JP4572915B2 - 車輌用操舵制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、車輌用操舵制御装置に係り、更に詳細には左右輪の駆動力差に起因する車輌の挙動変化に対する抑制効果が向上するよう操舵特性を制御する車輌用操舵制御装置に係る。

自動車等の車輌の操舵制御装置の一つとして、例えば下記の特許文献１に記載されている如く、左右輪の回転数差に応じて操舵アシストトルクを調整することにより車輌の挙動を良好にするよう構成された操舵制御装置が従来より知られており、この種の操舵制御装置によれば左右の路面の摩擦係数が異なる所謂またぎ路に於ける車輌挙動の悪化に対処する運転者の操舵が容易になるので、車輌挙動の安定化を図ることができる。また下記の特許文献２には、車輌の制動時に於ける左右の車輪速度差が基準値以上であるときには、車輪速度が小さい方へ操舵輪の舵角を制御するよう構成された操舵制御装置が記載されて知られており、この種の操舵制御装置によれば左右の路面の摩擦係数が異なる所謂またぎ路に於ける車輌の直進走行安定性を向上させることができる。
特開昭６４−４５７７号公報 特開２００１−３３４９４７号公報

また下記の特許文献３には、車輌が左右輪に対する摩擦係数の異なる路面上にあってアンチスキッド装置が作動したとき、左右輪間の制動力差に起因した車輌の偏向を容易に修正することができるよう、そのときハンドル操作に対し可変反力を付与する反力可変機構に供給される油圧を制御して可変反力を軽減することが記載されている。また下記の特許文献４には、挙動制御装置による挙動制御に悪影響を与えることなく車輪の操舵制御により車輛の走行性を向上させるよう、運転者による操舵とは別に車輪を操舵するアクティブ操舵手段と、車輪の制駆動力を個別に制御することによって車輌の挙動を制御する挙動制御装置とを備えた車輌に於いて、挙動制御装置の作動中にはアクティブ操舵の制御量を低減することが記載されている。
特開平８−１８３４７０号公報 特開２００２−３０２０５９号公報

上記特許文献１及び２に記載された技術を応用し、左右輪の制駆動力差に応じて、即ち左右輪の制駆動力差により生じるヨーモーメントに応じて該ヨーモーメントの影響が抑制されるよう操舵アシストトルクを調整し又は操舵輪の舵角を制御することにより車輌挙動の安定化を図ることが考えられる。また上記特許文献３に記載された技術によれば、車輌が左右輪に対する摩擦係数の異なる路面上にあってアンチスキッド装置が作動したとき、左右輪間の制動力差に起因した車輌の偏向を容易に修正することができ、また上記特許文献４に記載された技術によれば、車輌挙動制御がアクティブ操舵により乱されないようにして車輌の挙動を安定化させることができる。

一般に車輌が旋回加速する場合には、左右の荷重移動により旋回外輪の接地荷重が増大し、旋回外輪の駆動力が旋回内輪の駆動力に比して高くなる。そのため車輌の旋回加速時に左右輪の駆動力差に応じて操舵アシストトルクを調整し又は操舵輪の舵角を制御すると、旋回方向とは逆方向の操舵アシストトルクが発生され、操舵トルクが大きくなって運転者の操舵負担が増大したり、或いは操舵輪の舵角が低減され、旋回半径が大きくなって車輌の旋回性能が悪化するという問題が生じる。

本発明は、左右輪の駆動力差に応じて操舵アシストトルクを調整し又は操舵輪の舵角を制御する場合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、特に前輪駆動車輌の旋回時に左右輪の駆動力差に基づく操舵アシストトルクや操舵輪舵角の制御量を低減することにより、操舵トルクの過不足や旋回半径の増減による車輌の旋回性能の悪化や旋回安定性の低下を防止することである。

上述の主要な課題は、本発明によれば、左右輪の駆動力差に起因する前輪駆動車輌の偏向を抑制するよう操舵特性を制御する車輌用操舵制御装置に於いて、左右の荷重移動量の大きさを示す指標値が高いほど操舵特性制御量を小さくすることを特徴とする車輌用操舵制御装置によって達成される。

上記の操舵特性の制御は、操舵アシストトルクを制御することにより行われてよく、或いはまた操舵輪の舵角を制御することにより行われてよい。また前記指標値は車輌のヨーレートであってよい。

