JP5118657B2 - Vehicle behavior control device - Google Patents
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Description
本発明は、サスダンパ制御によるロール剛性の前後軸配分を考慮して前後駆動力配分制御を行う車両挙動制御装置に関する。 The present invention relates to a vehicle behavior control device that performs front-rear driving force distribution control in consideration of the front-rear axis distribution of roll rigidity by suspension damper control.
近年、車両においては、サスペンションのロール剛性又は減衰力を可変制御自在なサスダンパ制御装置が実用化されている。このサスダンパ制御装置を採用した4輪駆動車として、例えば、特開昭62−273129号公報(以下、特許文献1)では、前後軸間の駆動力配分を可変するトランスファクラッチの締結力が高い領域にある時には、後輪側のロール剛性又は減衰力を前輪側のロール剛性または締結力よりも相対的に高くしてアンダステアを防止する技術が開示されている。 In recent years, suspension damper control devices that can variably control the roll rigidity or damping force of a suspension have been put into practical use in vehicles. As a four-wheel drive vehicle employing this suspension damper control device, for example, in Japanese Patent Application Laid-Open No. 62-273129 (hereinafter referred to as Patent Document 1), a region where the fastening force of a transfer clutch that varies the driving force distribution between the front and rear shafts is high. In this case, a technique for preventing understeer by making the roll rigidity or damping force on the rear wheel side relatively higher than the roll rigidity or fastening force on the front wheel side is disclosed.
しかしながら、上述の特許文献1に開示される技術のように、トランスファクラッチの締結力が高い領域で、後輪側のロール剛性又は減衰力を前輪側のロール剛性または減衰力よりも相対的に高くサスペンションを制御した場合、旋回内側後輪の接地荷重が不足気味になるため、トランスファクラッチでは後輪側から前輪側へのトルク移動が生じてしまうこととなる。その結果、4輪駆動車としての前後トルク配分は前軸偏重となり、サスペンション制御が車両のアンダステア防止につながらない虞がある。更に、旋回内側後輪の接地荷重に比例するタイヤのグリップ限界が不足することにより、トラクション性能が低下してしまう虞もある。
However, as in the technique disclosed in
本発明は上記事情に鑑みてなされたもので、走行状態に応じて変動する各輪の状態を考慮してサスダンパによる可変減衰力制御と前後駆動力配分制御との協調を図り、車両の操縦安定性を向上させることが可能な車両挙動制御装置を提供することを目的としている。 The present invention has been made in view of the above circumstances, and in consideration of the state of each wheel that varies depending on the running state, the variable damping force control by the suspension damper and the front-rear driving force distribution control are coordinated, thereby stabilizing the steering of the vehicle. An object of the present invention is to provide a vehicle behavior control device capable of improving the performance.
本発明は、前後駆動力配分を制御する前後駆動力配分制御手段と、サスペンションダンパによりロール剛性の前後軸配分を可変制御するサスダンパ制御手段と、少なくとも上記サスダンパ制御手段によるロール剛性配分を考慮して旋回内輪の接地荷重を算出し、該旋回内輪の接地荷重に基づいて許容駆動力を算出する旋回内輪許容駆動力算出手段と、旋回内側後輪の許容駆動力が少なくとも各輪の総駆動力と上記前後駆動力配分制御による前後駆動力配分に基づいて設定した閾値より小さい場合は、後軸のロール剛性配分を低下させるロール剛性補正手段とを備えたことを特徴としている。 The present invention takes into account the front / rear driving force distribution control means for controlling the front / rear driving force distribution, the suspension damper control means for variably controlling the front / rear axis distribution of the roll rigidity by the suspension damper, and at least the roll rigidity distribution by the suspension damper control means. A turning inner wheel allowable driving force calculating means for calculating a grounding load of the turning inner wheel and calculating an allowable driving force based on the grounding load of the turning inner wheel, and an allowable driving force of the turning inner rear wheel is at least a total driving force of each wheel In the case where the threshold value is smaller than the threshold value set based on the front and rear driving force distribution by the front and rear driving force distribution control, roll rigidity correcting means for reducing the roll rigidity distribution of the rear shaft is provided.
本発明による車両挙動制御装置によれば、走行状態に応じて変動する各輪の状態を考慮してサスダンパによる可変減衰力制御と前後駆動力配分制御との協調を図り、車両の操縦安定性を向上させることが可能となる。 According to the vehicle behavior control device of the present invention, the variable damping force control by the suspension damper and the front / rear driving force distribution control are coordinated in consideration of the state of each wheel that varies depending on the running state, thereby improving the steering stability of the vehicle. It becomes possible to improve.
