JP4155246B2

JP4155246B2 - Vehicle motion control device

Info

Publication number: JP4155246B2
Application number: JP2004237388A
Authority: JP
Inventors: 義紀前田; 充孝土田; 繁一余合; 監介吉末
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2004-08-17
Filing date: 2004-08-17
Publication date: 2008-09-24
Anticipated expiration: 2024-08-17
Also published as: JP2006056283A

Description

本発明は、車輌の運動制御装置に係り、更に詳細には左右輪間に制駆動力差を付与可能であると共にステアリングギヤ比可変手段を備えた車輌の運動制御装置に係る。 The present invention relates to a vehicle motion control apparatus, and more particularly, to a vehicle motion control apparatus that can provide a braking / driving force difference between left and right wheels and includes a steering gear ratio variable means.

自動車等の車輌の運動制御装置の一つとして、例えば本願出願人の出願にかかる下記の特許文献１に記載されている如く、左右輪間に制駆動力差を付与可能であり、車輌の走行安定性が向上するよう各駆動輪の駆動力を制御するよう構成された電気自動車の運動制御装置が既に知られている。 As one of motion control devices for vehicles such as automobiles, a difference in braking / driving force can be imparted between the left and right wheels as described in, for example, the following Patent Document 1 filed by the applicant of the present application. There is already known an electric vehicle motion control device configured to control the driving force of each driving wheel so as to improve the stability.

また自動車等の車輌の運動制御装置の一つとして、例えば下記の特許文献２に記載されている如く、ステアリングホイールと操舵輪との間にステアリングギヤ比可変装置を有し、車輌のヨー方向の運動状態に応じてステアリングギヤ比を変更するよう構成された車輌の運動制御装置も既に知られている。
特開平１０−２１０６０４号公報特開平１１−２９１９３０号公報 Further, as one of motion control devices for vehicles such as automobiles, for example, as described in Patent Document 2 below, a steering gear ratio variable device is provided between a steering wheel and a steering wheel, and the vehicle is controlled in the yaw direction. A vehicle motion control device configured to change the steering gear ratio in accordance with the motion state is already known.
JP-A-10-210604 JP 11-291930 A

しかし上述の如き従来の運動制御装置に於いては、左右輪間の制駆動力差によるヨーモーメント又はステアリングギヤ比しか制御することができないため、車輌の運動制御に限界があり、車輌の走行運動を効果的に制御する上で改善の余地がある。 However, the conventional motion control device as described above can control only the yaw moment or the steering gear ratio due to the difference in braking / driving force between the left and right wheels. There is room for improvement in effective control.

例えば左右輪間の制駆動力差によるヨーモーメントのみの制御によって車輌のヨーレートを目標ヨーレートに高応答にて追従させようとすると、その背反として車輌のヨーレートと車輌の横加速度とのバランスが崩れることに起因して車輌がスピン傾向になり易いという問題がある。 For example, if the vehicle yaw rate is made to follow the target yaw rate with a high response by controlling only the yaw moment based on the braking / driving force difference between the left and right wheels, the balance between the vehicle yaw rate and the lateral acceleration of the vehicle will be lost. Due to this, there is a problem that the vehicle tends to have a spin tendency.

本発明は、左右輪間の制駆動力差によるヨーモーメント又はステアリングギヤ比を制御するよう構成された従来の運動制御装置に於ける上述の如き問題に鑑みてなされたものであり、本発明の主要な課題は、左右輪間の制駆動力差によるヨーモーメント及びステアリングギヤ比の両者を制御することによって車輌のヨーレートと車輌の横加速度とのバランスを適正に制御することにより、従来に比して車輌の走行運動の制御性を向上させることである。 The present invention has been made in view of the above-described problems in the conventional motion control device configured to control the yaw moment or the steering gear ratio due to the braking / driving force difference between the left and right wheels. The main problem is that the balance between the yaw rate of the vehicle and the lateral acceleration of the vehicle is controlled appropriately by controlling both the yaw moment and the steering gear ratio due to the difference in braking / driving force between the left and right wheels. This is to improve the controllability of the running motion of the vehicle.

上述の主要な課題は、本発明によれば、左右輪間に制駆動力差を付与可能であると共にステアリングギヤ比可変手段を備えた車輌の運動制御装置にして、少なくとも操舵角に基づき車輌の目標ヨーレートを演算し、車輌の実ヨーレートを前記目標ヨーレートに追従させると共に車輌の実ヨーレートに対する車輌の横加速度の応答遅れをなくすための車輌の目標ヨーモーメント及び目標ステアリングギヤ比を演算し、車輌に付与されるヨーモーメントが前記目標ヨーモーメントになるよう左右輪間の制駆動力差を制御すると共に、ステアリングギヤ比が前記目標ステアリングギヤ比になるよう前記ステアリングギヤ比可変手段を制御することを特徴とする車輌の運動制御装置（請求項１の構成）、又は左右輪間に制駆動力差を付与可能であると共にステアリングギヤ比可変手段を備えた車輌の運動制御装置にして、少なくとも操舵角に基づき車輌の目標ヨーレート及び車輌の目標横加速度を演算し、車輌の実ヨーレート及び車輌の実横加速度をそれぞれ前記目標ヨーレート及び前記目標横加速度に追従させるための車輌の目標ヨーモーメント及び目標ステアリングギヤ比を演算し、車輌に付与されるヨーモーメントが前記目標ヨーモーメントになるよう左右輪間の制駆動力差を制御すると共に、ステアリングギヤ比が前記目標ステアリングギヤ比になるよう前記ステアリングギヤ比可変手段を制御することを特徴とする車輌の運動制御装置（請求項３の構成）によって達成される。 The main problem described above is that according to the present invention, a vehicle motion control device that can provide a braking / driving force difference between the left and right wheels and includes a steering gear ratio variable means is used. The target yaw rate is calculated, the vehicle's actual yaw rate is made to follow the target yaw rate, and the vehicle's target yaw moment and target steering gear ratio are calculated to eliminate the delay in response of the vehicle's lateral acceleration to the vehicle's actual yaw rate. Controlling the braking / driving force difference between the left and right wheels so that the applied yaw moment becomes the target yaw moment, and controlling the steering gear ratio variable means so that the steering gear ratio becomes the target steering gear ratio. A vehicle motion control device (configuration of claim 1), or a braking / driving force difference between the left and right wheels can be given. The vehicle motion control device having the steering gear ratio variable means is used to calculate the target yaw rate of the vehicle and the target lateral acceleration of the vehicle based on at least the steering angle, and the actual yaw rate of the vehicle and the actual lateral acceleration of the vehicle are each calculated as the target. Calculates the target yaw moment and target steering gear ratio of the vehicle to follow the yaw rate and the target lateral acceleration, and controls the braking / driving force difference between the left and right wheels so that the yaw moment applied to the vehicle becomes the target yaw moment In addition, this is achieved by a vehicle motion control device (configuration of claim 3) that controls the steering gear ratio variable means so that the steering gear ratio becomes the target steering gear ratio.

また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項１の構成に於いて、車輌の実ヨーレートを操舵角に基づく車輌の目標ヨーレートに追従させると共に車輌のスリップ角を０にするための車輌の目標ヨーモーメント及び目標ステアリングギヤ比を演算するよう構成される（請求項２の構成）。 According to the present invention, in order to effectively achieve the above-mentioned main problems, the actual yaw rate of the vehicle is made to follow the target yaw rate of the vehicle based on the steering angle and the vehicle slips. The vehicle is configured to calculate a target yaw moment and a target steering gear ratio for making the angle zero (configuration of claim 2).

上記請求項１の構成によれば、少なくとも操舵角に基づき車輌の目標ヨーレートが演算され、車輌の実ヨーレートを目標ヨーレートに追従させると共に車輌の実ヨーレートに対する車輌の横加速度の応答遅れをなくすための車輌の目標ヨーモーメント及び目標ステアリングギヤ比が演算され、車輌に付与されるヨーモーメントが目標ヨーモーメントになるよう左右輪間の制駆動力差が制御されると共に、ステアリングギヤ比が目標ステアリングギヤ比になるようステアリングギヤ比可変手段が制御されるので、車輌の実ヨーレートを目標ヨーレートに追従させると共に車輌の実ヨーレートに対する車輌の横加速度の応答遅れをなくことができ、これによりヨーモーメント又はステアリングギヤ比のみが制御される場合に比して車輌の走行運動を適正に制御することができる。 According to the configuration of claim 1, the target yaw rate of the vehicle is calculated based on at least the steering angle, the actual yaw rate of the vehicle is made to follow the target yaw rate, and the response delay of the lateral acceleration of the vehicle with respect to the actual yaw rate of the vehicle is eliminated. The target yaw moment and the target steering gear ratio of the vehicle are calculated, the braking / driving force difference between the left and right wheels is controlled so that the yaw moment applied to the vehicle becomes the target yaw moment, and the steering gear ratio is the target steering gear ratio. The steering gear ratio variable means is controlled so that the actual yaw rate of the vehicle follows the target yaw rate and the response delay of the lateral acceleration of the vehicle with respect to the actual yaw rate of the vehicle can be eliminated. Vehicle travel compared to when only the ratio is controlled It can be properly controlled.

