JP4331953B2

JP4331953B2 - Vehicle steering control device

Info

Publication number: JP4331953B2
Application number: JP2003033585A
Authority: JP
Inventors: 好恭飽田
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 2003-02-12
Filing date: 2003-02-12
Publication date: 2009-09-16
Anticipated expiration: 2023-02-12
Also published as: JP2004243813A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両の旋回時に横加速度およびヨーレートを共に適切な値に制御するための車両用操舵制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
ハンドルとステアリングギヤボックスとの機械的接続を絶った状態で、ハンドルの操作量を電気信号に変換し、その電気信号に基づいてステアリングギヤボックスに接続したステアリングアクチュエータを駆動して車輪を転舵するとともに、前記操作量に応じてハンドルに設けた操舵反力アクチュエータを駆動して該ハンドルに操舵反力を付与する車両用操舵制御装置は、ＳＢＷ（ステア・バイ・ワイヤ）として知られている。
【０００３】
かかる車両用操舵制御装置において、横加速度モデルフォロイング制御あるいはヨーレートモデルフォロイング制御により、横加速度およびヨーレートの何れか一方を望みの特性に制御可能である。
【０００４】
先ず、図１に示す二輪等価モデルを用いて、車両の水平面内における運動を解析する。
【０００５】
車両の重心点ＣＧの横方向の運動方程式と、車両の重心点ＣＧまわりの角運動方程式は、［数１］により与えられる。
【０００６】
【数１】

【０００７】
［数１］における前輪トータル横力Ｆｙｆおよび後輪トータル横力Ｆｙｒは、［数２］により与えられ、また［数１］は［数３］の横加速度ＹＧを用いて更に簡素化される。
【０００８】
【数２】

【０００９】
【数３】

【００１０】
［数１］〜［数３］をラプラス変換し、伝達関数としてまとめると、［数４］および［数５］が得られる。
【００１１】
【数４】

【００１２】
【数５】

【００１３】
［数４］および［数５］中の記号の定義は、［数６］に示される。
【００１４】
【数６】

【００１５】
ところで、ＳＢＷによる車両用操舵制御装置において、例えば車両の旋回性能を向上させる等の観点から、横加速度モデルフォロイング制御を用いて横加速度ＹＧの応答性を高めることができる。
【００１６】
一例として、ドライバーのハンドル操舵角δに対する目標横加速度特性を、［数７］に示す線形一次系とし、この目標を達成（フォロー）する前輪操舵制御則を導く。
【００１７】
【数７】

【００１８】
実際の車両において、前輪舵角δｆに対する横加速度ＹＧの伝達関数は、［数５］から［数８］のように定義される。
【００１９】
【数８】

【００２０】
［数７］および［数８］の定義から、実横加速度ＹＧが目標横加速度ＹＧｍになるような、つまりＹＧ−ＹＧｍ→０となるような目標前輪舵角δｆｍを求めると、［数９］のようになる。
【００２１】
【数９】

【００２２】
［数９］により、例えばセンサで検出した横加速度ＹＧと、センサで検出したドライバーのハンドル操舵角δと、二輪等価モデルとして定義した各係数とから目標前輪舵角δｆｍが求まることになり、例えば、目標横加速度時定数Ｔｍを小さくすることで、横加速度ＹＧの応答性が向上する目標前輪舵角δｆｍを得ることができる。
【００２３】
以上、横加速度モデルフォロイング制御を用いて横加速度ＹＧの応答性を高める場合について説明したが、同様にしてヨーレートモデルフォロイング制御を用いてヨーレートγの応答性を高めることもできる。即ち、横加速度モデルフォロイング制御あるいはヨーレートモデルフォロイング制御を用いることで、望みの横加速度特性あるいはヨーレート特性の何れか一方を得ることができる。
【００２４】
尚、車両のヨーレートを目標ヨーレートに一致させための車両用操舵制御装置が下記特許文献により公知である。
【００２５】
【特許文献】
特許第２８６１５７０号公報
【００２６】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、［数４］の前輪舵角δｆに対するヨーレートγの伝達関数と、［数５］の前輪舵角δｆに対する横加速度ＹＧの伝達関数とから、ヨーレートγに対する横加速度ＹＧの伝達関数は［数１０］のようになる。
【００２７】
【数１０】

【００２８】
［数１０］から、ヨーレートモデルフォロイング制御でヨーレートγの応答性を向上させても、横加速度ＹＧの応答性を向上できないことが分かる。なぜならば、［数１０］において、ヨーレートγに対する横加速度ＹＧの発生遅れが、車速Ｖの増加に伴って増大することを、ヨーレート時定数Ｔγの存在が示している。
【００２９】
次に、［数４］および［数５］から、横加速度ＹＧに対するヨーレートγの伝達関数は［数１１］のようになる。
【００３０】
【数１１】

【００３１】
［数１１］の分母係数に着目すると、車速Ｖの増加に伴って横加速度時定数１であるＴｙ１の値が減少することから、本伝達関数の特性根、即ち極配置が変化し、ヨーレートγの応答性や減衰性に影響を与えることが分かる。
【００３２】
以下、その理由を更に具体的に説明する。先ず、前輪操舵制御によって横加速度モデルフォロイング制御を行った場合の、ハンドル操舵角δに対するヨーレートγの伝達関数を導く。そのために［数９］の前輪操舵角制御則の横加速度ＹＧに、［数７］の目標横加速度特性の横加速度ＹＧを代入すると［数１２］が得られる。
【００３３】
【数１２】

