JP4780979B2 - Vehicle motion control device and vehicle motion control method - Google Patents
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Description
本発明は、車両運動制御装置およびその方法に関する。 The present invention relates to a vehicle motion control apparatus and method.
従来より、それぞれの車輪に対する駆動力配分比(または荷重配分比)を制御することにより、車両の運動状態を制御する技術が知られている。例えば、コーナリングといった走行状況では、車両の運動状態が適切となるように駆動力配分比を制御することで、操安性の向上を図ることができる。このような技術の一つに、車輪摩擦力利用率を用いて車両の運動状態を制御する装置がある(例えば、特許文献1参照)。この装置では、それぞれの車輪の車輪摩擦力利用率を求め、この車輪摩擦力利用率が目標車輪摩擦力利用率に近づくように、それぞれの車輪の車輪状態が制御される。また、車両の運動状態を表す状態方程式において、この状態方程式のシステム行列を構成する各要素は車両の運動状態に影響を与えるという知得に基づいて、この要素に着目して車両の運動状態を制御する手法もある(例えば、特許文献2参照)。
しかしながら、車両の運動状態は、車両に設けられた車輪の運動と密接な関係にあり、車輪の非線形性に起因して操安性が低下するという問題がある。そのため、安定した車両応答を得るためには、車輪の非線形性に着目して車両の運動状態を制御することが好ましい。 However, the motion state of the vehicle is closely related to the motion of the wheels provided on the vehicle, and there is a problem that the operability is lowered due to the nonlinearity of the wheels. Therefore, in order to obtain a stable vehicle response, it is preferable to control the motion state of the vehicle by paying attention to the nonlinearity of the wheels.
本発明の目的は、車両の運動状態を制御する新規な手法を提供することである。 An object of the present invention is to provide a novel method for controlling the motion state of a vehicle.
また、本発明の別の目的は、車両の操安性の向上を図ることである。 Another object of the present invention is to improve the maneuverability of the vehicle.
かかる課題を解決するために、第1の発明は、車両運動制御装置を提供する。この制御装置は、算出部と、設定部と、検出部と、推定部とを有する。算出部は、車両の運動状態を表す状態方程式のシステム行列に基づいて、このシステム行列を構成する複数の要素のうちの少なくとも一つの要素を表す多項式に含まれる、前輪のすべり角と後輪のすべり角とを変数とする非線形項を算出する。設定部は、算出された非線形項に基づいて、車輪のそれぞれに対する駆動力配分比の目標値または荷重配分比の目標値を設定する。検出部は、車輪のそれぞれに作用する上下力を検出する。推定部は、車両の状態に基づいて、車輪と路面との間の摩擦係数を推定する。この場合、算出部は、車輪のそれぞれの上下力と、車輪のそれぞれの前後力と、摩擦係数とを含むパラメータ群に基づいて、それぞれが異なる荷重配分比に応じた複数の非線形項を算出し、設定部は、算出された複数の非線形項に基づいて、非線形項の絶対値が現在の値よりも小さくなる荷重配分比を、目標値として設定する。
In order to solve this problem, the first invention provides a vehicle motion control device. The control device includes a calculation unit, a setting unit , a detection unit, and an estimation unit . The calculation unit is based on the system matrix of the state equation representing the motion state of the vehicle, and includes the slip angle of the front wheel and the rear wheel included in the polynomial representing at least one of the plurality of elements constituting the system matrix. Calculate a nonlinear term with the slip angle as a variable. The setting unit sets a target value of the driving force distribution ratio or a target value of the load distribution ratio for each of the wheels based on the calculated nonlinear term. The detection unit detects a vertical force acting on each of the wheels. The estimation unit estimates a friction coefficient between the wheel and the road surface based on the state of the vehicle. In this case, the calculation unit calculates a plurality of nonlinear terms corresponding to different load distribution ratios based on a group of parameters including the vertical force of each wheel, the longitudinal force of each wheel, and the friction coefficient. The setting unit sets, as a target value, a load distribution ratio in which the absolute value of the nonlinear term becomes smaller than the current value based on the plurality of calculated nonlinear terms.
ここで、第1の発明において、設定部は、非線形項の絶対値が最小となる駆動力配分比を、目標値として設定してもよい。Here, in the first invention, the setting unit may set, as a target value, a driving force distribution ratio that minimizes the absolute value of the nonlinear term.
第2の発明は、車両運動制御装置を提供する。この制御装置は、算出部と、設定部と、検出部と、推定部とを有する。算出部は、車両の運動状態を表す状態方程式のシステム行列に基づいて、このシステム行列を構成する複数の要素のうちの少なくとも一つの要素を表す多項式に含まれる、前輪のすべり角と後輪のすべり角とを変数とする非線形項を算出する。設定部は、算出された非線形項に基づいて、車輪のそれぞれに対する駆動力配分比の目標値または荷重配分比の目標値を設定する。検出部は、車輪のそれぞれに作用する上下力と前後力とを検出する。推定部は、車両の状態に基づいて、車輪と路面との間の摩擦係数を推定する。この場合、算出部は、車輪のそれぞれの上下力と、車輪のそれぞれの前後力と、摩擦係数とを含むパラメータ群に基づいて、それぞれが異なる荷重配分比に応じた複数の非線形項を算出し、設定部は、前記算出された複数の非線形項に基づいて、非線形項の絶対値が現在の値よりも小さくなる荷重配分比を、目標値として設定する。The second invention provides a vehicle motion control device. The control device includes a calculation unit, a setting unit, a detection unit, and an estimation unit. The calculation unit is based on the system matrix of the state equation representing the motion state of the vehicle, and includes the slip angle of the front wheel and the rear wheel included in the polynomial representing at least one of the plurality of elements constituting the system matrix. Calculate a nonlinear term with the slip angle as a variable. The setting unit sets a target value of the driving force distribution ratio or a target value of the load distribution ratio for each of the wheels based on the calculated nonlinear term. The detection unit detects a vertical force and a longitudinal force acting on each of the wheels. The estimation unit estimates a friction coefficient between the wheel and the road surface based on the state of the vehicle. In this case, the calculation unit calculates a plurality of nonlinear terms corresponding to different load distribution ratios based on a group of parameters including the vertical force of each wheel, the longitudinal force of each wheel, and the friction coefficient. The setting unit sets, as a target value, a load distribution ratio in which the absolute value of the nonlinear term becomes smaller than the current value based on the calculated plurality of nonlinear terms.
また、設定部は、非線形項の絶対値が最小となる荷重配分比を、目標値として設定してもよい。The setting unit may set a load distribution ratio that minimizes the absolute value of the nonlinear term as the target value.
第1または第2の発明において、推定部は、車両のすべり角に基づいて、前輪のすべり角と後輪のすべり角とをさらに推定しており、算出部は、前輪のすべり角と、後輪のすべり角と、パラメータ群とに基づいて、非線形項を算出することが好ましい。また、検出部は、車輪のそれぞれに作用する横力をさらに検出しており、算出部は、車輪のそれぞれの横力と、パラメータ群とに基づいて、非線形項を算出することが望ましい。この場合、算出部は、車輪のそれぞれを処理対象として、車輪の上下力と摩擦係数とに基づいて、車輪に与えられる駆動力の最大値を算出し、車輪のそれぞれの駆動力の最大値と、車輪のそれぞれの横力と、パラメータ群とに基づいて、非線形項を算出してもよい。さらに、算出部は、車輪のそれぞれを処理対象として、車輪の上下力と摩擦係数とに基づいて、車輪に与えられる駆動力の最大値を算出し、車輪のそれぞれの駆動力の最大値と、パラメータ群とに基づいて、非線形項を算出することが好ましい。
In the first or second invention, the estimating unit further estimates the slip angle of the front wheel and the slip angle of the rear wheel based on the slip angle of the vehicle, and the calculating unit calculates the slip angle of the front wheel and the rear It is preferable to calculate the nonlinear term based on the slip angle of the wheel and the parameter group. Further, it is desirable that the detection unit further detects a lateral force acting on each of the wheels, and the calculation unit calculates a nonlinear term based on each lateral force of the wheel and a parameter group. In this case, the calculation unit calculates the maximum value of the driving force applied to the wheel based on the vertical force of the wheel and the friction coefficient for each of the wheels, and determines the maximum value of the driving force of each wheel. The nonlinear term may be calculated based on the lateral force of each wheel and the parameter group. Further, the calculation unit calculates the maximum value of the driving force applied to the wheel based on the vertical force and the friction coefficient of the wheel for each of the wheels, and the maximum value of the driving force of each wheel, It is preferable to calculate the nonlinear term based on the parameter group.
また、第1または第2の発明において、算出部は、システム行列における対角要素の和となる多項式における非線形項を算出することが好ましい。
In the first or second invention, the calculation unit preferably calculates a nonlinear term in a polynomial that is a sum of diagonal elements in the system matrix.
また、第3の発明は、車両運動制御装置を提供する。この制御装置は、算出部と、設定部とを有する。算出部は、車両の運動状態を表す状態量を軸とするベクトル場で表現される状態面において、ベクトル場におけるベクトルの傾向を示す特性値としての発散を、車両の運動状態を表す状態量の偏微分値の和に基づいて算出する。設定部は、算出された発散に基づいて、発散が現在の値よりも小さくなるように、または、発散が0以下となるように、車輪のそれぞれに対する駆動力配分比の目標値または荷重配分比の目標値を設定する。 The third invention provides a vehicle motion control device. The control device includes a calculation unit and a setting unit. The calculation unit calculates a divergence as a characteristic value indicating a vector tendency in a vector field in a state plane expressed by a vector field with a state quantity representing a vehicle motion state as an axis, and a state quantity representing a motion state of the vehicle . Calculated based on the sum of partial differential values . Based on the calculated divergence, the setting unit sets the target value or the load distribution ratio of the driving force distribution ratio for each of the wheels so that the divergence is smaller than the current value or the divergence is 0 or less. Set the target value.
また、第4の発明は、車両運動制御装置を提供する。この制御装置は、算出部と、設定部とを有する。算出部は、振動系としての車両の収束性を示す特性値である減衰を、車両の運動状態を表す状態方程式を参照して角固有振動数と減衰比を積算した積算値に基づいて算出する。設定部は、算出された減衰に基づいて、減衰が現在の値よりも大きくなるように車輪のそれぞれに対する駆動力配分比の目標値または荷重配分比の目標値を設定する。 The fourth invention provides a vehicle motion control device. The control device includes a calculation unit and a setting unit. The calculation unit calculates attenuation, which is a characteristic value indicating the convergence of the vehicle as a vibration system, based on an integrated value obtained by integrating the angular natural frequency and the attenuation ratio with reference to a state equation representing the motion state of the vehicle. . The setting unit sets a target value of the driving force distribution ratio or a target value of the load distribution ratio for each of the wheels based on the calculated attenuation so that the attenuation is larger than the current value.
ここで、第3の発明または第4の発明において、車両運動制御装置は、車輪のそれぞれに作用する上下力を検出する検出部と、車両の状態に基づいて、車輪と路面との間の摩擦係数を推定するとともに、車輪のそれぞれに与えられる駆動力の総和を総駆動力として推定する推定部とをさらに有していてもよい。この場合、算出部は、車輪のそれぞれの上下力と、摩擦係数と、総駆動力とを含むパラメータ群に基づいて、それぞれが異なる複数の駆動力配分比毎に、状態方程式のシステム行列を構成する対角要素の和となる多項式に含まれる、前輪のすべり角と後輪のすべり角とを変数とする非線形項を算出し、設定部は、算出された非線形項のそれぞれに基づいて、駆動力配分比の目標値を設定することが好ましい。
Here, in the third invention or the fourth invention, the vehicle motion control device is configured to detect the vertical force acting on each of the wheels, and the friction between the wheels and the road surface based on the state of the vehicle. The apparatus may further include an estimation unit that estimates the coefficient and estimates the total driving force applied to each wheel as the total driving force. In this case, the calculation unit configures a system matrix of a state equation for each of a plurality of different driving force distribution ratios based on a parameter group including the vertical force of each wheel, the friction coefficient, and the total driving force. A non-linear term that includes the slip angle of the front wheel and the slip angle of the rear wheel included in the polynomial that is the sum of the diagonal elements to be calculated, and the setting unit drives based on each of the calculated non-linear terms It is preferable to set a target value of the force distribution ratio.
第3の発明または第4の発明において、車輪のそれぞれに作用する上下力と前後力とを検出する検出部と、車両の状態に基づいて、車輪と路面との間の摩擦係数を推定する推定部とをさらに有していてもよい。この場合、算出部は、車輪のそれぞれの上下力と、車輪のそれぞれの前後力と、摩擦係数とを含むパラメータ群に基づいて、それぞれが異なる複数の荷重配分比毎に、状態方程式のシステム行列を構成する対角要素の和となる多項式に含まれる、前輪のすべり角と後輪のすべり角とを変数とする非線形項を算出し、設定部は、算出された非線形項のそれぞれに基づいて、荷重配分比の目標値を設定することが望ましい。
In 3rd invention or 4th invention, the estimation which estimates the friction coefficient between a wheel and a road surface based on the detection part which detects the vertical force and front-rear force which act on each of a wheel, and the state of a vehicle May further have a part. In this case, the calculation unit calculates the system matrix of the state equation for each of a plurality of different load distribution ratios based on a parameter group including the vertical force of each wheel, the longitudinal force of each wheel, and the friction coefficient. A non-linear term that includes the slip angle of the front wheel and the slip angle of the rear wheel, included in the polynomial that is the sum of the diagonal elements that constitute, is calculated, and the setting unit is based on each of the calculated non-linear terms. It is desirable to set a target value for the load distribution ratio.