また上記請求項２の構成によれば、車輌の実ヨーレートを操舵角に基づく車輌の目標ヨーレートに追従させると共に車輌のスリップ角を０にするための車輌の目標ヨーモーメント及び目標ステアリングギヤ比が演算されるので、車輌の実ヨーレートを目標ヨーレートに追従させると共に車輌の実ヨーレートに対する車輌の横加速度の応答遅れをなくすための車輌の目標ヨーモーメント及び目標ステアリングギヤ比を確実に演算することができる。 According to the second aspect of the present invention, the target yaw moment and the target steering gear ratio of the vehicle are calculated so that the actual yaw rate of the vehicle follows the target yaw rate of the vehicle based on the steering angle and the vehicle slip angle is zero. Therefore, it is possible to reliably calculate the target yaw moment and the target steering gear ratio of the vehicle so that the actual yaw rate of the vehicle follows the target yaw rate and the response delay of the lateral acceleration of the vehicle with respect to the actual yaw rate of the vehicle is eliminated.

また上記請求項３の構成によれば、少なくとも操舵角に基づき車輌の目標ヨーレート及び車輌の目標横加速度が演算され、車輌の実ヨーレート及び車輌の実横加速度をそれぞれ目標ヨーレート及び目標横加速度に追従させるための車輌の目標ヨーモーメント及び目標ステアリングギヤ比が演算され、車輌に付与されるヨーモーメントが目標ヨーモーメントになるよう左右輪間の制駆動力差が制御されると共に、ステアリングギヤ比が目標ステアリングギヤ比になるようステアリングギヤ比可変手段が制御されるので、車輌の実ヨーレート及び車輌の実横加速度をそれぞれ目標ヨーレート及び目標横加速度に追従させることができ、これによりヨーモーメント又はステアリングギヤ比のみが制御される場合に比して車輌の走行運動を適正に制御することができる。 According to the third aspect of the present invention, the target yaw rate of the vehicle and the target lateral acceleration of the vehicle are calculated based on at least the steering angle, and the actual yaw rate of the vehicle and the actual lateral acceleration of the vehicle follow the target yaw rate and the target lateral acceleration, respectively. The target yaw moment and target steering gear ratio of the vehicle are calculated, the braking / driving force difference between the left and right wheels is controlled so that the yaw moment applied to the vehicle becomes the target yaw moment, and the steering gear ratio is the target Since the steering gear ratio variable means is controlled so as to obtain the steering gear ratio, the actual yaw rate of the vehicle and the actual lateral acceleration of the vehicle can be made to follow the target yaw rate and the target lateral acceleration, respectively. Control the vehicle's running motion more appropriately than when only the vehicle is controlled Rukoto can.

〔課題解決手段の好ましい態様〕
ラプラス演算子をＳとし、前輪の実舵角をδfとし、車輌のヨー減衰比をζとし、車輌の固有振動数をωnとし、車輌のヨーレート時定数をＴrとし、車輌のスリップ角時定数をＴbとし、前輪の実舵角δfに対するヨーレートゲインをＧrとし、前輪の実舵角δfに対するスリップ角ゲインをＧbとすると、操舵（前輪の実舵角δf）に対する車輌のヨーレートγの応答及び車輌のスリップ角βの応答は既知であり、それぞれ下記の式１及び２により表される。 [Preferred embodiment of problem solving means]
The Laplace operator is S, the actual steering angle of the front wheels is δf, the yaw damping ratio of the vehicle is ζ, the natural frequency of the vehicle is ωn, the vehicle yaw rate time constant is Tr, and the vehicle slip angle time constant is Assuming Tb, the yaw rate gain with respect to the actual steering angle δf of the front wheel is Gr, and the slip angle gain with respect to the actual steering angle δf of the front wheel is Gb, the response of the vehicle yaw rate γ to the steering (the actual steering angle δf of the front wheel) and the vehicle The response of the slip angle β is known and is expressed by the following equations 1 and 2, respectively.

尚車輌の質量をＭsとし、車速をＶとし、車輌のスタビリティファクタをＫhとし、前輪（一輪分）のコーナリングパワーをＣfとし、後輪（一輪分）のコーナリングパワーをＣrとし、車輌のホイールベースをＬとし、車輌の重心と前輪車軸との間の車輌前後方向の距離をＬfとし、車輌の重心と後輪車軸との間の車輌前後方向の距離をＬrとすると、上記式１及び２に於ける車輌のヨーレート時定数Ｔr、車輌のスリップ角時定数Ｔb、前輪の実舵角δfに対するヨーレートゲインＧr、前輪の実舵角δfに対するスリップ角ゲインＧbはそれぞれ下記の式３〜６により表される。 The vehicle mass is Ms, the vehicle speed is V, the vehicle stability factor is Kh, the cornering power of the front wheel (for one wheel) is Cf, the cornering power of the rear wheel (for one wheel) is Cr, and the vehicle wheel When the base is L, the distance in the vehicle longitudinal direction between the center of gravity of the vehicle and the front wheel axle is Lf, and the distance in the vehicle longitudinal direction between the center of gravity of the vehicle and the rear wheel axle is Lr, the above formulas 1 and 2 The yaw rate time constant Tr of the vehicle, the slip angle time constant Tb of the vehicle, the yaw rate gain Gr with respect to the actual steering angle δf of the front wheel, and the slip angle gain Gb with respect to the actual steering angle δf of the front wheel are expressed by the following equations 3 to 6, respectively. Is done.

また左右輪の制駆動力差ヨーモーメントをＭとし、車輌のヨー慣性モーメントをＩyとすると、周知の如く車輌の横方向の力の釣り合いより下記の式７が成立し、車輌の重心周りのヨー方向の力の釣り合いより下記の式８が成立する。 Also, assuming that the braking / driving force difference yaw moment of the left and right wheels is M and the yaw inertia moment of the vehicle is Iy, the following formula 7 is established from the balance of the lateral force of the vehicle as is well known, and the yaw around the center of gravity of the vehicle The following formula 8 is established from the balance of directional forces.

上記式７及び８の連立方程式をラプラス変換し、ヨーレートγ及びスリップ角βについて解くことにより、左右輪の制駆動力差ヨーモーメントＭについての車輌のヨーレート時定数をＴrmとし、左右輪の制駆動力差ヨーモーメントＭに対するヨーレートゲイン及びスリップ角ゲインをそれぞれＧrm及びＧbmとして、左右輪の制駆動力差ヨーモーメントＭに対する車輌のヨーレートγmの応答及び車輌のスリップ角βmの応答はそれぞれ下記の式９及び１０により表される。 The Laplacian transformation of the simultaneous equations of Equations 7 and 8 above and solving for the yaw rate γ and the slip angle β makes the vehicle yaw rate time constant for the braking / driving force difference yaw moment M of the left and right wheels Trm, The yaw rate gain and the slip angle gain with respect to the force difference yaw moment M are Grm and Gbm, respectively, and the response of the vehicle yaw rate γm and the response of the vehicle slip angle βm to the braking / driving force difference yaw moment M of the left and right wheels are respectively given by And 10.

尚上記式９及び１０に於ける車輌のヨーレート時定数Ｔrm、ヨーレートゲインＧrm、スリップ角ゲインＧbmはそれぞれ下記の式１１〜１３により表される。 The yaw rate time constant Trm, yaw rate gain Grm, and slip angle gain Gbm of the vehicle in the above formulas 9 and 10 are expressed by the following formulas 11-13, respectively.

従って操舵中に左右輪の制駆動力差ヨーモーメントＭを車輌に付与した場合の車輌のヨーレートγの応答及び車輌のスリップ角βの応答はそれぞれ下記の式１４及び１５により表される。 Therefore, the response of the vehicle yaw rate γ and the response of the vehicle slip angle β when the braking / driving force difference yaw moment M between the left and right wheels is applied to the vehicle during steering are expressed by the following equations 14 and 15, respectively.

