JP2024025446A - 車両の旋回挙動制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】旋回時において強いアンダステアの度合いを検出した場合、それを効率よく低減させることができるようにする。【解決手段】走行制御ユニット１２は、制動力制御部と駆動力制御部とを有し、制動力制御部が自車両Ｍの旋回時におけるアンダステアの度合いを判定する規範ヨーレートと実ヨーレートとの偏差ΔＹｒを算出し、この偏差ΔＹｒが予め設定されている偏差基準値Ｙｒcを越えたと判定した場合、旋回内側後輪（Ｒｌ）と旋回内側前輪（Ｆｌ）との一方に制動力Ｆbを付与する。又制動力制御部が旋回内側後輪（Ｒｌ）或いは旋回内側前輪に制動力Ｆbを付与した場合、駆動力制御部は旋回外側後輪（Ｒｒ）と旋回外側前輪（Ｆｒ）との一方に駆動力Ｆdを付与する。【選択図】図１

Description

本発明は、旋回時において強いアンダステアの度合いを検出した場合、それを効率良く低減させるようにした車両の旋回挙動制御装置に関する。

自動操舵制御としての走行軌跡制御（「車線維持制御」とも云う)においては、車両の目標走行軌跡と車両の実際の走行軌跡とのずれが大きくなると、操舵輪を転舵し、実際の走行軌跡が目標走行軌跡に収束するようにフィードバック制御が行われる。例えば、車両の実際の走行軌跡の旋回半径が目標走行軌跡として設定されている旋回半径よりも大きくなり、その差が大きくなると、車両に作用するアンダステアの度合いが強くなるため、操舵制御装置は操舵輪を切り増し方向へ転舵して旋回半径を目標走行軌跡として設定されている旋回半径側へ修正しようとする。

しかし、例えば前輪が操舵輪且つ駆動輪である場合、旋回に伴い車両に作用する横方向の荷重移動により旋回内側前輪の接地荷重が低下する。そのため、旋回内側前輪を切増し方向へ転舵しても、旋回内側前輪の横力は十分に増加せず、必要なヨーモーメントを車両に付与することができない。その結果、車両の実際の走行軌跡を目標走行軌跡に収束させることが困難となる。

この対策として、例えば、特許文献１（特開２０２０－５００２４号公報）には、旋回時において、車両の規範ヨーレート（目標ヨーレート）と実ヨーレートとの偏差が予め設定されている偏差基準値を越えており且つ偏差の時間変化率が開始基準値を越えている場合は、旋回内側の駆動輪に制動力を付与し、旋回外側の駆動輪から旋回内側の駆動輪への荷重移動を発生させることで、旋回内側の駆動輪の接地荷重を増大させるようにした技術が開示されている。

特開２０２０－５００２４号公報

ところで、強いアンダステアの度合いを検出した初期の段階において、旋回内側の駆動輪に過渡的な荷重移動を与えれば、アンダステアの度合いを効率良く低減させることができる。

しかし、特許文献１に開示されている技術では、強いアンダステアの度合いを検出した際に、旋回内側の駆動輪に一定の制動力を付与し続けて、旋回外側の駆動輪から旋回内側の駆動輪へ静的な荷重移動を発生させているに過ぎないため、アンダステアの度合いを初期の段階で効率よく低減することが困難である。その結果、アンダステアの度合いを軽減するための制御に遅れが生じ、運転者を含む搭乗者に不快感を与えることになる。

本発明は、強いアンダステアの度合いを検出した際に、それを効率よく低減させて、運転者を含む搭乗者に与える不快感を軽減させることのできる車両の旋回挙動制御装置を提供することを目的とする。

本発明は、自車両に作用する実ヨーレートを検出するヨーレート検出部と、四輪に対し独立して制動力を付与する制動部と、左右前輪及び左右後輪を駆動する駆動源と、前記制動部の制動力及び前記駆動源の出力を制御する走行制御部とを備え、前記左右前輪が操舵輪である車両の旋回挙動制御装置において、前記走行制御部は、前記自車両の旋回時におけるアンダステアの度合いを判定する規範ヨーレートと前記ヨーレート検出部で検出した前記実ヨーレートとの偏差を算出する偏差値算出部と、前記偏差値算出部で算出した前記偏差が予め設定されている偏差基準値を越えたと判定した場合、前記制動部に対し旋回内側後輪と旋回内側前輪との一方に前記制動力を付与する信号を出力する制動力制御部と、前記制動力制御部が前記制動部に対し前記旋回内側後輪或いは前記旋回内側前輪に前記制動力を付与する信号を出力した場合、前記駆動源に対して旋回外側後輪と旋回外側前輪との一方に駆動力を付与する信号を出力する駆動力制御部とを備える。

本発明によれば、走行制御部は、自車両の旋回時におけるアンダステアの度合いを判定する規範ヨーレートと前記ヨーレート検出部で検出した前記実ヨーレートとの偏差が予め設定されている偏差基準値を越えたと判定した場合、旋回内側後輪と旋回内側前輪との一方に制動力を付与する。その際、旋回外側後輪と旋回外側前輪との一方に駆動力を付与するようにしたので、強いアンダステアの度合いを検出した際に、制動力と駆動力との協調により、アンダステアの度合いの効率よく低減させて、運転者を含む搭乗者に与える不快感を軽減させることができる。

運転支援装置の概略構成図 旋回挙動制御ルーチンを示すフローチャート 四輪を非駆動とし旋回内側前輪を制動した際の荷重移動を示す説明図 四輪を非駆動とし旋回内側後輪を制動した際の荷重移動を示す説明図 四輪を非駆動とし旋回外側前輪を制動した際の荷重移動を示す説明図 四輪を非駆動とし旋回外側後輪を制動した際の荷重移動を示す説明図 強いアンダステアの度合いが検出された直後の旋回内側前後輪と旋回外側前輪とに付与する制動力と総駆動トルクの変化を示すタイムチャート 旋回内側前輪のみを駆動させた際の荷重移動を示す説明図 旋回内側外輪のみを駆動させた際の荷重移動を示す説明図 旋回外側前輪のみを駆動させた際の荷重移動を示す説明図 旋回外側後輪のみを駆動させた際の荷重移動を示す説明図 後輪を駆動輪として旋回内側後輪を制動した状態を示す説明図 後輪を駆動輪として旋回内側後輪と旋回内側前輪を制動した状態を示す説明図 前輪を駆動輪とし、旋回内側の前後輪を制動した状態を示す説明図 旋回内側後輪を制動し、旋回外側後輪を駆動させた状態を示す説明図 旋回内側前輪を制動し、旋回外側後輪を駆動させた状態を示す説明図 旋回外側前輪を駆動し、旋回内側後輪を制動させた状態を示す説明図 旋回内側前輪を制動し、旋回外側前輪を駆動させた状態を示す説明図