【００３４】
［数１２］の前輪舵角δｆを［数４］に代入すると、ハンドル操舵角δに対するヨーレートγの伝達関数である［数１３］が得られる。
【００３５】
【数１３】

【００３６】
［数１３］が、線形一次横加速度モデルをフォローするように前輪舵角制御した場合の、ハンドル操舵角δに対するヨーレートγの伝達関数である。
【００３７】
さて、［数１３］の特性方程式である［数１４］に着目する。
【００３８】
【数１４】

【００３９】
ここで、車両の旋回性能を向上させるために、目標横加速度特性の時定数Ｔｍを小さく設定すると、［数１５］から明らかなように、特性方程式である［数１４］の３個の根（極）のうち、実数根（実極）は負の方向に大きくなる。
【００４０】
【数１５】

【００４１】
従って、［数１４］の３個の根の配置（極配置）は、図２の複素平面図に示すようになる。
【００４２】
図２において、時定数Ｔｍを０に近づけていくと、実極は実数軸の無限遠方に向かい、このとき共役複素極Ｒ１，Ｒ２、つまり特性方程式である［数１４］のうち、［数１６］の部分の根がハンドル操舵角δに対するヨーレートγの過渡特性を支配する。
【００４３】
【数１６】

【００４４】
図３は、［数１６］から車速Ｖの増加に対する共役複素極Ｒ１，Ｒ２の軌跡を求めたもので、車速Ｖの増加に伴ってハンドル操舵角δに対するヨーレートγの減衰性が低下することが分かる。
【００４５】
以上のことから、横加速度モデルフォロイング制御により前輪操舵制御を行う場合において、横加速度ＹＧの応答性の向上を狙って時定数Ｔｍを小さく設定しても、ヨーレートγの減衰特性の向上を図れないことになる。
【００４６】
また、逆に横加速度ＹＧの応答性を低下させるように時定数Ｔｍを大きく設定すると、特性方程式である［数１４］のうちの［数１５］の部分の根が図２の複素平面の原点に近づき、その根がハンドル操舵角δに対するヨーレートγの過渡特性を支配する。具体的には、［数１５］の実極が原点に近づくことで、ハンドル操舵角δに対するヨーレートγの過渡特性は、立ち上がりは低下するが減衰性が向上して安定する。
【００４７】
このように、ＳＢＷによる車両用操舵制御装置においては、横加速度モデルフォロイング制御あるいはヨーレートモデルフォロイング制御を行っても、ヨーレートγおよび横加速度ＹＧの過渡的な相互関係は車両固有の諸元に支配されるため、ヨーレートγおよび横加速度ＹＧの両方を所望の特性に制御することができなかった。
【００４８】
本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、横加速度およびヨーレートの結合制御により、車体横加速度の応答性およびヨーレートの減衰性を両立させることを目的とする。
【００４９】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、請求項１に記載された発明によれば、ハンドル操舵角を検出するハンドル操舵角検出手段と、車速を検出する車速検出手段と、横加速度を検出する横加速度検出手段と、ヨーレートを検出するヨーレート検出手段と、ハンドル操舵角、車速および横加速度に基づいて目標横加速度を得るための前輪舵角を算出する前輪舵角算出手段と、前輪を操舵して前記前輪舵角を発生させる操舵手段と、予め設定された目標ヨーレート減衰率を得るためのダンピングファクターおよびヨーレートに基づいてヨーモーメントを算出するヨーモーメント算出手段と、車両に前記ヨーモーメントを発生させるヨーモーメント発生手段とを備えたことを特徴とする車両用操舵制御装置が提案される。
【００５０】
上記構成によれば、ハンドル操舵角、車速および横加速度に基づいて目標横加速度を得るための前輪舵角を算出し、この前輪舵角を操舵手段により発生させるとともに、予め設定された目標ヨーレート減衰率を得るためのダンピングファクターおよびヨーレートに基づいてヨーモーメントを算出し、このヨーモーメントをヨーモーメント発生手段により発生させるので、操舵時にハンドル操舵角に対する横加速度の応答性を高めながらヨーレートの減衰性を高めることができる。
【００５１】
また請求項２に記載された発明によれば、請求項１の構成に加えて、ヨーモーメント算出手段で算出したヨーモーメントに微分要素および遅れ要素を付加する微分・遅れ手段を備えたことを特徴とする車両用操舵制御装置が提案される。
【００５２】
上記構成によれば、算出したヨーモーメントに微分要素および遅れ要素を付加して操舵過渡状態でのみダンピングが効くようにしたので、操舵後の定常状態においてヨーモーメントおよびそれを打ち消すための前輪舵角制御量を共に減少させて非効率的なタイヤの利用を防止することができる。
【００５３】
尚、実施例の差動制限装置１１およびダイレクトヨーモーメント制御装置１２は本発明のヨーモーメント発生手段に対応し、実施例のステアリングアクチュエータ１３は本発明の操舵手段に対応する。
【００５４】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を、添付図面に示した本発明の実施例に基づいて説明する。
【００５５】
図４に示すように、本実施例の車両は左右の車輪Ｗ，Ｗ間に差動制限装置（ＬＳＤ）１１を備える。差動制限装置１１は左右の車輪Ｗ，Ｗに均等に駆動力を配分する差動装置の機能を制限するもので、それにより左右の車輪Ｗ，Ｗの一方の駆動力（制動力）を増加させ、他方の駆動力（制動力）を減少させることができる。この差動制限装置１１により車両の重心点ＣＧまわりにヨーモーメントＭｚを発生させると、［数１］の運動方程式は［数１Ａ］のようになる。
【００５６】
【数１Ａ】