車輌の実ヨーレートγを目標ヨーレートγtに追従させると共に車輌の実ヨーレートに対する車輌の横加速度Ｇyの応答遅れをなくす（車輌のスリップ角βを０にすることと等価）ためには、上記式１４及び１５に於けるγ(S)及びβ(S)をそれぞれγt(S)及び０として上記式１４及び１５をそれぞれ前輪の舵角δf(S)及び左右輪の制駆動力差ヨーモーメントＭ(S)について解けばよい。即ち下記の式１６が成立する前輪の舵角δf(S)及び左右輪の制駆動力差ヨーモーメントＭ(S)を求めればよいので、これらの値は下記の式１７により表される。 In order to cause the actual yaw rate γ of the vehicle to follow the target yaw rate γt and to eliminate the response delay of the lateral acceleration Gy of the vehicle with respect to the actual yaw rate of the vehicle (equivalent to setting the slip angle β of the vehicle to 0), Γ (S) and β (S) at 15 are set to γt (S) and 0, respectively, and the above formulas 14 and 15 are set to the steering angle δf (S) of the front wheels and the braking / driving force difference yaw moment M (S of the left and right wheels, respectively. ) That is, since the steering angle δf (S) of the front wheel and the braking / driving force difference yaw moment M (S) of the left and right wheels that satisfy the following equation 16 are obtained, these values are expressed by the following equation 17.

操舵角をθ(S)とし、可変のステアリングギヤ比をＮ(S)とすると、δf(S)＝θ(S)／Ｎ(S)の関係があるので、上記式１７を下記の式１８の通り変形することができ、よって車輌の実ヨーレートγを目標ヨーレートγtに追従させると共に車輌の実ヨーレートに対する車輌の横加速度Ｇyの応答遅れをなくすためのステアリングギヤ比Ｎ(S)及び左右輪の制駆動力差ヨーモーメントＭ(S)を下記の式１８により演算することができる。 If the steering angle is θ (S) and the variable steering gear ratio is N (S), there is a relationship of δf (S) = θ (S) / N (S). Therefore, the steering gear ratio N (S) and the right and left wheels for making the actual yaw rate γ of the vehicle follow the target yaw rate γt and eliminating the response delay of the lateral acceleration Gy of the vehicle with respect to the actual yaw rate of the vehicle. The braking / driving force difference yaw moment M (S) can be calculated by the following equation (18).

従って本発明の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１又は２の構成に於いて、操舵角θ、車輌の目標ヨーレートγt、車輌の目標スリップ角β＝０に基づき上記式１８に対応する下記の式１９に従ってステアリングギヤ比Ｎ(S)及び左右輪の制駆動力差による目標ヨーモーメントＭt(S)を演算するよう構成される（好ましい態様１）。 Therefore, according to one preferable aspect of the present invention, in the configuration of the first or second aspect of the present invention, the equation 18 is satisfied based on the steering angle θ, the target yaw rate γt of the vehicle, and the target slip angle β = 0 of the vehicle. The target yaw moment Mt (S) based on the steering gear ratio N (S) and the braking / driving force difference between the left and right wheels is calculated according to the following equation 19 (preferred aspect 1).

また車輌の横加速度Ｇyの一次及び二次の進み時定数をそれぞれＴ1及びＴ2とし、前輪の実舵角δfに対する横加速度ゲインをＧgyとすると、操舵（前輪の実舵角δf）に対する車輌の横加速度Ｇyの応答は既知であり、下記の式２０により表される。 Further, if the primary and secondary advance time constants of the vehicle lateral acceleration Gy are T1 and T2, respectively, and the lateral acceleration gain with respect to the actual steering angle δf of the front wheels is Ggy, the vehicle lateral to the steering (actual steering angle δf of the front wheels). The response of the acceleration Gy is known and is expressed by the following equation 20.

尚上記式２０に於ける横加速度ゲインＧgyは下記の式２１により表される。

The lateral acceleration gain Ggy in the above equation 20 is expressed by the following equation 21.

上記式７及び８の連立方程式をラプラス変換し、ヨーレートγ及びスリップ角βについて解き、更にＧy＝Ｖ（γ＋dβ／dt）の関係を用いることにより、左右輪の制駆動力差ヨーモーメントＭに対する横加速度ゲインをＧgymとして、左右輪の制駆動力差ヨーモーメントＭに対する車輌の横加速度Ｇyの応答は下記の式２２により表される。 The simultaneous equations of the above equations 7 and 8 are Laplace transformed, solved for the yaw rate γ and slip angle β, and further using the relationship of Gy = V (γ + dβ / dt), the lateral force with respect to the braking / driving force difference yaw moment M of the left and right wheels. The response of the lateral acceleration Gy of the vehicle to the braking / driving force difference yaw moment M of the left and right wheels is expressed by the following equation 22 where the acceleration gain is Ggym.

尚上記式２２に於ける横加速度ゲインＧgymは下記の式２３により表される。

The lateral acceleration gain Ggym in the above equation 22 is expressed by the following equation 23.

従って操舵中に左右輪の制駆動力差ヨーモーメントＭを車輌に付与した場合の車輌の横加速度Ｇyの応答は下記の式２４により表される。尚上述の如く、操舵中に左右輪の制駆動力差ヨーモーメントＭを車輌に付与した場合の車輌のヨーレートγの応答は上記式１４により表される。 Accordingly, the response of the lateral acceleration Gy of the vehicle when the braking / driving force difference yaw moment M between the left and right wheels is applied to the vehicle during steering is expressed by the following Expression 24. As described above, the response of the yaw rate γ of the vehicle when the braking / driving force difference yaw moment M between the left and right wheels is applied to the vehicle during steering is expressed by the above equation (14).

車輌の実ヨーレートγを目標ヨーレートγtに追従させると共に車輌の実横加速度Ｇyを目標横加速度Ｇytに追従させるためには、上記式１４及び２４に於けるγ(S)及びＧy(S)をそれぞれγt(S)及びＧyt(S)として上記式１４及び２４をそれぞれ前輪の舵角δf(S)及び左右輪の制駆動力差ヨーモーメントＭ(S)について解けばよい。即ち下記の式２５が成立する前輪の舵角δf(S)及び左右輪の制駆動力差ヨーモーメントＭ(S)を求めればよいので、これらの値は下記の式２６により表される。 In order to cause the actual yaw rate γ of the vehicle to follow the target yaw rate γt and the actual lateral acceleration Gy of the vehicle to follow the target lateral acceleration Gyt, γ (S) and Gy (S) in the above equations 14 and 24 are respectively Equations 14 and 24 may be solved for the front wheel steering angle δf (S) and the left / right wheel braking / driving force difference yaw moment M (S) as γt (S) and Gyt (S), respectively. That is, since the steering angle δf (S) of the front wheel and the braking / driving force difference yaw moment M (S) of the left and right wheels that satisfy the following expression 25 are obtained, these values are expressed by the following expression 26.

また上述の如く、操舵角θ(S)と可変のステアリングギヤ比Ｎ(S)との間には、δf(S)＝θ(S)／Ｎ(S)の関係があるので、上記式２６を下記の式２７の通り変形することができ、よって車輌の実ヨーレートγを目標ヨーレートγtに追従させると共に車輌の実横加速度Ｇyを目標横加速度Ｇytに追従させるためのステアリングギヤ比Ｎ(S)及び左右輪の制駆動力差ヨーモーメントＭ(S)を下記の式２７により演算することができる。 As described above, since there is a relationship of δf (S) = θ (S) / N (S) between the steering angle θ (S) and the variable steering gear ratio N (S), the above equation 26 The steering gear ratio N (S) for causing the actual yaw rate γ of the vehicle to follow the target yaw rate γt and the actual lateral acceleration Gy of the vehicle to follow the target lateral acceleration Gyt can be changed as shown in the following equation 27. And the braking / driving force difference yaw moment M (S) of the left and right wheels can be calculated by the following equation (27).

従って本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項３の構成に於いて、操舵角θ、車輌の目標ヨーレートγt、車輌の目標横加速度Ｇytに基づき上記式２７に対応する下記の式２８に従って目標ステアリングギヤ比Ｎt及び左右輪の制駆動力差による目標ヨーモーメントＭtを演算するよう構成される（好ましい態様２）。 Therefore, according to another preferred aspect of the present invention, in the configuration of claim 3, the following equation 27 corresponding to the above equation 27 based on the steering angle θ, the target yaw rate γt of the vehicle, and the target lateral acceleration Gyt of the vehicle is as follows. The target yaw moment Mt according to the target steering gear ratio Nt and the braking / driving force difference between the left and right wheels is calculated according to Equation 28 (preferred aspect 2).