以下、図面に基づいて本発明の一実施形態を説明する。図１に示す自車両Ｍは、操舵輪である前輪Ｆｌ，Ｆｒ、及び後輪Ｒｌ，Ｒｒを異なる駆動源（エンジンや電動モータ）１，６で駆動させる四輪駆動車である。又、フロント駆動源（ＦＰＵ）１の出力軸１ａがフロントデファレンシャル２を介して前輪Ｆｌ，Ｆｒの駆動軸（前輪駆動軸）３ｌ，３ｒに連設されている。又、リヤ駆動源（ＲＰＵ）６の出力軸６ａがリヤデファレンシャル７を介して後輪Ｒｌ，Ｒｒの駆動軸（後輪駆動軸）８ｌ，８ｒに連設されている。尚、図示しないが左右前輪Ｆｌ，Ｆｒが前輪サスペンションに各々支持され、又、左右後輪Ｒｌ，Ｒｒが後輪サスペンションに各々支持されている。

この左右前輪Ｆｌ，Ｆｒと左右後輪Ｒｌ，Ｒｒに液圧ブレーキ機構９がそれぞれ設けられている。この各液圧ブレーキ機構９は、ディスクブレーキ、ドラムブレーキなど、周知の摩擦ブレーキ装置であり、制動部としてのハイドロリック制御ユニット（ＨＣＵ）１１から供給されるブレーキ液圧によりホイールシリンダのピストンが作動して液圧制動（摩擦制動）力を付与する。ＨＣＵ１１は昇圧ポンプ、アキュムレータ等からなる液圧発生装置、ブレーキ差動時の液圧を調整して各液圧ブレーキ機構９のホイールシリンダに供給する圧力制御弁、各液圧ブレーキ機構９にブレーキ液圧を供給する液圧回路の開閉を行う開閉制御弁等のアクチュエータやバルブを備えている。

フロント駆動源１、リヤ駆動源６及びＨＣＵ１１は、走行制御部としての走行制御ユニット１２からの制御信号によって動作される。この走行制御ユニット１２は、ＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ、書き換え可能な不揮発性メモリ（フラッシュメモリ又はＥＥＰＲＯＭ）、及び周辺機器を備えるマイクロコントローラで構成されている。ＲＯＭにはＣＰＵにおいて各処理を実行させるために必要なプログラムや固定データ等が記憶されている。又、ＲＡＭはＣＰＵのワークエリアとして提供され、ＣＰＵでの各種データが一時記憶される。尚、ＣＰＵはＭＰＵ（Microprocessor）、プロセッサとも呼ばれている。又、ＣＰＵに代えてＧＰＵ（Graphics Processing Unit）やＧＳＰ(Graph Streaming Processor)を用いても良い。或いはＣＰＵとＧＰＵとＧＳＰとを選択的に組み合わせて用いても良い。

又、走行制御ユニット１２には、通常の走行制御に加えて、旋回内側前輪の接地荷重を回復させ、当該旋回内側前輪の横力を増大させてアンダステアの度合を低減させる旋回挙動制御機能が備えられている。

この走行制御ユニット１２の入力側に、左右前輪Ｆｌ，Ｆｒの操舵角を検出する操舵角センサ２１、自車両Ｍの車速（自車速）を検出する車速センサ２２、車体に作用する実ヨーレートを検出するヨーレート検出部としてのヨーレートセンサ２３、駆動源１，６の出力軸１ａ，６ａに作用する軸トルクを、個別に検出するトルクセンサ２４ａ，２４ｂ等、自車両Ｍの運転状態を検出するセンサ類が接続されている。

走行制御ユニット１２による旋回挙動制御は、自車両Ｍがカーブ路を走行している際に発生したアンダステアの度合いが強い場合、自車両Ｍの走行状態に応じて各車輪Ｆｌ，Ｆｒ，Ｒｌ，Ｒｒに対し、選択的に制動力、或いは駆動力を付与し、アンダステアの度合いを軽減させる。尚、以下においては、制動力と駆動力とを纏めて「制駆動力」と総称する場合もある。又、各駆動源１，６の少なくとも一方が電動モータの場合、走行制御ユニット１２は、当該電動モータの回生動作によって車輪に制動（回生制動）力を付与することも可能である。更に、走行制御ユニット１２は、電動モータによって駆動する車輪に対して摩擦制動と回生制動との協調により制動力を付与することも可能である。この場合、電動モータが制動部として機能する。

この場合、自車両Ｍにおいては、制動減速時の自車両Ｍのピッチ姿勢の変化を低減すべく、前輪サスペンション及び後輪サスペンションは、それぞれアンチダイブ及びアンチリフトのジオメトリを有している。すなわち、左右の前輪サスペンションによって車体から懸架されている左右前輪Ｆｌ，Ｆｒの瞬間中心は、各左右前輪Ｆｌ，Ｆｒの接地点に対し上方且つ車体後方に位置するように設定されている。そのため、左右の前輪サスペンションはアンチダイブのジオメトリを有する。

一方、左右の後輪サスペンションによって車体から懸架されている左右後輪Ｒｌ，Ｒｒの瞬間中心は、各左右後輪Ｒｌ，Ｒｒの接地点に対し上方且つ車体前方に位置するように設定されている。そのため、各後輪サスペンションはアンチリフトのジオメトリを有する。従って、車輪に制駆動力が付与されると、車輪から車体に対し上下方向の力が与えられる。

例えば、旋回外側前輪に制動力を付与すると、自車両Ｍの車体前部の旋回外側に上向きの力が発生して車体のロールが抑えられ、旋回内側前輪の接地荷重は更に増加する。逆に、旋回外側後輪に制動力が付与されると車体後部の旋回外側には下向きの力が発生し、対角にある旋回内側前輪の接地荷重を十分増加させることはできない。