【００５７】
尚、ヨーモーメントＭｚは［数１７］のように、予め設定された目標ヨーレート減衰率ζγを達成するようなダンピングファクターＤを用いて定義される。
【００５８】
【数１７】

【００５９】
［数７］の目標横加速度ＹＧｍの特性式をフォローさせた場合のハンドル操舵角δに対するヨーレートγの伝達関数が［数１３］で与えられることを既に説明したが、更に［数１３］、［数１Ａ］および［数１７］により、ハンドル操舵角δに対するヨーレートγの伝達関数が［数１３Ａ］で与えられる。この伝達関数が、線型一次横加速度モデルをフォローするように前輪を操舵制御し、更にヨーモーメントＭｚを追加した場合のハンドル操舵角δに対するヨーレートγの伝達関数となる。
【００６０】
【数１３Ａ】

【００６１】
さて、本伝達関数の分母＝０とした下記特性方程式に着目する。
【００６２】
【数１８】

【００６３】
例えば、車両の旋回性能を向上させるために目標横加速度特性の時定数Ｔｍを小さく設定すると、［数１８］の３個の根（＝極）のうちの実数根（＝実極）は負の方向に大きくなり、このとき共約複素極、つまり［数１８］のうちの［数１９］の部分の根が、ハンドル操舵角δに対するヨーレートγの過渡特性を支配する。
【００６４】
【数１９】

【００６５】
従って、［数１７］のヨーモーメントＭｚの追加により、目標ヨーレート減衰率ζγを達成するダンピングファクターＤは、［数１９］から［数２０］のように算出される。
【００６６】
【数２０】

【００６７】
［数２０］のダンピングファクターＤを与えることで、前輪舵角制御による横加速度フォロー（横加速度応答性の改善）に加えて、目標ヨーレート減衰特性ζγを達成することができる。
【００６８】
次に、差動制限装置１１を用いたヨーモーメントＭｚの制御により［数２０］のダンピングファクターＤを与える具体的手法を説明する。
【００６９】
図４において、左右の車輪Ｗ，Ｗの前後スリップ率Ｓは［数２１］で与えられる。
【００７０】
【数２１】

【００７１】
ビスカスカップリングを用いた差動装置において、その粘性抵抗Ｃによる差動制限トルクが左右の車輪Ｗ，Ｗの速度差に比例するとすれば、［数２１］のスリップ率Ｓに比例した左右の車輪Ｗ，Ｗの制駆動力差Ｘに釣り合うため、［数２２］が成立する。
【００７２】
【数２２】

【００７３】
尚、Ｋｓは制駆動力スティフネスである。従って、［数２２］より、左右車軸回転数差Δωが［数２３］で与えられる。
【００７４】
【数２３】

【００７５】
［数２２］および［数２３］により左右の車輪Ｗ，Ｗの制駆動力差Ｘは［数２４］で与えられる。
【００７６】
【数２４】

【００７７】
ヨーレート減衰として働くヨーモーメントＭｚは、［数１７］および［数２４］から［数２５］で与えられる。
【００７８】
【数２５】

【００７９】
差動制限時にビスカスカップリングの粘性抵抗ＣをＣ→∞とすると、［数２５］から差動制限装置１１による最大ヨーモーメントＭｚ _maxは［数２６］で与えられる。
【００８０】
【数２６】

【００８１】
［数２６］からダンピングファクターＤは［数２７］で与えられる。
【００８２】
【数２７】

【００８３】
［数２７］のダンピングファクターＤが、ビスカスカップリングを備えた差動制限装置１１で差動制限を行うことで発生する最大ヨーモーメントＭｚ _max、つまり最大ヨーレート減衰率ζγ _max（限界値）を与える。この最大ヨーレート減衰率ζγ _maxは、［数２０］に［数２７］を代入することで［数２８］で与えられる。
【００８４】
【数２８】

【００８５】
尚、［数２８］の計算結果は、前輪および後輪を共に差動制限した場合のものである。
【００８６】
前輪操舵制御により目標横加速度（二次遅れ系）フォローし、かつ差動制限装置１１で差動制限を行って最大ヨーレート減衰率ζγ _maxを与えた場合の計算結果を図６に示す。図５は上記制御を行わない比較例である。図５および図６の何れも、ステップ状のハンドル操舵角δ＝３５°を与えた状態で、車両が１００ｋｍの初速から−０．４Ｇの減速を行った場合ものである。
【００８７】
図５の比較例では、操舵に伴って立ち上がる横加速度ＹＧの応答性に僅かな遅れがあり、ヨーレートγおよび横滑り角βは発散している。それに対して、図６の実施例では、ステアリングアクチュエータ１３（図１参照）による前輪舵角制御量δａおよび差動制限装置１１によるヨーモーメントＭｚを発生させることで、操舵に伴う横加速度ＹＧの立ち上がりの応答性が高まり、かつヨーレートγは発散せずに一定値に収束し、横滑り角βも０に収束していることが分かる。
【００８８】
ところで、差動制限装置１１では発生可能なヨーモーメントＭｚに限界があるが、エンジンの駆動力を左右の車輪Ｗ，Ｗに任意の比率で配分するダイレクトヨーモーメント制御装置１２（図４参照）を用いることで、任意の大きさのヨーモーメントＭｚを発生させることができる。
【００８９】
［数２０］において目標ヨーレート減衰率ζγを大きく設定するとダンピングファクターＤが大きくなるため、［数１７］から操舵完了後の定常旋回時のヨーモーメントＭｚが増大する。即ち、図６および図７を比較すると明らかなように、目標ヨーレート減衰率ζγを大きく設定した図７の方が、定常旋回時のヨーモーメントＭｚが増大する。尚、この大きなヨーモーメントＭｚはダイレクトヨーモーメント制御装置１２により発生可能である。
【００９０】
このことは、あるカーブを通過する際にヨーモーメントＭｚが増大した結果、それを打ち消すための前輪操舵制御量δａが増大することを意味し、非効率的なタイヤの利用となる。これを防止するために、［数１７］に微分要素および遅れ要素を追加した［数１７Ａ］に基づき、操舵過渡状態でのみダンピングが効くように制御する。
【００９１】
【数１７Ａ】