本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記好ましい態様１又は２の構成に於いて、車輌の目標ヨーレートγtは操舵角θ及び車速Ｖに基づいて演算されるよう構成される（好ましい態様３）。 According to another preferred embodiment of the present invention, in the preferred embodiment 1 or 2, the vehicle target yaw rate γt is calculated based on the steering angle θ and the vehicle speed V (preferred embodiment). 3).

本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記好ましい態様２の構成に於いて、車輌の目標横加速度Ｇytは操舵角θ及び車速Ｖに基づいて演算されるよう構成される（好ましい態様４）。 According to another preferable aspect of the present invention, in the configuration of the preferable aspect 2, the target lateral acceleration Gyt of the vehicle is calculated based on the steering angle θ and the vehicle speed V (Preferable aspect 4). ).

次に各車輪の目標制駆動力を相互に独立に制御可能な車輌に於いて目標ヨーモーメントＭtを達成するための各車輪の目標制駆動力の演算要領について説明する。 Next, the calculation procedure of the target braking / driving force of each wheel for achieving the target yaw moment Mt in a vehicle that can control the target braking / driving force of each wheel independently of each other will be described.

駆動側を正として左前輪、右前輪、左後輪、右後輪の目標制駆動力をＸti（ｉ＝fl、fr、rl、rr）とし、運転者による車輌全体の要求制駆動力をＦとし、前輪及び後輪のトレッドをそれぞれＤf及びＤrとすると、下記の式２９及び３０が成立する。 The target braking / driving force of the left front wheel, right front wheel, left rear wheel, and right rear wheel is assumed to be Xti (i = fl, fr, rl, rr) with the driving side as positive, and the driver's required braking / driving force of the entire vehicle is F Assuming that the front and rear treads are Df and Dr, respectively, the following equations 29 and 30 are established.

Ｘtfl＋Ｘtfr＋Ｘtrl＋Ｘtrr＝Ｆ ……（２９）
Ｄf（Ｘtfr−Ｘtfl）＋Ｄr（Ｘtrr−Ｘtrl）＝２Ｍt ……（３０） Xtfl + Xtfr + Xtrl + Xtrr = F (29)
Df (Xtfr-Xtfl) + Dr (Xtrr-Xtrl) = 2Mt (30)

また前後輪の制駆動力配分比をｊ：（１−ｊ）（但し０≦ｊ≦１である）とし、前後輪のヨーモーメント配分比をｋ：（１−ｋ）（但し０≦ｋ≦１である）とすると、下記の式３１及び３２が成立する。 The braking / driving force distribution ratio of the front and rear wheels is j: (1-j) (where 0 ≦ j ≦ 1), and the yaw moment distribution ratio of the front and rear wheels is k: (1-k) (where 0 ≦ k ≦). 1), the following equations 31 and 32 hold.

（１−ｊ）（Ｘtfl＋Ｘtfr）−ｊ（Ｘtrl＋Ｘtrr）＝０ ……（３１）
Ｄf（１−ｋ）（Ｘtfr−Ｘtfl）−Ｄr・ｋ（Ｘtrr−Ｘtrl）＝０ ……（３２） (1-j) (Xtfl + Xtfr) -j (Xtrl + Xtrr) = 0 (31)
Df (1-k) (Xtfr-Xtfl) -Dr.k (Xtrr-Xtrl) = 0 (32)

上記式２９〜３２を行列式にまとめると、下記の式３３が成立し、式３３より各車輪の目標制駆動力Ｘtiを演算することができる。 When the above equations 29 to 32 are put together into a determinant, the following equation 33 is established, and the target braking / driving force Xti of each wheel can be calculated from the equation 33.

上記式３３の各項を下記式３４〜３６の通りに置き換えると、上記式３３は下記式３７となる。 If each term of the above equation 33 is replaced as the following equations 34 to 36, the above equation 33 becomes the following equation 37.

ＡＸ＝Ｂ ……（３７）

AX = B (37)

上記式３７の解Ｘを求める方法として一般的な逆行列Ａ^-1を求める方法があるが、行列ＡをＬＵ分解することで比較的容易に解Ｘを求めることができるので、ＬＵ分解法を採用する。 There is a general method for obtaining the inverse matrix A ⁻¹ as a method for obtaining the solution X of Equation 37. Since the solution X can be obtained relatively easily by subjecting the matrix A to LU decomposition, the LU decomposition method is used. adopt.

行列Ａは下記の式３８及び３９にて表される単位下方三角行列Ｌ及び単位上方三角行列Ｕに分解可能である。 The matrix A can be decomposed into a unit lower triangular matrix L and a unit upper triangular matrix U expressed by the following equations 38 and 39.

上記式３７は下記の式４０となるので、ＵＸ＝Ｃを満たすベクトルＣを設定し、下記の式４１を満たすベクトルＣを求める。 Since the above expression 37 becomes the following expression 40, a vector C satisfying UX = C is set, and a vector C satisfying the following expression 41 is obtained.

ＡＸ＝ＬＵＸ＝Ｂ ……（４０）
ＬＣ＝Ｂ ……（４１）
求めるべきベクトルＣをＣ^T＝［Ｃ0 Ｃ1 Ｃ2 Ｃ3］とすると、上記式４１は下記式４２となる。 AX = LUX = B (40)
LC = B (41)
If the vector C to be obtained is C ^T = [C 0 C 1 C 2 C 3], the above equation 41 becomes the following equation 42:

上記式４２より、ベクトルＣの各要素Ｃ0〜Ｃ3は下記の式４３〜４６の通りに求められる。 From the above equation 42, the elements C0 to C3 of the vector C are obtained as the following equations 43 to 46.

Ｃ0＝Ｆ ……（４３）
Ｃ1＝２Ｍ−ＤfＣ0
＝２Ｍ−ＤfＦ ……（４４）
Ｃ2＝−（１−ｊ）Ｃ0
＝−（１−ｊ）Ｆ ……（４５）
Ｃ3＝−Ｄf（１−ｋ）Ｃ0−（１−ｋ）Ｃ1−ＤrＣ2
＝−Ｄf（１−ｋ）Ｆ−（１−ｋ）（２Ｍ−ＤfＦ）＋Ｄr（１−ｊ）Ｆ
＝−２Ｍ（１−ｋ）＋Ｄr（１−ｊ）Ｆ ……（４６） C0 = F (43)
C1 = 2M-DfC0
= 2M-DfF (44)
C2 =-(1-j) C0
=-(1-j) F (45)
C3 = -Df (1-k) C0- (1-k) C1-DrC2
= -Df (1-k) F- (1-k) (2M-DfF) + Dr (1-j) F
= -2M (1-k) + Dr (1-j) F (46)

上記式ＵＸ＝Ｃは下記の式４７となる。

The above equation UX = C becomes the following equation 47.

上記式４７をＸについて解くことにより、下記の式４８〜５１の通り各車輪の目標制駆動力Ｘtiを演算することができる。 By solving the equation 47 for X, the target braking / driving force Xti of each wheel can be calculated as the following equations 48-51.

尚一般に、前輪のトレッドＤf及び後輪のトレッドＤrは実質的に互いに等しく、Ｄr／Ｄf≒１、Ｄr−Ｄf≒０であるので、上記式４８〜５１より各車輪の目標制駆動力Ｘtiを下記の式５２〜５５の通り演算することができる。 In general, the tread Df of the front wheel and the tread Dr of the rear wheel are substantially equal to each other, and Dr / Df≈1 and Dr−Df≈0. Therefore, the target braking / driving force Xti of each wheel is obtained from the above equations 48 to 51. The calculation can be performed according to the following formulas 52 to 55.

従って本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１乃至３の構成に於いて、車輌の目標ヨーモーメントＭt及び運転者による車輌全体の要求制駆動力Ｆに基づき上記式４８〜５１に従って各車輪の目標制駆動力Ｘtiを演算するよう構成される（好ましい態様５）。 Therefore, according to another preferred aspect of the present invention, in the configuration of the first to third aspects of the present invention, based on the target yaw moment Mt of the vehicle and the required braking / driving force F of the entire vehicle by the driver, The target braking / driving force Xti of each wheel is calculated according to 51 (preferred aspect 5).

また本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１乃至３の構成に於いて、車輌の目標ヨーモーメントＭt及び運転者による車輌全体の要求制駆動力Ｆに基づき上記上記式５２〜５５に従って各車輪の目標制駆動力Ｘtiを演算するよう構成される（好ましい態様６）。 According to another preferred aspect of the present invention, in the configuration of the first to third aspects, the above equation 52 is based on the target yaw moment Mt of the vehicle and the required braking / driving force F of the entire vehicle by the driver. To 55, the target braking / driving force Xti of each wheel is calculated (preferred aspect 6).