また、第5の発明は、車両運動制御方法を提供する。この制御方法は、第1のステップとして、車両の運動状態を表す状態方程式のシステム行列に基づいて、システム行列を構成する複数の要素のうちの少なくとも一つの要素を表す多項式に含まれる、前輪のすべり角と後輪のすべり角とを変数とする非線形項を算出する。第2のステップとして、算出された非線形項に基づいて、車輪のそれぞれに対する駆動力配分比の目標値または荷重配分比の目標値を設定する。第3のステップとして、車輪のそれぞれに作用する上下力を検出する。第4のステップとして、車輪のそれぞれに与えられる駆動力の総和を総駆動力として推定する。この場合、第1のステップは、車輪のそれぞれの上下力と、摩擦係数と、総駆動力とを含むパラメータ群に基づいて、それぞれが異なる駆動力配分比に応じた複数の非線形項を算出するステップであり、第2のステップは、算出された複数の非線形項に基づいて、非線形項の絶対値が現在の値よりも小さくなる駆動力配分比を、目標値として設定するステップである。
The fifth invention provides a vehicle motion control method. In this control method, as a first step, based on a system matrix of a state equation representing a motion state of a vehicle, a front wheel included in a polynomial representing at least one element of a plurality of elements constituting the system matrix. A non-linear term is calculated with the slip angle and the slip angle of the rear wheel as variables. As a second step, the target value of the driving force distribution ratio or the target value of the load distribution ratio for each of the wheels is set based on the calculated nonlinear term. As a third step, the vertical force acting on each of the wheels is detected. As a fourth step, the total driving force applied to each wheel is estimated as the total driving force. In this case, the first step calculates a plurality of nonlinear terms corresponding to different driving force distribution ratios based on a parameter group including the vertical force of each wheel, the friction coefficient, and the total driving force. The second step is a step of setting, as a target value, a driving force distribution ratio in which the absolute value of the nonlinear term becomes smaller than the current value based on the calculated nonlinear terms.
第6の発明は、車両運動制御方法を提供する。第1のステップにおいて、車両の運動状態を表す状態方程式のシステム行列に基づいて、システム行列を構成する複数の要素のうちの少なくとも一つの要素を表す多項式に含まれる、前輪のすべり角と後輪のすべり角とを変数とする非線形項を算出する。第2のステップにおいて、算出された非線形項に基づいて、車輪のそれぞれに対する駆動力配分比の目標値または荷重配分比の目標値を設定する。第3のステップにおいて、車輪のそれぞれに作用する上下力と前後力とを検出する。第4のステップにおいて、車両の状態に基づいて、車輪と路面との間の摩擦係数を推定する。第1のステップは、車輪のそれぞれの上下力と、車輪のそれぞれの前後力と、摩擦係数とを含むパラメータ群に基づいて、それぞれが異なる荷重配分比に応じた複数の非線形項を算出するステップであり、第2のステップは、算出された複数の非線形項に基づいて、非線形項の絶対値が現在の値よりも小さくなる荷重配分比を、目標値として設定するステップである。The sixth invention provides a vehicle motion control method. In the first step, based on the system matrix of the state equation representing the motion state of the vehicle, the slip angle of the front wheel and the rear wheel included in the polynomial representing at least one element of the plurality of elements constituting the system matrix A nonlinear term with the slip angle of as a variable is calculated. In the second step, the target value of the driving force distribution ratio or the target value of the load distribution ratio for each of the wheels is set based on the calculated nonlinear term. In the third step, the vertical force and the longitudinal force acting on each of the wheels are detected. In the fourth step, the friction coefficient between the wheel and the road surface is estimated based on the state of the vehicle. The first step is a step of calculating a plurality of nonlinear terms corresponding to different load distribution ratios based on a group of parameters including the vertical force of each wheel, the longitudinal force of each wheel, and the friction coefficient. The second step is a step of setting, as a target value, a load distribution ratio in which the absolute value of the nonlinear term becomes smaller than the current value based on the plurality of calculated nonlinear terms.
また、第7の発明は、車両運動制御方法を提供する。この制御方法は、第1のステップとして、車両の運動状態を表す状態量を軸とするベクトル場で表現される状態面において、ベクトル場におけるベクトルの傾向を示す特性値としての発散を、車両の運動状態を表す状態量の偏微分値の和に基づいて算出する。第2のステップとして、算出された発散に基づいて、発散が現在の値よりも小さくなるように、または、発散が0以下となるように、車輪のそれぞれに対する駆動力配分比の目標値または荷重配分比の目標値を設定する。 The seventh invention provides a vehicle motion control method. In this control method, as a first step, a divergence as a characteristic value indicating a vector tendency in a vector field is expressed on a state surface expressed by a vector field with a state quantity representing a motion state of the vehicle as an axis. Calculation is based on the sum of partial differential values of state quantities representing the motion state. As a second step, based on the calculated divergence, the target value or load of the driving force distribution ratio for each of the wheels so that the divergence is smaller than the current value or the divergence is 0 or less. Set a target value for the distribution ratio.
また、第8の発明は、車両運動制御方法を提供する。この制御方法は、第1のステップとして、振動系としての車両の収束性を示す特性値である減衰を、車両の運動状態を表す状態方程式を参照して角固有振動数と減衰比を積算した積算値に基づいて算出する。第2のステップとして、算出された減衰に基づいて、減衰が現在の値よりも大きくなるように車輪のそれぞれに対する駆動力配分比の目標値または荷重配分比の目標値を設定する。
The eighth invention provides a vehicle motion control method. In this control method, as a first step, attenuation, which is a characteristic value indicating the convergence of a vehicle as a vibration system, is integrated with an angular natural frequency and an attenuation ratio with reference to a state equation representing the motion state of the vehicle . Calculate based on the integrated value . As a second step, based on the calculated attenuation, the target value of the driving force distribution ratio or the target value of the load distribution ratio for each of the wheels is set so that the attenuation is greater than the current value.
本発明によれば、車両の運動状態を表す状態方程式に基づいて、駆動力配分比または荷重配分比を設定しており、車輪の非線形性を考慮した上でこれを設定することができる。そのため、設定された目標値に基づいて、それぞれの車輪に対する駆動力配分比または荷重配分比を制御することで、例えば、車輪の非線形性に起因した車両応答を抑制することが可能となる。これにより、車両の操安性の向上を図ることができる。 According to the present invention, the driving force distribution ratio or the load distribution ratio is set based on the state equation representing the motion state of the vehicle, and this can be set in consideration of the nonlinearity of the wheels. Therefore, by controlling the driving force distribution ratio or the load distribution ratio for each wheel based on the set target value, for example, it is possible to suppress the vehicle response due to the non-linearity of the wheel. As a result, the operability of the vehicle can be improved.
本実施形態にかかる車両運動制御装置に関するシステム構成およびシステム処理の説明に先立ち、まず、制御概念を明確にすべく、状態方程式におけるシステム行列について説明する。なお、制動力は、駆動力の逆方向成分(マイナス成分)と考えることができるので、本実施形態では、駆動力という用語を制動力も含む意味で用いる。 Prior to the description of the system configuration and system processing related to the vehicle motion control apparatus according to the present embodiment, first, the system matrix in the state equation will be described in order to clarify the control concept. Since the braking force can be considered as a reverse component (minus component) of the driving force, the term driving force is used in the present embodiment to include the braking force.
図1は、車両モデルの説明図である。同図に示す車両モデルは、車両の運動状態を前後輪の二輪で表現した二輪モデルである。この車両モデルでは、車両の運動状態が、鉛直軸(Z軸)まわりの回転運動(ヨー運動)と、横方向(Y軸方向)への並進運動とで表現される。前輪が操舵されている場合(後輪はX軸方向と平行)、車両の運動状態は、以下に示す状態方程式で表される。
ここで、βbは車体のすべり角(以下「車体すべり角」という)、γはヨーレート、δfは前輪の操舵角である。また、本明細書では、各状態量に記号「'」を付すことで、その状態量の時間微分値を表す。例えば、βb'は車体すべり角βbの時間微分値である車体すべり角速度を示し、γ'はヨーレートγの時間微分値であるヨー角加速度を示すといった如くである。この数式1に示す状態方程式は、図2に示すブロック図で表すことができる。このブロック図は、「1/s」で示す積分を要素とするブロックを含み、この状態方程式(車両の運動状態)の時系列的な変化を示している。同数式において、a11〜a22およびb1,b2を要素とする各行列は、状態方程式のシステム行列と呼ばれており、システム行列の個々の要素a11〜b2は、数式2における各式で表すことができる。
同数式において、Vは車速、Mは車両質量、lfは前輪軸と重心との間の距離、lrは後輪軸と重心との間の距離、IzはZ軸回りの車両の慣性モーメント、kaは車輪の非線形性を考慮したコーナリングパワーである。本明細書では、前輪を表す「f」および後輪を表す「r」のアルファベットを用いて、各状態量が示す車輪(前後輪)を明示的に区別する。例えば、kf_aは前輪のコーナリングパワーkaを示し、kr_aは後輪のコーナリングパワーkaを示すといった如くである。なお、四輪車を想定した場合、アルファベット「f」(または「r」)によって示される前輪(または後輪)の状態量は、例えば、左右前輪(または左右後輪)の状態量の平均値と考えることができる。 In the equation, V is the vehicle speed, M is the vehicle mass, lf is the distance between the front wheel axis and the center of gravity, lr is the distance between the rear wheel axis and the center of gravity, Iz is the moment of inertia of the vehicle around the Z axis, and ka is This is the cornering power considering the non-linearity of the wheel. In the present specification, the wheels (front and rear wheels) indicated by the respective state quantities are explicitly distinguished by using alphabets “f” representing front wheels and “r” representing rear wheels. For example, kf_a indicates the cornering power ka of the front wheel, and kr_a indicates the cornering power ka of the rear wheel. When a four-wheeled vehicle is assumed, the state quantity of the front wheels (or rear wheels) indicated by the alphabet “f” (or “r”) is, for example, the average value of the state quantities of the left and right front wheels (or left and right rear wheels). Can be considered.
コーナリングパワーkaは、車輪のすべり角(以下「車輪すべり角」という)βwの微小変化に対するコーナリングフォース(ある車輪すべり角βwで旋回する時に、車輪の接地面に発生する摩擦力のうち車輪進行方向に直角な方向に発生する分力)の変化率である。すなわち、コーナリングパワーkaは、ある車輪すべり角βwにおけるコーナリングフォースの傾き(微分値)である。このコーナリングパワーkaは車両の操安性に大きな影響を与えるパラメータであり、この値が大きい場合には挙動変化の応答性が速くなり、この値が小さい場合には挙動変化の応答性が遅くなる。 The cornering power ka is the cornering force for a slight change in the wheel slip angle (hereinafter referred to as “wheel slip angle”) βw (the wheel traveling direction of the frictional force generated on the wheel contact surface when turning at a certain wheel slip angle βw). The rate of change in the component force generated in the direction perpendicular to. That is, the cornering power ka is the inclination (differential value) of the cornering force at a certain wheel slip angle βw. The cornering power ka is a parameter that has a great influence on the operability of the vehicle. When this value is large, the response of the behavior change is fast, and when this value is small, the response of the behavior change is slow. .
図3は、車輪に作用する作用力の説明図である。車輪に作用する作用力としては、上述したコーナリングフォースの他にも、前後力Fx、横力Fy、上下力Fzなどが挙げられる。車輪すべり角βwで旋回するときに、接地面に発生する摩擦力のうち車輪中心面に平行な方向に発生する分力が前後力Fxであり、車輪中心面に直角な方向に発生する分力が横力Fyである。また、上下力Fzは、垂直方向の荷重、いわゆる、垂直荷重である。 FIG. 3 is an explanatory diagram of the acting force acting on the wheel. As the acting force acting on the wheel, in addition to the above-described cornering force, there are a longitudinal force Fx, a lateral force Fy, a vertical force Fz, and the like. When turning at a wheel slip angle βw, the component force generated in the direction parallel to the wheel center plane among the friction force generated on the ground contact surface is the longitudinal force Fx, and the component force generated in the direction perpendicular to the wheel center plane Is the lateral force Fy. The vertical force Fz is a load in the vertical direction, so-called vertical load.
作用力として挙げられるこれらの力のうち、コーナリングフォースと横力Fyとは、類似した力として扱うことができる。これらの力は、厳密に一致した値ではないものの、車両がとり得る車輪すべり角βwの範囲内において近似する傾向を示す。本明細書では、コーナリングフォースと横力Fyとを実質的に同じ値と見なし、横力Fyをベースとしてコーナリングパワーkaを考える。そこで、以下、横力Fyとコーナリングパワーkaとの関係について考える。 Of these forces listed as acting forces, the cornering force and the lateral force Fy can be treated as similar forces. Although these forces are not strictly coincident values, they tend to approximate within the range of the wheel slip angle βw that the vehicle can take. In this specification, the cornering force and the lateral force Fy are regarded as substantially the same value, and the cornering power ka is considered based on the lateral force Fy. Therefore, the relationship between the lateral force Fy and the cornering power ka will be considered below.