上記の如く、左右輪の駆動力差に起因する前輪駆動車輌の偏向を抑制するよう操舵特性を制御する車輌用操舵制御装置に於いて、左右の荷重移動量の大きさを示す指標値が高いほど操舵特性制御量を小さくするようになっていれば、左右輪の駆動力差に起因する車輌の偏向抑制による操舵特性制御をそのまま実行したのでは、運転者がハンドルを大きく切って旋回度の高い旋回を行なうとき、特に前輪駆動車輌では左右前輪間の駆動力差が大きくなって、操舵特性制御により操舵量が削減されがちになるところ、この操舵特性制御による操舵量削減作用を抑え、またぎ路等のために用意された操舵特性制御が旋回操舵性能に悪影響を与えることを確実に防止することができる。

操舵特性制御が操舵アシストトルクの制御により行われるようになっていれば、上記の旋回時のための操舵特性制御量の調整は操舵アシストトルクの調整により容易に且つ確実に達成される。また同様に、操舵特性制御が操舵輪の舵角制御により行われるようになっていても、上記の旋回時のための操舵特性制御量の調整は操舵輪の舵角の調整により容易に且つ確実に達成される。

前記指標値が車輌のヨーレートとされれば、車輌の旋回による左右の荷重移動を容易に且つ確実に把握して旋回時のための操舵特性制御量の調整を行うことができる。

車輛が駆動輪の駆動スリップに基づくトラクション制御を行うよう構成されているときには、上記の旋回時のための操舵特性制御量の調整は左右駆動輪の駆動力差に基づくトラクション制御の修正により行われてよい。その場合、アシストトルクや操舵輪の舵角の調整は、運転者の操舵に基づく基本操舵トルク又は基本操舵輪舵角にトラクション制御により付加すべき操舵方向とは逆方向の付加操舵トルク又は付加操舵輪舵角の大きさを左右の荷重移動量の大きさを示す指標値の増大に応じて低減するようになっていてよい。

以下に添付の図を参照しつつ、本発明を好ましい実施形態について詳細に説明する。

第一の実施形態
図１は電動式パワーステアリング装置を備えた前輪駆動式の車輌に適用された本発明による車輌用操舵制御装置の第一の実施形態を示す概略構成図である。

図１に於いて、１０FL及び１０FRはそれぞれ車輌１２の駆動輪である左右の前輪を示し、１０RL及び１０RRはそれぞれ車輌１２の従動輪である左右の後輪を示している。操舵輪でもある左右の前輪１０FL及び１０FRは運転者によるステアリングホイール１４の転舵に応答して駆動されるラック・アンド・ピニオン式の電動式パワーステアリング装置１６によりタイロッド１８L及び１８Rを介して操舵される。また左右の前輪１０FL及び１０FRはエンジン２０により流体式トルクコンバータ２２及び自動変速機２４を介して駆動軸２６FL及び２６FRが回転駆動されることにより駆動される。

図示の実施形態に於いては、電動式パワーステアリング装置１６はラック同軸型の電動式パワーステアリング装置であり、電子制御装置２８により制御される。電動式パワーステアリング装置１６は電動機３０と、電動機３０の回転トルクをラックバー３２の往復動方向の力に変換する例えばボールねじ式の変換機構３４とを有し、ハウジング３６に対し相対的にラックバー３２を駆動する補助転舵力を発生することにより、運転者の操舵負担を軽減する操舵アシストトルクを発生する。

各車輪の制動力は制動装置３８の油圧回路４０によりホイールシリンダ４２FR、４２FL、４２RR、４２RLの制動圧が制御されることによって制御されるようになっている。図には示されていないが、油圧回路４０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は通常時には運転者によるブレーキペダル４４の踏み込み操作に応じて駆動されるマスタシリンダ４６により制御され、また必要に応じて後に詳細に説明する如く電子制御装置４８により制御される。