以下、図面に基づいて本発明の実施の形態を説明する。
図1において、符号1は車両前部に配置されたエンジンを示し、このエンジン1による駆動力は、エンジン1後方の自動変速装置(トルクコンバータ等も含んで図示)2からトランスミッション出力軸2aを経てトランスファ3に伝達される。
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
In FIG. 1,
更に、このトランスファ3に伝達された駆動力は、リヤドライブ軸4、プロペラシャフト5、ドライブピニオン軸部6を介して後輪終減速装置7に入力される一方、リダクションドライブギヤ8、リダクションドリブンギヤ9、ドライブピニオン軸部となっているフロントドライブ軸10を介して前輪終減速装置11に入力される。ここで、自動変速装置2、トランスファ3および前輪終減速装置11等は、一体にケース12内に設けられている。
Further, the driving force transmitted to the transfer 3 is input to the rear wheel final reduction device 7 via the rear drive shaft 4, the propeller shaft 5, and the drive pinion shaft portion 6, while the reduction drive gear 8, the reduction driven gear 9. Then, it is input to the front wheel final reduction gear 11 via the
また、後輪終減速装置7に入力された駆動力は、後輪左ドライブ軸13rlを経て左後輪14rlに、後輪右ドライブ軸13rrを経て右後輪14rrに伝達される。前輪終減速装置11に入力された駆動力は、前輪左ドライブ軸13flを経て左前輪14flに、前輪右ドライブ軸13frを経て右前輪14frに伝達される。 The driving force input to the rear wheel final reduction gear 7 is transmitted to the left rear wheel 14rl via the rear wheel left drive shaft 13rl and to the right rear wheel 14rr via the rear wheel right drive shaft 13rr. The driving force input to the front wheel final reduction gear 11 is transmitted to the left front wheel 14fl via the front wheel left drive shaft 13fl and to the right front wheel 14fr via the front wheel right drive shaft 13fr.
トランスファ3は、リダクションドライブギヤ8側に設けたドライブプレート15aとリヤドライブ軸4側に設けたドリブンプレート15bとを交互に重ねて構成したトルク伝達容量可変型クラッチとしての湿式多板クラッチ(トランスファクラッチ)15と、このトランスファクラッチ15の締結力を可変自在に付与するトランスファピストン16とにより構成されている。従って、本実施の形態では、車両は、トランスファピストン16による押圧力を制御し、トランスファクラッチ15の伝達トルクを制御することで、トルク配分比が前輪と後輪で、例えば100:0から50:50の間で可変できるフロントエンジン・フロントドライブ車ベース(FFベース)の4輪駆動車となっている。
The transfer 3 is a wet multi-plate clutch (transfer clutch) as a variable torque transmission capacity clutch in which a
また、トランスファピストン16の押圧力は、複数のソレノイドバルブ等を擁した油圧回路で構成するトランスファクラッチ駆動部17で与えられる。このトランスファクラッチ駆動部17を駆動させる制御信号(ソレノイドバルブに対する伝達トルクに応じた出力信号)は、前後駆動力配分制御手段としての前後駆動力配分制御装置18から出力される。この前後駆動力配分制御装置18は、後述する制御ユニット30から入力される前後駆動力配分の目標値Dx_tを基に、トランスファクラッチ駆動部17に制御信号を出力する。
Further, the pressing force of the
一方、この車両の車体(図示せず)と4つの車輪14fl,14fr,14rl,14rrとの間に、それぞれ図示しないバネと、減衰力特性を可変自在なサスペンション特性可変手段としてのショックアブソーバ21fl,21fr,21rl,21rrとが並列に各々配設されており、この各バネとショックアブソーバ21fl,21fr,21rl,21rrで車体が支持されている。 On the other hand, between the vehicle body (not shown) and the four wheels 14fl, 14fr, 14rl, 14rr, a spring (not shown) and a shock absorber 21fl as a suspension characteristic changing means capable of changing the damping force characteristic are provided. 21fr, 21rl, 21rr are arranged in parallel, and the vehicle body is supported by these springs and shock absorbers 21fl, 21fr, 21rl, 21rr.