横力Fyは、車輪の力学特性を示すタイヤモデル、例えば、非線形性の影響を考慮できるフィアラ(fiala)のタイヤモデル(二次式近似モデル)を用いることにより、車輪すべり角βwの二次式として表すことができる。
この場合、車輪のコーナリングパワーkaは、以下に示す関係を満たす。換言すれば、コーナリングパワーkaは、車輪すべり角βwの微小変化に対する横力Fyの変化率(微分値)である。
数式3,4において、係数kは、実験的に求めることができる定数であり、基準コーナリングパワーと呼ぶ。基準コーナリングパワーkは、路面と車輪との間の摩擦係数μや上下力Fxに依存して変化し、車輪の特性を示す。具体的には、この値kが大きい場合には、車輪の剛性が高いことを意味し、この値kが小さい場合には、車輪の剛性が低いことを意味する。基準コーナリングパワーkは、車輪すべり角βwが「0」における横力Fyの変化率(微分値)として定義される。
一方、横力Fyの取り得る最大値である横力最大値Fymaxは、上下力Fz、前後力Fx、および摩擦係数μに基づいて、一義的に算出される。
車輪の非線形性を考慮すると、要素a11〜b2は、数式7に書き換えることができる。
同数式において、kfは前輪の基準コーナリングパワーkにサスペンションの弾性変形を考慮した等価コーナリングパワーであり、krは後輪の基準コーナリングパワーkにサスペンションの弾性変形を考慮した等価コーナリングパワーである。βfは前輪の車輪すべり角、例えば、左右前輪の車輪すべり角βwの平均値(以下「平均前輪すべり角」という)であり、βrは後輪の車輪すべり角、例えば、左右後輪の車輪すべり角βwの平均値(以下「平均後輪すべり角」という)である。これらのすべり角βf,βrは、以下に示す数式によって表すことができる。
要素a11,a22は、車両の安定性(挙動の収束し易さ)に影響を与えるパラメータであり、システム行列の対角要素と呼ばれる。特に、要素a11は、横運動を自律的に安定させ、要素a22は、ヨー運動を自律的に安定させる。また、要素a12,a21は、車両の応答性(挙動の振動し易さ)の向上に影響を与えるパラメータであり、システム行列の連成要素と呼ばれる。要素a11,a22に対して要素a12,a21が相対的に小さい場合、高速走行時における車両の安定性が向上する。これに対して、要素a11,a22に対して要素a12,a21が相対的に大きい場合、操舵に対する車両の応答性が向上する。一方、要素b1,b2は、ドライバーの操舵に対する車両挙動のゲインであり、ステアリングギヤ比などにより調整可能である。 Elements a11 and a22 are parameters that affect the stability (ease of convergence of behavior) of the vehicle, and are called diagonal elements of the system matrix. In particular, the element a11 autonomously stabilizes the lateral movement, and the element a22 autonomously stabilizes the yaw movement. Elements a12 and a21 are parameters that affect the improvement of vehicle responsiveness (ease of vibration of behavior), and are called coupled elements of the system matrix. When the elements a12 and a21 are relatively small with respect to the elements a11 and a22, the stability of the vehicle during high speed traveling is improved. On the other hand, when the elements a12 and a21 are relatively larger than the elements a11 and a22, the response of the vehicle to steering is improved. On the other hand, the elements b1 and b2 are vehicle behavior gains with respect to the driver's steering, and can be adjusted by the steering gear ratio or the like.
本実施形態では、走行環境が変化しても車両の運動特性が大きく変化しない車両を一つの理想と考え、要素a11〜b2のうちの要素a11〜a22の変化を抑制することを主たる制御の目的とする。要素a11〜a22を分析的に捉えた場合、個々の要素a11〜a22は、数式7に示すように、車両質量M、ホイールベース等の車両諸元、等価コーナリングパワーkf,krに依存する項と、平均前後輪すべり角βf,βr、上下力Fz、摩擦係数μに依存する項との和で表される。換言すれば、個々の要素a11〜a22は、車輪の線形性により変化する線形項と、車輪の非線形性により変化する非線形項との和で表される。線形項のみが作用して各要素a11〜a22が変化する場合、車輪の運動は線形的な性質を有するため、操安性の観点において特段問題はない。しかしながら、非線形項が作用して各要素a11〜a22が変化する場合、車輪の運動は非線形的な性質を有するため、操安性を低下させる可能性がある。非線形項の変化は、前輪と後輪とに対する駆動力配分比に起因するとの知得に基づいて、前後輪の駆動力配分比を調整することにより、非線形項の絶対値を現在の値(現在値の絶対値)よりも小さくし、好ましくは、最小(「0」)にする。このような非線形項の最小化により、要素a11〜a22における非線形項の影響を低減し、要素a11〜s22の変化の抑制を図る。 In the present embodiment, a vehicle in which the motion characteristics of the vehicle do not change greatly even when the driving environment changes is considered as one ideal, and the main control purpose is to suppress changes in the elements a11 to a22 of the elements a11 to b2. And When the elements a11 to a22 are analyzed analytically, the individual elements a11 to a22 are, as shown in Expression 7, a term depending on vehicle mass M, vehicle specifications such as a wheel base, and equivalent cornering powers kf and kr , The average front and rear wheel slip angles βf and βr, the vertical force Fz, and the term depending on the friction coefficient μ. In other words, the individual elements a11 to a22 are represented by the sum of a linear term that changes due to the linearity of the wheel and a nonlinear term that changes due to the nonlinearity of the wheel. When only the linear term acts and the elements a11 to a22 change, the wheel motion has a linear property, so that there is no particular problem from the viewpoint of maneuverability. However, when the elements a11 to a22 change due to the action of a nonlinear term, the wheel motion has a nonlinear property, which may reduce the maneuverability. Based on the knowledge that the change in the nonlinear term is due to the driving force distribution ratio for the front and rear wheels, the absolute value of the nonlinear term is set to the current value (current Smaller than the absolute value of the value, and preferably the minimum (“0”). By minimizing the nonlinear term, the influence of the nonlinear term in the elements a11 to a22 is reduced, and the change in the elements a11 to s22 is suppressed.
各車輪に与えられる駆動力の総和である総駆動力をFa、駆動力配分比をrとする。前輪の前後力Ff_x、例えば、左右前輪の前後力Fxの平均値(以下「前輪の平均前後力」という)と、後輪の前後力Fr_x、例えば、左右後輪の前後力Fzの平均値(以下「後輪の平均前後力」という)とは、以下に示す数式で表すことができる。
要素a11の非線形項の最小化
図4は、要素a11の非線形項を最小化する駆動力配分比rの傾向を示す説明図である。要素a11の非線形項は、平均前輪すべり角βf(絶対値)と、平均後輪すべり角βr(絶対値)との線形和である。以下、説明の簡明化のため、平均後輪すべり角βrを平均前輪すべり角βfのs倍で表現する(以下、このsを「車輪すべり角比」という)。同図には、摩擦係数一定(例えば、μ=0.9)という条件の下、所定の車輪すべり角比(s=0.1,1.0,10)における車体加速度Acc(総駆動力Fa/車両質量M)と駆動力配分比rとの対応関係が例示されている(後述する図6、7についても同様)。同図に示す傾向は、数式6,7,9に示すように、摩擦係数μ、総駆動力Fa、前輪の上下力Ff_zとしての左右前輪の上下力Fzの平均値(以下「前輪の平均上下力」という)、後輪の上下力Fr_zとしての左右後輪の上下力Fzの平均値(以下「後輪の平均上下力」という)を含むパラメータ群に基づいて、各車輪すべり角比s毎に特定することができる。例えば、それぞれが異なる駆動力配分比rに応じた複数の非線形項を算出し、算出された複数の非線形項に基づいて、非線形項の絶対値が最小となる駆動力配分比rを特定するといった如くである。車輪すべり角比sが「1.0」の場合、駆動力配分比rは、おおよそ「0.5」から「0.8」の範囲に存在し、前輪偏重となっている。一方、車輪すべり角比sが「1.0」よりも小さい場合には、車輪すべり角比sが「1.0」の場合と比べて後輪偏重の傾向となり、車輪すべり角比sが「1.0」よりも大きい場合には、車輪すべり角比sが「1.0」の場合と比べて前輪偏重の傾向となる。
Minimization of Nonlinear Term of Element a11 FIG. 4 is an explanatory diagram showing the tendency of the driving force distribution ratio r that minimizes the nonlinear term of the element a11. The nonlinear term of the element a11 is a linear sum of the average front wheel slip angle βf (absolute value) and the average rear wheel slip angle βr (absolute value). Hereinafter, for simplicity of explanation, the average rear wheel slip angle βr is expressed by s times the average front wheel slip angle βf (hereinafter, this s is referred to as “wheel slip angle ratio”). The figure shows the vehicle acceleration Acc (total driving force Fa / vehicle mass M) at a predetermined wheel slip angle ratio (s = 0.1, 1.0, 10) under the condition that the friction coefficient is constant (for example, μ = 0.9). The correspondence relationship with the driving force distribution ratio r is illustrated (the same applies to FIGS. 6 and 7 described later). As shown in Equations 6, 7, and 9, the tendency shown in the figure is the average value of the vertical force Fz of the left and right front wheels as the friction coefficient μ, the total driving force Fa, and the vertical force Ff_z of the front wheels (hereinafter referred to as “the average vertical motion of the front wheels”). For each wheel slip angle ratio s based on a group of parameters including an average value of the vertical force Fz of the left and right rear wheels as the vertical force Fr_z of the rear wheels (hereinafter referred to as “average vertical force of the rear wheels”). Can be specified. For example, a plurality of nonlinear terms corresponding to different driving force distribution ratios r are calculated, and a driving force distribution ratio r that minimizes the absolute value of the nonlinear terms is specified based on the calculated nonlinear terms. That's right. When the wheel slip angle ratio s is “1.0”, the driving force distribution ratio r is approximately in the range of “0.5” to “0.8”, and is deviated from the front wheels. On the other hand, when the wheel slip angle ratio s is smaller than “1.0”, there is a tendency for the rear wheel to be deviated compared to the case where the wheel slip angle ratio s is “1.0”, and the wheel slip angle ratio s is smaller than “1.0”. When the wheel slip angle ratio is large, the wheel slip angle ratio s tends to deviate from the front wheels as compared with the case where the wheel slip angle ratio s is “1.0”.
要素a12,a21の非線形項の最小化
図5は、要素a12,a21の非線形項の係数を最小化する駆動力配分比rの傾向を示す図である。要素a12,a21の非線形項は、平均前輪すべり角βf(絶対値)と平均後輪すべり角βr(絶対値)との線形和となっており、互いに同一の多項式で表される。同図に示す傾向は、要素a11と同様に、上述したパラメータ群に基づいて、一義的に特定することができる。具体的には、車輪すべり角比sが「1.0」の場合、駆動力配分比rは、おおよそ「0.7」以上となり、要素a11よりも前輪偏重の傾向となる。一方、車輪すべり角比sが「1.0」よりも小さい場合には、車輪すべり角比sが「1.0」の場合と比べて後輪偏重の傾向となり、車輪すべり角比sが「1.0」よりも大きい場合には、解が「0.0」から「1.0」の間には存在しない。
Minimization of Nonlinear Terms of Elements a12 and a21 FIG. 5 is a diagram showing the tendency of the driving force distribution ratio r that minimizes the coefficients of the nonlinear terms of the elements a12 and a21. The nonlinear terms of the elements a12 and a21 are linear sums of the average front wheel slip angle βf (absolute value) and the average rear wheel slip angle βr (absolute value), and are represented by the same polynomial. Similar to the element a11, the tendency shown in the figure can be uniquely specified based on the parameter group described above. Specifically, when the wheel slip angle ratio s is “1.0”, the driving force distribution ratio r is approximately “0.7” or more, which tends to be more deviated from the front wheels than the element a11. On the other hand, when the wheel slip angle ratio s is smaller than “1.0”, there is a tendency for the rear wheel to be deviated compared to the case where the wheel slip angle ratio s is “1.0”, and the wheel slip angle ratio s is smaller than “1.0”. If it is large, the solution does not exist between “0.0” and “1.0”.
要素a22の非線形項の最小化
図6は、要素a22の非線形項の係数を最小化する駆動力配分比rの傾向を示す説明図である。要素a22の非線形項も、平均前輪すべり角βf(絶対値)と平均後輪すべり角βr(絶対値)との線形和となる。同図に示す傾向は、要素a11〜a12と同様、摩擦係数μ、総駆動力Fa、前後輪の平均上下力Ff_z,Fr_zに基づいて、一義的に特定することができる。具体的には、要素a11の駆動力配分比rと比較して、全体的に前輪傾向となっている。
Minimization of Nonlinear Term of Element a22 FIG. 6 is an explanatory diagram showing the tendency of the driving force distribution ratio r that minimizes the coefficient of the nonlinear term of the element a22. The nonlinear term of the element a22 is also a linear sum of the average front wheel slip angle βf (absolute value) and the average rear wheel slip angle βr (absolute value). Similar to the elements a11 to a12, the tendency shown in the figure can be uniquely identified based on the friction coefficient μ, the total driving force Fa, and the average vertical forces Ff_z and Fr_z of the front and rear wheels. Specifically, compared to the driving force distribution ratio r of the element a11, the front wheel tendency is overall.