車輪１０FR〜１０RLにはそれぞれ対応する車輪の車輪速度Ｖwi（ｉ＝fr、fl、rr、rl）を検出する車輪速度センサ５０FR〜５０RLが設けられ、左右の前輪１０FL及び１０FRのホイールシリンダ４２FL及び４２FRには左右の前輪の制動圧Ｐfl及びＰfrを検出する圧力センサ５２FL及び５２FRが設けられている。またステアリングシャフト５４には操舵トルクＴsを検出するトルクセンサ５６が設けられ、車輌１２には車速Ｖを検出する車速センサ５８及びヨーレートγを検出するヨーレートセンサ６０が設けられている。尚トルクセンサ５６及びヨーレートセンサ５８は車輌の右旋回方向を正としてそれぞれ操舵トルクＴs及びヨーレートγを検出する。

図示の如く、車輪速度センサ５０FR〜５０RLにより検出された車輪速度Ｖwiを示す信号、それぞれ圧力センサ５２FL及び５２FRにより検出された左右前輪の制動圧Ｐfl及びＰfrを示す信号、トルクセンサ５６により検出された操舵トルクＴsを示す信号、車速センサ５８により検出された車速Ｖを示す信号、ヨーレートセンサ６０により検出されたヨーレートγを示す信号は電子制御装置４８に入力される。尚図には詳細に示されていないが、電子制御装置２８及び４８は例えばＣＰＵとＲＯＭと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マイクロコンピュータを含んでいる。

電子制御装置４８は、後述の図２に示されたフローチャートに従い、操舵トルクＴs及び車速Ｖに基づき運転者の操舵負担を軽減するための基本アシストトルクＴabを演算し、左右前輪の駆動力差ΔＦwを演算すると共に左右前輪の駆動力差ΔＦwに起因する車輌のヨーモーメントを打ち消す運転者の操舵を補助するための補助操舵トルクＴcaを演算し、基本アシストトルクＴabと補助操舵トルクＴcaとの和に基づき電子制御装置２８を介して電動式パワーステアリング装置１６によるアシストトルクを制御し、これにより車輌がまたぎ路を加速走行するような状況に於ける車輌の直進走行安定性を向上させる。

また電子制御装置４８は、車輌のヨーレートγの大きさが大きいほど小さくなるようゲインＫgを演算し、ゲインＫgと補助操舵トルクＴcaとの積と基本アシストトルクＴabとの和を最終の目標アシストトルクＴaとすることにより、車輌の旋回加速時に於ける車輌横方向の荷重移動に起因して左右前輪の駆動力差ΔＦwが生じている状況に於いて、車輌の直進走行安定性を向上させるためのアシストトルクの制御により旋回方向とは逆方向の操舵アシストトルクが発生され、これにより運転者の操舵負担が増加したり車輌の旋回性が悪化することを防止する。

また電子制御装置４８は、フローチャートとしては示されていないが、各車輪の車輪速度Ｖwiに基づき当技術分野に於いて公知の要領にて車体速度Ｖb及び左右前輪の加速スリップ量ＳＡfl及びＳＡfrを演算し、加速スリップ量ＳＡfl若しくはＳＡfrがトラクション制御（ＴＲＣ制御）開始の基準値よりも大きくなり、トラクション制御の開始条件が成立すると、トラクション制御の終了条件が成立するまで、当該車輪について加速スリップ量が所定の範囲内になるようホイールシリンダ４２FL、４２FR内の圧力を増減するトラクション制御を行う。

更に電子制御装置４８は、左右前輪の少なくとも一方についてトラクション制御が行われているときに、それらの制動圧Ｐfl及びＰfrの差に基づき左右前輪の駆動力差ΔＦwを演算し、トラクション制御が行われていないときには運転者の操舵負担を軽減するための通常の操舵アシストトルクの制御を行う。

次に図２に示されたフローチャートを参照して図示の第一の実施形態に於ける操舵アシストトルクの制御による操舵特性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の閉成により開始され、所定の時間毎に繰返し実行される。

まずステップ１０に於いては車輪速度センサ５０FR〜５０RLにより検出された車輪速度Ｖwiを示す信号等の読み込みが行われ、ステップ２０に於いては操舵トルクＴs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運転者の操舵負担を軽減するための基本アシストトルクＴabが演算される。

ステップ３０に於いては左右前輪の少なくとも一方についてトラクション制御が行われているか否かの判別、即ち車輌が加速状態にあり且つ左右前輪の少なくとも一方の加速スリップが過大な状況であるか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはステップ９０へ進み、肯定判別が行われたときにはステップ４０へ進む。