また、ショックアブソーバ21fl,21fr,21rl,21rrには、これらショックアブソーバ21fl,21fr,21rl,21rrを駆動するアクチュエータ22fl,22fr,22rl,22rrが接続されており、これらアクチュエータ22fl,22fr,22rl,22rrはサスペンション駆動部(以下、「サス_駆動部」と称する)23を介してサスダンパ制御手段としてのサスダンパ制御装置24により作動される。
The shock absorbers 21fl, 21fr, 21rl, and 21rr are connected to actuators 22fl, 22fr, 22rl, and 22rr that drive the shock absorbers 21fl, 21fr, 21rl, and 21rr, and these actuators 22fl, 22fr, 22rl, and 22rr are connected. Is operated by a suspension
サスダンパ制御装置24は、周知のスカイフックダンパ理論に基づく制御方法に近似させてショックアブソーバ21fl,21fr,21rl,21rrの減衰力特性の制御を行うもので、例えば、基本的には、図6の特性図に示すように、ハンドル角の絶対値|θH|に応じてサスダンパによるロール剛性の前後軸配分Drs_d_s(1:前軸100%、0:後軸100%)が可変設定される。
The suspension
また、サスダンパ制御装置24は、制御ユニット30からサスダンパ制御補正値Drs_d_mの信号が入力された場合、このサスダンパ制御補正値Drs_d_mに基づいてサスダンパによるロール剛性の前後軸配分を制御する。
Further, when a signal of the suspension damper control correction value Drs_d_m is input from the
制御ユニット30には、ハンドル角センサ31からハンドル角θHが、各輪のサスペンションストロークセンサ32fl,32fr,32rl,32rrからサスペンションストロークWsfl,Wsfr,Wsrl,Wsrrが、横加速度センサ33から横加速度(d2y/dt2)が、前後加速度センサ34から前後加速度(d2x/dt2)が、路面摩擦係数推定装置35から路面摩擦係数μが、エンジン制御装置36からエンジン回転数Ne、エンジントルクTegが、トランスミッション制御装置37からタービン回転数Nt、主変速ギヤ比iが入力される。
The
そして、制御ユニット30は、これら入力信号に基づいて、操舵操作に応じたサスダンパ制御装置24の制御信号Drs_d_sに一次遅れ処理を加えて補正し(Drs_d_mを算出し)、ロール剛性の前後軸配分Drsを演算して、旋回内輪の許容駆動力Fxfi_c、Fxri_cを算出し、旋回内輪の許容駆動力Fxfi_c、Fxri_cにより前後駆動力配分の目標値Dx_tを設定して前後駆動力配分制御装置18に出力する。また、旋回内側後輪の許容駆動力Fxri_cが少なくとも各輪の総駆動力Fxに基づいて設定した閾値より小さい場合は、サスダンパ制御装置24に対してサスダンパ制御補正値Drs_d_mを出力して後軸のロール剛性配分を低下させる。
Then, based on these input signals, the
すなわち、制御ユニット30は、図2に示すように、時定数設定部30a、サスダンパ制御補正値算出部30b、ロール剛性前後軸配分算出部30c、左右輪間の荷重移動算出部30d、前後軸間の荷重移動算出部30e、各輪接地荷重算出部30f、各輪横力算出部30g、許容駆動力算出部30h、前後駆動力配分目標値算出部30i、総駆動力算出部30j、サスダンパ制御判定部30kから主要に構成されている。
That is, as shown in FIG. 2, the
時定数設定部30aは、ハンドル角センサ31からハンドル角θHが入力される。そして、例えば、図4に示すマップを参照して、時定数Tを設定してサスダンパ制御補正値算出部30bに出力する。
The time
図4の特性からあきらかなように、時定数Tは、操舵操作が切り増しの時に大きな値に設定され、すなわち、後述するサスダンパ制御装置24の制御信号Drs_d_sの遅れが大きく設定されるようになっている。逆に、操舵操作が切り戻しの時には切り増し時に比べて低い値(一定値)に設定され、サスダンパ制御装置24の制御信号Drs_d_sの遅れが小さく設定されるようになっている。
As apparent from the characteristics of FIG. 4, the time constant T is set to a large value when the steering operation is increased, that is, the delay of the control signal Drs_d_s of the suspension
サスダンパ制御補正値算出部30bは、サスダンパ制御装置24から制御信号Drs_d_sが入力され、時定数設定部30aから時定数Tが入力される。そして、以下の(1)式により、サスダンパ制御補正値Drs_d_mを算出して、ロール剛性前後軸配分算出部30cに出力する。
Drs_d_m=(1/(1+T・s))・Drs_d_s …(1)
ここで、sはラプラス演算子である。
The suspension damper control correction
Drs_d_m = (1 / (1 + T · s)) · Drs_d_s (1)
Here, s is a Laplace operator.