【００９２】
図８には微分要素および遅れ要素を追加した［数１７Ａ］に基づく制御の計算結果が示されており、これを前記図７と比較すると明らかなように、操舵が完了した後の定常旋回時におけるヨーモーメントＭｚが減少し、それに応じて前輪舵角制御量δａが速やかに減少して０に収束していることが分かる。
【００９３】
図９には車両用操舵制御装置の制御系のブロック図が示される。車両用操舵制御装置は前輪舵角算出手段１４と、ヨーモーメント算出手段１５と、微分・遅れ手段１６とを備えており、ハンドル操舵角検出手段Ｓ１で検出したハンドル操舵角δと、車速検出手段Ｓ２で検出した車速Ｖと、横加速度検出手段Ｓ３で検出した横加速度ＹＧとが前輪舵角算出手段１４に入力され、前輪舵角算出手段１４で算出した前輪舵角δｆが得られるように車両のステアリングアクチュエータ１３の作動が制御される。またヨーレート検出手段Ｓ４で検出したヨーレートγが入力されるヨーモーメント算出手段１５は、ヨーレートγおよびダンピングファクターＤからヨーモーメントＭｚを算出し、それに微分・遅れ手段１６で微分・遅れ要素を付加したヨーモーメントＭｚが得られるように、差動制限装置１１あるいはダイレクトヨーモーメント制御装置１２の作動が制御される。
【００９４】
以上、本発明の実施例を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。
【００９５】
例えば、実施例ではＳＢＷによる車両用操舵制御装置を例示したが、本発明はマニュアル操舵装置に電動パワーステアリング装置を付加したものにも適用することができる。この場合、図９に示すように、ハンドル操舵角δにステアリングギヤ比を乗算したものを前輪舵角算出手段１４が出力する前輪舵角δｆから減算すれば、同様の作用効果を得ることができる。
【００９６】
【発明の効果】
以上のように請求項１に記載された発明によれば、ハンドル操舵角、車速および横加速度に基づいて目標横加速度を得るための前輪舵角を算出し、この前輪舵角を操舵手段により発生させるとともに、予め設定された目標ヨーレート減衰率を得るためのダンピングファクターおよびヨーレートに基づいてヨーモーメントを算出し、このヨーモーメントをヨーモーメント発生手段により発生させるので、操舵時にハンドル操舵角に対する横加速度の応答性を高めながらヨーレートの減衰性を高めることができる。
【００９７】
また請求項２に記載された発明によれば、算出したヨーモーメントに微分要素および遅れ要素を付加して操舵過渡状態でのみダンピングが効くようにしたので、操舵後の定常状態においてヨーモーメントおよびそれを打ち消すための前輪舵角制御量を共に減少させて非効率的なタイヤの利用を防止することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】四輪車の二輪等価モデルを示す図
【図２】［数１４］の特性方程式の３個の根を示す複素平面図
【図３】車速の増加に伴う共役複素極の軌跡を示す複素平面図
【図４】差動制限装置の機能を説明する図
【図５】ヨーモーメント制御を行わない場合の計算結果を示すグラフ
【図６】ヨーモーメント制御を行った場合の計算結果を示すグラフ（差動制限装置を使用した場合）
【図７】ヨーモーメント制御を行った場合の計算結果を示すグラフ（ダイレクトヨーモーメント制御装置を使用した場合）
【図８】ヨーモーメント制御を行った場合の計算結果を示すグラフ（ダイレクトヨーモーメント制御装置を使用し、かつ微分・遅れ制御を実行した場合）
【図９】車両用操舵制御装置の制御系のブロック図
【符号の説明】
１１差動制限装置（ヨーモーメント発生手段）
１２ダイレクトヨーモーメント制御装置（ヨーモーメント発生手段）
１３ステアリングアクチュエータ（操舵手段）
１４前輪舵角算出手段
１５ヨーモーメント算出手段
１６微分・遅れ手段
Ｄダンピングファクター
Ｍｚヨーモーメント
Ｓ１ハンドル操舵角検出手段
Ｓ２車速検出手段
Ｓ３横加速度検出手段
Ｓ４ヨーレート検出手段
Ｖ車速
ＹＧ横加速度
ＹＧｍ目標横加速度
ζγ 目標ヨーレート減衰率
γ ヨーレート
δ ハンドル操舵角
δ_f 前輪舵角[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a vehicle steering control device for controlling both lateral acceleration and yaw rate to appropriate values when a vehicle is turning.
[0002]
[Prior art]
With the mechanical connection between the steering wheel and the steering gear box disconnected, the operation amount of the steering wheel is converted into an electrical signal, and the steering actuator connected to the steering gear box is driven based on the electrical signal to steer the wheel. In addition, a vehicle steering control device that applies a steering reaction force to the steering wheel by driving a steering reaction force actuator provided on the steering wheel according to the operation amount is known as SBW (steer-by-wire).
[0003]
In such a vehicle steering control apparatus, either the lateral acceleration or the yaw rate can be controlled to a desired characteristic by the lateral acceleration model following control or the yaw rate model following control.
[0004]
First, the motion of the vehicle in the horizontal plane is analyzed using the two-wheel equivalent model shown in FIG.
[0005]
The equation of motion in the lateral direction of the center of gravity CG of the vehicle and the equation of angular motion around the center of gravity CG of the vehicle are given by [Equation 1].
[0006]
[Expression 1]