ステップ４０に於いては左右前輪の制動圧Ｐfl及びＰfrの差ΔＰf（＝Ｐfr−Ｐfl）に基づきＫpfを正の係数として下記の式１に従って左右前輪の駆動力差ΔＦwが演算される。
ΔＦw＝Ｋpf×ΔＰf ……（１）

ステップ５０に於いては左右前輪の駆動力差ΔＦwの絶対値が基準値ΔＦwo（正の定数）以上であるか否かの判別、即ち左右前輪の駆動力差ΔＦwに起因する車輌のヨーモーメントの大きさが大きい状況であるか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはステップ９０へ進み、肯定判別が行われたときにはステップ６０へ進む。

ステップ６０に於いては左右前輪の駆動力差ΔＦwに基づきＫcaを正の係数として下記の式２に従って左右前輪の駆動力差ΔＦwに起因する車輌のヨーモーメントを打ち消す運転者の操舵を補助するための補助操舵トルクＴcaが演算され、ステップ７０に於いては車輌のヨーレートγの大きさが大きいほどゲインＫgが小さくなるよう、車輌のヨーレートγの絶対値に基づき図４の実線にて示されたグラフに対応するマップよりゲインＫgが演算される。
Ｔca＝Ｋca×ΔＦw ……（２）

ステップ８０に於いては最終目標操舵アシストトルクＴaが下記の式３に従って演算され、ステップ９０に於いては最終目標操舵アシストトルクＴaが基本アシストトルクＴabに設定され、ステップ１００に於いては電動式パワーステアリング装置１６による操舵アシストトルクが最終目標操舵アシストトルクＴaになるよう電子制御装置２８を介して電動式パワーステアリング装置１６が制御される。
Ｔa＝Ｔab＋Ｋg×Ｔca ……（３）

かくして図示の第一の実施形態によれば、ステップ２０に於いて操舵トルクＴs及び車速Ｖに基づき運転者の操舵負担を軽減するための基本アシストトルクＴabが演算され、左右前輪の何れについてもトラクション制御が行われていないときには、ステップ３０に於いて否定判別が行われ、これによりステップ９０及び１００に於いて基本アシストトルクＴabに基づき電動式パワーステアリング装置１６が制御され、運転者の操舵負担が軽減される。

これに対し車輌が路面の摩擦係数が低い走行路を加速走行する場合の如く、左右前輪の少なくとも一方についてトラクション制御が行われているときには、ステップ３０に於いて肯定判別が行われ、ステップ４０に於いて左右前輪の制動圧Ｐfl及びＰfrの差ΔＰfに基づき左右前輪の駆動力差ΔＦwが演算される。

特に走行路がまたぎ路の如く左右の車輪に対応する路面の摩擦係数が相互に大きく異なる走行路である場合には、左右前輪の駆動力差ΔＦwの大きさが大きくなるので、ステップ５０に於いて肯定判別が行われ、ステップ６０〜１００に於いて左右前輪の駆動力差ΔＦwに起因する車輌のヨーモーメントを打ち消す運転者の操舵を補助するための補助操舵トルクＴcaが演算され、基本アシストトルクＴabと補助操舵トルクＴcaとの和に基づきアシストトルクが制御されるので、運転者は左右前輪の駆動力差ΔＦwに起因する車輌のヨーモーメントを打ち消す操舵を容易に行うことができ、これにより車輌がまたぎ路を加速走行するような状況に於ける運転者の操舵負担を軽減し、車輌の直進走行安定性を向上させることができる。

例えば図５は車輌１２が左半分１０２Ａの路面の摩擦係数が高く右半分１０２Ｂの路面の摩擦係数が低いまたぎ路１０２を直進加速走行する状況を示しており、特に（Ａ）は左右前輪の駆動力差に基づくアシストトルクの制御が行われない場合を示し、（Ｂ）は左右前輪の駆動力差に基づくアシストトルクの制御が行われる第一の実施形態の場合を示している。

この状況に於いては、左前輪１０FLの駆動力Ｆflが右前輪１０FRの駆動力Ｆfrよりも大きくなるので、車輌１２の重心１０４には右旋回方向のヨーモーメントＭfが作用する。従って左右前輪の駆動力差に基づくアシストトルクの制御が行われない場合（Ａ）には、運転者は車輌の直進加速状態を維持するためには、ヨーモーメントＭfに抗する比較的大きい力にて車輌の左旋回方向へステアリングホイール１４を操作し維持しなければならない。