ロール剛性前後軸配分算出部30cは、各輪のサスペンションストロークセンサ32fl,32fr,32rl,32rrからサスペンションストロークWsfl,Wsfr,Wsrl,Wsrrが入力され、サスダンパ制御補正値算出部30bからサスダンパ制御補正値Drs_d_mが入力される。そして、以下の(2)式により、ロール剛性の前後軸配分Drsを算出して左右輪間の荷重移動算出部30dに出力する。
Drs=Drs_s・(φ/(φ+ζ・dφ/dt))+Drs_d_m
・(ζ・dφ/dt)/(φ+ζ・dφ/dt) …(2)
ここで、Drs_sはサスバネとスタビライザによるロール剛性配分(固定値)であり、ζはサスペンションの減衰率等で決まる係数であり、φはロール角であり、例えば、以下の(3)式により算出される。
φ=(Wsfr+Wsrr−Wsfl−Wsrl)/(2・d) …(3)
ここで、dは前後軸の平均トレッドである。
The roll rigidity longitudinal axis
Drs = Drs_s · (φ / (φ + ζ · dφ / dt)) + Drs_d_m
(Ζ · dφ / dt) / (φ + ζ · dφ / dt) (2)
Here, Drs_s is the roll stiffness distribution (fixed value) by the suspension spring and the stabilizer, ζ is a coefficient determined by the suspension damping rate, etc., φ is the roll angle, and is calculated by the following equation (3), for example. The
φ = (Wsfr + Wsrr−Wsfl−Wsrl) / (2 · d) (3)
Here, d is the average tread of the longitudinal axis.
左右輪間の荷重移動算出部30dは、横加速度センサ33から横加速度(d2y/dt2)が入力され、ロール剛性前後軸配分算出部30cからロール剛性の前後軸配分Drsが入力される。そして、以下の(4)、(5)式により、旋回による左右輪間の荷重移動(前軸側dFzyf、後軸側dFzyr)を算出して、各輪接地荷重算出部30fに出力する。
dFzyf=m・(d2y/dt2)・(h/d)・Drs …(4)
dFzyr=m・(d2y/dt2)・(h/d)・(1−Drs) …(5)
ここで、mは車両質量、hは重心高である。
The load
dFzyf = m · (d 2 y / dt 2 ) · (h / d) · Drs (4)
dFzyr = m · (d 2 y / dt 2 ) · (h / d) · (1-Drs) (5)
Here, m is the vehicle mass and h is the height of the center of gravity.
前後軸間の荷重移動算出部30eは、前後加速度センサ34から前後加速度(d2x/dt2)が入力される。そして、以下の(6)式により、加減速による前後軸間の荷重移動dFzxを算出し、各輪接地荷重算出部30fに出力する。
dFzx=m・(d2x/dt2)・(h/l) …(6)
ここで、lはホイールベースである。
The longitudinal movement (d 2 x / dt 2 ) is input from the
dFzx = m · (d 2 x / dt 2 ) · (h / l) (6)
Here, l is a wheel base.
各輪接地荷重算出部30fは、左右輪間の荷重移動算出部30dから旋回による左右輪間の荷重移動(前軸側dFzyf、後軸側dFzyr)が、前後軸間の荷重移動算出部30eから加減速による前後軸間の荷重移動dFzxが入力される。そして、以下の(7)〜(10)式により、旋回外側前輪の接地荷重Fzfo、旋回内側前輪の接地荷重Fzfi、旋回外側後輪の接地荷重Fzro、旋回内側後輪の接地荷重Fzriを算出し、これらFzfo、Fzfi、zro、Fzriを各輪横力算出部30gに出力し、内輪側のFzfi、Fzriを許容駆動力算出部30hに出力する。
Fzfo=Fzf0 −(dFzx/2)+dFzyf …(7)
Fzfi=Fzf0−(dFzx/2)−dFzyf …(8)
Fzro=Fzr0+(dFzx/2)+dFzyr …(9)
Fzri=Fzr0+(dFzx/2)−dFzyr …(10)
ここで、Fzf0は一定速直進時の前輪側接地荷重、Fzr0は一定速直進時の後輪側接地荷重である。
Each wheel ground load calculation unit 30f receives load movement between the left and right wheels (front shaft side dFzyf, rear shaft side dFzyr) from the load
Fzfo = Fzf0− (dFzx / 2) + dFzyf (7)
Fzfi = Fzf0− (dFzx / 2) −dFzyf (8)
Fzro = Fzr0 + (dFzx / 2) + dFzyr (9)
Fzri = Fzr0 + (dFzx / 2) −dFzyr (10)
Here, Fzf0 is a front-wheel-side ground load when traveling straight at a constant speed and Fzr0 is a rear-wheel-side ground load when traveling straight at a constant speed.