この走行制御ユニット１２による旋回挙動制御は、具体的には、図２に示す旋回挙動制御ルーチンに従って実行される。このルーチンは、走行制御ユニット１２が起動した後、所定演算周期毎に実行され、先ず、ステップＳ１で、操舵角センサ２１で検出した操舵角、車速センサ２２で検出した自車速、ヨーレートセンサ２３で検出した実ヨーレート等のセンサ出力を読込む。

次いで、ステップＳ２へ進み、操舵角、自車速に基づいて自車両Ｍに作用する規範ヨーレートを算出し、規範ヨーレートとヨーレートセンサ２３で検出した実ヨーレートとの差分からヨーレート偏差ΔＹｒを求める。尚、このステップＳ２での処理が、本発明の偏差値算出部に対応している。

その後、ステップＳ３へ進み、自車両Ｍが非制動状態で且つ旋回中か否かを調べる。非制動状態か否かは走行制御ユニット１２からＨＣＵ１１に対して制動信号が出力されているか否かで判定する。又、旋回中か否かはヨーレートセンサ２３の出力値に基づいて判定する。

そして、自車両Ｍが非制動状態で且つ旋回中と判定された場合は、ステップＳ４へ進む。又、制動状態、或いは非旋回中と判定された場合はルーチンを抜ける。

ステップＳ４へ進むと、ヨーレート偏差ΔＹｒと予め設定されている偏差基準値Ｙｒcとを比較する。この偏差基準値Ｙｒcは、自車両Ｍに発生しているアンダステアの度合い
が強いか否かを調べる基準値であり、予め実験などに基づいて設定されている。

そして、ΔＹｒ＞Ｙｒcの場合、アンダステアの度合いが強いと判定し、ステップＳ５へ進む。又、ΔＹｒ≦Ｙｒcの場合、強い度合いのアンダステアは発生していないと判定し、ルーチンを抜ける。

ステップＳ５へ進むと、ヨーレート偏差ΔＹｒに基づいて自車両Ｍが走行安定性を確保するための目標ヨーモーメントＭytをマップ参照等にて求める。次いで、ステップＳ６へ進み、現在のヨーモーメントを目標ヨーモーメントＭytに下げるための目標減速度Ｇxtを求める。

その後、ステップＳ７へ進み、目標ヨーモーメントＭytと目標減速度Ｇxtとに基づいて、各車輪Ｆｌ，Ｆｒ，Ｒｌ，Ｒｒの何れに制駆動力を付与するかを判定すると共に、制駆動力を付与する車輪Ｆｌ，Ｆｒ，Ｒｌ，Ｒｒの目標制動力Ｆbti、或いは目標駆動力Ｆdtiを求める。そして、ステップＳ８へ進み、走行制御ユニット１２は、制駆動力を付与する車輪Ｆｌ，Ｆｒ，Ｒｌ，Ｒｒが、対応する目標制動力Ｆbti、或いは目標駆動力Ｆdti（但し、i=Fl,Fr,Rl,Rr）になるように、ＨＣＵ１１、及びフロント駆動源１或いはリヤ駆動源６を制御してルーチンを抜ける。尚、このステップＳ４～Ｓ８での処理が、本発明の制動力制御部、及び駆動力制御部に対応している。

次に、各車輪Ｆｌ，Ｆｒ，Ｒｌ，Ｒｒに対して選択的に制駆動力を付与した際の挙動について説明する。
＜ロール方向の荷重移動量＞
ロール方向の荷重移動量、即ち、旋回内側前輪（Ｆｌ）から旋回外側前輪（Ｆｒ）への荷重移動量ΔＷf、及び旋回内側後輪（Ｒｌ）から旋回外側後輪（Ｒｒ）への荷重移動量ΔＷrは、以下に示す式（１）及び式（２）によって表される。

ここで、ｍsは車体ばね上の質量、ｄはトレッド、ｈsは自車両Ｍの重心Ｇの高さ、Ｋφf，Ｋφrは前輪及び後輪の車両前後方向の位置における車体のロール剛性である。又、φは自車両Ｍのロール角、ａyは自車両Ｍの横加速度であり、このロール角φ及び横加速度ａyは、自車両Ｍが左旋回時に正値となり、右旋回時に負値となる。又、Ｆxfi，Ｆxfoは旋回内側前輪及び旋回外側前輪の前後力、Ｆxri，Ｆxroは旋回内側後輪及び旋回外側後輪の前後力であり、駆動力で正値、制動力で負値となる。

更に、θfは左前輪Ｆｌ及び右前輪Ｆｒが中立位置における瞬間中心と接地点とを結ぶ線分が水平方向に対しなす角度であり、左前輪Ｆｌ及び右前輪Ｆｒが中立位置にあるときの角度θfはアンチダイブ角である。θrは左後輪Ｒｌ及び右後輪Ｒｒが中立位置における瞬間中心と接地点とを結ぶ線分が水平方向に対しなす角度であり、左後輪Ｒｌ及び右後輪Ｒｒが中立位置にあるときの角度θrはアンチリフト角である。

先ず、車輪に制動力を付与することによる荷重移動について説明する。

＜旋回内側前輪に制動力が付与されることによる荷重移動＞
図３に示すように、旋回（図においては左旋回）時における自車両Ｍの各車輪Ｆｌ，Ｆｒ，Ｒｌ，Ｒｒが非制動状態にあり、左右前輪Ｆｌ，Ｆｒに作用する前後力Ｆxfi，Ｆxfo（駆動側で正値、制動側で負値）が同一で、左右後輪Ｒｌ，Ｒｒに作用する前後力Ｆxri，Ｆxro（駆動力側で正値、制動力側で負値）が同一である状態で、実線矢印で示すように旋回内側前輪（Ｆｌ）に一定の制動力Ｆb（負値）を付与し続ける。

すると、左右後輪Ｒｌ，Ｒｒに作用する前後力Ｆxri，Ｆxroは同一であるため、その差分ΔＦr（＝Ｆxri－Ｆxro）は０のままである。しかし、左右前輪Ｆｌ，Ｆｒの前後力Ｆxfi，Ｆxfoは、旋回内側前輪（Ｆｌ）に制動力Ｆbが付与されているため、前後力Ｆxfi，Ｆxfoの差分ΔＦf（＝Ｆxfi－Ｆxfo）は負値（ΔＦf＜０）となる。