これに対し、左右前輪の駆動力差に基づくアシストトルクの制御が行われる第一の実施形態の場合（Ｂ）には、車輌に作用するヨーモーメントＭfを打ち消す運転者の操舵を補助するための補助操舵トルクＴcaが電動式パワーステアリング装置１６により発生されるので、運転者が車輌の直進加速状態を維持するために車輌の左旋回方向へステアリングホイール１４を操作し維持するに必要な力を軽減し、運転者の操舵負担を軽減すると共に、車輌の良好な直進走行安定性を確保することができる。

また車輌が路面の摩擦係数が均一な走行路を旋回加速走行する場合には、旋回外側への荷重移動により旋回外側前輪の駆動力が旋回内側前輪の駆動力よりも高くなり、左右前輪の駆動力差ΔＦwの大きさが大きくなるので、ステップ５０に於いて肯定判別が行われ、ステップ６０に於いて左右前輪の駆動力差ΔＦwに起因する車輌のヨーモーメントＭfを打ち消す操舵方向の補助操舵トルクＴcaが演算される。

しかしこの補助操舵トルクＴcaは、車輌の旋回加速時を示す図６に示されている如く、ステアリングホイール１４を車輌の直進位置へ戻す方向、即ち車輌の旋回を阻害する方向の操舵トルクであり、従って補助操舵トルクＴcaに基づく操舵アシスト制御が行われると、却って運転者の操舵負担が増大すると共に車輌のコーストレース性や旋回性が悪化する。

図示の第一の実施形態によれば、ステップ７０に於いて車輌のヨーレートγの大きさが大きいほどゲインＫgが小さくなるよう、車輌のヨーレートγの絶対値に基づきゲインＫgが演算され、ステップ８０に於いてゲインＫgと補助操舵トルクＴcaとの積と基本アシストトルクＴabとの和が最終目標操舵アシストトルクＴaとされるので、旋回外側への荷重移動量が大きくなるほど左右前輪の駆動力差ΔＦwに基づく補助操舵トルクが低減され、これにより車輌の旋回加速時に運転者の操舵負担が増大したり車輌のコーストレース性や旋回性が悪化することを効果的に防止することができる。

特に図示の第一の実施形態によれば、左右前輪の駆動力差ΔＦwは、左右前輪の少なくとも一方についてトラクション制御が行われているときに於ける左右前輪の制動圧Ｐfl及びＰfrの差に基づいて演算されるので、左右前輪の駆動力自体を検出する手段又は左右前輪の駆動力及び制動力を検出する手段や複雑な演算を要することなく左右前輪の駆動力差ΔＦwを演算することができ、これにより左右前輪の駆動力差ΔＦwに起因する車輌のヨーモーメントを打ち消す運転者の操舵を補助するための補助操舵トルクＴcaを容易に演算することができる。

第二の実施形態
図７はアクティブ操舵装置を備えた前輪駆動式の車輌に適用された本発明による車輌用操舵制御装置の第二の実施形態を示す概略構成図である。尚図７に於いて図１に示された部材に対応する部材には図１に於いて付された符号と同一の符号が付されている。

この実施形態に於いては、パワーステアリング装置１６は通常の油圧式のパワーステアリング装置である。ステアリングホイール１４はアッパステアリングシャフト５４Ａ、転舵角可変装置７０、ロアステアリングシャフト５４Ｂ、ジョイント７２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７４に駆動接続されている。

図示の第二の実施形態に於いては、転舵角可変装置７０はハウジングの側にてアッパステアリングシャフト５４Ａの下端に連結され、回転子の側にてロアステアリングシャフト５４Ｂの上端に連結された補助転舵駆動用の電動機７６を含んでいる。転舵角可変装置７０は電子制御装置７８により制御され、アッパステアリングシャフト５４Ａに対し相対的にロアステアリングシャフト５４Ｂを回転駆動することにより、操舵輪である左右の前輪１０FL及び１０FRをステアリングホイール１４に対し相対的に補助転舵駆動する。