本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記好ましい態様５又は６の構成に於いて、運転者による車輌全体の要求制駆動力Ｆは運転者の駆動操作量及び制動操作量に基づいて演算されるよう構成される（好ましい態様７）。 According to another preferable aspect of the present invention, in the configuration of the preferable aspect 5 or 6, the required braking / driving force F of the entire vehicle by the driver is based on the driving operation amount and the braking operation amount of the driver. It is comprised so that it may be calculated (preferable aspect 7).

本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１乃至３の構成に於いて、車輌は左右前輪及び左右後輪を有し、各車輪はそれぞれ対応する独立の電動機により駆動されるよう構成される（好ましい態様８）。 According to another preferred aspect of the present invention, in the configuration of the above first to third aspects, the vehicle has left and right front wheels and left and right rear wheels, and each wheel is driven by a corresponding independent electric motor. (Preferred Aspect 8)

本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１乃至３の構成に於いて、車輌は左右前輪及び左右後輪を有し、左右前輪はそれぞれ対応する独立の電動機により駆動され、左右後輪は共通の内燃機関により駆動されるよう構成される（好ましい態様９）。 According to another preferred aspect of the present invention, in the configuration of claims 1 to 3, the vehicle has left and right front wheels and left and right rear wheels, and the left and right front wheels are each driven by a corresponding independent motor, The left and right rear wheels are configured to be driven by a common internal combustion engine (preferred aspect 9).

本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１乃至３の構成に於いて、車輌は左右前輪及び左右後輪を有し、左右前輪は共通の内燃機関により駆動され、左右後輪はそれぞれ対応する独立の電動機により駆動されるよう構成される（好ましい態様１０）。 According to another preferred aspect of the present invention, in the configuration of claims 1 to 3, the vehicle has left and right front wheels and left and right rear wheels, the left and right front wheels are driven by a common internal combustion engine, and the left and right rear wheels are driven. Each wheel is configured to be driven by a corresponding independent motor (preferred aspect 10).

本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記好ましい態様８乃至１０の構成に於いて、電動機は回生制動を行うよう構成される（好ましい態様１１）。 According to another preferred embodiment of the present invention, in the above-described preferred embodiments 8 to 10, the electric motor is configured to perform regenerative braking (preferred embodiment 11).

以下に添付の図を参照しつつ、本発明を幾つかの好ましい実施例について詳細に説明する。 The present invention will now be described in detail with reference to a few preferred embodiments with reference to the accompanying drawings.

図１は後輪駆動車に適用された本発明による車輌の運動制御装置の実施例１を示す概略構成図である。 FIG. 1 is a schematic diagram showing a first embodiment of a vehicle motion control apparatus according to the present invention applied to a rear wheel drive vehicle.

図１に於いて、１０FL及び１０FRはそれぞれ車輌１２の左右の前輪を示し、１０RL及び１０RRはそれぞれ車輌の左右の後輪を示している。操舵輪である左右の前輪１０FL及び１０FRは運転者によるステアリングホイール１４の操作に応答して駆動されるラック・アンド・ピニオン型のパワーステアリング装置１６によりラックバー１８及びタイロッド２０L及び２０Rを介して転舵される。 In FIG. 1, 10FL and 10FR respectively indicate the left and right front wheels of the vehicle 12, and 10RL and 10RR respectively indicate the left and right rear wheels of the vehicle. The left and right front wheels 10FL and 10FR, which are steered wheels, are rotated via a rack bar 18 and tie rods 20L and 20R by a rack and pinion type power steering device 16 driven in response to an operation of the steering wheel 14 by a driver. Steered.

ステアリングホイール１４は第一のステアリングシャフトとしてのアッパステアリングシャフト２２、ステアリングギヤ比可変装置２４、第二のステアリングシャフトとしてのロアステアリングシャフト２６、ユニバーサルジョイント２８を介してパワーステアリング装置１６のピニオンシャフト３０に駆動接続されている。図示の実施例に於いては、ステアリングギヤ比可変装置２４はハウジング２４Ａの側にてアッパステアリングシャフト２２の下端に連結され、回転子２４Ｂの側にてロアステアリングシャフト２６の上端に連結された補助転舵駆動用の電動機３２を含んでいる。 The steering wheel 14 is connected to a pinion shaft 30 of the power steering device 16 via an upper steering shaft 22 as a first steering shaft, a steering gear ratio variable device 24, a lower steering shaft 26 as a second steering shaft, and a universal joint 28. Drive connected. In the illustrated embodiment, the steering gear ratio variable device 24 is connected to the lower end of the upper steering shaft 22 on the housing 24A side and is connected to the upper end of the lower steering shaft 26 on the rotor 24B side. An electric motor 32 for turning driving is included.

かくしてステアリングギヤ比可変装置２４はアッパステアリングシャフト２２に対し相対的にロアステアリングシャフト２６を回転駆動することにより、ステアリングホイール１４の回転角度に対する操舵輪である左右の前輪１０FL及び１０FRの舵角の比、即ちステアリングギヤ比を変化させ、運動制御用電子制御装置３４より制御される。 Thus, the steering gear ratio variable device 24 rotationally drives the lower steering shaft 26 relative to the upper steering shaft 22, so that the ratio of the steering angles of the left and right front wheels 10FL and 10FR, which are the steering wheels, with respect to the rotation angle of the steering wheel 14. In other words, the steering gear ratio is changed and controlled by the motion control electronic control unit 34.

図示の実施例１に於いては、通常時には従動輪として機能する左右の前輪１０FL及び１０FRにはそれぞれホイールインモータである電動発電機３６FL及び３６FRが組み込まれている。左右の前輪１０FL及び１０FRは必要に応じて電動発電機３６FL及び３６FRにより駆動され、電動発電機３６FL及び３６FRは運動制御用電子制御装置３４により制御される。電動発電機３６FL及び３６FRはそれぞれ左右前輪の発電機としても機能し、回生発電機としての機能（回生駆動）も運動制御用電子制御装置３４により制御される。 In the illustrated embodiment 1, motor generators 36FL and 36FR, which are wheel-in motors, are respectively incorporated in the left and right front wheels 10FL and 10FR that normally function as driven wheels. The left and right front wheels 10FL and 10FR are driven by motor generators 36FL and 36FR as necessary, and the motor generators 36FL and 36FR are controlled by an electronic control device 34 for motion control. The motor generators 36FL and 36FR also function as generators for the left and right front wheels, respectively, and the function as a regenerative generator (regenerative drive) is also controlled by the motion control electronic control unit 34.

また図１に於いて、４０はエンジンを示しており、エンジン４０の出力はエンジン制御装置４２により図には示されていない電子制御スロットルバルブが制御されることによって制御される。エンジン４０の駆動力はトルクコンバータ４４及びトランスミッション４６を含む自動変速機４８を介してプロペラシャフト５０へ伝達され、プロペラシャフト５０の駆動力はディファレンシャルギヤ装置５２により左後輪車軸５４L及び右後輪車軸５４Rへ伝達され、これにより駆動輪である左右の後輪１０RL及び１０RRが回転駆動される。 In FIG. 1, reference numeral 40 denotes an engine, and the output of the engine 40 is controlled by an engine control device 42 controlling an electronically controlled throttle valve not shown in the figure. The driving force of the engine 40 is transmitted to the propeller shaft 50 via an automatic transmission 48 including a torque converter 44 and a transmission 46, and the driving force of the propeller shaft 50 is transmitted by the differential gear device 52 to the left rear wheel axle 54L and the right rear wheel axle. Then, the left and right rear wheels 10RL and 10RR, which are drive wheels, are rotationally driven.

左右の前輪１０FL、１０FR及び左右の後輪１０RL、１０RRの摩擦制動力は摩擦制動装置５６の油圧回路５８により対応するホイールシリンダ６０FL、６０FR、６０RL、６０RRの制動圧が制御されることによっても制御される。図には示されていないが、油圧回路５８はリザーバ、オイルポンプ、種々の弁装置等を含み、各ホイールシリンダの制動圧力はブレーキペダル６２の踏み込みに応じて駆動されるマスタシリンダ６４の圧力に応じてオイルポンプや種々の弁装置が制動力制御用電子制御装置６６によって制御されることにより制御される。 The friction braking force of the left and right front wheels 10FL, 10FR and the left and right rear wheels 10RL, 10RR is also controlled by controlling the braking pressures of the corresponding wheel cylinders 60FL, 60FR, 60RL, 60RR by the hydraulic circuit 58 of the friction braking device 56. Is done. Although not shown in the drawing, the hydraulic circuit 58 includes a reservoir, an oil pump, various valve devices, and the like, and the braking pressure of each wheel cylinder is the pressure of the master cylinder 64 that is driven in response to depression of the brake pedal 62. Accordingly, the oil pump and various valve devices are controlled by being controlled by the braking force control electronic control device 66.