その結果、図３に破線矢印で示すように、旋回外側前輪（Ｆｒ）から旋回内側前輪（Ｆｌ）への荷重移動が発生し、旋回外側前輪（Ｆｒ）の接地荷重は減少し、旋回内側前輪（Ｆｌ）の接地荷重は増加する。一方、左右後輪Ｒｌ，Ｒｒ間は、破線矢印で示すように旋回内側後輪（Ｒｌ）から旋回外側後輪（Ｒｒ）への荷重移動が発生し、旋回内側後輪（Ｒｌ）の接地荷重は減少し、旋回外側後輪（Ｒｒ）の接地荷重は増加する。

これは、旋回内側前輪（Ｆｌ）に一定の制動力Ｆbを付与し続ける静的な荷重移動の場合であり、旋回内側前輪（Ｆｌ）に制動力Ｆbを付与し始めて直ぐ（0.5[sec]程度）の過渡的な荷重移動では異なる挙動を示す。すなわち、旋回内側前輪（Ｆｌ）に制動力Ｆbを付与し始めて直ぐの状態では、先ず、旋回内側前輪（Ｆｌ）の前輪サスペンションに上向きのアンチダイブ力が発生して、車体のロール角を増大させようとする。そのため、旋回外側前輪（Ｆｒ）から旋回内側前輪（Ｆｌ）への荷重移動は一時的に減少する。逆に、旋回内側後輪（Ｒｌ）から旋回外側後輪（Ｒｒ）への荷重移動は更に増加する。

＜旋回内側後輪に制動力が付与されたことによる荷重移動＞
又、図４に実線矢印で示すように、自車両Ｍが旋回走行時に、旋回内側後輪（Ｒｌ）に一定の制動力Ｆbを付与し続けると、旋回外側後輪（Ｒｒ）の前後力と旋回内側後輪（Ｒｌ）の前後力との差分ΔＦｒは負値となる。よって、左右前輪Ｆｌ，Ｆｒの間における荷重移動量が減少するので、破線矢印で示すように、旋回外側前輪（Ｆｒ）から旋回内側前輪（Ｆｌ）への荷重移動が発生する。すると、旋回外側前輪（Ｆｒ）の接地荷重は減少し、旋回内側前輪（Ｆｌ）の接地荷重が増加する。一方、左右後輪Ｒｌ，Ｒｒ間の荷重移動量は増加するので、破線矢印で示すように、旋回内側後輪（Ｒｌ）から旋回外側後輪（Ｒｒ）への荷重移動が発生し、旋回内側後輪（Ｒｌ）の接地荷重は減少し、旋回外側後輪（Ｒｒ）の接地荷重は増加する。

この場合、旋回内側後輪（Ｒｌ）に制動力Ｆbを付与し始めて直ぐの過渡的な荷重移動では異なる挙動を示す。すなわち、旋回内側後輪（Ｒｌ）に制動力Ｆbを付与し始めて直ぐの状態では、旋回内側後輪（Ｒｌ）の後輪サスペンションに下向きのアンチリフト力が発生して車体のロール角を減少させようとする。その結果、荷重が前軸へ移動し、旋回外側前輪（Ｆｒ）から旋回内側前輪（Ｆｌ）への荷重移動が一時的に増加し、旋回内側前輪（Ｆｌ）の接地荷重が増加する。一方、旋回内側後輪（Ｒｌ）から旋回外側後輪（Ｒｒ）の荷重移動は減少する。

＜旋回外側前輪に制動力が付与されたことによる荷重移動＞
又、図５に実線矢印で示すように、旋回外側前輪（Ｆｒ）に一定の制動力Ｆbを付与し続けると、左右後輪Ｒｌ，Ｒｒの前後力Ｆxri，Ｆxroは同一（ΔＦr＝０）であるが、左右前輪Ｆｌ，Ｆｒの前後力Ｆxfi，Ｆxfoの差分ΔＦfは正値（ΔＦf＞０）となる。従って、左右前輪Ｆｌ，Ｆｒの間の荷重移動量は増加し、破線矢印で示すように旋回内側前輪（Ｆｌ）から旋回外側前輪（Ｆｒ）への荷重移動が発生する。その結果、旋回内側前輪（Ｆｌ）の接地荷重は減少し、旋回外側前輪（Ｆｒ）の接地荷重は増加する。一方、左右後輪Ｒｌ，Ｒｒの間における荷重移動量は減少するので、破線矢印で示すように旋回外側後輪（Ｒｒ）から旋回内側後輪（Ｒｌ）への荷重移動が発生し、旋回外側後輪（Ｒｒ）の接地荷重は減少し、旋回内側後輪（Ｒｌ）の接地荷重は増大する。

この場合も、旋回外側前輪（Ｆｒ）に制動力Ｆbを付与し始めて直ぐ（0.5[sec]程度）の過渡的な荷重移動では異なる挙動を示す。すなわち、旋回外側前輪（Ｆｒ）に制動力Ｆbを付与し始めて直ぐの状態では、旋回外側前輪（Ｆｒ）の前輪サスペンションに上向きのアンチダイブ力が発生して車体のロール角を減少させようとする。そのため、旋回内側前輪（Ｆｌ）から旋回外側前輪（Ｆｒ）への荷重移動は一時的に減少し、旋回外側後輪（Ｒｒ）から旋回内側後輪（Ｒｌ）への荷重移動は更に増加する。

＜旋回外側後輪に制動力が付与されたことによる荷重移動＞
又、図６に実線矢印で示すように、旋回走行時の自車両Ｍの旋回外側後輪（Ｒｒ）に、一定の制動力Ｆbを付与し続けると、旋回外側後輪（Ｒｒ）の前後力と旋回内側後輪（Ｒｌ）の前後力との差分ΔＦrは正値となる。よって、左右前輪Ｆｌ，Ｆｒの間における荷重移動量は増加し、破線矢印で示すように、旋回内側前輪（Ｆｌ）から旋回外側前輪（Ｆｒ）への荷重移動が発生し、旋回内側前輪（Ｆｌ）の接地荷重は減少し、旋回外側前輪（Ｆｒ）の接地荷重は増加する。一方、左右後輪Ｒｌ，Ｒｒの間における荷重移動量は減少するので、破線矢印で示すように旋回外側後輪（Ｒｒ）から旋回内側後輪（Ｒｌ）への荷重移動が発生し、旋回外側後輪（Ｒｒ）の接地荷重は減少し、旋回内側後輪（Ｒｌ）の接地荷重は増加する。