特に転舵角可変装置７０は、通常時にはハウジング及び回転子の相対回転を阻止する保持電流が電動機７６に通電されることにより、アッパステアリングシャフト５４Ａに対するロアステアリングシャフト５４Ｂの相対回転角度（単に相対回転角度という）を０に維持するが、アクティブ操舵時には電動機７６によりアッパステアリングシャフト５４Ａに対し相対的にロアステアリングシャフト５４Ｂを積極的に回転させ、これにより運転者の操舵操作に依存せずに左右の前輪１０FL及び１０FRを自動操舵する。

図示の実施形態に於いては、アッパステアリングシャフト５４Ａには該アッパステアリングシャフトの回転角度を操舵角θsとして検出する操舵角センサ８０が設けられており、ロアステアリングシャフト５４Ｂには該ロアステアリングシャフトの回転角度を左右前輪の実操舵角θaとして検出する操舵角センサ８２が設けられており、これらのセンサの出力は電子制御装置４８へ供給される。尚操舵角センサ８０及び８２は車輌の右旋回方向を正としてそれぞれ操舵角θs及びθaを検出する。また操舵角θaはアクティブ操舵完了後に左右の前輪１０FL及び１０FRの直進位置をステアリングホイール１４の中立位置に合せるために使用される。

電子制御装置４８は、後述の図８に示されたフローチャートに従い、左右前輪の駆動力差ΔＦwを演算すると共に左右前輪の駆動力差ΔＦwに起因する車輌のヨーモーメントを打ち消すための左右前輪の転舵角、即ち転舵角可変装置７０による目標相対回転角度φbを演算し、目標相対回転角度φbに基づき電子制御装置７８を介して転舵角可変装置７０による相対回転角度φを制御し、これにより車輌がまたぎ路を加速走行するような状況に於ける車輌の直進走行安定性を向上させる。

また電子制御装置４８は、車輌のヨーレートγの大きさが大きいほど小さくなるようゲインＫgを演算し、ゲインＫgと目標相対回転角度φbとの積を最終の目標相対回転角度φtとすることにより、車輌の旋回加速時に於ける車輌横方向の荷重移動に起因して左右前輪の駆動力差ΔＦwが生じている状況に於いて、車輌の直進走行安定性を向上させるためのアクティブ操舵の制御により左右の前輪が旋回方向とは逆方向へ自動的に転舵され、これにより運転者の操舵負担が増加したり車輌の旋回性が悪化することを防止する。

更に電子制御装置４８は、上述の第一の実施形態の場合と同様にトラクション制御を行い、左右前輪の少なくとも一方についてトラクション制御が行われているときに、それらの制動圧Ｐfl及びＰfrの差に基づき左右前輪の駆動力差ΔＦwを演算し、トラクション制御が行われていないときには転舵角可変装置７０による相対回転角度φを０に設定し、アクティブ操舵を行わない。

次に第二の実施形態に於けるアクティブ操舵の制御による操舵特性制御ルーチンを示す図８のフローチャートを参照して、第二の実施形態の作動について説明する。尚図８に於いて、ステップ１１０、１３０〜１５０はそれぞれ上述の第一の実施形態に於けるステップ１０、３０〜５０と同様に実行され、ステップ１７０に於いては車輌のヨーレートγの大きさが大きいほどゲインＫgが小さくなるよう、車輌のヨーレートγの絶対値に基づき図４の一点鎖線にて示されたグラフに対応するマップよりゲインＫgが演算される。

上述の第一の実施形態に於けるステップ６０に対応するステップ１６０に於いては、左右前輪の駆動力差ΔＦwに基づき駆動力差ΔＦwが大きいほど大きくなるよう、図には示されていないマップ又は関数により転舵角可変装置７０による目標相対回転角度φbが演算される。

ステップ１８０に於いては最終目標相対回転角度φtが下記の式７に従って演算され、ステップ１９０に於いては最終目標相対回転角度φtが目標相対回転角度φbに設定され、ステップ２００に於いては転舵角可変装置７０による相対回転角度φが最終目標相対回転角度φtになるよう電子制御装置７８を介して転舵角可変装置７０が制御される。

かくして図示の第二の実施形態によれば、車輌が路面の摩擦係数が低い走行路を加速走行する場合の如く、左右前輪の少なくとも一方についてトラクション制御が行われているときには、ステップ１３０に於いて肯定判別が行われ、ステップ１４０に於いて左右前輪の駆動力の間の差に基づき左右前輪の駆動力差ΔＦwが演算される。