これらの要素a11〜a22のうち、どの要素に着目して非線形項の最小化を行うかは任意であり、a11,a22,a12(またはa21)の中から適宜選択することができる。なお、非線形項に含まれている平均前輪すべり角βf、平均後輪すべり角βrは、その値を正確に実測することが困難であるため、これらの値βf,βrを制御に反映させることは難しい。そこで、車輪すべり角βwが小さい範囲では、基準コーナリングパワー(等価コーナリングパワー)kと車輪すべり角βwとの積算値は、横力Fyに対応するとの知得に基づいて、非線形項に含まれる平均前輪すべり角βf、平均後輪すべり角βrを、それぞれ検出可能な前後輪の横力Ff_y,Fr_yで置換することとする。換言すれば、各要素a11〜a22における非線形項は、上述したパラメータ群μ,Fa,Ff_z,Fr_zと、前輪の横力Ff_yとしての左右前輪の横力Fyの平均値(以下「前輪の平均横力」という)と、後輪の横力Fr_yとしての左右後輪の横力Fyの平均値(以下「後輪の平均横力」という)とに基づいて設定することができる。
なお、同数式には、要素a11の非線形項のみを示すが、他の要素a12〜a22に関する非線形項についても同様の置換は可能である。ただし、基本的な概念は同じであるため、その説明は省略するが、個々の要素a11〜a22の非線形項を最小化する駆動力配分比rは、摩擦係数μ、前後輪の平均上下力Ff_z,Fr_z、前後輪の平均横力Ff_y,Fr_y、総駆動力Faに基づいて、算出することができる。 The equation shows only the nonlinear term of the element a11, but the same replacement can be made for the nonlinear terms related to the other elements a12 to a22. However, since the basic concept is the same, the description thereof is omitted, but the driving force distribution ratio r that minimizes the nonlinear term of each element a11 to a22 is the friction coefficient μ and the average vertical force Ff_z of the front and rear wheels. , Fr_z, front and rear wheel average lateral forces Ff_y, Fr_y, and total driving force Fa can be calculated.
以上の概念説明を踏まえた上で、本実施形態にかかる車両運動制御装置のシステム構成について説明する。図7は、本実施形態にかかる車両運動制御装置1が適用された車両の説明図である。この車両は、前後四輪で駆動する四輪駆動車である。駆動源であるエンジン2のクランクシャフト(図示せず)からの動力は、自動変速機3、後述するセンタディファレンシャル装置4を介して、前輪側および後輪側の駆動軸(車軸)5へとそれぞれ伝達される。駆動軸5に動力が伝達されると、前輪6fおよび後輪6rのそれぞれに回転トルクが加えられ、前後輪6f,6rが回転し、これにより、前後輪6f,6rに駆動力が与えられる。なお、本明細書において、前輪6f、後輪6rを総称する場合には、単に「車輪6」という用語を用いる。
Based on the above description of the concept, the system configuration of the vehicle motion control apparatus according to the present embodiment will be described. FIG. 7 is an explanatory diagram of a vehicle to which the vehicle
センタディファレンシャル装置4は、複合プラネタリギヤ式の差動制限装置である。このセンタディファレンシャル装置4の2つの出力部材、すなわち、前輪側の出力部材(キャリア4a)と、後輪側の出力部材(サンギヤ4b)との間には、油圧多板クラッチ4cが設けられている。この油圧多板クラッチ4cは、自己の係合状態が、ソレノイドバルブ4dによる油圧調整(例えば、増圧、保持および減圧)により、調整可能となっている。油圧多板クラッチ4cが解放された状態では、前後輪の駆動軸5が互いに差動するため、駆動力配分比rは予め設定された装置4に依存した値となる(例えば、r=0.35)。一方、油圧多板クラッチ4cが完全に係合した状態では、前後輪の駆動軸5の差動が制限されるため、前後直結状態の駆動力配分比rとなる。すなわち、油圧多板クラッチ4cの係合状態により、駆動力配分比rが可変に設定されることとなる。
The center differential device 4 is a compound planetary gear type differential limiting device. A hydraulic multi-plate clutch 4c is provided between two output members of the center differential device 4, that is, an output member (
図8は、車両運動制御装置1の全体構成を示したブロック図である。車両運動制御装置1は、制御部10を主体に構成されており、この制御部10としては、CPU、ROM、RAM、入出力インターフェースを主体に構成されるマイクロコンピュータを用いることができる。制御部10は、ROMに格納された制御プログラムに従い、車両の運動制御に関する演算を行う。この制御部10としてのマイクロコンピュータを機能的に捉えると、制御部10は、算出部10aと、設定部10bとを有する。本実施形態において、算出部10aは、システム行列に基づいて、この行列の要素(本実施形態では、要素a11)を表す非線形項を算出する。設定部10bは、算出された非線形項に基づいて、駆動力配分比rの目標値r*を算出する。このような演算を行うために、制御部10には、検出部11を含む各種センサからの検出信号が入力されているとともに、推定部12(図7では省略)によって推定された各種の演算値(本実施形態では、摩擦係数μ、総駆動力Fa)も入力されている。
FIG. 8 is a block diagram showing the overall configuration of the vehicle
検出部11は、車輪6に作用する作用力を検出するセンサである。図8では、説明の便宜上、検出部11に該当するブロックを一つのみ示しているが、この検出部11は、4つの車輪6にそれぞれ設けられている。個々の検出部11は、作用力として、前後力Fx、横力Fyおよび上下力Fzを個別の力として検出可能である。検出部11は、ひずみゲージと、このひずみゲージから出力される電気信号を処理し、作用力に応じた検出信号を生成する信号処理回路とを主体に構成されている。検出部11は、駆動軸(車軸)5に生じる応力は作用力に比例するという知得に基づき、ひずみゲージを車軸5内に埋設することにより、作用力を直接的に検出する。なお、検出部11の具体的な構成については、例えば、特開平04−331336号公報および特開平10−318862号公報に開示されているので、必要ならば参照されたい。推定部12は、後述するように、図示しない各種センサからの検出結果に基づいて、摩擦係数μ、総駆動力Faを推定する。
The
図9は、本実施形態にかかる車両制御手順を示したフローチャートである。このフローチャートに示した処理は、所定間隔毎に呼び出され、車両運動制御装置1によって実行される。まず、ステップ1において、各種の検出信号が読み込まれる。このステップ1において読み込まれる検出値としては、各車輪6における作用力(横力Fy、上下力Fz)等が挙げられる。
FIG. 9 is a flowchart showing a vehicle control procedure according to the present embodiment. The process shown in this flowchart is called at predetermined intervals and executed by the vehicle
ステップ2において、摩擦係数μと、総駆動力Faとが推定される。まず、摩擦係数μの推定方法は、例えば、車両の運動理論に基づいて車両の挙動をモデル化した車両運動モデルを用いた手法が周知である。この手法では、実際の車両の運動状態(例えば、すべり角)に基づいて、例えば、高μ路を想定した車両運動モデルの運動状態と、低μ路を想定した車両運動モデルの運動状態とを比較することにより、現在の摩擦係数μを推定する。このような摩擦係数μの推定手法の詳細については、例えば、特開2000−071968号公報に開示されているので、必要ならば参照されたい。また、これ以外にも、例えば、特開2003−237558号公報に開示されているように、2つの車輪6の速度差と、加速度とに基づいて摩擦係数μを推定してもよい。さらに、例えば、特開2002−27882号公報に開示されているように、車両の運動状態に、カメラから得られた道路の路面状況を検出した検出結果を考慮した上で摩擦係数μを推定してもよい。このように、本実施形態では、車両の状態に基づいて摩擦係数を推定する手法を広く用いることができる。ここで、車両の状態は、上述したように、すべり角、ヨーレートといった車両の運動状態、車輪速度や、車輪6と接する路面の状態といった種々の状態を含む。
In
一方、総駆動力Faは、エンジン回転数に応じたエンジン2の出力トルクと、シフトポジション等に応じた自動変速機3の出力トルクとに基づいて算出される。具体的には、まず、自動変速機3におけるトルクコンバータのタービン回転数と、エンジン回転数とに基づいて、トルクコンバータの速度比が算出される。これにともない、トルクコンバータの速度比と、ポンプ容量係数との対応関係を示すマップが参照され、算出された速度比に対応するポンプ容量係数が特定される。一方、トルクコンバータの速度比と、トルクコンバータの入力側のトルクとトルクコンバータの出力側のトルクとの比(以下「トルク比」という)との対応関係を示すマップに基づいて、トルクコンバータの速度比に対応するトルク比が特定される。
On the other hand, the total driving force Fa is calculated based on the output torque of the
つぎに、特定されたポンプ容量係数と、エンジン回転数とに基づいて、ポンプトルクが算出され、このポンプトルクと、トルク比とに基づいて、タービンから出力されるタービントルクが算出される。そして、このタービントルクに、現在のギヤポジションに相当するギヤ比を乗算することにより、自動変速機3の出力トルクが算出される。最後に、自動変速機3の出力トルクに自動変速機3のファイナルギヤ比を乗算することにより、駆動トルクが算出される。これにより、車輪半径と、駆動トルクとに基づいて、総駆動力Faが算出される。
Next, pump torque is calculated based on the specified pump capacity coefficient and the engine speed, and turbine torque output from the turbine is calculated based on the pump torque and the torque ratio. Then, the output torque of the
ステップ3において、駆動力配分比rの目標値r*が算出される。要素a11の非線形項を最小化する駆動力配分比rは、上述した数式10に従い算出することができる。具体的には、駆動力配分比rを「0.00」から「1.00」までの間で段階的に変化させ、摩擦係数μ、総駆動力Fa、前後輪6f,6rの平均上下力Ff_z,Fr_z、前後輪6f,6rの平均横力Ff_y,Fr_yに基づいて、非線形項の値を順次算出する。そして、算出された非線形項の中で、その値が最も小さい駆動力配分比rが目標値r*として設定される。なお、前後輪6f,6rの平均横力Ff_y,Fr_y、前後輪6f,6rの平均上下力Ff_z,Fr_zは、それぞれの車輪6の検出値(横力Fyまたは上下力Fz)に基づいて、一義的に特定することができる。
In
ステップ4において、駆動力配分比rの現在値rcと、目標値r*とが比較され、両者の差が判定値rthよりも大きいか否かが判断される。判定値rthは、制御のハンチングを抑制するといった観点から、制御の必要がないとみなせる程度の現在値rcと目標値r*との差(絶対値)の最大値として、実験やシミュレーションを通じて予め設定されている。このステップ4において肯定判定された場合、すなわち、両者の差が判定値rthよりも大きい場合には(|rc−r*|>rth)、ステップ4に続くステップ5に進む。一方、このステップ4において否定判定された場合、すなわち、両者の差が判定値rth以下の場合には(|rc−r*|<rth)、ステップ5をスキップして本ルーチンを抜ける。
In step 4, the current value rc of the driving force distribution ratio r and the target value r * are compared, and it is determined whether or not the difference between them is larger than the determination value rth. The determination value rth is set in advance through experiments and simulations as a maximum value of the difference (absolute value) between the current value rc and the target value r * that can be regarded as requiring no control from the viewpoint of suppressing control hunting. Has been. If an affirmative determination is made in step 4, that is, if the difference between the two is larger than the determination value rth (| rc−r * |> rth), the process proceeds to step 5 following step 4. On the other hand, if a negative determination is made in step 4, that is, if the difference between the two is equal to or less than the determination value rth (| rc−r * | <rth),
ステップ5では、駆動力配分比rと係合状態(締結トルク)との対応関係が記述されたマップ等を参照することにより、設定された目標値r*に応じた制御信号(締結トルクの指示値)Sigrがソレノイドバルブ4dに対して出力され、本ルーチンを抜ける。これにより、制御信号Sigrに応じてソレノイドバルブ4dのデューティ比が制御され、油圧多板クラッチ4cの係合状態が調整される。これにより、駆動力配分比rが、現在値rcから目標値r*に変更される。
In
このように本実施形態によれば、システム行列の要素a11の非線形項の値に基づいて、この値(絶対値)が最小となる駆動力配分比rが、目標値r*として設定される。そして、この設定された目標値r*に基づいて、前輪6fと後輪6rとの駆動力配分比rを可変に設定するセンタディファレンシャル装置4(具体的には、ソレノイドバルブ4d)が制御される。これにより、要素a11の非線形項が最小化され、車輪6に作用する非線形的な要素が抑制されるため、安定した車両の応答性を得ることができる。また、非線形項を最小化することにより、車体すべり角の収束性と相関の高い要素a11の変化が抑制されるので、走行環境に拘わらず、安定した車両応答を実現することができる。
Thus, according to this embodiment, based on the value of the nonlinear term of the element a11 of the system matrix, the driving force distribution ratio r that minimizes this value (absolute value) is set as the target value r *. Based on the set target value r *, the center differential device 4 (specifically, the
また、検出部11は、車輪6に作用する作用力を直接的に検出している。このため、例えば、限界コーナリングといった走行状況であったとしても、或いは、摩擦係数が低い路面といった走行状況であったとしても、その作用力を精度よく特定することができる。その結果、要素a11の非線形項の算出精度の向上を図ることができるので、より有効に車両の運動状態を制御することができる。
The
なお、上述の実施形態では、非線形項の最小化を目的として、その値が最小となる駆動力配分比rを一義的に目標値r*として用いた。しかしながら、制御の安定性といった観点では、非線形項(絶対値)が現在の値よりも小さくなるように、目標値r*を設定すれば足りる。例えば、現在の駆動力配分比rをステップ値だけ変化させるといった如くである。この手法であっても、車輪6に作用する非線形的な要素が現在の状態よりも抑制されるため、安定した車両の応答性を得ることができる。このような非線形項の最小化に関する変形例については、後述する実施形態においても同様に適用することができる。 In the above-described embodiment, for the purpose of minimizing the nonlinear term, the driving force distribution ratio r that minimizes the value is uniquely used as the target value r *. However, in terms of control stability, it is sufficient to set the target value r * so that the nonlinear term (absolute value) is smaller than the current value. For example, the current driving force distribution ratio r is changed by a step value. Even in this method, since the non-linear element acting on the wheel 6 is suppressed as compared with the current state, stable vehicle responsiveness can be obtained. Such a modification related to the minimization of the nonlinear term can be similarly applied to embodiments described later.