各輪横力算出部30gは、横加速度センサ33から横加速度(d2y/dt2)が入力され、各輪接地荷重算出部30fから各輪接地荷重Fzfo、Fzfi、zro、Fzriが入力される。そして、以下の(11)〜(14)式により、旋回外側前輪の横力Fyfo、旋回内側前輪の横力Fyfi、旋回外側後輪の横力Fyro、旋回内側後輪の横力Fyriを算出して、内輪側のFyfi、Fyriを許容駆動力算出部30hに出力する。
Fyfo=m・(d2y/dt2)・(lr/l)・(Fzfo/(Fzfo+Fzfi))
…(11)
Fyfi=m・(d2y/dt2)・(lr/l)・(Fzfi/(Fzfo+Fzfi))
…(12)
Fyro=m・(d2y/dt2)・(lf/l)・(Fzro/(Fzro+Fzri))
…(13)
Fyri=m・(d2y/dt2)・(lf/l)・(Fzri/(Fzro+Fzri))
…(14)
ここで、lfは前軸−重心間距離、lrは後軸−重心間距離である。
Each wheel lateral force calculation unit 30g receives lateral acceleration (d 2 y / dt 2 ) from the
Fyfo = m · (d 2 y / dt 2 ) · (lr / l) · (Fzfo / (Fzfo + Fzfi))
... (11)
Fyfi = m · (d 2 y / dt 2 ) · (lr / l) · (Fzfi / (Fzfo + Fzfi))
(12)
Fyro = m · (d 2 y / dt 2 ) · (lf / l) · (Fzro / (Fzro + Fzri))
... (13)
Fyri = m · (d 2 y / dt 2 ) · (lf / l) · (Fzri / (Fzro + Fzri))
... (14)
Here, lf is the distance between the front axis and the center of gravity, and lr is the distance between the rear axis and the center of gravity.
許容駆動力算出部30hは、路面摩擦係数推定装置35から路面摩擦係数μが入力され、各輪接地荷重算出部30fから旋回内側前輪の接地荷重Fzfi、旋回内側後輪の接地荷重Fzriが入力され、各輪横力算出部30gから旋回内側前輪の横力Fyfi、旋回内側後輪の横力Fyriが入力される。そして、これらの値より、図5に示す各輪の作用力の関係に基づいて、以下の(15)、(16)式により、旋回内側前輪と旋回内側後輪の許容駆動力Fxfi_c、Fxri_cを算出して、Fxfi_c、Fxri_cを前後駆動力配分目標値算出部30iに出力し、Fxri_cをサスダンパ制御判定部30kに出力する。
Fxfi_c=((Fzfi・μ)2−Fyfi2)1/2 …(15)
Fxri_c=((Fzri・μ)2−Fyri2)1/2 …(16)
以上の、時定数設定部30a、サスダンパ制御補正値算出部30b、ロール剛性前後軸配分算出部30c、左右輪間の荷重移動算出部30d、前後軸間の荷重移動算出部30e、各輪接地荷重算出部30f、各輪横力算出部30g、許容駆動力算出部30hにより旋回内輪許容駆動力算出手段が構成されている。
The allowable driving
Fxfi_c = ((Fzfi · μ) 2 −Fyfi 2 ) 1/2 (15)
Fxri_c = ((Fzri · μ) 2 −Fyri 2 ) 1/2 (16)
The time
前後駆動力配分目標値算出部30iは、前後駆動力配分制御手段を構成するものであり、許容駆動力算出部30hから旋回内側前輪と旋回内側後輪の許容駆動力Fxfi_c、Fxri_cが入力される。そして、例えば、以下の(17)式により、前後駆動力配分の目標値Dx_tを算出してサスダンパ制御判定部30k、前後駆動力配分制御装置18に出力する。
Dx_t=Fxfi_c/(Fxfi_c+Fxri_c) …(17)
The front / rear driving force distribution target
Dx_t = Fxfi_c / (Fxfi_c + Fxri_c) (17)
総駆動力算出部30jは、ロール剛性補正手段を構成するものであり、エンジン制御装置36からエンジン回転数Ne、エンジントルクTegが、トランスミッション制御装置37からタービン回転数Nt、主変速ギヤ比iが入力される。そして、例えば、以下の(18)式により、各輪の総駆動力Fxを算出してサスダンパ制御判定部30kに出力する。
Fx=Tt・η・if/Rt …(18)
ここで、Ttは、例えば、以下(19)式で算出されるトランスミッション出力トルク、ηは駆動系伝達効率、ifはファイナルギヤ比、Rtはタイヤ半径である。
Tt=Teg・t・i …(19)
ここで、tはトルクコンバータのトルク比であり、予め設定されている、トルクコンバータの回転速度比e(=Nt/Ne)とトルクコンバータのトルク比とのマップを参照することにより求められる。
The total driving force calculating unit 30j constitutes a roll stiffness correcting unit, and the engine speed Ne and engine torque Teg from the
Fx = Tt · η · if / Rt (18)
Here, for example, Tt is a transmission output torque calculated by the following equation (19), η is a drive system transmission efficiency, if is a final gear ratio, and Rt is a tire radius.
Tt = Teg · t · i (19)
Here, t is a torque ratio of the torque converter, and is obtained by referring to a preset map of the rotational speed ratio e (= Nt / Ne) of the torque converter and the torque ratio of the torque converter.