特に走行路がまたぎ路の如く左右の車輪に対応する路面の摩擦係数が相互に大きく異なる走行路である場合には、左右前輪の駆動力差ΔＦwの大きさが大きくなるので、ステップ１５０に於いて肯定判別が行われ、ステップ１６０〜２００に於いて左右前輪の駆動力差ΔＦwに起因する車輌のヨーモーメントを打ち消すための目標相対回転角度φbが演算され、目標相対回転角度φbに基づき転舵角可変装置７０が制御されることにより、左右の前輪がヨーモーメントを打ち消す方向へ自動的に操舵されるので、車輌がまたぎ路を加速走行するような状況に於ける運転者の操舵負担を軽減し、車輌の直進走行安定性を向上させることができる。

例えば図９は、図５（Ｂ）の場合と同様、車輌１２が左半分１０２Ａの路面の摩擦係数が高く右半分１０２Ｂの路面の摩擦係数が低いまたぎ路１０２を直進加速走行する状況であって、左右前輪の駆動力差に基づくアクティブ操舵の制御が行われる状況を示している。

第二の実施形態によれば、左右前輪の駆動力差に基づくアクティブ操舵の制御が行われ、車輌に作用するヨーモーメントＭfを左右前輪の横力により打ち消すよう左右の前輪が自動的に操舵されるので、運転者は車輌の直進加速状態を維持するために車輌の左旋回方向へステアリングホイール１４を操作し維持しなくてよく、運転者の操舵負担を軽減すると共に、車輌の良好な直進走行安定性を確保することができる。

また車輌が路面の摩擦係数が均一な走行路を旋回加速走行する場合には、旋回外側への荷重移動により旋回外側前輪の駆動力が旋回内側前輪の駆動力よりも高くなり、左右前輪の駆動力差ΔＦwの大きさが大きくなるので、ステップ１５０に於いて肯定判別が行われ、ステップ１６０に於いて左右前輪の駆動力差ΔＦwに起因する車輌のヨーモーメントＭfを打ち消すための目標相対回転角度φbが演算される。

しかしこの目標相対回転角度φbは、車輌の旋回加速時を示す図１０に示されている如く、ステアリングホイール１４を車輌の直進位置へ戻す方向、即ち車輌の旋回を阻害する方向の相対回転角度であり、従って目標相対回転角度φbに基づくアクティブ操舵の制御が行われると、却って運転者の操舵負担が増大すると共に車輌のコーストレース性や旋回性が悪化する。

図示の第二の実施形態によれば、ステップ１７０に於いて車輌のヨーレートγの大きさが大きいほどゲインＫgが小さくなるよう、車輌のヨーレートγの絶対値に基づきゲインＫgが演算され、ステップ１８０に於いてゲインＫgと目標相対回転角度φbとの積が最終目標相対回転角度φtとされるので、旋回外側への荷重移動量が大きくなるほど左右前輪の駆動力差ΔＦwに基づく左右前輪の自動操舵による転舵角が低減され、これにより車輌の旋回加速時に運転者の操舵負担が増大したり車輌のコーストレース性や旋回性が悪化することを効果的に防止することができる。

特に図示の第二の実施形態によれば、上述の第一の実施形態の場合と同様、左右前輪の駆動力差ΔＦwは、左右前輪の少なくとも一方についてトラクション制御が行われているときに於ける左右前輪の駆動力の差に基づいて演算されるので、左右前輪の駆動力自体を検出する手段を要することなく左右前輪の駆動力差ΔＦwを演算することができ、これにより左右前輪の駆動力差ΔＦwに起因する車輌のヨーモーメントを打ち消すための目標相対回転角度φbを容易に演算することができる。

以上に於いては本発明を特定の実施形態について詳細に説明したが、本発明は上述の実施形態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形態が可能であることは当業者にとって明らかであろう。

例えば上述の各実施形態に於いては、左右の荷重移動量の大きさを示す指標値は車輌のヨーレートγであるが、この指標値は当技術分野に於いて公知の任意の車輌状態量若しくは運転者の操作量であってよく、例えば車輌の横加速度、操舵角、左右輪の接地荷重差、それらの組合せ、それらとヨーレートγとの組合せの何れかであってよい。