この場合も、旋回外側後輪（Ｒｒ）に制動力Ｆbを付与し始めて直ぐの過渡的な荷重移動では、旋回外側後輪（Ｒｒ）の後輪サスペンションには下向きのアンチリフト力が発生して車体のロール角を増大させようとする。そのため、旋回内側前輪（Ｆｌ）から旋回外側前輪（Ｆｒ）への荷重移動は一時的に増加し、旋回外側後輪（Ｒｒ）から旋回内側後輪（Ｒｌ）への荷重移動は減少する。

尚、図においては、左旋回時を例示して説明したが、旋回内外輪の間の荷重移動は、自車両Ｍの旋回方向に関係なく発生する。そのため、右旋回の場合は左右輪を逆にして適用する。

＜制動力付与によるアンダステアの度合の低減＞
以上、説明したように、自車両Ｍの旋回挙動が、アンダステアの度合いが強い状態にあるときは、旋回内側前後輪（Ｆｌ，Ｒｌ）に制動力Ｆbを付与する。これにより、旋回内側前輪（Ｆｌ）の接地荷重が増加し、その横力により自車両Ｍに旋回方向のヨーモーメントを発生させることができることが解る。

ところで、アンダステアの度合いが強い状態では、特に旋回内側前輪（Ｆｌ）の横力が、必要とする横力に比して不足しているので、制動力の付与で発生する自車両Ｍの減速度による旋回内側前輪（Ｆｌ）への荷重移動を最大化する必要がある。

ここで、いずれかの車輪Ｆｌ，Ｆｒ，Ｒｌ，Ｒｒに制動力を付与し始めて直ぐの過渡的な変化も考慮した旋回内側前輪（Ｆｌ）への荷重移動を整理すると表１のようになる。

表１から明らかなように、旋回内側後輪（Ｒｌ）に制動力Ｆbを付与することで、旋回内側前輪（Ｆｌ）の接地荷重を増加できることが解る。逆に、旋回外側後輪（Ｒｒ）に制動力Ｆbを付与することで、旋回内側前輪（Ｆｌ）の接地荷重を最も減少させてしまうことが解る。

又、上述した表１は、いずれかの車輪Ｆｌ，Ｆｒ，Ｒｌ，Ｒｒに制動力を付与し始めて直ぐの過渡的な荷重移動を考慮したものである。この場合、図７に示すように、制動力制御を開始してから（経過時間ｔ０）、所定時間（ｔ１）経過後に、旋回外側前輪（Ｆｒ）に付与する制動力を減少させ、一方、旋回内側前輪（Ｆｌ）に付与する制動力を増やせば、自車両Ｍに発生する旋回方向のヨーモーメントを徐々に強めることができる。これにより、総駆動トルクを低減させることもできる。

又、左右前輪Ｆｌ，Ｆｒ、及び左右後輪Ｒｌ，Ｒｒに発生する駆動力は、前軸トルクセンサ２４ａ、後軸トルクセンサ２４ｂでそれぞれ検出した駆動源１，６の出力軸１ａ，６ａに作用する軸トルクに基づいて算出することができる。

すなわち、駆動力は、
駆動力＝軸トルク×終減速比×伝達効率／タイヤの可動半径
から求めることができる。ここで、終減速比、伝達効率、タイヤの可動半径を固定値とすれば、軸トルクの変数で駆動力が決まるため、トルクセンサ２４ａ，２４ｂが、本発明の駆動力検知部としての機能を備えていることになる。

次に、駆動力付与による荷重移動について説明する。

＜旋回内側前輪に駆動力が付与されることによる荷重移動＞
図８に示すように、旋回（図においては左旋回）時における自車両Ｍの各車輪Ｆｌ，Ｆｒ，Ｒｌ，Ｒｒが非制動状態にあり、左右前輪Ｆｌ，Ｆｒに作用する前後力Ｆxfi，Ｆxfoが同一で、左右後輪Ｒｌ，Ｒｒに作用する前後力Ｆxri，Ｆxroが同一である状態で、実線矢印で示すように旋回内側前輪（Ｆｌ）に一定の駆動力Ｆd（正値）を付与し続ける。

すると、左右後輪Ｒｌ，Ｒｒに作用する前後力Ｆxri，Ｆxroは同一であるため、差ΔＦrは０のままである。しかし、左右前輪Ｆｌ，Ｆｒの前後力Ｆxfi，Ｆxfoは、旋回内側前輪（Ｆｌ）に駆動力Ｆdが付与されているため、前後力Ｆxfi，Ｆxfoの差分ΔＦfは正値（ΔＦf＞０）となる。

よって、図８に破線矢印で示すように、旋回内側前輪（Ｆｌ）に一定の駆動力Ｆdを付与した際の静的な荷重移動量ΔＷf，ΔＷｒは、旋回内側前輪（Ｆｌ）から旋回外側前輪（Ｆｒ）への静的な荷重移動量ΔＷfが増加し、旋回内側後輪（Ｒｌ）から旋回外側後輪（Ｒｒ）への静的な荷重移動量ΔＷrは減少する（換言すれば、旋回外側後輪（Ｒｒ）から旋回内側後輪（Ｒｌ）への荷重移動量が増加する）。

その結果、旋回内側前輪（Ｆｌ）の接地荷重は減少し、旋回外側前輪（Ｆｒ）の接地荷重は増加する。一方、左右後輪Ｒｌ，Ｒｒの間における荷重移動量は減少するので、破線矢印で示すように旋回外側後輪（Ｒｒ）から旋回内側後輪（Ｒｌ）への荷重移動が発生し、旋回外側後輪（Ｒｒ）の接地荷重は減少し、旋回内側後輪（Ｒｌ）の接地荷重は増大する。