尚図１には詳細に示されていないが、運動制御用電子制御装置３４、エンジン制御装置４２、制動力制御用電子制御装置６６は、それぞれマイクロコンピュータと駆動回路とよりなり、マイクロコンピュータは例えば中央処理ユニット（ＣＰＵ）と、リードオンリメモリ（ＲＯＭ）と、ランダムアクセスメモリ（ＲＡＭ）と、入出力ポート装置とを有し、これらが双方向性のコモンバスにより互いに接続された一般的な構成のものであってよい。 Although not shown in detail in FIG. 1, each of the motion control electronic control device 34, the engine control device 42, and the braking force control electronic control device 66 includes a microcomputer and a drive circuit. A general processing unit (CPU), a read only memory (ROM), a random access memory (RAM), and an input / output port device, which are connected to each other by a bidirectional common bus. It may be a thing.

運動制御用電子制御装置３４には、操舵角センサ７０より操舵角θを示す信号、車速センサ７２より車速Ｖを示す信号が入力される。尚操舵角センサ７０は車輌の左旋回方向を正として操舵角θを検出する。 A signal indicating the steering angle θ is input from the steering angle sensor 70 and a signal indicating the vehicle speed V is input from the vehicle speed sensor 72 to the electronic controller 34 for motion control. The steering angle sensor 70 detects the steering angle θ with the left turning direction of the vehicle as positive.

制動力制御用電子制御装置６６には、圧力センサ７４よりマスタシリンダ圧力Ｐmを示す信号、圧力センサ７６FL〜７６RRより対応する車輪の制動圧（ホイールシリンダ圧力）Ｐi（ｉ＝fl、fr、rl、rr）を示す信号が入力される。運動制御用電子制御装置３４及び制動力制御用電子制御装置６６は必要に応じて相互に信号の授受を行う。 The electronic control device 66 for controlling the braking force includes a signal indicating the master cylinder pressure Pm from the pressure sensor 74, and a corresponding wheel braking pressure (wheel cylinder pressure) Pi (i = fl, fr, rl,) from the pressure sensors 76FL to 76RR. rr) is input. The motion control electronic control device 34 and the braking force control electronic control device 66 exchange signals with each other as necessary.

運動制御用電子制御装置３４は、操舵角θ及び車速Ｖに基づき車輌の目標ヨーレートγtを演算し、車輌の実ヨーレートγを目標ヨーレートγtに追従させると共に車輌の実ヨーレートに対する車輌の横加速度Ｇyの応答遅れをなくすための目標ステアリングギヤ比Ｎt及び左右前輪の制駆動力差による目標ヨーモーメントＭtを上記式２８に従って演算する。 The motion control electronic control unit 34 calculates the target yaw rate γt of the vehicle based on the steering angle θ and the vehicle speed V, causes the actual yaw rate γ of the vehicle to follow the target yaw rate γt, and sets the lateral acceleration Gy of the vehicle with respect to the actual yaw rate of the vehicle. The target steering gear ratio Nt for eliminating the response delay and the target yaw moment Mt based on the braking / driving force difference between the left and right front wheels are calculated according to the above equation 28.

また運動制御用電子制御装置３４は、目標ヨーモーメントＭtに基づき左右前輪の目標制駆動力Ｘfl、Ｘfrを演算し、ステアリングギヤ比Ｎが目標ステアリングギヤ比Ｎtになるようステアリングギヤ比可変装置２４を制御すると共に、目標制駆動力Ｘfl、Ｘfrに基づき電動発電機３６FL、３６FRに対する目標駆動電流Ｉfl、Ｉfrを演算し、目標駆動電流Ｉfl、Ｉfrに基づき各電動発電機３６FL、３６FRに通電される駆動電流を制御することにより左右前輪の制駆動力が目標制駆動力Ｘfl、Ｘfrになるよう左右前輪の制駆動力を制御する。 The electronic controller 34 for motion control calculates the target braking / driving forces Xfl and Xfr of the left and right front wheels based on the target yaw moment Mt, and sets the steering gear ratio variable device 24 so that the steering gear ratio N becomes the target steering gear ratio Nt. In addition to controlling, the target drive currents Ifl and Ifr for the motor generators 36FL and 36FR are calculated based on the target braking / driving forces Xfl and Xfr, and the motor generators 36FL and 36FR are energized based on the target drive currents Ifl and Ifr. By controlling the current, the braking / driving forces of the left and right front wheels are controlled so that the braking / driving forces of the left and right front wheels become the target braking / driving forces Xfl and Xfr.

この場合運動制御用電子制御装置３４は、左前輪の目標制駆動力Ｘfl又は右前輪の目標制駆動力Ｘfrが当該車輪の最大回生制動力よりも大きい負の値であるときには、当該車輪の制駆動力が目標制駆動力になるよう対応する電動発電機３６FL、３６FRにより回生制動し、左前輪の目標制駆動力Ｘfl又は右前輪の目標制駆動力Ｘfrが当該車輪の最大回生制動力よりも小さい負の値であるときには、当該車輪の回生制動力が最大回生制動力になるよう対応する電動発電機３６FL、３６FRを制御し、目標制駆動力−最大回生制動力に相当する目標付加摩擦制動力を示す信号を制動力制御用電子制御装置６６へ出力する。制動力制御用電子制御装置６６は、目標付加摩擦制動力を示す信号が入力されると、マスタシリンダ圧力Ｐmに基づく当該車輪の目標制動力と目標付加摩擦制動力との和に基づき当該車輪の目標制動圧Ｐtfl又はＰtfrを演算し、当該車輪の制動圧が目標制動圧Ｐtfl又はＰtfrになると共に他の車輪の制動圧がマスタシリンダ圧力Ｐmに基づく目標制動圧Ｐti（ｉ＝fl、fr、rl、rr）になるよう摩擦制動装置５６を制御する。 In this case, when the target braking / driving force Xfl of the left front wheel or the target braking / driving force Xfr of the right front wheel is a negative value larger than the maximum regenerative braking force of the wheel, the motion control electronic control unit 34 controls the wheel. Regenerative braking is performed by the corresponding motor generators 36FL and 36FR so that the driving force becomes the target braking / driving force, and the target braking / driving force Xfl of the left front wheel or the target braking / driving force Xfr of the right front wheel is larger than the maximum regenerative braking force of the wheel. When the value is a small negative value, the motor generators 36FL and 36FR are controlled so that the regenerative braking force of the wheel becomes the maximum regenerative braking force, and the target additional friction braking corresponding to the target braking / driving force-maximum regenerative braking force is achieved. A signal indicating the power is output to the braking force control electronic control unit 66. When a signal indicating the target additional friction braking force is input to the electronic control device 66 for controlling the braking force, based on the sum of the target braking force of the wheel based on the master cylinder pressure Pm and the target additional friction braking force, The target braking pressure Ptfl or Ptfr is calculated, the braking pressure of the wheel becomes the target braking pressure Ptfl or Ptfr, and the braking pressure of other wheels is the target braking pressure Pti (i = fl, fr, rl) based on the master cylinder pressure Pm. , Rr), the friction braking device 56 is controlled.

次に図２に示されたフローチャートを参照して実施例１に於ける車輌の運動制御ルーチンについて説明する。尚図２に示されたフローチャートによる制御は図には示されていないイグニッションスイッチが閉成されることにより開始され、イグニッションスイッチが開成されるまで所定の時間毎に繰返し実行される。また以下の説明に於いて、ｉはそれぞれ左前輪、右前輪、左後輪、右後輪を示すfl、fr、rl、rrである。 Next, a vehicle motion control routine according to the first embodiment will be described with reference to the flowchart shown in FIG. The control according to the flowchart shown in FIG. 2 is started when an ignition switch (not shown) is closed, and is repeatedly executed every predetermined time until the ignition switch is opened. In the following description, i is fl, fr, rl, and rr indicating the left front wheel, the right front wheel, the left rear wheel, and the right rear wheel, respectively.