また上述の各実施形態に於いては、何れかの駆動輪についてトラクション制御が行われているときの左右駆動輪の動力差に基づき左右駆動輪の駆動力差が推定され、左右輪の駆動力差は当技術分野に於いて公知の任意の要領にて推定されてよく、例えば各車輪の車軸のトルクを検出することにより推定されてもよく、またホイールインモータ式の車輌の如く、各車輪の駆動力を制御可能な車輌の場合には各車輪に対する駆動力の制御出力より推定されてよい。

また上述の各実施形態に於いては、ゲインＫgの演算に際しステアリングホイール１４の切り増し又は切り戻し状況であるか否かが考慮されていないが、特に車輌の旋回制動時には、ステアリングホイール１４の切り増し時のゲインＫgは保舵時や切り戻し時よりも小さく設定されるよう修正されてもよい。

また上述の第一の実施形態及び第一の修正例に於いては、操舵アシストトルクを制御することにより操舵特性が制御され、上述の第二の実施形態及び第二の修正例に於いては、アクティブ操舵によって操舵輪の舵角を制御することにより操舵特性が制御されるようになっているが、第一の実施形態と第二の実施形態、第一の修正例と第二の実施形態、第一の実施形態と第二の修正例、第一の修正例と第二の修正例の如く、各実施形態及び修正例が組み合わされてもよい。
される。

更に上述の各実施形態に於いては、車輌は前輪駆動車であり、前輪駆動車の場合には他の駆動形式の車輌の場合に比して旋回加速時や旋回制動時に左右輪の制駆動力差に基づき操舵アシストトルクや操舵輪の舵角を制御することにより操舵特性が制御されると、旋回半径の増大等の問題が生じ易いが、本発明の車輌用操舵制御装置は後輪駆動車や四輪駆動車に適用されてもよい。

電動式パワーステアリング装置を備えた前輪駆動式の車輌に適用された本発明による車輌用操舵制御装置の第一の実施形態を示す概略構成図である。 第一の実施形態に於ける操舵アシストトルクの制御による操舵特性制御ルーチンを示すフローチャートである。 操舵トルクＴs及び車速Ｖと基本アシストトルクＴabとの間の関係を示すグラフである。 車輌のヨーレートγの絶対値とゲインＫgとの間の関係を示すグラフである。 車輌がまたぎ路を直進加速走行する状況の説明図であり、特に（Ａ）は左右前輪の駆動力差に基づくアシストトルクの制御が行われない場合を示し、（Ｂ）は左右前輪の駆動力差に基づくアシストトルクの制御が行われる図示の実施形態の場合を示している。 車輌の旋回加速時に於ける第一の実施形態の作動を示す説明図である。 アクティブ操舵装置を備えた前輪駆動式の車輌に適用された本発明による車輌用操舵制御装置の第二の実施形態を示す概略構成図である。 第二の実施形態に於けるアクティブ操舵の制御による操舵特性制御ルーチンを示すフローチャートである。 車輌がまたぎ路を直進加速走行する状況であって、第二の実施形態により左右前輪の駆動力差に基づくアクティブ操舵の制御が行われる状況を示す説明図である。 車輌の旋回加速時に於ける第二の実施形態の作動を示す説明図である。

符号の説明

１４…ステアリングホイール、１６…パワーステアリング装置、２０…エンジン、２８…電子制御装置、３８…制動装置、４８…電子制御装置、５０FR〜５０RL…車輪速度センサ、５２FL，５２FR…圧力センサ、５６…トルクセンサ、５８…車速センサ、６０…ヨーレートセンサ、７０…転舵角可変装置、７８…電子制御装置、８０，８２…操舵角センサ

Claims (1)

1. 左右の前輪の駆動力差に起因する前輪駆動車輌の偏向を抑制するよう、運転者の前輪操舵を動力により助ける操舵アシストトルクを前記駆動力差の増大に応じて増大するよう制御する車輌用操舵制御装置に於いて、左右の荷重移動量の大きさを示す指標値としての車輌のヨーレートが高いほど前記駆動力差の増大に対比して前記操舵アシストトルクの増大を小さくすることを特徴とする車輌用操舵制御装置。
   

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