これは、旋回内側前輪（Ｆｌ）に一定の駆動力Ｆdを付与し続ける静的な荷重移動の場合であり、旋回内側前輪（Ｆｌ）に駆動力Ｆdを付与し始めて直ぐ（0.5[sec]程度）の過渡的な荷重移動では異なる挙動を示す。すなわち、旋回内側前輪（Ｆｌ）に駆動力Ｆdを付与し始めた直後の過渡的な荷重移動では、旋回内側前輪（Ｆｌ）の前輪サスペンションに下向きのアンチリフト力が作用して車体のロール角を減少させようとする。そのため、旋回内側前輪（Ｆｌ）から旋回外側前輪（Ｆｒ）への荷重移動は一時的に減少する。逆に、旋回外側後輪（Ｒｒ）から旋回内側後輪（Ｒｌ）への荷重移動は更に増加する。

＜旋回内側後輪に駆動力が付与されたことによる荷重移動＞
図９に実線矢印で示すように、自車両Ｍが旋回走行時において、旋回内側後輪（Ｒｌ）に一定の駆動力Ｆd（正値）を付与し続けると、左右前輪Ｆｌ，Ｆｒに作用する前後力Ｆxfi，Ｆxfoは同一であるため、差分ΔＦfは０のままである。しかし、左右後輪Ｒｌ，Ｒｒの前後力Ｆxri，Ｆxroは、旋回内側後輪（Ｒｌ）に駆動力Ｆdが付与されているため、差分ΔＦrは正値（ΔＦr＞０）となる。

よって、破線矢印で示すように、旋回内側前輪（Ｆｌ）から旋回外側前輪（Ｆｒ）への静的な荷重移動量ΔＷfは増加し、旋回内側後輪（Ｒｌ）から旋回外側後輪（Ｒｒ）への静的な荷重移動量ΔＷrは減少する（換言すれば、旋回外側後輪（Ｒｒ）から旋回内側後輪（Ｒｌ）への荷重移動量が増加する）。

この場合、旋回内側前輪（Ｆｌ）に駆動力Ｆdを付与し始めて直ぐの過渡的な荷重移動では、旋回内側後輪（Ｒｌ）の後輪サスペンションに上向きのアンチスクォート力が作用して車体のロール角を増加させようとする。そのため、旋回内側前輪（Ｆｌ）から旋回外側前輪（Ｆｒ）への荷重移動は更に増加する。逆に、旋回外側後輪（Ｒｒ）から旋回内側後輪（Ｒｌ）への荷重移動は一時的に減少する。

＜旋回外側前輪に駆動力が付与されたことによる荷重移動＞
図１０に実線矢印で示すように、旋回外側前輪（Ｆｒ）に一定の駆動力Ｆdを付与し続けると、左右後輪Ｒｌ，Ｒｒの前後力Ｆxri，Ｆxroは同一（ΔＦr＝０）であるが、左右前輪Ｆｌ，Ｆｒの前後力Ｆxfi，Ｆxfoの差分ΔＦfは負値（ΔＦf＜０）となる。

よって、破線矢印で示すように、旋回内側前輪（Ｆｌ）から旋回外側前輪（Ｆｒ）への静的な荷重移動量ΔＷfは減少する（換言すれば、旋回外側前輪（Ｆｒ）から旋回内側前輪（Ｆｌ）への静的な荷重移動量ΔＷfは増加する）。又、旋回内側後輪（Ｒｌ）から旋回外側後輪（Ｒｒ）への静的な荷重移動量ΔＷrは増加する。

この場合、旋回内側前輪（Ｆｌ）に駆動力Ｆdを付与し始めて直ぐの過渡的な荷重移動では、旋回外側前輪（Ｆｒ）の前輪サスペンションに下向きのアンチリフト力が作用して車体のロール角を増加させようとする。そのため、旋回外側前輪（Ｆｒ）から旋回内側前輪（Ｆｌ）への荷重移動は一時的に減少する。逆に、旋回内側後輪（Ｒｌ）から旋回外側後輪（Ｒｒ）への荷重移動は更に増加する。

＜旋回外側後輪に駆動力が付与されたことによる荷重移動＞
図１１に実線矢印で示すように、旋回走行時の自車両Ｍの旋回外側後輪（Ｒｒ）に、一定の駆動力Ｆdを付与し続けると、左右前輪Ｆｌ，Ｆｒの前後力Ｆxfi，Ｆxfoは同一（ΔＦf＝０）であるが、左右後輪Ｒｌ，Ｒｒの前後力Ｆxri，Ｆxroの差分ΔＦfは負値（ΔＦf＜０）となる。

よって、破線矢印で示すように、旋回内側前輪（Ｆｌ）から旋回外側前輪（Ｆｒ）への静的な荷重移動量ΔＷfは減少する（換言すれば、旋回外側前輪（Ｆｒ）から旋回内側前輪（Ｆｌ）への静的な荷重移動量ΔＷfは増加する）。又、旋回内側後輪（Ｒｌ）から旋回外側後輪（Ｒｒ）への静的な荷重移動量ΔＷrは増加する。

この場合、旋回内側後輪（Ｒｌ）に駆動力Ｆdを付与し始めて直ぐの過渡的な荷重移動では、旋回外側後輪（Ｒｒ）の後輪サスペンションに上向きのアンチスクォート力が作用して車体のロール角を減少させようとする。そのため、旋回外側前輪（Ｆｒ）から旋回内側前輪（Ｆｌ）への荷重移動は更に増加する。逆に、旋回内側後輪（Ｒｌ）から旋回外側後輪（Ｒｒ）への荷重移動は一時的に減少する。

ここで、いずれかの車輪Ｆｌ，Ｆｒ，Ｒｌ，Ｒｒに駆動力を付与し始めて直ぐの過渡的な変化も考慮した旋回内側前輪（Ｆｌ）への荷重移動を整理すると表２のようになる。

表２から明らかなように、旋回外側後輪（Ｒｒ）に駆動力Ｆdを付与することで、旋回内側前輪（Ｆｌ）の接地荷重を増加できることが解る。逆に、旋回内側後輪（Ｒｌ）に駆動力Ｆdを付与することで、旋回内側前輪（Ｆｌ）の接地荷重を最も減少させてしまうことが解る。