[0007]
The front wheel total lateral force Fyf and the rear wheel total lateral force Fyr in [Equation 1] are given by [Equation 2], and [Equation 1] is further simplified by using the lateral acceleration YG of [Equation 3].
[0008]
[Expression 2]

[0009]
[Equation 3]

[0010]
When [Expression 1] to [Expression 3] are Laplace transformed and combined as a transfer function, [Expression 4] and [Expression 5] are obtained.
[0011]
[Expression 4]

[0012]
[Equation 5]

[0013]
Definitions of symbols in [Equation 4] and [Equation 5] are shown in [Equation 6].
[0014]
[Formula 6]

[0015]
By the way, in the vehicle steering control apparatus by SBW, for example, from the viewpoint of improving the turning performance of the vehicle, the response of the lateral acceleration YG can be enhanced by using the lateral acceleration model following control.
[0016]
As an example, the target lateral acceleration characteristic with respect to the steering wheel steering angle δ of the driver is a linear primary system shown in [Equation 7], and a front wheel steering control law that achieves (follows) this target is derived.
[0017]
[Expression 7]

[0018]
In an actual vehicle, the transfer function of the lateral acceleration YG with respect to the front wheel steering angle δf is defined as [Equation 5] to [Equation 8].
[0019]
[Equation 8]

[0020]
From the definitions of [Equation 7] and [Equation 8], when the target front wheel steering angle δfm is obtained such that the actual lateral acceleration YG becomes the target lateral acceleration YGm, that is, YG−YGm → 0, then [Equation 9] become that way.
[0021]
[Equation 9]

[0022]
From [Equation 9], for example, the target front wheel steering angle δfm is obtained from the lateral acceleration YG detected by the sensor, the steering wheel steering angle δ of the driver detected by the sensor, and each coefficient defined as the two-wheel equivalent model, for example, By reducing the target lateral acceleration time constant Tm, the target front wheel steering angle δfm that improves the response of the lateral acceleration YG can be obtained.
[0023]
The case where the response of the lateral acceleration YG is increased using the lateral acceleration model following control has been described above, but the response of the yaw rate γ can also be increased similarly using the yaw rate model following control. That is, by using the lateral acceleration model following control or the yaw rate model following control, any one of the desired lateral acceleration characteristics or yaw rate characteristics can be obtained.
[0024]
A vehicle steering control device for making the yaw rate of the vehicle coincide with the target yaw rate is known from the following patent document.
[0025]
[Patent Literature]
Japanese Patent No. 2861570 gazette
[Problems to be solved by the invention]
By the way, from the transfer function of the yaw rate γ with respect to the front wheel steering angle δf in [Equation 4] and the transfer function of the lateral acceleration YG with respect to the front wheel steering angle δf in [Equation 5], the transfer function of the lateral acceleration YG with respect to the yaw rate γ is 10].
[0027]
[Expression 10]

[0028]
From [Equation 10], it can be seen that even if the response of the yaw rate γ is improved by the yaw rate model following control, the response of the lateral acceleration YG cannot be improved. This is because the existence of the yaw rate time constant Tγ indicates that in [Equation 10], the generation delay of the lateral acceleration YG with respect to the yaw rate γ increases as the vehicle speed V increases.
[0029]
Next, from [Expression 4] and [Expression 5], the transfer function of the yaw rate γ with respect to the lateral acceleration YG is expressed by [Expression 11].
[0030]
[Expression 11]

[0031]
Focusing on the denominator coefficient of [Equation 11], as the vehicle speed V increases, the value of Ty1, which is the lateral acceleration time constant 1, decreases, so that the characteristic root of this transfer function, that is, the pole arrangement changes, and the yaw rate γ It can be seen that this affects the responsiveness and attenuation of the.
[0032]
Hereinafter, the reason will be described more specifically. First, a transfer function of the yaw rate γ with respect to the steering angle δ when the lateral acceleration model following control is performed by the front wheel steering control is derived. Therefore, [Equation 12] is obtained by substituting the lateral acceleration YG of the target lateral acceleration characteristic of [Equation 7] into the lateral acceleration YG of the front wheel steering angle control law of [Equation 9].
[0033]
[Expression 12]

[0034]
When the front wheel steering angle δf of [Equation 12] is substituted into [Equation 4], [Equation 13] which is a transfer function of the yaw rate γ with respect to the steering wheel steering angle δ is obtained.
[0035]
[Formula 13]