まずステップ１０に於いては操舵角センサ７０により検出された操舵角θを示す信号等の読み込みが行われ、ステップ２０に於いては操舵角θ及び車速Ｖに基づき図３に示されたグラフに対応するマップより車輌の目標ヨーレートγtが演算され、ステップ４０に於いては上記式１９に従って目標ステアリングギヤ比Ｎt及び左右輪の制駆動力差による目標ヨーモーメントＭtが演算される。 First, in step 10, a signal indicating the steering angle θ detected by the steering angle sensor 70 is read, and in step 20, the graph shown in FIG. 3 is shown based on the steering angle θ and the vehicle speed V. From the corresponding map, the target yaw rate γt of the vehicle is calculated, and in step 40, the target steering gear ratio Nt and the target yaw moment Mt based on the braking / driving force difference between the left and right wheels are calculated.

ステップ５０に於いては左右輪の制駆動力差による目標ヨーモーメントＭtに基づき例えば下記の式５６及び５７に従って左右前輪の目標制駆動力Ｘfl、Ｘfrが演算され、ステップ６０に於いてはステアリングギヤ比Ｎが目標ステアリングギヤ比Ｎtになるようステアリングギヤ比可変装置２４が制御され、ステップ７０に於いては左右前輪の制駆動力が目標制駆動力Ｘfl、Ｘfrになるよう電動発電機３６FL、３６FR若しくは摩擦制動装置５６が制御される。 In step 50, the target braking / driving forces Xfl and Xfr of the left and right front wheels are calculated according to, for example, the following equations 56 and 57 based on the target yaw moment Mt resulting from the braking / driving force difference between the left and right wheels. The steering gear ratio variable device 24 is controlled so that the ratio N becomes the target steering gear ratio Nt. In step 70, the motor generators 36FL, 36FR are set so that the braking / driving forces of the left and right front wheels become the target braking / driving forces Xfl, Xfr. Alternatively, the friction braking device 56 is controlled.

Ｘfl＝−Ｍt／（２Ｄf） ……（５６）
Ｘfr＝Ｍt／（２Ｄf） ……（５７） Xfl = -Mt / (2Df) (56)
Xfr = Mt / (2Df) (57)

かくして実施例１によれば、ステップ２０に於いて左操舵角θ及び車速Ｖに基づき車輌の目標ヨーレートγtが演算され、ステップ４０に於いて上記式１９に従って目標ステアリングギヤ比Ｎt及び左右輪の制駆動力差による目標ヨーモーメントＭtが演算され、ステップ５０に於いて左右輪の制駆動力差による目標ヨーモーメントＭtを達成するための左右前輪の目標制駆動力Ｘfl、Ｘfrが演算され、ステップ６０に於いてステアリングギヤ比Ｎが目標ステアリングギヤ比Ｎtになるようステアリングギヤ比可変装置２４が制御され、ステップ７０に於いて左右前輪の制駆動力が目標制駆動力Ｘfl、Ｘfrになるよう制御される。 Thus, according to the first embodiment, in step 20, the target yaw rate γt of the vehicle is calculated based on the left steering angle θ and the vehicle speed V, and in step 40, the target steering gear ratio Nt and the control of the left and right wheels are controlled according to the above equation 19. The target yaw moment Mt due to the driving force difference is calculated, and at step 50, the target braking / driving forces Xfl and Xfr of the left and right front wheels for achieving the target yaw moment Mt due to the braking / driving force difference between the left and right wheels are calculated. Then, the steering gear ratio variable device 24 is controlled so that the steering gear ratio N becomes the target steering gear ratio Nt. In step 70, the braking / driving force of the left and right front wheels is controlled to become the target braking / driving forces Xfl and Xfr. The

前述の如く、上記式１９に従って演算される目標ステアリングギヤ比Ｎt及び左右前輪の制駆動力差による目標ヨーモーメントＭtは車輌の実ヨーレートγを目標ヨーレートγtに追従させると共に車輌の実ヨーレートに対する車輌の横加速度Ｇyの応答遅れをなくす（車輌のスリップ角βを０にする）ための目標ステアリングギヤ比及び目標ヨーモーメントとして演算される。 As described above, the target steering gear ratio Nt calculated according to the above equation 19 and the target yaw moment Mt due to the difference in braking / driving force between the left and right front wheels cause the actual yaw rate γ of the vehicle to follow the target yaw rate γt and the vehicle's actual yaw rate relative to the actual yaw rate. It is calculated as a target steering gear ratio and a target yaw moment for eliminating a response delay of the lateral acceleration Gy (to make the vehicle slip angle β 0).

従って図示の実施例１によれば、車輌の実ヨーレートγを目標ヨーレートγtに追従させると共に車輌の実ヨーレートに対する車輌の横加速度Ｇyの応答遅れをなくすことができ、よって左右前輪の制駆動力差によるヨーモーメント又はステアリングギヤ比のみが制御される場合に比してこれにより車輌の走行運動を適正に制御することができる。 Therefore, according to the illustrated first embodiment, the actual yaw rate γ of the vehicle can be made to follow the target yaw rate γt and the response delay of the lateral acceleration Gy of the vehicle with respect to the actual yaw rate of the vehicle can be eliminated. This makes it possible to properly control the traveling motion of the vehicle as compared with the case where only the yaw moment or the steering gear ratio is controlled.

図４は後輪駆動車に適用された本発明による車輌の運動制御装置の実施例２に於ける車輌の運動制御ルーチンを示すフローチャートである。尚図４に於いて図２に示されたステップと同一のステップには図２に於いて付されたステップ番号と同一のステップ番号が付されている。 FIG. 4 is a flowchart showing a vehicle motion control routine in the second embodiment of the vehicle motion control apparatus according to the present invention applied to a rear wheel drive vehicle. In FIG. 4, the same steps as those shown in FIG. 2 are assigned the same step numbers as those shown in FIG.

この実施例２に於いては、ステップ２０の次にステップ３０が実行され、ステップ３０に於いては操舵角θ及び車速Ｖに基づき図５に示されたグラフに対応するマップより車輌の目標横加速度Ｇytが演算され、ステップ４０に於いては上記式２８に従って目標ステアリングギヤ比Ｎt及び左右輪の制駆動力差による目標ヨーモーメントＭtが演算される。尚この実施例の他のステップは上述の実施例１の場合と同様に実行される。 In the second embodiment, step 30 is executed after step 20, and in step 30, the target lateral direction of the vehicle is determined based on the steering angle θ and the vehicle speed V from the map corresponding to the graph shown in FIG. The acceleration Gyt is calculated, and in step 40, the target yaw moment Mt based on the target steering gear ratio Nt and the braking / driving force difference between the left and right wheels is calculated according to the above equation 28. The other steps in this embodiment are executed in the same manner as in the first embodiment.

かくして図示の実施例２によれば、車輌の実ヨーレートγ及び車輌の実横加速度Ｇyをそれぞれ目標ヨーレートγt及び目標横加速度Ｇytに追従させるための車輌の目標ヨーモーメント及び目標ステアリングギヤ比として目標ステアリングギヤ比Ｎt及び左右輪の制駆動力差による目標ヨーモーメントＭtが演算されるので、車輌の実ヨーレートγを目標ヨーレートγtに追従させると共に車輌の横加速度Ｇyを目標横加速度Ｇytに追従させることができ、よって上述の実施例１の場合と同様、左右前輪の制駆動力差によるヨーモーメント又はステアリングギヤ比のみが制御される場合に比してこれにより車輌の走行運動を適正に制御することができる。 Thus, according to the illustrated second embodiment, the target steering as the target yaw moment and target steering gear ratio of the vehicle for causing the actual yaw rate γ and the actual lateral acceleration Gy of the vehicle to follow the target yaw rate γt and the target lateral acceleration Gyt, respectively. Since the target yaw moment Mt based on the gear ratio Nt and the braking / driving force difference between the left and right wheels is calculated, the actual yaw rate γ of the vehicle can follow the target yaw rate γt and the lateral acceleration Gy of the vehicle can follow the target lateral acceleration Gyt. Therefore, as in the case of the above-described first embodiment, it is possible to appropriately control the traveling motion of the vehicle as compared with the case where only the yaw moment or the steering gear ratio due to the braking / driving force difference between the left and right front wheels is controlled. it can.

特に図示の各実施例によれば、左右前輪のみの制駆動力により左右輪間の制駆動力差によるヨーモーメントが発生されるので、左右前輪及び左右後輪の全ての制駆動力が制御される場合に比して各車輪の目標制駆動力を容易に演算し容易に制御することができる。 In particular, according to the illustrated embodiments, yaw moment due to the braking / driving force difference between the left and right wheels is generated by the braking / driving force of only the left and right front wheels, so that all braking / driving forces of the left and right front wheels and left and right rear wheels are controlled. As compared with the case, the target braking / driving force of each wheel can be easily calculated and controlled easily.