サスダンパ制御判定部30kは、許容駆動力算出部30hから旋回内側後輪の許容駆動力Fxri_cが入力され、前後駆動力配分目標値算出部30iから前後駆動力配分の目標値Dx_tが入力され、総駆動力算出部30jから各輪の総駆動力Fxが入力される。
The suspension damper
そして、旋回内側後輪の許容駆動力Fxri_cと、各輪の総駆動力Fxを基に設定する閾値(=Fx・(1−Dx_t)/2+ε:εは予め設定した値)とを比較して、旋回内側後輪の許容駆動力Fxri_cが閾値より小さい場合は、サスダンパ制御装置24がサスダンパ制御により後輪側のロール剛性を高める制御を抑止させるべく、サスダンパ制御補正値算出部30bが算出したサスダンパ制御補正値Drs_d_mをサスダンパ制御装置24に出力する。これによりサスダンパ制御装置24は、サスダンパ制御補正値Drs_d_mによるサスダンパ制御を行うため、前後駆動力配分制御とサスダンパ制御とが最適に協調して行われることとなる。このように、サスダンパ制御判定部30kは、ロール剛性補正手段として設けられている。
Then, the allowable driving force Fxri_c of the turning inner rear wheel is compared with a threshold value (= Fx · (1−Dx_t) / 2 + ε: ε is a preset value) set based on the total driving force Fx of each wheel. When the allowable driving force Fxri_c of the turning inner rear wheel is smaller than the threshold value, the suspension damper calculated by the suspension damper control correction
次に、制御ユニット30で実行される車両挙動制御プログラムを図3のフローチャートで説明する。
Next, the vehicle behavior control program executed by the
まず、ステップ(以下、「S」と略称)101で、必要なパラメータ、すなわち、ハンドル角θH、サスペンションストロークWsfl,Wsfr,Wsrl,Wsrrが、横加速度(d2y/dt2)、前後加速度(d2x/dt2)、路面摩擦係数μ、エンジン回転数Ne、エンジントルクTeg、タービン回転数Nt、主変速ギヤ比iを読み込む。 First, in step (hereinafter abbreviated as “S”) 101, necessary parameters, that is, the steering wheel angle θH, the suspension strokes Wsfl, Wsfr, Wsrl, Wsrr, the lateral acceleration (d 2 y / dt 2 ), the longitudinal acceleration ( d 2 x / dt 2 ), road surface friction coefficient μ, engine speed Ne, engine torque Teg, turbine speed Nt, and main transmission gear ratio i are read.
次に、S102に進み、時定数設定部30aは、例えば図4に示すマップ等を参照して、操舵操作に応じた時定数Tを設定する。
Next, in S102, the time
次いで、S103に進んで、サスダンパ制御補正値算出部30bは、前述の(1)式により、サスダンパ制御補正値Drs_d_mを算出する。
Next, the processing proceeds to S103, and the suspension damper control correction
次に、S104に進み、ロール剛性前後軸配分算出部30cは、前述の(2)式により、ロール剛性の前後軸配分Drsを算出する。
Next, proceeding to S104, the roll rigidity front-rear axis
次いで、S105に進んで、左右輪間の荷重移動算出部30dは、前述の(4)、(5)式により、旋回による左右輪間の荷重移動(前軸側dFzyf、後軸側dFzyr)を算出する。
Next, in S105, the load
次に、S106に進み、前後軸間の荷重移動算出部30eは、前述の(6)式により、加減速による前後軸間の荷重移動dFzxを算出する。
Next, in S106, the load
次いで、S107に進んで、各輪接地荷重算出部30fは、前述の(7)〜(10)式により、旋回外側前輪の接地荷重Fzfo、旋回内側前輪の接地荷重Fzfi、旋回外側後輪の接地荷重Fzro、旋回内側後輪の接地荷重Fzriを算出する。 Next, in S107, each wheel ground load calculating unit 30f calculates the ground load Fzfo of the turning outer front wheel, the ground load Fzfi of the turning inner front wheel, and the ground of the turning outer rear wheel according to the above-described equations (7) to (10). The load Fzro and the ground contact load Fzri of the rear inner wheel are calculated.
次に、S108に進み、各輪横力算出部30gは、前述の(11)〜(14)式により、旋回外側前輪の横力Fyfo、旋回内側前輪の横力Fyfi、旋回外側後輪の横力Fyro、旋回内側後輪の横力Fyriを算出する。 Next, proceeding to S108, each wheel lateral force calculation unit 30g calculates the lateral force Fyfo of the turning outer front wheel, the lateral force Fyfi of the turning inner front wheel, and the lateral force of the turning outer rear wheel according to the above-described equations (11) to (14). Calculate the force Fyro and the lateral force Fyri of the rear wheel inside the turn.
