサ、14…操舵角センサ、15…ヨーレートセンサ、16…加速度センサ、21…車両姿勢制御装置、22…スタビライザ制御装置、23…横滑り角速度推定器、24…ロールモーメント演算器、21A,~21C…車両姿勢制御装置、25…アクチュエータ制御手段、26…前後輪ロールモーメント演算器、27…指令変換部、31…サスペンション制御装置、33…ピッチモーメント演算器、34…前後力指令値演算器、34A…アクチュエータ制御手段、30…インホイールモータ、35…ブレーキ、46…ブレーキ制御装置、41…モータ制御装置 1 ... Vehicle, 1A ... Body, 2 ... Wheel, 4 ... Suspension device, 4a ... Suspension arm, 4A ... Active suspension, 5 ... Active stabilizer, 7A ... Support vertical force variable mechanism, 8 ... Electric motor, 9 ... ECU, 11 ... Accelerator pedal sensor, 12 ... Brake pedal sensor, 13 ... Vehicle speed sensor, 14 ... Steering angle sensor, 15 ... Yaw rate sensor, 16 ... Acceleration sensor, 21 ... Vehicle attitude control device, 22 ... Stabilizer control device, 23 ... Side slip angle speed Estimator, 24 ... Roll moment calculator, 21A, ~ 21C ... Vehicle attitude control device, 25 ... Actuator control means, 26 ... Front and rear wheel roll moment calculator, 27 ... Command converter, 31 ... Suspension control device, 33 ... Pitch Moment calculator, 34 ... Front-rear force command value calculator, 34A ... Actuator control means, 30 ... In-wheel motor, 35 ... Brake, 46 ... Brake control device, 41 ... Motor control device
Claims (16)
旋回中の車両におけるロール運動がヨー運動に連動して発生するように前記アクチュエータを制御するためのロールモーメント指令値を演算するロールモーメント演算器と、
演算されたロールモーメント指令値を用いて前記アクチュエータを制御するアクチュエータ制御手段とを備え、
前記ロールモーメント演算器は、出力する前記ロールモーメント指令値を、車両の横滑り角速度と車速に基づいて計算する、
車両姿勢制御装置。 A vehicle attitude control device mounted on a vehicle having an actuator that generates a roll moment.
A roll moment calculator that calculates a roll moment command value for controlling the actuator so that the roll motion in a turning vehicle is generated in conjunction with the yaw motion.
It is provided with an actuator control means for controlling the actuator using the calculated roll moment command value.
The roll moment calculator calculates the roll moment command value to be output based on the side slip angular velocity and the vehicle speed of the vehicle.
Vehicle attitude control device.
前記車両姿勢制御装置は、ピッチモーメント指令値を演算するピッチモーメント演算器と、演算されたピッチモーメント指令値を用いて前記ピッチモーメントを発生させるアクチュエータを制御する手段とを有し、前記ピッチモーメント演算器は、前記ピッチモーメント指令値を、少なくとも車両のヨーレートと車速に基づいて計算する、車両姿勢制御装置。 The vehicle attitude control device according to claim 1 or 2, further comprising an actuator that generates a pitch moment while the vehicle is turning.
The vehicle attitude control device has a pitch moment calculator for calculating a pitch moment command value and a means for controlling an actuator that generates the pitch moment using the calculated pitch moment command value, and the pitch moment calculation. The device is a vehicle attitude control device that calculates the pitch moment command value based on at least the yaw rate and vehicle speed of the vehicle.
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