[0036]
[Equation 13] is a transfer function of the yaw rate γ with respect to the steering angle δ when the front wheel steering angle is controlled so as to follow the linear primary lateral acceleration model.
[0037]
Now, pay attention to [Equation 14], which is the characteristic equation of [Equation 13].
[0038]
[Expression 14]

[0039]
Here, in order to improve the turning performance of the vehicle, when the time constant Tm of the target lateral acceleration characteristic is set small, as apparent from [Equation 15], the three roots of [Equation 14] which is the characteristic equation ( Of the poles), the real root (real pole) increases in the negative direction.
[0040]
[Expression 15]

[0041]
Therefore, the arrangement (pole arrangement) of the three roots of [Equation 14] is as shown in the complex plan view of FIG.
[0042]
In FIG. 2, when the time constant Tm is made closer to 0, the real pole moves toward the infinite distance of the real axis, and at this time, among the complex complex poles R 1 and R 2, that is, the characteristic equation [Expression 14], ] Dominates the transient characteristics of the yaw rate γ with respect to the steering angle δ.
[0043]
[Expression 16]

[0044]
FIG. 3 shows the trajectories of the conjugate complex poles R1 and R2 with respect to the increase in the vehicle speed V from [Equation 16]. As the vehicle speed V increases, the attenuation of the yaw rate γ with respect to the steering angle δ may decrease. I understand.
[0045]
From the above, when the front wheel steering control is performed by the lateral acceleration model following control, the attenuation characteristic of the yaw rate γ can be improved even if the time constant Tm is set small to improve the response of the lateral acceleration YG. There will be no.
[0046]
On the other hand, when the time constant Tm is set so as to reduce the response of the lateral acceleration YG, the root of the part of [Equation 15] of the characteristic equation [Equation 14] is the origin of the complex plane in FIG. , The root governs the transient characteristics of the yaw rate γ with respect to the steering angle δ. Specifically, as the real pole of [Equation 15] approaches the origin, the transient characteristic of the yaw rate γ with respect to the steering angle δ of the steering wheel decreases and rises, but stabilizes.
[0047]
As described above, in the vehicle steering control device using the SBW, even if the lateral acceleration model following control or the yaw rate model following control is performed, the transient interrelationship between the yaw rate γ and the lateral acceleration YG is a vehicle-specific specification. Because it is controlled, it is impossible to control both the yaw rate γ and the lateral acceleration YG to the desired characteristics.
[0048]
The present invention has been made in view of the above-described circumstances, and an object thereof is to achieve both vehicle lateral acceleration responsiveness and yaw rate damping by combined control of lateral acceleration and yaw rate.
[0049]
[Means for Solving the Problems]
To achieve the above object, according to the first aspect of the present invention, a steering wheel angle detecting means for detecting a steering wheel angle, a vehicle speed detecting means for detecting a vehicle speed, and a lateral acceleration detection for detecting lateral acceleration. Means, a yaw rate detecting means for detecting a yaw rate, a front wheel rudder angle calculating means for calculating a front wheel rudder angle for obtaining a target lateral acceleration based on a steering wheel steering angle, a vehicle speed and a lateral acceleration; Steering means for generating a steering angle, yaw moment calculating means for calculating a yaw moment based on a damping factor and a yaw rate for obtaining a preset target yaw rate attenuation rate, and yaw moment generation for generating the yaw moment in a vehicle A vehicle steering control device is provided.
[0050]
According to the above configuration, the front wheel steering angle for obtaining the target lateral acceleration is calculated based on the steering wheel steering angle, the vehicle speed, and the lateral acceleration, the front wheel steering angle is generated by the steering means, and the preset target yaw rate is attenuated. The yaw moment is calculated based on the damping factor and the yaw rate to obtain the rate, and this yaw moment is generated by the yaw moment generating means, so that the yaw rate is attenuated while improving the response of the lateral acceleration to the steering angle during steering. Can be increased.
[0051]
According to the second aspect of the present invention, in addition to the configuration of the first aspect, there is provided differential / delay means for adding a differential element and a delay element to the yaw moment calculated by the yaw moment calculation means. A vehicle steering control device is proposed.
[0052]
According to the above configuration, since the differential element and the delay element are added to the calculated yaw moment so that damping is effective only in the steering transient state, the yaw moment and the front wheel rudder angle for canceling it in the steady state after the steering. The amount of control can be reduced together to prevent inefficient use of the tire.
[0053]
The differential limiting device 11 and the direct yaw moment control device 12 of the embodiment correspond to the yaw moment generating means of the present invention, and the steering actuator 13 of the embodiment corresponds to the steering means of the present invention.
[0054]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described based on examples of the present invention shown in the accompanying drawings.
[0055]
As shown in FIG. 4, the vehicle of this embodiment includes a differential limiting device (LSD) 11 between the left and right wheels W. The differential limiting device 11 limits the function of the differential device that evenly distributes the driving force to the left and right wheels W, W, thereby increasing the driving force (braking force) of one of the left and right wheels W, W. And the other driving force (braking force) can be reduced. When the differential limiting device 11 generates a yaw moment Mz around the center of gravity CG of the vehicle, the equation of motion of [Equation 1] becomes [Equation 1A].
[0056]
[Formula 1A]

[0057]
The yaw moment Mz is defined using a damping factor D that achieves a preset target yaw rate attenuation rate ζγ, as shown in [Equation 17].
[0058]
[Expression 17]