また、上述した実施形態では、平均前輪すべり角βf、平均後輪すべり角βrの実測が困難であるとの観点から、前後輪の平均横力Ff_y,Fr_yでこれを置換した上で、駆動力配分比rを設定した。しかしながら、数式7の非線形項に示すように、平均前後輪すべり角βf,βrと、上述したパラメータ群μ,Fa,Ff_z,Fr_zとに基づいて、非線形項を算出してもよい。この場合、平均前後輪すべり角βf,βrは、車体すべり角速度βb'を検出し、推定部12がこの積分値を算出することにより、数式8を用いて一義的に算出することができる。
In the above-described embodiment, from the viewpoint that it is difficult to actually measure the average front wheel slip angle βf and the average rear wheel slip angle βr, the driving force is changed after replacing these with the average lateral forces Ff_y and Fr_y of the front and rear wheels. A distribution ratio r was set. However, as shown in the nonlinear term of Equation 7, the nonlinear term may be calculated based on the average front and rear wheel slip angles βf and βr and the parameter groups μ, Fa, Ff_z, and Fr_z described above. In this case, the average front and rear wheel slip angles βf and βr can be uniquely calculated using
(第2の実施形態)
第1の実施形態では、数式10に従い、駆動力配分比rを「0.00」から「1.00」まで段階的に変化させながら、非線形項の値を算出し、これらの値の中で最も小さい駆動力配分比rが目標値r*として決定された。しかしながら、数式10は、平方根の中が負の値となってしまい、駆動力配分比rが算出できない場合がある。そこで、実際の制御では、次式に基づいて駆動力配分比rを算出することが好ましい。
In the first embodiment, the value of the nonlinear term is calculated while changing the driving force distribution ratio r stepwise from “0.00” to “1.00” according to
同数式において、Ff_Limは、前輪6fに与えられる駆動力の一輪あたりの最大値(以下「前輪最大値」という)であり、摩擦係数μと、前輪6fの一輪あたりの上下力Ff_zとの積算値である。また、Fr_Limは、後輪6rに与えられる駆動力の一輪あたりの最大値(以下「後輪最大値」という)であり、摩擦係数μと、後輪6rの一輪あたりの上下力Ff_zとの積算値である。一方、Ff_div,Fr_divは、以下に示す関係式で表される。なお、Ff_Lim,Fr_Limは左右輪別々に求められる量であるため、下式に示す「Σ」により、前2輪の和、または、後2輪の和を表す。
同数式は、上述した数式10をベースに、駆動力配分比rを算出する演算手法である。なお、同数式には、要素a11の非線形項のみを示すが、他の要素a12〜a22に関する非線形項についても同様の置換は可能である。ただし、基本的な概念は同じであるため、その説明は省略するが、個々の要素a11〜a22の非線形項は、前輪最大値Ff_Limと、後輪最大値Fr_Limと、前後輪の平均横力Ff_y,Fr_yと、上述したパラメータ群μ,Fa,Ff_z,Fr_zとに基づいて算出される。かかる手法によれば、上述した第1の実施形態と同様の効果を奏するとともに、駆動力配分比rの解がないという事態の発生を抑制することができるので、制御における信頼性の向上を図ることができる。
This formula is a calculation method for calculating the driving force distribution ratio r based on the
(第3の実施形態)
上述した第2の実施形態において、数式11は、操舵による前後輪の平均横力Ff_y,Fr_yを入力として式展開を行っている。しかしながら、横風、路面の凹凸等といった外乱が作用力(特に、平均横力Fz)として加わると考えた場合、直進走行時であっても、上述した概念に従って要素a11〜a22における非線形項の最小化を実現することができる。ただし、直進走行時は、操舵時とは異なり、平均横力Ff_y,Fr_yを予測することは困難であるため、前後輪の平均横力Ff_y,Fr_yは等価と仮定する。この場合、要素a11の非線形項は、下式で表現することができる。
In the second embodiment described above,
なお、同数式には、要素a11の非線形項のみを示すが、他の要素a12〜a22に関する非線形項についても同様の置換は可能である。ただし、基本的な概念は同じであるため、その説明は省略するが、個々の要素a11〜a22の非線形項は、前輪最大値Ff_Lim、後輪最大値Fr_Limと、上述したパラメータ群μ,Fa,Ff_z,Fr_zとに基づいて算出することができる。 The equation shows only the nonlinear term of the element a11, but the same replacement can be made for the nonlinear terms related to the other elements a12 to a22. However, since the basic concept is the same, description thereof is omitted, but the nonlinear terms of the individual elements a11 to a22 are the front wheel maximum value Ff_Lim, the rear wheel maximum value Fr_Lim, and the parameter groups μ, Fa, It can be calculated based on Ff_z and Fr_z.
(第4の実施形態)
図10は、状態面の説明図である。例えば、車輪の非線形性に影響される車両の運動状態のように、制御入力が不連続的に変化する非線形制御系には、状態面と呼ばれる解析手法が有効である。二輪モデルベースの状態方程式によって運動状態が表される車両では、その状態面が、車体すべり角βbとヨーレートγとを軸とするベクトル場S(β'(βb,γ),γ'(βb,γ))で表現される。このベクトル場Sでは、ベクトルが外側に向かう程、状態面(車両挙動)が発散傾向にあると考えられ、ベクトルが内側に向かう程、状態面(車両挙動)が非発散傾向にあると考えられる。状態面が非発散傾向にある場合、外乱が入力したとしても、車両挙動の発散が抑制されるので、安定した車両応答を得ることを意味する。
(Fourth embodiment)
FIG. 10 is an explanatory diagram of a state surface. For example, an analysis technique called a state plane is effective for a nonlinear control system in which the control input changes discontinuously, such as a vehicle motion state influenced by the nonlinearity of the wheels. In a vehicle in which a motion state is represented by a two-wheel model-based state equation, the state surface has a vector field S (β ′ (βb, γ), γ ′ (βb, γ)). In the vector field S, it is considered that the state surface (vehicle behavior) tends to diverge as the vector goes outward, and the state surface (vehicle behavior) tends to non-diverge as the vector goes inward. . When the state surface has a non-divergence tendency, even if a disturbance is input, the divergence of the vehicle behavior is suppressed, which means that a stable vehicle response is obtained.
このようなベクトル場では、発散▽Sと呼ばれる特性値によって、ベクトルの傾向を定量的に評価可能である。この発散▽Sは、車体すべり角速度βb'を車体すべり角βbについて偏微分した値と、ヨー角加速度γ'をヨーレートγについて偏微分した値との和となる。発散▽Sが正の値の場合、ベクトルは外側を向く傾向となり、発散▽Sが負の値の場合、ベクトルは内側を向く傾向となる。したがって、ベクトル場Sの発散▽Sを最小化することにより、ベクトルの傾向が内向きとなるため、車両挙動の発散を抑制することが可能となる。 In such a vector field, the vector tendency can be quantitatively evaluated by a characteristic value called divergence ▽ S. This divergence ▽ S is the sum of a value obtained by partial differentiation of the vehicle slip angular velocity βb 'with respect to the vehicle slip angle βb and a value obtained by partial differentiation of the yaw angular acceleration γ' with respect to the yaw rate γ. When the divergence ▽ S is a positive value, the vector tends to face outward, and when the divergence ▽ S is a negative value, the vector tends to face inward. Therefore, by minimizing the divergence ▽ S of the vector field S, the vector tendency becomes inward, and thus it is possible to suppress the divergence of the vehicle behavior.
本実施形態では、このような概念に基づいて、状態面を記述するベクトル場Sの発散▽Sの最小化を図るように、駆動力配分比rを制御する。なお、本実施形態では、「発散▽Sの最小化」という用語を、この値▽Sが取り得る範囲の中で最も小さな値にするという意味で用いるばかりでなく、少なくとも、現在の値よりも小さくなるという意味でも用いる。上述した数式1,2に示す状態方程式に基づいて、発散▽Sを算出した場合、この発散▽Sは、以下に示す関係を満たす。
同数式に示すように、ベクトル場Sの発散▽Sは、第1の実施形態と同様、線形項と非線形項との和で表される。また、同数式に示すように、この発散▽Sは、システム行列の対角要素a11,a22の和のマイナス成分と等しくなる。対角要素a11,a22の和における線形項は常に正となるので、発散▽Sの最小化を図るためには、マイナスの符号を有する非線形項を絶対値ベースで最小にすればよい(非線形項の最小化)。非線形項を最小化する駆動力配分比rは、数式14に示す非線形項に数式9を代入した下式に基づいて算出される。
具体的には、駆動力配分比rを「0.00」から「1.00」までの間で段階的に変化させ、摩擦係数μ、総駆動力Fa、前後輪の平均上下力Ff_z,Fr_z、平均前後輪すべり角βf,βrに基づいて、非線形項の値を順次算出する。そして、算出された非線形項の中で、その値が最も小さい駆動力配分比rが目標値r*として設定される。なお、このような逐次計算を行う上で、平均前後輪すべり角βf,βrは、その値を正確に実測することが困難である。そのため、第1の実施形態において説明したように、これらのすべり角βf,βrをそれぞれ検出可能な前後輪の平均横力Ff_y,Fr_yで置換してもよい。 Specifically, the driving force distribution ratio r is changed stepwise between “0.00” and “1.00”, and the friction coefficient μ, the total driving force Fa, the average vertical forces Ff_z and Fr_z of the front and rear wheels, and the average front and rear wheels. Based on the slip angles βf and βr, the value of the nonlinear term is sequentially calculated. The driving force distribution ratio r having the smallest value among the calculated nonlinear terms is set as the target value r *. Note that when performing such sequential calculation, it is difficult to accurately measure the average front and rear wheel slip angles βf and βr. Therefore, as described in the first embodiment, these slip angles βf and βr may be replaced with average lateral forces Ff_y and Fr_y of front and rear wheels that can be detected, respectively.
このように本実施形態によれば、車両運動の状態面といった観点から、この状態面を表すベクトル場Sの発散▽Sが最小となるように、駆動力配分比rの目標値r*が設定される。そのため、車輪の非線形性に起因する車両応答(スピン等)が抑制され、操安性の向上を図ることができる。 As described above, according to the present embodiment, the target value r * of the driving force distribution ratio r is set so that the divergence ▽ S of the vector field S representing the state surface is minimized from the viewpoint of the state surface of the vehicle motion. Is done. Therefore, the vehicle response (spin etc.) resulting from the non-linearity of the wheels is suppressed, and the operability can be improved.
本実施形態では、発散▽Sにおける非線形項を算出し、算出された非線形項に基づいて、この非線形項が現在の値よりも小さくなるように駆動力配分比rを設定した。ただし、この非線形項の最小化は、発散▽Sの最小化と同視することができる。そのため、上述した一連の制御手順は、以下に示す手順として言い換えることができる。第1のステップとして、算出部10aにおいて、発散▽Sが算出される。第2のステップとして、設定部10bにおいて、算出された発散▽Sに基づいて、この発散▽Sが現在の値よりも小さくなるように駆動力配分比rが設定される。なお、発散▽Sが「0」以下の場合、状態面は非発散傾向となるので、発散▽Sを最小化する駆動力配分比rを単に目標値r*として設定する以外にも、発散▽Sが「0」以下となる駆動力配分比rを目標値r*として設定することも可能である。すなわち、現在の値▽Sが負であるという拘束条件を具備した場合には、発散▽Sが「0」以下となり得る範囲内において、その値が大きくなるような駆動力配分比rを目標値r*としてもよい。
In this embodiment, a nonlinear term in the divergence SS is calculated, and the driving force distribution ratio r is set based on the calculated nonlinear term so that the nonlinear term becomes smaller than the current value. However, minimization of this nonlinear term can be equated with minimization of divergence 散 S. Therefore, the above-described series of control procedures can be rephrased as procedures shown below. As a first step, the divergence ▽ S is calculated in the
また、各実施形態では、二輪モデルをベースとした状態方程式との関連性で、状態面を表現するベクトル場の軸に、車体すべり角βbおよびヨーレートγの状態量を用いている。しかしながら、横力Fzおよびヨーモーメント、車体すべり角βbおよび車体すべり角速度βb’といったように、車両の運動状態を表す状態量を用いる限り、その軸として取り得るパラメータは任意に設定することができる。 Further, in each embodiment, the state quantities of the vehicle slip angle βb and the yaw rate γ are used for the vector field axis representing the state plane in relation to the state equation based on the two-wheel model. However, as long as the state quantity representing the motion state of the vehicle such as the lateral force Fz, the yaw moment, the vehicle slip angle βb, and the vehicle slip angular velocity βb ′ is used, parameters that can be taken as the axes can be arbitrarily set.