次いで、S109に進んで、許容駆動力算出部30hは、前述の(15)、(16)式により、旋回内側前輪と旋回外側後輪の許容駆動力Fxfi_c、Fxri_cを算出する。
Next, in S109, the allowable driving
次に、S110に進み、前後駆動力配分目標値算出部30iは、前述の(17)式により、前後駆動力配分の目標値Dx_tを算出する。尚、この前後駆動力配分の目標値Dx_tは、後駆動力配分制御装置18に対しても出力される。
Next, proceeding to S110, the front / rear driving force distribution target
次いで、S111に進んで、総駆動力算出部30jは、前述の(18)式により、各輪の総駆動力Fxを算出する。 Next, proceeding to S111, the total driving force calculation unit 30j calculates the total driving force Fx of each wheel according to the above-described equation (18).
そして、S112に進むと、サスダンパ制御判定部30kは、旋回内側後輪の許容駆動力Fxri_cと、各輪の総駆動力Fxを基に設定する閾値(=Fx・(1−Dx_t)/2+ε:εは予め設定した値)とを比較して、旋回内側後輪の許容駆動力Fxri_cが閾値より小さい場合は、S113に進んで、サスダンパ制御装置24がサスダンパ制御により後輪側のロール剛性を高める制御を抑止させるべく、サスダンパ制御補正値算出部30bが算出したサスダンパ制御補正値Drs_d_mをサスダンパ制御装置24に出力させてプログラムを抜ける。
In S112, the suspension damper
また、旋回内側後輪の許容駆動力Fxri_cが閾値以上の場合は、そのままプログラムを抜ける。 If the allowable driving force Fxri_c for the turning inner rear wheel is equal to or greater than the threshold value, the program is exited.
このように、本発明の実施の形態によれば、操舵操作に応じてサスダンパ制御装置24の制御信号Drs_d_sに一次遅れ処理を加えて補正し(Drs_d_mを算出し)、ロール剛性の前後軸配分Drsを演算して、旋回内輪の許容駆動力Fxfi_c、Fxri_cを算出し、旋回内輪の許容駆動力Fxfi_c、Fxri_cにより前後駆動力配分の目標値Dx_tを設定して前後駆動力配分制御装置18に出力する。また、旋回内側後輪の許容駆動力Fxri_cが少なくとも総駆動力Fxに基づいて設定した閾値より小さい場合は、サスダンパ制御装置24に対してサスダンパ制御補正値Drs_d_mを出力して後軸のロール剛性配分を低下させる。このため、走行状態に応じて変動する各輪の状態を考慮してサスダンパによる可変減衰力制御と前後駆動力配分制御との協調を図り、車両の操縦安定性を向上させることが可能となる。
As described above, according to the embodiment of the present invention, the control signal Drs_d_s of the suspension
すなわち、図6に示すように、現在の操舵角の絶対値|θH|がθ0で操舵している状態から転舵する場合において、操舵をθ0からθ1へと切り増す場合、旋回内側後輪の許容駆動力Fxri_cが総駆動力Fxに基づいて設定した閾値より小さくなる場合は、ロール剛性の前後軸配分は通常のm2ではなく、遅れが考慮されたm1の値に設定され、後軸のロール剛性配分が通常より低下させられる。このため、過度のサスダンパ制御により旋回内側後輪の接地荷重に比例するグリップ限界が不足することが未然に防止され、サスダンパによる可変減衰力制御と前後駆動力配分制御との最適な協調制御を実現することが可能となる。尚、操舵をθ0からθ2へと切り戻す場合、旋回内側後輪の許容駆動力Fxri_cが総駆動力Fxに基づいて設定した閾値より小さくなる場合は、ロール剛性の前後軸配分は、遅れが小さく(通常のサスダンパ制御によるロール剛性の前後軸配分と略変わらない)、m3の値に設定される。 That is, as shown in FIG. 6, when turning from a state where the absolute value | θH | of the current steering angle is steered at θ0 and steering is increased from θ0 to θ1, When the allowable driving force Fxri_c is smaller than the threshold value set based on the total driving force Fx, the roll stiffness distribution in the front / rear axis is set to the value of m1 in consideration of the delay instead of the normal m2 and the roll of the rear shaft The stiffness distribution is lowered than usual. For this reason, it is prevented that the grip limit proportional to the contact load on the inner rear wheel is insufficient due to excessive suspension damper control, and optimal cooperative control between variable damping force control by the suspension damper and front / rear driving force distribution control is realized. It becomes possible to do. When steering is turned back from θ0 to θ2, if the allowable driving force Fxri_c of the rear rear wheel is smaller than the threshold set based on the total driving force Fx, the roll rigidity front-rear axis distribution has a small delay. (It is not substantially different from the distribution of roll rigidity in the longitudinal axis by the normal suspension damper control), and is set to the value of m3.