[0059]
It has already been explained that the transfer function of the yaw rate γ with respect to the steering angle δ when the characteristic equation of the target lateral acceleration YGm in [Equation 7] is followed is given by [Equation 13]. By [Equation 1A] and [Equation 17], the transfer function of the yaw rate γ with respect to the steering wheel steering angle δ is given by [Equation 13A]. This transfer function is a transfer function of the yaw rate γ with respect to the steering angle δ of the steering wheel when the front wheels are steered to follow the linear primary lateral acceleration model and the yaw moment Mz is further added.
[0060]
[Expression 13A]

[0061]
Now, pay attention to the following characteristic equation in which the denominator of this transfer function = 0.
[0062]
[Formula 18]

[0063]
For example, if the time constant Tm of the target lateral acceleration characteristic is set to be small in order to improve the turning performance of the vehicle, the real root (= real pole) of the three roots (= poles) of [Formula 18] is negative. In this case, the congruent complex pole, that is, the root of the part of [Equation 19] of [Equation 18] dominates the transient characteristic of the yaw rate γ with respect to the steering angle δ of the steering wheel.
[0064]
[Equation 19]

[0065]
Accordingly, the damping factor D for achieving the target yaw rate attenuation rate ζγ by adding the yaw moment Mz in [Equation 17] is calculated as in [Equation 19] to [Equation 20].
[0066]
[Expression 20]

[0067]
By giving the damping factor D of [Equation 20], the target yaw rate attenuation characteristic ζγ can be achieved in addition to the lateral acceleration follow (improvement of the lateral acceleration response) by the front wheel steering angle control.
[0068]
Next, a specific method for giving the damping factor D of [Equation 20] by controlling the yaw moment Mz using the differential limiting device 11 will be described.
[0069]
In FIG. 4, the front / rear slip ratio S of the left and right wheels W, W is given by [Equation 21].
[0070]
[Expression 21]

[0071]
In the differential device using viscous coupling, if the differential limiting torque due to the viscous resistance C is proportional to the speed difference between the left and right wheels W, W, the left and right wheels proportional to the slip ratio S of [Equation 21]. In order to balance the braking / driving force difference X between W and W, [Equation 22] is established.
[0072]
[Expression 22]

[0073]
Ks is a braking / driving force stiffness. Therefore, from [Expression 22], the left and right axle rotation speed difference Δω is given by [Expression 23].
[0074]
[Expression 23]

[0075]
From [Equation 22] and [Equation 23], the braking / driving force difference X between the left and right wheels W, W is given by [Equation 24].
[0076]
[Expression 24]

[0077]
The yaw moment Mz acting as yaw rate attenuation is given by [Equation 17] and [Equation 24] to [Equation 25].
[0078]
[Expression 25]

[0079]
When the viscous resistance C of the viscous coupling is C → ∞ at the time of differential limiting, the maximum yaw moment Mz by the differential limiting device 11 is calculated from [Equation 25]. _max is given by [Equation 26].
[0080]
[Equation 26]

[0081]
From [Equation 26], the damping factor D is given by [Equation 27].
[0082]
[Expression 27]

[0083]
The maximum yaw moment Mz generated when the damping factor D of [Equation 27] performs differential limiting with the differential limiting device 11 having viscous coupling. _max , that is, the maximum yaw rate decay rate ζγ Give _max (limit value). This maximum yaw rate decay rate ζγ _max is given by [Equation 28] by substituting [Equation 27] into [Equation 20].
[0084]
[Expression 28]

[0085]
The calculation result of [Equation 28] is for the case where both the front wheel and the rear wheel are differentially limited.
[0086]
Following the target lateral acceleration (second-order lag system) by front wheel steering control and differential limiting by the differential limiting device 11, the maximum yaw rate attenuation rate ζγ The calculation results when _max is given are shown in FIG. FIG. 5 is a comparative example in which the above control is not performed. Both FIG. 5 and FIG. 6 are for the case where the vehicle decelerates by −0.4 G from the initial speed of 100 km with a step-like steering angle δ = 35 °.
[0087]
In the comparative example of FIG. 5, there is a slight delay in the response of the lateral acceleration YG that rises with steering, and the yaw rate γ and the side slip angle β diverge. On the other hand, in the embodiment of FIG. 6, the front wheel steering angle control amount δa by the steering actuator 13 (see FIG. 1) and the yaw moment Mz by the differential limiting device 11 are generated, so that the lateral acceleration YG accompanying the steering rises. The yaw rate γ converges to a constant value without diverging, and the side slip angle β also converges to 0.
[0088]
By the way, although the differential limiting device 11 has a limit on the yaw moment Mz that can be generated, a direct yaw moment control device 12 (see FIG. 4) that distributes the driving force of the engine to the left and right wheels W, W at an arbitrary ratio. By using it, a yaw moment Mz having an arbitrary magnitude can be generated.
[0089]
When the target yaw rate attenuation rate ζγ is set large in [Equation 20], the damping factor D increases, and from [Equation 17], the yaw moment Mz during steady turning after completion of steering increases. That is, as apparent from a comparison between FIGS. 6 and 7, the yaw moment Mz during steady turning increases in FIG. 7 in which the target yaw rate attenuation rate ζγ is set larger. The large yaw moment Mz can be generated by the direct yaw moment control device 12.
[0090]
This means that, as a result of the yaw moment Mz increasing when passing through a certain curve, the front wheel steering control amount δa for canceling it increases, which results in inefficient use of the tire. In order to prevent this, based on [Equation 17A] in which a differential element and a delay element are added to [Equation 17], control is performed so that damping is effective only in a steering transient state.
[0091]
[Expression 17A]