＜旋回内側前輪の接地荷重を増加させる制駆動力の組み合わせ＞
表１、表２に示す旋回内側前輪（Ｆｌ）の接地荷重の変化に基づいて、当該旋回内側前輪（Ｆｌ）の接地荷重を増加させる制駆動力の組み合わせを以下に示す。尚、旋回時において制駆動力を付与する前の状態は、自車両Ｍの各車輪Ｆｌ，Ｆｒ，Ｒｌ，Ｒｒが非制動状態にあり、左右前輪Ｆｌ，Ｆｒに作用する前後力Ｆxfi，Ｆxfoが同一で、左右後輪Ｒｌ，Ｒｒに作用する前後力Ｆxri，Ｆxroが同一とする。

［１］旋回内側後輪を制動し、旋回外側後輪を駆動する態様
左右後輪Ｒｌ，Ｒｒには、リヤ駆動源６から動力がリヤデファレンシャル７を介して駆動力Ｆdが付与されている。そのため、図１２に示すように、旋回外側後輪Ｒｒを駆動力Ｆdで駆動させるには、旋回内側後輪Ｒｌに駆動力Ｆdを相殺する制動力Ｆbを付与する。更に、旋回内側後輪Ｒｌに付与する制動力Ｆbを、Ｆd＜Ｆbとすることで、旋回内側後輪Ｒｌに制動力Ｆbを発生させる。この場合、アンダステアの度合いが強い場合は制動力Ｆbを強める等、この制動力Ｆbをアンダステアの度合いに応じて調整する。

このように、旋回内側後輪（Ｒｌ）に制動力Ｆbを付与し、旋回外側後輪（Ｒｒ）に駆動力Ｆdを付与することで、後輪サスペンションのアンチスクォート力の作用により、旋回外側後輪（Ｒｒ）の沈込みが抑制される。これにより、対角にある旋回内側前輪（Ｆｌ）が沈込み、旋回内側前輪（Ｆｌ）の接地荷重が増加し、アンダステアの度合いを軽減させることができる。

［２］旋回内側前輪を制動し、旋回外側後輪を駆動する態様
左右後輪Ｒｌ，Ｒｒには、リヤ駆動源６から動力がリヤデファレンシャル７を介して駆動力Ｆdが付与されている。そのため、図１３に示すように、旋回外側後輪Ｒｒを駆動力Ｆdで駆動させるには、旋回内側後輪Ｒｌに駆動力Ｆdを相殺する制動力Ｆbを付与する。更に、旋回内側前輪（Ｆｌ）に制動力Ｆbを付与する。

この場合、アンダステアの度合いが強い場合は制動力Ｆbを強める等、旋回内側後輪（Ｒｌ）に付与する制動力Ｆbをアンダステアの度合いに応じて調整する。

［３］旋回内側後輪を制動し、旋回外側前輪を駆動する態様
左右前輪Ｆｌ，Ｆｒには、フロント駆動源１から動力がフロントデファレンシャル２を介して駆動力Ｆdが付与されている。そのため、図１４に示すように、旋回外側前輪Ｆｒを駆動力Ｆdで駆動させるには、旋回内側前輪Ｆｌに駆動力Ｆdを相殺する制動力Ｆbを付与する。この場合、アンダステアが検出された初期の段階では、旋回内側前輪（Ｆｌ）に付与する制動力Ｆbを、制動力Ｆb＜駆動力Ｆdとして、ロール角を減少させた後、制動力Ｆb＝駆動力Ｆdとして相殺する。更に、アンダステアの度合いが強い場合は制動力Ｆbを強めてＦd＜Ｆbとする等、この制動力Ｆbをアンダステアの度合いに応じて調整する。

このように、旋回内側後輪（Ｒｌ）に制動力Ｆbを付与し、旋回外側前輪（Ｆｒ）に駆動力Ｆdを付与することで、前輪サスペンションのアンチリフトによりロール角は増加するが、旋回外側前輪（Ｆｒ）のストロークの伸びを抑制することができる。その結果、旋回外側前輪（Ｆｒ）の接地荷重の増加が抑制され、相対的に、旋回内側前輪（Ｆｌ）の接地荷重が増加し、アンダステアの度合いを軽減させることができる。

［４］上述した［１］～［３］の態様を、アンダステアの度合に応じて切換える
上述した［１］～［３］の制御を、アンダステアの度合いが強くなる（ヨーレート偏差ΔＹｒが大くなる）に従い、［３］→［２］→［１］の順で切換える。これにより、アンダステアの度合いに応じて旋回内側前輪（Ｆｌ）の接地荷重を増加させ、アンダステアの度合いを軽減させることができる。

尚、上述した［１］～［４］の制御を実行したにも拘わらず、アンダステアの度合いが更に強まった場合、運転支援制御部１１ａは、所定時間経過後に旋回内側前後輪（Ｆｌ，Ｆｒ）に制動力Ｆbを付与して、旋回方向へ最大限のヨーモーメントを与えつつ、４輪全体に付与する駆動力Ｆdを徐々に低減させる制御へ移行させる。これにより、旋回内側前輪（Ｆｌ）の接地荷重を回復させることができる。

＜四輪独立モータでの態様＞
駆動源として、自車両Ｍの各車輪Ｆｌ，Ｆｒ，Ｒｌ，Ｒｒを独立で駆動する四輪独立モータが採用されている場合、運転支援制御部１１ａは、各車輪Ｆｌ，Ｆｒ，Ｒｌ，Ｒｒに対して個別に駆動力Ｆdを付与することができる。そのため、図１に示す前輪駆動軸３ｌ，３ｒと後輪駆動軸８ｌ，８ｒをフロント駆動源１とリヤ駆動源６とで駆動させる場合のように、一方の車輪に駆動力Ｆｂを付与するに際し、他方の車輪に対して駆動力Ｆdを相殺する制動力Ｆbを付与する必要がなくなる。尚、四輪独立モータにおける制動力は、摩擦制動と回生制動との一方、或いは摩擦制動と回生制動との協調により発生させるものとする。従って、電動モータは制動部としての機能を備えている。

［１'］旋回内側後輪を制動し、旋回外側後輪を駆動する態様
図１５に示すように、旋回外側後輪（Ｒｒ）に駆動力Ｆdを付与する場合、旋回内側後輪（Ｒｌ）に対して駆動力Ｆdを相殺するための制動力Ｆbを付与する必要は無い。従って、旋回内側後輪（Ｒｌ）には、本来の制動力Ｆbのみを付与すれば良い。