また、本発明の実施の形態によれば、前後駆動力配分制御装置18における、前後駆動力配分の目標値Dx_tは、サスダンパ制御装置24によるロール剛性配分を考慮して旋回内側前輪と旋回内側後輪の許容駆動力Fxfi_c、Fxri_cを基に設定されるため、最適な前後駆動力配分を設定することができる。
Further, according to the embodiment of the present invention, the target value Dx_t of the front / rear driving force distribution in the front / rear driving force
1 エンジン
3 トランスファ
14fl,14fr,14rl,14rr 車輪
15 トランスファクラッチ
17 トランスファクラッチ駆動部
18 前後駆動力配分制御装置(前後駆動力配分制御手段)
21fl,21fr,21rl,21rr ショックアブソーバ
22fl,22fr,22rl,22rr アクチュエータ
23 サスペンション駆動部
24 サスダンパ制御装置(サスダンパ制御手段)
30 制御ユニット
30a 時定数設定部(旋回内輪許容駆動力算出手段)
30b サスダンパ制御補正値算出部(旋回内輪許容駆動力算出手段)
30c ロール剛性前後軸配分算出部(旋回内輪許容駆動力算出手段)
30d 左右輪間の荷重移動算出部(旋回内輪許容駆動力算出手段)
30e 前後軸間の荷重移動算出部(旋回内輪許容駆動力算出手段)
30f 各輪接地荷重算出部(旋回内輪許容駆動力算出手段)
30g 各輪横力算出部(旋回内輪許容駆動力算出手段)
30h 許容駆動力算出部(旋回内輪許容駆動力算出手段)
30i 前後駆動力配分目標値算出部(前後駆動力配分制御手段)
30j 総駆動力算出部(ロール剛性補正手段)
30k サスダンパ制御判定部(ロール剛性補正手段)
31 ハンドル角センサ
32fl,32fr,32rl,32rr サスペンションストロークセンサ
33 横加速度センサ
34 前後加速度センサ
35 路面摩擦係数推定装置
36 エンジン制御装置
37 トランスミッション制御装置
DESCRIPTION OF
21fl, 21fr, 21rl, 21rr Shock absorber 22fl, 22fr, 22rl,
30
30b Suspension damper control correction value calculation unit (turning inner ring allowable driving force calculation means)
30c Roll rigidity front-rear axis distribution calculation unit (turning inner ring allowable drive force calculation means)
30d Load movement calculation part between left and right wheels (turning inner ring allowable drive force calculation means)
30e Load movement calculation section between front and rear axes (turning inner ring allowable driving force calculation means)
30f Each wheel ground contact load calculation section (turning inner ring allowable drive force calculation means)
30g Each wheel lateral force calculation part (turning inner ring allowable drive force calculation means)
30h Allowable driving force calculation unit (Turning inner ring allowable driving force calculation means)
30i Front / rear driving force distribution target value calculation unit (front / rear driving force distribution control means)
30j Total driving force calculation unit (roll stiffness correction means)
30k suspension damper control determination unit (roll stiffness correction means)
31 Handle angle sensor 32fl, 32fr, 32rl, 32rr
Claims (5)
サスペンションダンパによりロール剛性の前後軸配分を可変制御するサスダンパ制御手段と、
少なくとも上記サスダンパ制御手段によるロール剛性配分を考慮して旋回内輪の接地荷重を算出し、該旋回内輪の接地荷重に基づいて許容駆動力を算出する旋回内輪許容駆動力算出手段と、
旋回内側後輪の許容駆動力が少なくとも各輪の総駆動力と上記前後駆動力配分制御による前後駆動力配分に基づいて設定した閾値より小さい場合は、後軸のロール剛性配分を低下させるロール剛性補正手段と、
を備えたことを特徴とする車両挙動制御装置。 Front-rear driving force distribution control means for controlling front-rear driving force distribution;
Suspension damper control means for variably controlling the front-rear axis distribution of roll rigidity by the suspension damper;
A turning inner wheel allowable driving force calculating means for calculating a grounding load of the turning inner wheel in consideration of at least the roll rigidity distribution by the suspension damper control means, and calculating an allowable driving force based on the grounding load of the turning inner wheel;
Roll stiffness that lowers the roll stiffness distribution of the rear axle if the allowable driving force of the rear inner wheel is smaller than the threshold set based on at least the total driving force of each wheel and the longitudinal driving force distribution by the longitudinal driving force distribution control. Correction means;
A vehicle behavior control device comprising:
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