以上に於いては本発明を特定の実施例について詳細に説明したが、本発明は上述の実施例に限定されるものではなく、本発明の範囲内にて他の種々の実施例が可能であることは当業者にとって明らかであろう。 Although the present invention has been described in detail with reference to specific embodiments, the present invention is not limited to the above-described embodiments, and various other embodiments are possible within the scope of the present invention. It will be apparent to those skilled in the art.

例えば上述の各実施例に於いては、車輌の目標ヨーレートγtはステップ２０に於いて操舵角θ及び車速Ｖに基づき図３に示されたグラフに対応するマップより演算されるようになっているが、車輌の目標ヨーレートγtは操舵角θ及び車速Ｖの関数により演算されてもよい。 For example, in each of the above-described embodiments, the target yaw rate γt of the vehicle is calculated from the map corresponding to the graph shown in FIG. 3 based on the steering angle θ and the vehicle speed V in step 20. However, the target yaw rate γt of the vehicle may be calculated by a function of the steering angle θ and the vehicle speed V.

同様に上述の実施例２に於いては、車輌の目標横加速度Ｇytはステップ３０に於いて操舵角θ及び車速Ｖに基づき図５に示されたグラフに対応するマップより演算されるようになっているが、車輌の目標横加速度Ｇytは操舵角θ及び車速Ｖの関数により演算されてもよい。 Similarly, in the second embodiment, the target lateral acceleration Gyt of the vehicle is calculated from the map corresponding to the graph shown in FIG. 5 based on the steering angle θ and the vehicle speed V in step 30. However, the target lateral acceleration Gyt of the vehicle may be calculated by a function of the steering angle θ and the vehicle speed V.

また上述の実施例に於いては、左右前輪１０FL、１０FRがそれぞれ電動発電機３６FL、３６RRにより制駆動され、左右後輪１０RL、１０RRは共通の内燃機関としてのエンジンにより駆動されるようになっているが、例えば左右前輪が内燃機関により駆動され、左右後輪がそれぞれ電動発電機により制駆動されるよう修正されてもよく、また左右前輪及び左右後輪の全てがそれぞれ対応する電動発電機により制駆動されるよう修正されてもよい。 In the above-described embodiment, the left and right front wheels 10FL and 10FR are driven and controlled by the motor generators 36FL and 36RR, respectively, and the left and right rear wheels 10RL and 10RR are driven by an engine as a common internal combustion engine. However, for example, the left and right front wheels may be driven by an internal combustion engine, and the left and right rear wheels may be controlled and driven by motor generators. It may be modified so as to be controlled.

特に左右前輪及び左右後輪の全てがそれぞれ対応する電動発電機により制駆動される場合には、各車輪の目標制駆動力Ｘtiは上記式５２〜５５に従って演算されてよく、また前輪のトレッドＤf及び後輪のトレッドＤrが相互に異なる車輌の場合には各車輪の目標制駆動力Ｘtiは上記式４８〜５１に従って演算されてよい。 In particular, when all of the left and right front wheels and the left and right rear wheels are driven and driven by the corresponding motor generators, the target braking / driving force Xti of each wheel may be calculated according to the above equations 52 to 55, and the front wheel tread Df In the case where the tread Dr of the rear wheel is different from each other, the target braking / driving force Xti of each wheel may be calculated according to the above equations 48-51.

また上述の実施例に於いては、車輪１０FL〜１０RRの全てがそれぞれ電動発電機１２FL〜１２RRにより制駆動されるようになっているが、例えば左右後輪が内燃機関により駆動され、左右前輪がそれぞれ電動発電機により制駆動されるよう修正されてもよく、また左右前輪が内燃機関により駆動され、左右後輪がそれぞれ電動発電機により制駆動されるよう修正されてもよい。 In the above-described embodiment, all of the wheels 10FL to 10RR are driven by motor generators 12FL to 12RR. For example, the left and right rear wheels are driven by the internal combustion engine, and the left and right front wheels are driven. Each of them may be modified so as to be controlled and driven by the motor generator, or the left and right front wheels may be driven by the internal combustion engine, and the left and right rear wheels may be corrected and controlled by the motor generator.

また上述の実施例に於いては、左右前輪１０FL、１０FRがそれぞれ電動発電機３６FL、３６RRにより直接制駆動されるようになっているが、電動発電機により制駆動される車輪はそれぞれ歯車減速機構の如き減速機構を介して電動発電機により制駆動されるようになっていてもよい。 In the above-described embodiment, the left and right front wheels 10FL and 10FR are directly controlled by the motor generators 36FL and 36RR, respectively, but the wheels controlled and driven by the motor generator are gear reduction mechanisms. It may be controlled by a motor generator through such a reduction mechanism.

また上述の実施例に於いては、電動発電機は各車輪に組み込まれたホイールインモータであるが、電動発電機は各車輪を駆動し得る限り車体に支持された電動発電機であってもよく、また上述の実施例に於ける電動発電機は車輌の制動時に回生制動を行う電動発電機であるが、電動発電機は回生制動を行わない電動機であってもよい。 In the above-described embodiments, the motor generator is a wheel-in motor incorporated in each wheel, but the motor generator may be a motor generator supported on the vehicle body as long as it can drive each wheel. The motor generator in the above embodiment is a motor generator that performs regenerative braking when the vehicle is braked, but the motor generator may be an electric motor that does not perform regenerative braking.

後輪駆動車に適用された本発明による車輌の運動制御装置の実施例１を示す概略構成図である。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing a first embodiment of a vehicle motion control device according to the present invention applied to a rear wheel drive vehicle. 実施例１に於ける車輌の運動制御ルーチンを示すフローチャートである。3 is a flowchart showing a vehicle motion control routine in the first embodiment. 操舵角θと車速Ｖと車輌の目標ヨーレートγtとの間の関係を示すグラフである。4 is a graph showing a relationship among a steering angle θ, a vehicle speed V, and a target yaw rate γt of a vehicle. 後輪駆動車に適用された本発明による車輌の運動制御装置の実施例２に於ける車輌の運動制御ルーチンを示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the vehicle motion control routine in Example 2 of the vehicle motion control apparatus by the present invention applied to the rear-wheel drive vehicle. 操舵角θと車速Ｖと車輌の目標横加速度Ｇytとの間の関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between steering angle (theta), vehicle speed V, and the target lateral acceleration Gyt of a vehicle.

Explanation of symbols

１６パワーステアリング装置
２４ステアリングギヤ比可変装置
３４運動制御用電子制御装置
３６FL〜３６RR 電動発電機
４２エンジン制御装置
５６摩擦制動装置
６６制動力制御用電子制御装置
７０操舵角センサ
７４、７６FL〜７６RR 圧力センサ DESCRIPTION OF SYMBOLS 16 Power steering device 24 Steering gear ratio variable device 34 Motion control electronic control device 36FL-36RR Motor generator 42 Engine control device 56 Friction braking device 66 Braking force control electronic control device 70 Steering angle sensor 74, 76FL-76RR Pressure sensor

Claims

A vehicle motion control device capable of giving a braking / driving force difference between the left and right wheels and having a steering gear ratio variable means, calculates a target yaw rate of the vehicle based on at least a steering angle, and calculates the actual yaw rate of the vehicle Calculate the target yaw moment and target steering gear ratio of the vehicle to follow the yaw rate and eliminate the response delay of the vehicle's lateral acceleration to the actual yaw rate of the vehicle so that the yaw moment applied to the vehicle becomes the target yaw moment A vehicle motion control device that controls a difference in braking / driving force between left and right wheels and controls the steering gear ratio variable means so that a steering gear ratio becomes the target steering gear ratio.

2. The target yaw moment and target steering gear ratio of the vehicle for causing the actual yaw rate of the vehicle to follow the target yaw rate of the vehicle based on the steering angle and for making the vehicle slip angle zero are calculated. Vehicle motion control device.

A vehicle motion control device capable of giving a braking / driving force difference between the left and right wheels and provided with a steering gear ratio variable means, calculates a vehicle target yaw rate and a vehicle target lateral acceleration based on at least a steering angle, and The target yaw moment and target steering gear ratio of the vehicle for causing the actual yaw rate and the actual lateral acceleration of the vehicle to follow the target yaw rate and the target lateral acceleration, respectively, are calculated, and the yaw moment applied to the vehicle is the target yaw moment. A vehicle motion control device characterized by controlling the braking / driving force difference between the left and right wheels so that the steering gear ratio becomes the target steering gear ratio.