[0092]
FIG. 8 shows the calculation result of the control based on [Equation 17A] to which a differential element and a delay element are added. As is clear from comparison with FIG. 7, during steady turning after the steering is completed. It can be seen that the yaw moment Mz at is reduced, and the front wheel steering angle control amount δa is rapidly reduced accordingly and converges to zero.
[0093]
FIG. 9 shows a block diagram of a control system of the vehicle steering control device. The vehicle steering control device includes a front wheel steering angle calculation means 14, a yaw moment calculation means 15, and a differentiation / delay means 16, and a steering wheel steering angle δ detected by the steering wheel steering angle detection means S1 and a vehicle speed detection means. The vehicle speed V detected at S2 and the lateral acceleration YG detected by the lateral acceleration detection means S3 are input to the front wheel steering angle calculation means 14 so that the front wheel steering angle δf calculated by the front wheel steering angle calculation means 14 is obtained. The operation of the steering actuator 13 is controlled. The yaw moment calculating means 15 to which the yaw rate γ detected by the yaw rate detecting means S4 is input calculates the yaw moment Mz from the yaw rate γ and the damping factor D, and the yaw moment Mz added with the derivative / lag element by the derivative / lag means 16 is added. The operation of the differential limiting device 11 or the direct yaw moment control device 12 is controlled so that the moment Mz is obtained.
[0094]
Although the embodiments of the present invention have been described above, various design changes can be made without departing from the scope of the present invention.
[0095]
For example, in the embodiment, the vehicle steering control device by SBW is exemplified, but the present invention can also be applied to a manual steering device to which an electric power steering device is added. In this case, as shown in FIG. 9, a similar effect can be obtained by subtracting the steering wheel gear ratio multiplied by the steering gear ratio from the front wheel steering angle δf output by the front wheel steering angle calculation means 14. .
[0096]
【The invention's effect】
As described above, according to the first aspect of the present invention, the front wheel steering angle for obtaining the target lateral acceleration is calculated based on the steering angle, the vehicle speed, and the lateral acceleration, and the front wheel steering angle is generated by the steering means. The yaw moment is calculated based on the damping factor and the yaw rate for obtaining a preset target yaw rate attenuation rate, and this yaw moment is generated by the yaw moment generating means. The attenuation of the yaw rate can be increased while improving the response.
[0097]
According to the second aspect of the present invention, the differential element and the delay element are added to the calculated yaw moment so that the damping is effective only in the steering transient state. It is possible to prevent the inefficient use of the tire by reducing both the front wheel steering angle control amount for canceling the engine.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram showing a two-wheel equivalent model of a four-wheel vehicle. FIG. 2 is a complex plan view showing three roots of the characteristic equation of [Equation 14]. FIG. 3 is a locus of a conjugate complex pole as the vehicle speed increases. Fig. 4 is a diagram illustrating a function of the differential limiting device. Fig. 5 is a graph showing a calculation result when the yaw moment control is not performed. Fig. 6 is a calculation result when the yaw moment control is performed. Shown graph (when differential limiting device is used)
FIG. 7 is a graph showing calculation results when yaw moment control is performed (when a direct yaw moment control device is used).
FIG. 8 is a graph showing calculation results when yaw moment control is performed (when direct yaw moment control device is used and differential / delay control is executed)
FIG. 9 is a block diagram of a control system of a vehicle steering control device.
11 Differential limiting device (yaw moment generating means)
12 Direct yaw moment control device (yaw moment generating means)
13 Steering actuator (steering means)
14 Front wheel steering angle calculating means 15 Yaw moment calculating means 16 Differentiation / lag means D Damping factor Mz Yaw moment S1 Steering wheel steering angle detecting means S2 Vehicle speed detecting means S3 Lateral acceleration detecting means S4 Yaw rate detecting means V Vehicle speed YG Lateral acceleration YGm Target lateral acceleration ζγ Target yaw rate damping rate γ Yaw rate δ Steering wheel steering angle δ _f Front wheel steering angle

Claims

Steering wheel steering angle detecting means (S1) for detecting a steering wheel steering angle (δ);
Vehicle speed detection means (S2) for detecting the vehicle speed (V);
Lateral acceleration detection means (S3) for detecting lateral acceleration (YG);
A yaw rate detection means (S4) for detecting the yaw rate (γ);
Front wheel steering angle calculation means (14) for calculating a front wheel steering angle (δf) for obtaining a target lateral acceleration (YGm) based on the steering wheel steering angle (δ), the vehicle speed (V), and the lateral acceleration (YG);
Steering means (13) for steering the front wheels to generate the front wheel steering angle (δf);
A yaw moment calculating means (15) for calculating a yaw moment (Mz) based on a damping factor (D) and a yaw rate (γ) for obtaining a preset target yaw rate attenuation rate (ζγ);
Yaw moment generating means (11, 12) for generating the yaw moment (Mz) in the vehicle;
A vehicle steering control device comprising:

The vehicle steering control according to claim 1, further comprising differentiation / delay means (16) for adding a differential element and a delay element to the yaw moment (Mz) calculated by the yaw moment calculation means (15). apparatus.