(第5の実施形態)
二輪モデルベースの状態方程式によって運動状態が表現される車両は、2次遅れ系となる1自由度の振動系と同視して考察することができる。この振動系は、減衰を考慮した自由振動でモデル化することができ、その特性は、角固有振動数ωnと減衰比ζとの2つの状態量によって表現される。1自由度振動系の運動状態を示す状態方程式を参照すると、角固有振動数ωnと減衰比ζとは下式で表される。
A vehicle in which a motion state is expressed by a state equation based on a two-wheel model can be considered by considering it as a vibration system with one degree of freedom that is a second-order lag system. This vibration system can be modeled by free vibration in consideration of damping, and its characteristics are expressed by two state quantities of an angular natural frequency ωn and a damping ratio ζ. Referring to the state equation indicating the motion state of the one-degree-of-freedom vibration system, the angular natural frequency ωn and the damping ratio ζ are expressed by the following equations.
ここで、mは質量、cは減衰係数、kはばね定数である。角固有振動数ωnは、ばね定数kを質量mで除算した除算値の平方根であり、減衰比ζは、減衰係数cを、質量mとばね定数kとの積算値の平方根を2倍した値で除算した除算値である。角固有振動数ωnと減衰比ζとを積算した積算値は、この振動系の収束性を示す特性値であり、本実施形態では、この積算値に着目する(以下この値を単に「減衰」と呼ぶ)。このような振動系と、車両の運動(車両系)と同視した場合、これらの値ωn,ζ,ωn・ζは、車両の運動状態を表す状態方程式(数式1)に基づいて、下式で算出される。
車両系の角固有振動数ωnは、システム行列の対角要素a11,a22の積から、その連成要素a12,a21の積を減算した減算値の平方根であり、車両系の減衰比ζは、対角要素a11,a22の和を、角固有振動数ωnを2倍した値で除算した除算値である。また、車両系の減衰ωn・ζは、対角要素a11,a22の和を1/2倍した値、すなわち、対角要素a11,a22の平均値である。この減衰ωn・ζは、その値が大きい程外乱に対する振動系の収束性がよいことを意味する。換言すれば、減衰ωn・ζが大きい程、車両の安定性の向上を図ることができる。 The angular natural frequency ωn of the vehicle system is the square root of the subtraction value obtained by subtracting the product of the coupled elements a12 and a21 from the product of the diagonal elements a11 and a22 of the system matrix, and the damping ratio ζ of the vehicle system is This is a divided value obtained by dividing the sum of the diagonal elements a11 and a22 by a value obtained by doubling the natural angular frequency ωn. The vehicle system attenuation ωn · ζ is a value obtained by halving the sum of the diagonal elements a11 and a22, that is, an average value of the diagonal elements a11 and a22. This damping ωn · ζ means that the larger the value, the better the convergence of the vibration system with respect to the disturbance. In other words, the greater the attenuation ωn · ζ, the more the vehicle stability can be improved.
本実施形態では、このような概念に基づいて、減衰ωn・ζの最大化を図るように、駆動力配分比rを制御する。なお、本実施形態では、「減衰ωn・ζの最大化」という用語を、この値ωn・ζが取り得る範囲の中で最も大きな値にするという意味で用いられるばかりでなく、少なくとも、現在の値よりも大きくするという意味でも用いる(すなわち、減衰ωn・ζの低下を抑制する)。対角要素a11,a22の和における線形項は常に正であるので、減衰ωn・ζの最大化を図るためには、マイナスの符号を有する非線形項を絶対値ベースで最小にすればよい(非線形項の最小化)。この非線形項を最小化する駆動力配分比rは、発散▽Sの最小化と同様に、上述した数式15に基づいて決定することができる。 In the present embodiment, based on such a concept, the driving force distribution ratio r is controlled so as to maximize the attenuation ωn · ζ. In the present embodiment, the term “maximization of attenuation ωn · ζ” is not only used to mean the largest value in the range that this value ωn · ζ can take, but at least the current It is also used in the sense that it is larger than the value (that is, it suppresses the decrease in attenuation ωn · ζ). Since the linear term in the sum of the diagonal elements a11 and a22 is always positive, in order to maximize the attenuation ωn · ζ, the nonlinear term having a minus sign may be minimized on an absolute value basis (nonlinearity). Term minimization). The driving force distribution ratio r for minimizing the nonlinear term can be determined based on the above-described equation 15 as in the case of minimizing the divergence ▽ S.
このように本実施形態によれば、車両の運動状態を2次遅れ系となる1自由度振動系と同視し、系の収束性の向上といった観点から、減衰ωn・ζが最大となるように、駆動力配分比rが決定される。これにより、車両の安定性の向上を図ることできるので、操安性の向上を図ることができる。 As described above, according to the present embodiment, the motion state of the vehicle is regarded as a one-degree-of-freedom vibration system that is a second-order lag system, and from the viewpoint of improving the convergence of the system, the damping ωn · ζ is maximized. The driving force distribution ratio r is determined. As a result, the stability of the vehicle can be improved, so that the operability can be improved.
なお、本実施形態では、非線形項を算出し、算出された非線形項に基づいて、この非線形項が現在の値よりも小さくなるように駆動力配分比rを設定した。ただし、この非線形項の最小化は、減衰ωn・ζの最大化と同視することができる。そのため、上述した一連の制御手順は、以下に示す手順として言い換えることができる。第1のステップとして、算出部10aにおいて、減衰ωn・ζが算出される。第2のステップとして、設定部10bにおいて、算出された減衰ωn・ζに基づいて、この減衰ωn・ζが現在の値よりも小さくなるように駆動力配分比rが設定される。
In this embodiment, a nonlinear term is calculated, and the driving force distribution ratio r is set based on the calculated nonlinear term so that the nonlinear term becomes smaller than the current value. However, minimization of this nonlinear term can be regarded as maximization of attenuation ωn · ζ. Therefore, the above-described series of control procedures can be rephrased as procedures shown below. As a first step, attenuation ωn · ζ is calculated in the
(第6の実施形態)
上述した第1から第3の実施形態では、要素a11〜a22のうちの少なくとも一つの要素に着目して非線形項の最小化を図っているが、二つ以上の要素a11〜a22に着目して非線形項の最小化を図ってもよい。例えば、要素a11と要素a22との2つの要素に着目し、これらの要素a11,a22(対角要素)の和となる非線形項の最小化を図るといった如くである。要素a11,a22の和における非線形項の最小化は、上述した数式15に基づいて、適切に駆動力配分比rを決定することにより実現可能である。このように、単一の要素a11〜a22のみならず、複数の要素a11〜a22に着目することにより、例えば、第4または第5の実施形態に示す効果を奏することができる。
(Sixth embodiment)
In the first to third embodiments described above, the nonlinear term is minimized by focusing on at least one of the elements a11 to a22. However, focusing on two or more elements a11 to a22. The nonlinear term may be minimized. For example, focusing on two elements, element a11 and element a22, the nonlinear term that is the sum of these elements a11 and a22 (diagonal elements) is minimized. Minimization of the nonlinear term in the sum of the elements a11 and a22 can be realized by appropriately determining the driving force distribution ratio r based on the above-described Expression 15. In this way, by focusing on the plurality of elements a11 to a22 as well as the single elements a11 to a22, for example, the effects shown in the fourth or fifth embodiment can be achieved.
(第7の実施形態)
上述した第1から第6の実施形態では、前後輪の駆動力配分比rを制御する手法について説明した。しかしながら、本発明はこれに限定されず、左右輪を含め、それぞれの車輪(本実施形態では、四輪)に対する駆動力配分比を制御してもよい。以下、第4の実施形態に係る制御概念に基づいて、それぞれの車輪に対する駆動力配分制御について説明するが、他の実施形態についても基本的な概念は同様であるため、ここでの説明は省略する。以下、説明の便宜上、左前輪を表す「fl」、右前輪を表す「fr」、左後輪を表す「rl」および右後輪を表す「rr」のアルファベットを用いて、各状態量が示す車輪を明示的に区別する。例えば、kfl_a,kfr_aは左右前輪の各コーナリングパワーkaであり、krl_a,krr_aは左右後輪の各コーナリングパワーkaであるといった如くである(他の状態量についても同様)。
(Seventh embodiment)
In the first to sixth embodiments described above, the method for controlling the driving force distribution ratio r between the front and rear wheels has been described. However, the present invention is not limited to this, and the driving force distribution ratio for each wheel (four wheels in this embodiment) including the left and right wheels may be controlled. Hereinafter, the driving force distribution control for each wheel will be described based on the control concept according to the fourth embodiment, but the basic concept is the same for the other embodiments, and thus the description thereof is omitted here. To do. Hereinafter, for convenience of explanation, each state quantity is indicated using alphabets of “fl” representing the left front wheel, “fr” representing the right front wheel, “rl” representing the left rear wheel, and “rr” representing the right rear wheel. Explicitly distinguish the wheels. For example, kfl_a and kfr_a are the cornering powers ka of the left and right front wheels, and krl_a and krr_a are the cornering powers ka of the left and right rear wheels (the same applies to the other state quantities).
前輪のコーナリングパワーkf_aは、左右前輪のコーナリングパワーkfl_a,kfr_aの平均値、後輪のコーナリングパワーkr_aは、左右後輪のコーナリングパワーkrl_a,krr_aの平均値とする。各輪のコーナリングパワーkfl_a〜krr_aは、一輪あたりのコーナリングパワーkaの算出式である数式3に基づき算出可能である。個々の車輪を考慮して発散▽S(数式14)を算出した場合、この値▽Sは、下式となる。
同数式において、Ffl_ymax〜Frr_ymaxは、左右前後輪のそれぞれの横力最大値Fymaxである。ここで、前後輪に対する駆動力配分比(以下「前後配分比」という)をRfr、前輪の左右輪に対する駆動力配分比(以下「前左右配分比」という)をRlr_f、後輪の左右輪に対する駆動力配分比(以下「後左右配分比」という)をRlr_rとする。これらの駆動力配分比Rfr〜Rlr_rと、各輪の前後力Ffl_x〜Frr_xとの間には、総駆動力Faを介して以下に示す関係が成立する。
発散▽Sの最小化を図るためには、マイナスの符号を有する非線形項を絶対値ベースで最小にすればよい(非線形項の最小化)。数式18において、各横力最大値Ffl_ymax〜Frr_ymaxは、一輪あたりの横力最大値Fymaxの算出式である数式6に基づき算出可能である。数式19に基づいて、数式18における非線形項を整理すると、非線形項を最小化する各配分比Rfr,Rlr_f,Rlr_rは、下式に基づいて算出される。
具体的には、それぞれの配分比Rfr,Rlr_f,Rlr_rを個別に「0.00」から「1.00」までの間で段階的に変化させ、摩擦係数μ、総駆動力Fa、それぞれの車輪の上下力Ffl_z〜Frr_z、平均前後輪すべり角βf,βrに基づいて、非線形項の値を順次算出する。そして、算出された非線形項の中で、その値が最も小さい配分比Rfr,Rlr_f,Rlr_rの組合わせが、各配分比Rfr,Rlr_f,Rlr_rの目標値Rfr*,Rlr_f*,Rlr_r*として設定される。なお、同数式において、平均前輪すべり角βf、平均後輪すべり角βrは、それぞれの車輪の横力Ffl_y〜Frr_yで置換してもよい。この場合、発散▽Sの非線形項は、下式となる。
このように本実施形態によれば、車両運動の状態面を表すベクトル場の発散▽Sが最小となるように、各輪への駆動力配分比Rfr*,Rlr_f*,Rlr_r*が決定される。各輪へ伝達される駆動力が適切に配分されることにより、より安定した車両応答を実現することが可能となり、操安性の向上を図ることができる。なお、前左右配分比Rlr_fと,後左右配分比Rlr_rとを固定値として「0.50」に設定することにより、単純な前後輪に対する駆動力配分と同視することができる。左右輪への駆動力配分に関する手法については、例えば、特開2000−168385号公報に開示されているの必要ならば参照されたい。 Thus, according to the present embodiment, the driving force distribution ratios Rfr *, Rlr_f *, and Rlr_r * to each wheel are determined so that the divergence ▽ S of the vector field representing the state plane of the vehicle motion is minimized. . By appropriately allocating the driving force transmitted to each wheel, it is possible to realize a more stable vehicle response and improve the maneuverability. By setting the front left / right distribution ratio Rlr_f and the rear left / right distribution ratio Rlr_r to “0.50” as fixed values, it can be regarded as a simple driving force distribution for the front and rear wheels. For a method relating to the distribution of driving force to the left and right wheels, refer to, for example, if disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 2000-168385.