［２'］旋回内側前輪を制動し、旋回外側後輪を駆動する態様
図１６に示すように、旋回外側後輪（Ｒｒ）に駆動力Ｆdを付与し、旋回内側前輪（Ｆｌ）に制動力Ｆbを付与する場合、旋回内側後輪（Ｒｌ）に対して駆動力Ｆdを相殺するための制動力Ｆbを付与する必要は無い。

［３'］旋回内側後輪を制動し、旋回外側前輪を駆動する態様
図１７に示すように、旋回外側前輪（Ｆｒ）に駆動力Ｆdを付与し、旋回内側後輪（Ｒｌ）に制動力Ｆbを付与する場合、旋回外側後輪（Ｒr）に対して駆動力Ｆdを相殺するための制動力Ｆbを付与する必要は無い。

［４'］旋回内側前輪を制動し、旋回外側前輪を駆動する態様
図１８に示すように、旋回外側前輪（Ｆｒ）に駆動力Ｆdを付与する場合において、旋回内側前輪（Ｆｌ）に対して駆動力Ｆdを相殺するための制動力Ｆbを付与する必要は無い。従って、上述した図３と図１０に示す態様を容易に組み合わせて制御することができる。

このように、本実施形態では、四輪駆動車において、旋回時に強いアンダステアの度合いを検出した場合、運転支援制御部１１ａは、駆動源１，６による駆動力ＦbとＨＣＵ１１による制動力Ｆbとの協調により、旋回内側前輪（Ｆｌ）に対する接地荷重を増加させ、旋回方向へのヨーモーメントと、総駆動力とを両立させることで、アンダステアの度合いを効率よく低減させるようにしている。これにより、運転者を含む搭乗者に与える不快感を早期に軽減させることができる。

尚、本発明は、上述した実施形態に限るものではなく、例えば、フロント駆動源１とリヤ駆動源６との一方を電動モータとし、他方をエンジンとしても良い。更に、フロント駆動源とリヤ駆動源との一方を電動モータとし、他方の駆動源にて駆動される左右の車輪を独立した電動モータで駆動させる、いわゆる３モータ方式であっても良い。

１…フロント駆動源、
１ａ，６ａ…出力軸、
２…フロントデファレンシャル、
３ｌ，３ｒ…前輪駆動軸、
６…リヤ駆動源、
６ａ…出力軸、
７…リヤデファレンシャル、
８ｌ，８ｒ…後輪駆動軸、
９…液圧ブレーキ機構、
１１ａ…運転支援制御部、
１２…走行制御ユニット、
２１…操舵角センサ、
２２…車速センサ、
２３…ヨーレートセンサ、
２４ａ…前軸トルクセンサ、
２４ｂ…後軸トルクセンサ、
ａy…横加速度、
Ｆb…制動力、
Ｆbti…目標制動力、
Ｆd…駆動力、
Ｆdti…目標駆動力、
Ｆxfi，Ｆxfo，Ｆxri，Ｆxro…前後力、
Ｆｂ…駆動力、
Ｆｌ，Ｆｒ…左右前輪、
Ｇxt…目標減速度、
Ｍ…自車両、
Ｍyt…目標ヨーモーメント、
Ｒｌ，Ｒｒ…左右後輪、
Ｙｒc…偏差基準値、
ΔＦf，ΔＦr…差分、
ΔＷf，ΔＷr…荷重移動量、
ΔＹｒ…ヨーレート偏差、
θf，θr…角度、
φ…ロール角

Claims (5)

1. 自車両に作用する実ヨーレートを検出するヨーレート検出部と、
   四輪に対し独立して制動力を付与する制動部と、
   左右前輪及び左右後輪を駆動する駆動源と、
   前記制動部の制動力及び前記駆動源の出力を制御する走行制御部と
   を備え、前記左右前輪が操舵輪である車両の旋回挙動制御装置において、
   前記走行制御部は、
   前記自車両の旋回時におけるアンダステアの度合いを判定する規範ヨーレートと前記ヨーレート検出部で検出した前記実ヨーレートとの偏差を算出する偏差値算出部と、
   前記偏差値算出部で算出した前記偏差が予め設定されている偏差基準値を越えたと判定した場合、前記制動部に対し旋回内側後輪と旋回内側前輪との一方に前記制動力を付与する信号を出力する制動力制御部と、
   前記制動力制御部が前記制動部に対し前記旋回内側後輪或いは前記旋回内側前輪に前記制動力を付与する信号を出力した場合、前記駆動源に対して旋回外側後輪と旋回外側前輪との一方に駆動力を付与する信号を出力する駆動力制御部と
   を備えることを特徴とする車両の旋回挙動制御装置。
2. 前記駆動源は前記左右前輪を駆動するフロント駆動源と前記左右後輪を駆動するリヤ駆動源とを有し、
   前記駆動力制御部が前記リヤ駆動源に対して前記左右後輪に前記駆動力を付与する信号を出力した場合、前記制動力制御部は前記制動部に対して前記旋回内側後輪に前記制動力を付与する信号を出力する
   ことを特徴とする請求項１記載の車両の旋回挙動制御装置。
3. 前記各車輪に作用する前記駆動力を検知する駆動力検知部を更に備え、
   前記制動力制御部は、前記駆動力検知部で検知した前記旋回内側後輪に作用する前記駆動力を相殺する前記制動力を該旋回内側後輪に付与する信号を前記制動部に出力する
   ことを特徴とする請求項２記載の車両の旋回挙動制御装置。
4. 前記各車輪に作用する前記駆動力を検知する駆動力検知部を更に備え、
   前記制動力制御部は、前記駆動力検知部で検知した前記旋回内側後輪に作用する前記駆動力を上回る前記制動力を該旋回内側後輪に付与する信号を前記制動部に出力する
   ことを特徴とする請求項２記載の車両の旋回挙動制御装置。
5. 前記駆動源は前記左右前輪を駆動するフロント駆動源と前記左右後輪を駆動するリヤ駆動源とを有し、
   又前記各車輪に作用する前記駆動力を検知する駆動力検知部を更に備え、
   前記駆動力制御部が前記フロント駆動源に対して前記左右前輪に前記駆動力を付与する信号を出力した場合、前記制動力制御部は制動力を該旋回内側前輪に付与する信号を前記制動部に出力する
   ことを特徴とする請求項１記載の車両の旋回挙動制御装置。

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