(第8の実施形態)
上述した各実施形態では、それぞれの車輪に対する駆動力配分比を調整することにより、非線形項の最小化を行った。しかしながら、非線形項の変化は、それぞれの車輪に対する荷重配分比r'にも起因するため、この荷重配分制御により、非線形項の最小化を行ってもよい。基本的な制御概念としては、上述した駆動力配分制御と同じであり、本実施形態では、その相違点について説明する。
(Eighth embodiment)
In each of the above-described embodiments, the nonlinear term is minimized by adjusting the driving force distribution ratio for each wheel. However, since the change of the nonlinear term is also caused by the load distribution ratio r ′ for each wheel, the nonlinear term may be minimized by this load distribution control. The basic control concept is the same as the driving force distribution control described above, and in the present embodiment, the difference will be described.
各車輪の荷重の総和である総荷重をW、前後輪に対する荷重配分比をr'とする。この場合、前輪の平均上下力Ff_zと、後輪の平均上下力Fr_xとは、以下に示す数式で表すことができる。
各要素a11〜a22における非線形項を最小化する荷重配分比r'は、第1の実施形態における説明の数式9を数式22に変更することにより、数式6,7,22に基づいて、一義的に特定することができる。例えば、要素a11の非線形項は、下式で表される。
ここで、総荷重Wは、それぞれの車輪の上下力(検出値)Fzの総和として一義的に特定可能である。非線形項を最小化する荷重配分比r'は、平均前後輪すべり角βf,βr、摩擦係数μ、総荷重W、前後輪の平均前後力Ff_x,Fr_xとに基づいて一義的に算出可能である。 Here, the total load W can be uniquely specified as the sum of the vertical forces (detected values) Fz of the respective wheels. The load distribution ratio r ′ that minimizes the nonlinear term can be uniquely calculated based on the average front and rear wheel slip angles βf and βr, the friction coefficient μ, the total load W, and the front and rear wheel average front and rear forces Ff_x and Fr_x. .
また、このような荷重配分制御は、第1の実施形態の手法のみに適用可能であるばかりでなく、他の実施形態についても同様に適用可能である。例えば、第4から第6の実施形態において、要素a11,a22の和となる非線形項を最小化する荷重配分比r'は、数式14に示す非線形項に数式22を代入した下式に基づいて算出される。
このように、本実施形態によれば、上述した各実施形態と同様の効果を奏するとともに、制御手法に多様性を具備することができる。これにより、本制御を広く種々の車両に適用することができる。なお、それぞれの車輪に対する荷重配分は、例えば、電子制御式のサスペンション装置を用いることにより動的に変化させることができる。 Thus, according to the present embodiment, the same effects as those of the above-described embodiments can be obtained, and the control method can be diverse. Thereby, this control can be applied to a wide variety of vehicles. The load distribution to each wheel can be dynamically changed by using an electronically controlled suspension device, for example.
上述した各実施形態では、エンジン2を駆動源とする四輪駆動車について説明したが、駆動源としてモータを用いてもよい。この場合、エンジン2と同様に、ディファレンシャル装置を介して、単一のモータによって四輪を駆動してもよいし、各輪、或いは前後輪に対してそれぞれモータを設けてもよい。かかる手法であっても、システム行列の要素の非線形項に着目して、ディファレンシャル装置の差動を制御する、或いは、モータの出力を直接的に制御することにより、適切な駆動力配分比rを達成する。これにより、上述した各実施形態と同様の効果を奏することができる。また、制動時に制御を行うためには、駆動力配分比rに応じて、エンジン2の出力制御およびアンチロックブレーキシステム等を用いることも可能である。
In each of the above-described embodiments, the four-wheel drive vehicle using the
さらに、上述した各実施形態において、検出部11は、三方向に作用する作用力を検出する構成であるが、本発明は、これに限定されるものではなく、必要となる分力方向に作用する作用力を検出可能であれば足りる。また、三方向の分力成分のみならず、この三方向回りのモーメントをも含む六分力を検出する六分力計であってもよい。かかる構成であっても、必要となる作用力は少なくも検出することができるので、当然ながら問題はない。なお、車輪6に作用する六分力を検出する手法については、例えば、特開2002−039744号公報、特開2002−022579号公報に開示されているので、必要ならば参照されたい。
Furthermore, in each embodiment mentioned above, although the
また、検出部11を車軸5に埋設するケースを説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく、その他のバリエーションも考えられる。作用力を検出するという観点でいえば、例えば、車輪6を保持する部材、例えば、ハブやハブキャリア等に検出部11を設けてもよい。なお、検出部11をハブに設ける手法については、特開2003−104139号公報に開示されているので、必要ならば参照されたい。
Moreover, although the case where the
上述した各実施形態では、三方向に作用する作用力を直接的に検出するセンサにより、前後力Fx、横力Fyおよび上下力Fzを検出しているが、本発明はこれに限定されない。例えば、横力Fyは、コーナリングフォースを推定することによって特定してもよいし(すなわち、間接的に検出する)、上下力Fzは、垂直荷重を推定することによって特定してもよい(すなわち、間接的に検出する)。この推定手法では、各車輪の車輪速を検出する車輪速センサ、車両重心位置に設けられた横加速度センサおよび前後加速度センサ、ヨーレートセンサが用いられる。 In each of the embodiments described above, the longitudinal force Fx, the lateral force Fy, and the vertical force Fz are detected by a sensor that directly detects an acting force acting in three directions, but the present invention is not limited to this. For example, the lateral force Fy may be specified by estimating the cornering force (ie, indirectly detected), and the vertical force Fz may be specified by estimating the vertical load (ie, Indirectly detected). In this estimation method, a wheel speed sensor for detecting the wheel speed of each wheel, a lateral acceleration sensor and a longitudinal acceleration sensor provided at the center of gravity of the vehicle, and a yaw rate sensor are used.
第1に、コーナリングフォースの推定手法について説明する。各種のセンサより得られる検出値において、各車輪の車輪速をVfl_s,Vfr_s,Vrl_s,Vrr_s、ヨーレートγ、横加速度y''s、前後加速度x''sとする。また、重心高をh、トレッド幅をd、重力加速度をgとする。 First, a cornering force estimation method will be described. In the detection values obtained from various sensors, the wheel speeds of the wheels are Vfl_s, Vfr_s, Vrl_s, Vrr_s, yaw rate γ, lateral acceleration y ″ s, and longitudinal acceleration x ″ s. The center of gravity height is h, the tread width is d, and the gravitational acceleration is g.
これらの検出値は、低周波ノイズや高周波ノイズの他、路面カントや車体ロールを要因とする外乱成分除去を目的としてデジタルフィルタ処理が施される。そこで、フィルタ処理された車輪速センサの出力値(車輪速)をVfl_f,Vfr_f,Vrl_f,Vrr_fとし、これらの値に基づいて推定された車体速(例えば、それぞれの車輪速の平均値)をV^、この車両速V^を微分演算して得られる車体加速度をx''^とする。また、フィルタ処理されたヨーレートセンサの出力値(ヨーレート)をγf、このヨーレートγfを微分演算して得られるヨー角加速度γ'^とする。また、フィルタ処理された横加速度センサの出力値(横加速度)をy''^とする。 These detection values are subjected to digital filter processing for the purpose of removing disturbance components caused by road surface cant and body roll in addition to low frequency noise and high frequency noise. Therefore, the output values (wheel speed) of the filtered wheel speed sensor are Vfl_f, Vfr_f, Vrl_f, and Vrr_f, and the vehicle body speed estimated based on these values (for example, the average value of the respective wheel speeds) is V. ^, the vehicle acceleration obtained by differentiating calculating the vehicle speed V ^ and x '' ^. The output value (yaw rate) of the filtered yaw rate sensor is γf, and the yaw angular acceleration γ ′ ^ obtained by differentiating the yaw rate γf is assumed. Further, the output value (lateral acceleration) of the filtered lateral acceleration sensor is y ″ ^ .
左右前輪のコーナリングフォースをFfl^,Ffr^、左右後輪のコーナリングフォースをFrl^,Frr^とした場合、各々の値は運動方程式に基づいて、下式を用いて推定することができる。
したがって、前輪の平均コーナリングフォースの推定値Ff^と、後輪の平均コーナリングフォースの推定値Fr^は、下式に基づいて、一義的に算出することができる。
なお、車体に働くコーナリングフォースをFcとした場合、このコーナリングフォースFcと、車輪6に働く横力Fyとの間には、以下に示す関係が成立する。
第2に、垂直荷重の推定手法について説明する。左右前輪の垂直荷重の推定値をWfl^,Wfr^、左右後輪の垂直荷重の推定値をWrl^,Wrr^とした場合、これらの推定値は、上下方向の加速度運動、ロール軸およびピッチ軸回りの加速度運動を無視すると、次式に基づいて算出することができる。
したがって、前輪の平均コーナリングフォースの推定値Ff^と、後輪の平均コーナリングフォースの推定値Fr^は、下式に基づいて、一義的に算出することができる。
ここで、同数式において、ΔWlongは前後加速度による荷重移動量、および、ΔWlatは横加速度による荷重移動量であり、個々の値は、次式に基づいて一義的に算出することができる。
なお、前後加速度axは、前後加速度センサの出力値x''s、または、車輪速から算出された車体加速度x''^であり、横加速度ayは、横加速度センサの出力値y"^である。また、上述した演算では、バネ上の上下方向の加速度運動と、ロール軸およびピッチ軸回りの回転運動とを無視しているが、これらを考慮してコーナリングフォースおよび垂直荷重を推定することも可能である。 The longitudinal acceleration ax is the output value x ″ s of the longitudinal acceleration sensor or the vehicle body acceleration x ″ ^ calculated from the wheel speed, and the lateral acceleration ay is the output value y ″ ^ of the lateral acceleration sensor. In the above calculation, the acceleration motion in the vertical direction on the spring and the rotational motion about the roll axis and the pitch axis are ignored, but the cornering force and the vertical load are estimated in consideration of these. Is also possible.
1 車両運動制御装置
2 エンジン
3 自動変速機
4 センタディファレンシャル装置
4a キャリア
4b サンギヤ
4c 油圧多板クラッチ
5 駆動軸
6 車輪
6f 前輪
6r 後輪
7 ソレノイドバルブ
10 制御部
10a 算出部
10b 設定部
11 検出部
12 推定部
DESCRIPTION OF
Claims (17)
車両の運動状態を表す状態方程式のシステム行列に基づいて、当該システム行列を構成する複数の要素のうちの少なくとも一つの要素を表す多項式に含まれる、前輪のすべり角と後輪のすべり角とを変数とする非線形項を算出する算出部と、
前記算出された非線形項に基づいて、車輪のそれぞれに対する駆動力配分比の目標値または荷重配分比の目標値を設定する設定部と、
前記車輪のそれぞれに作用する上下力を検出する検出部と、
前記車両の状態に基づいて、前記車輪と路面との間の摩擦係数を推定するとともに、前記車輪のそれぞれに与えられる駆動力の総和を総駆動力として推定する推定部とを有し、
前記算出部は、前記車輪のそれぞれの上下力と、前記摩擦係数と、前記総駆動力とを含むパラメータ群に基づいて、それぞれが異なる前記駆動力配分比に応じた複数の前記非線形項を算出し、
前記設定部は、前記算出された複数の非線形項に基づいて、前記非線形項の絶対値が現在の値よりも小さくなる前記駆動力配分比を、前記目標値として設定することを特徴とする車両運動制御装置。 In the vehicle motion control device,
Based on the system matrix of the state equation representing the motion state of the vehicle, the slip angle of the front wheel and the slip angle of the rear wheel included in the polynomial representing at least one element of the plurality of elements constituting the system matrix are calculated. A calculation unit for calculating a nonlinear term as a variable;
A setting unit for setting a target value of a driving force distribution ratio or a target value of a load distribution ratio for each of the wheels based on the calculated nonlinear term;
A detection unit for detecting a vertical force acting on each of the wheels;
Based on the state of the vehicle, the friction coefficient between the wheel and the road surface is estimated, and an estimation unit that estimates the total driving force applied to each of the wheels as a total driving force,
The calculation unit calculates a plurality of non-linear terms corresponding to different driving force distribution ratios based on a group of parameters including the vertical force of each wheel, the friction coefficient, and the total driving force. And
The setting unit sets, as the target value, the driving force distribution ratio in which an absolute value of the nonlinear term becomes smaller than a current value based on the plurality of calculated nonlinear terms. Motion control device.
車両の運動状態を表す状態方程式のシステム行列に基づいて、当該システム行列を構成する複数の要素のうちの少なくとも一つの要素を表す多項式に含まれる、前輪のすべり角と後輪のすべり角とを変数とする非線形項を算出する算出部と、
前記算出された非線形項に基づいて、車輪のそれぞれに対する駆動力配分比の目標値または荷重配分比の目標値を設定する設定部と、
前記車輪のそれぞれに作用する上下力と前後力とを検出する検出部と、
前記車両の状態に基づいて、前記車輪と路面との間の摩擦係数を推定する推定部とを有し、
前記算出部は、前記車輪のそれぞれの上下力と、前記車輪のそれぞれの前後力と、前記摩擦係数とを含むパラメータ群に基づいて、それぞれが異なる前記荷重配分比に応じた複数の前記非線形項を算出し、
前記設定部は、前記算出された複数の非線形項に基づいて、前記非線形項の絶対値が現在の値よりも小さくなる前記荷重配分比を、前記目標値として設定することを特徴とする車両運動制御装置。 In the vehicle motion control device,
Based on the system matrix of the state equation representing the motion state of the vehicle, the slip angle of the front wheel and the slip angle of the rear wheel included in the polynomial representing at least one element of the plurality of elements constituting the system matrix are calculated. A calculation unit for calculating a nonlinear term as a variable;
A setting unit for setting a target value of a driving force distribution ratio or a target value of a load distribution ratio for each of the wheels based on the calculated nonlinear term;
A detection unit for detecting a vertical force and a longitudinal force acting on each of the wheels;
An estimation unit for estimating a friction coefficient between the wheel and the road surface based on the state of the vehicle;
The calculation unit includes a plurality of nonlinear terms corresponding to the different load distribution ratios based on a parameter group including each vertical force of the wheel, each longitudinal force of the wheel, and the friction coefficient. To calculate
The setting unit sets, as the target value, the load distribution ratio in which an absolute value of the nonlinear term becomes smaller than a current value based on the plurality of calculated nonlinear terms. Control device.
前記算出部は、前記前輪のすべり角と、前記後輪のすべり角と、前記パラメータ群とに基づいて、前記非線形項を算出することを特徴とする請求項1または3に記載された車両運動制御装置。 The estimation unit further estimates the slip angle of the front wheel and the slip angle of the rear wheel based on the slip angle of the vehicle,
4. The vehicle motion according to claim 1, wherein the calculation unit calculates the nonlinear term based on a slip angle of the front wheel, a slip angle of the rear wheel, and the parameter group. 5. Control device.
前記算出部は、前記車輪のそれぞれの横力と、前記パラメータ群とに基づいて、前記非線形項を算出することを特徴とする請求項1または3に記載された車両運動制御装置。 The detection unit further detects a lateral force acting on each of the wheels,
The vehicle motion control device according to claim 1, wherein the calculation unit calculates the nonlinear term based on a lateral force of each wheel and the parameter group.
車両の運動状態を表す状態量を軸とするベクトル場で表現される状態面において、前記ベクトル場におけるベクトルの傾向を示す特性値としての発散を、前記車両の運動状態を表す前記状態量の偏微分値の和に基づいて算出する算出部と、
前記算出された発散に基づいて、前記発散が現在の値よりも小さくなるように、または、前記発散が0以下となるように、車輪のそれぞれに対する駆動力配分比の目標値または荷重配分比の目標値を設定する設定部と
を有することを特徴とする車両運動制御装置。 In the vehicle motion control device,
Divergence as a characteristic value indicating a vector tendency in the vector field is expressed as a deviation of the state quantity representing the motion state of the vehicle in a state plane represented by a vector field having a state quantity representing the motion state of the vehicle as an axis. A calculation unit for calculating based on the sum of the differential values ;
Based on the calculated divergence, the target value of the driving force distribution ratio or the load distribution ratio of each of the wheels is set so that the divergence is smaller than a current value or the divergence is 0 or less. A vehicle motion control device comprising: a setting unit for setting a target value.
振動系としての車両の収束性を示す特性値である減衰を、前記車両の運動状態を表す状態方程式を参照して角固有振動数と減衰比を積算した積算値に基づいて算出する算出部と、
前記算出された減衰に基づいて、前記減衰が現在の値よりも大きくなるように車輪のそれぞれに対する駆動力配分比の目標値または荷重配分比の目標値を設定する設定部と
を有することを特徴とする車両運動制御装置。 In the vehicle motion control device,
A calculating unit that calculates damping, which is a characteristic value indicating convergence of a vehicle as a vibration system, based on an integrated value obtained by integrating an angular natural frequency and a damping ratio with reference to a state equation representing a motion state of the vehicle; ,
A setting unit configured to set a target value of a driving force distribution ratio or a target value of a load distribution ratio for each of the wheels based on the calculated attenuation so that the attenuation is larger than a current value. A vehicle motion control device.
前記車両の状態に基づいて、前記車輪と路面との間の摩擦係数を推定するとともに、前記車輪のそれぞれに与えられる駆動力の総和を総駆動力として推定する推定部とをさらに有し、
前記算出部は、前記車輪のそれぞれの上下力と、前記摩擦係数と、前記総駆動力とを含むパラメータ群に基づいて、それぞれが異なる複数の前記駆動力配分比毎に、前記状態方程式のシステム行列を構成する対角要素の和となる多項式に含まれる、前輪のすべり角と後輪のすべり角とを変数とする非線形項を算出し、
前記設定部は、前記算出された非線形項のそれぞれに基づいて、前記駆動力配分比の目標値を設定することを特徴とする請求項10または11に記載された車両運動制御装置。 A detection unit for detecting a vertical force acting on each of the wheels;
Based on the state of the vehicle, the friction coefficient between the wheel and the road surface is estimated, and further includes an estimation unit that estimates the total driving force applied to each of the wheels as a total driving force,
The calculation unit is a system of the state equation for each of a plurality of different driving force distribution ratios based on a parameter group including each vertical force of the wheel, the friction coefficient, and the total driving force. Calculate a nonlinear term in the polynomial that is the sum of the diagonal elements that make up the matrix, with the slip angle of the front wheel and the slip angle of the rear wheel as variables,
The vehicle motion control device according to claim 10 or 11, wherein the setting unit sets a target value of the driving force distribution ratio based on each of the calculated nonlinear terms.
前記車両の状態に基づいて、前記車輪と路面との間の摩擦係数を推定する推定部とをさらに有し、
前記算出部は、前記車輪のそれぞれの上下力と、前記車輪のそれぞれの前後力と、前記摩擦係数とを含むパラメータ群に基づいて、それぞれが異なる複数の前記荷重配分比毎に、前記状態方程式のシステム行列を構成する対角要素の和となる多項式に含まれる、前輪のすべり角と後輪のすべり角とを変数とする非線形項を算出し、
前記設定部は、前記算出された非線形項のそれぞれに基づいて、前記荷重配分比の目標値を設定することを特徴とする請求項10または11に記載された車両運動制御装置。 A detection unit for detecting a vertical force and a longitudinal force acting on each of the wheels;
An estimation unit that estimates a friction coefficient between the wheel and the road surface based on the state of the vehicle;
The calculation unit is configured to calculate the state equation for each of a plurality of different load distribution ratios based on a parameter group including each vertical force of the wheel, each longitudinal force of the wheel, and the friction coefficient. A non-linear term that includes the slip angle of the front wheel and the slip angle of the rear wheel included in the polynomial that is the sum of the diagonal elements constituting the system matrix of
The vehicle motion control device according to claim 10 or 11, wherein the setting unit sets a target value of the load distribution ratio based on each of the calculated nonlinear terms.
車両の運動状態を表す状態方程式のシステム行列に基づいて、当該システム行列を構成する複数の要素のうちの少なくとも一つの要素を表す多項式に含まれる、前輪のすべり角と後輪のすべり角とを変数とする非線形項を算出する第1のステップと、
前記算出された非線形項に基づいて、前記車輪のそれぞれに対する駆動力配分比の目標値または荷重配分比の目標値を設定する第2のステップと、
前記車輪のそれぞれに作用する上下力を検出する第3のステップと、
前記車両の状態に基づいて、前記車輪と路面との間の摩擦係数を推定するとともに、前記車輪のそれぞれに与えられる駆動力の総和を総駆動力として推定する第4のステップとを有し、
前記第1のステップは、前記車輪のそれぞれの上下力と、前記摩擦係数と、前記総駆動力とを含むパラメータ群に基づいて、それぞれが異なる前記駆動力配分比に応じた複数の前記非線形項を算出するステップであり、
前記第2のステップは、前記算出された複数の非線形項に基づいて、前記非線形項の絶対値が現在の値よりも小さくなる前記駆動力配分比を、前記目標値として設定するステップであることを特徴とする車両運動制御方法。 In the vehicle motion control method,
Based on the system matrix of the state equation representing the motion state of the vehicle, the slip angle of the front wheel and the slip angle of the rear wheel included in the polynomial representing at least one element of the plurality of elements constituting the system matrix are calculated. A first step of calculating a nonlinear term as a variable;
A second step of setting a target value of a driving force distribution ratio or a target value of a load distribution ratio for each of the wheels based on the calculated nonlinear term;
A third step of detecting a vertical force acting on each of the wheels;
A fourth step of estimating a friction coefficient between the wheel and the road surface based on the state of the vehicle, and estimating a sum of driving forces applied to each of the wheels as a total driving force;
The first step includes a plurality of nonlinear terms corresponding to different driving force distribution ratios based on a group of parameters including the vertical force of each wheel, the friction coefficient, and the total driving force. Is the step of calculating
The second step is a step of setting, as the target value, the driving force distribution ratio in which an absolute value of the nonlinear term becomes smaller than a current value based on the plurality of calculated nonlinear terms. A vehicle motion control method.
車両の運動状態を表す状態方程式のシステム行列に基づいて、当該システム行列を構成する複数の要素のうちの少なくとも一つの要素を表す多項式に含まれる、前輪のすべり角と後輪のすべり角とを変数とする非線形項を算出する第1のステップと、
前記算出された非線形項に基づいて、前記車輪のそれぞれに対する駆動力配分比の目標値または荷重配分比の目標値を設定する第2のステップと、
前記車輪のそれぞれに作用する上下力と前後力とを検出する第3のステップと、
前記車両の状態に基づいて、前記車輪と路面との間の摩擦係数を推定する第4のステップとを有し、
前記第1のステップは、前記車輪のそれぞれの上下力と、前記車輪のそれぞれの前後力と、前記摩擦係数とを含むパラメータ群に基づいて、それぞれが異なる前記荷重配分比に応じた複数の前記非線形項を算出するステップであり、
前記第2のステップは、前記算出された複数の非線形項に基づいて、前記非線形項の絶対値が現在の値よりも小さくなる前記荷重配分比を、前記目標値として設定するステップであることを特徴とする車両運動制御方法。 In the vehicle motion control method,
Based on the system matrix of the state equation representing the motion state of the vehicle, the slip angle of the front wheel and the slip angle of the rear wheel included in the polynomial representing at least one element of the plurality of elements constituting the system matrix are calculated. A first step of calculating a nonlinear term as a variable;
A second step of setting a target value of a driving force distribution ratio or a target value of a load distribution ratio for each of the wheels based on the calculated nonlinear term;
A third step of detecting a vertical force and a longitudinal force acting on each of the wheels;
A fourth step of estimating a coefficient of friction between the wheel and the road surface based on the state of the vehicle;
The first step is based on a group of parameters including each vertical force of the wheel, each longitudinal force of the wheel, and the friction coefficient. Calculating a nonlinear term,
The second step is a step of setting, as the target value, the load distribution ratio in which the absolute value of the nonlinear term becomes smaller than a current value based on the calculated nonlinear terms. A vehicle motion control method.
車両の運動状態を表す状態量を軸とするベクトル場で表現される状態面において、前記ベクトル場におけるベクトルの傾向を示す特性値としての発散を、前記車両の運動状態を表す前記状態量の偏微分値の和に基づいて算出する第1のステップと、
前記算出された発散に基づいて、前記発散が現在の値よりも小さくなるように、または、前記発散が0以下となるように、車輪のそれぞれに対する駆動力配分比の目標値または荷重配分比の目標値を設定する第2のステップと
を有することを特徴とする車両運動制御方法。 In the vehicle motion control method,
Divergence as a characteristic value indicating a vector tendency in the vector field is expressed as a deviation of the state quantity representing the motion state of the vehicle in a state plane represented by a vector field having a state quantity representing the motion state of the vehicle as an axis. A first step of calculating based on a sum of differential values ;
Based on the calculated divergence, the target value of the driving force distribution ratio or the load distribution ratio of each of the wheels is set so that the divergence is smaller than a current value or the divergence is 0 or less. And a second step of setting a target value.
振動系としての車両の収束性を示す特性値である減衰を、前記車両の運動状態を表す状態方程式を参照して角固有振動数と減衰比を積算した積算値に基づいて算出する第1のステップと、
前記算出された減衰に基づいて、前記減衰が現在の値よりも大きくなるように車輪のそれぞれに対する駆動力配分比の目標値または荷重配分比の目標値を設定する第2のステップと
を有することを特徴とする車両運動制御方法。 In the vehicle motion control method,
First, a damping, which is a characteristic value indicating the convergence of a vehicle as a vibration system, is calculated based on an integrated value obtained by integrating an angular natural frequency and a damping ratio with reference to a state equation representing the motion state of the vehicle. Steps,
A second step of setting a target value of a driving force distribution ratio or a target value of a load distribution ratio for each of the wheels based on the calculated attenuation so that the attenuation is larger than a current value. A vehicle motion control method.
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