JP5352880B2 - 横滑りや横転の防止、姿勢制御システム、車両、制御方法およびプログラム - Google Patents

Description

本発明は、簡便かつ有効な手法で、横滑りや横転の防止などの車両の動的安定性を保つための姿勢制御を行うシステム、そのシステムを実装する車両、その制御方法およびその方法を実行するためのコンピュータ可読なプログラムに関する。

自動車やトラック等の車両事故を防止するために、高速走行中の車体の安定性を保ち、特に、横滑りや横転を防止することが、車両の運転制御において１つの課題となっている。

これまで横滑りを防止するためのシステムとして、ESC(Electronic Stability Control)が知られている。自動車の安全技術には、アクティブセーフティとパッシブセーフティという２つの考え方があり、ESCは、アクティブセーフティという考え方に基づき開発されたものである。ちなみに、アクティブセーフティは、事故の発生を未然に防ぐという考え方である。一方、パッシブセーフティは、発生した事故による被害を最小限に抑えるという考え方である。

ESCは、横滑り防止装置であるが、これは、急なハンドル操作をした時や、滑りやすい路面を走行中に車両の横滑りを感知すると、自動的に車両の進行方向を保つように制御するものである。例えば、車両の前方がカーブの外側に押し出されようとするアンダーステア傾向を示すと、ESCは、内側後輪にブレーキをかけ、車両の方向を修正する。一方、車両の前方がカーブの内側に押し出されようとするオーバーステア傾向を示すと、ESCは、外側前輪にブレーキをかけ、車両の方向を修正する。

具体的な制御は、各種センサが車両の状態をモニタリングし、制御コンピュータへ情報を提供し、制御コンピュータが、運転者の意図する方向へ車両が走行しているかを判断し、意図する方向ではないと判断した場合、その状況に応じて前輪または後輪にブレーキをかけ、または、エンジンの出力を制御し、車両の向きを修正して、横滑りを防止する。

例えば、車両において横滑り防止制御が行われる場合に、前輪から後輪への駆動力伝達配分もしくは後輪から前輪への駆動力伝達配分を最適にできる車両姿勢制御装置が提案されている（特許文献１参照）。この装置は、前輪FR、FLと後輪RR、RLのいずれかに応じて、駆動力配分制御における駆動伝達力の制限量を制御する。これにより、横滑り防止制御による制動力の付与の仕方に応じて、より車両の安定化を図ることができる。

しかしながら、ESCでは、車体のスピンを制御することはできるが、横滑り量を直接低減することはできない。また、車体の平面方向への二次元空間の制御しか行うことができないため、横転の防止を有効に解決することができない。

自動車のシャシ開発において操縦安定性と乗り心地との両立のために、ボディ剛性の向上、サスペンションのフリクション低減やジオメトリの最適化等の研究開発が行われている。特に、旋回性能の向上のために、車体のローリングに伴う左右輪間の荷重移動やサスペンションジオメトリの変化を適切なものとすることが重要で、ローリングの大きさや速度が運転フィーリングに重大な影響を及ぼすことから、ローリング運動を把握しようとする試みがなされている。この試みでは、ロールセンタなる車体の瞬間回転中心を想定し、この瞬間回転中心が車体に対して固定されているものとみなして、車体のローリング運動を取り扱うことが行われている（例えば、特許文献２参照）。

この特許文献２では、車体の瞬間回転中心というロールセンタの定義に立ち返り、走行中に時々刻々と変化する車体姿勢をセンサにより計測し、この計測結果に基づいてロールセンタの位置やその変化、ひいては車体姿勢の動的な変化を把握しようとする考え方があるが、このような計測を正確に行うことは実際に極めて困難であることが記載されている。

このため、特許文献２では、自動車の車体に配設したGPSアンテナにより当該車体の位置および姿勢の変化を直接的に測定し、この測定により得られる時系列のデータに基づいて、車体の動的な姿勢変化を解析するように構成した装置や方法を提案している。

また、操舵旋回中の車両前方視点の変動に大きく関与するピッチ運動を抑制防止する装置も提案されている（特許文献３参照）。この装置は、旋回中に、タイヤ横力のうち車両内側に作用するコーナリングフォースに対し、その直交方向にコーナリング抵抗と呼ばれる力が発生し、この力が車体のピッチ運動の原因となっていることから、車両の旋回状態が検出されたら、前輪ホイールキャリアの瞬間回転中心を後方または上方に移動し、あるいは後輪ホイールキャリアの瞬間回転中心を前方または上方に移動し、旋回中のコーナリング抵抗によるピッチモーメントレバーを短くして旋回中の車体のピッチ運動を抑制防止している。

特開２００６−２８２１４６号公報 特開２００２−３１８２７４号公報 特開２００５−５３３５６号公報

上述したように、車体の瞬間回転中心の位置やその変化、ひいては車体姿勢の動的な変化を把握することは、実際に極めて困難である。また、従来においては、車体のロール方向の瞬間回転中心は、車体の下方に定義され、多くのパラメータに依存することから、車体姿勢と車軸支持との関係を求めることは困難であった。

これまでの車両の運動制御は、走行速度が速くなれば速くなるほど、制御される運動の次元数が減少し、この次元数の減少に伴い、動的安定性が低くなる。例えば、人の足は、移動速度が車両に比較して遅いが、前後、左右、上下といった三次元方向への運動ができ、動的安定性に優れている。一方、車両は、移動速度が速いものの、前後、左右といった二次元方向への運動しかできず、動的安定性に欠け、横転等の事故が発生している。航空機においては、さらに移動速度が速いが、一方向のみの直線運動しかできず、さらに動的安定性が低くなる。この航空機は、ほとんど規定の直線軌道で飛行しているため、動的外乱が起こらず、その結果、事故が少なくなっている。

車両は、運動次元数が減少しなければ優れた動的安定性を得ることができ、そのため、従来において高速で走行する車両に対し、姿勢制御を行い、動的安定性を付与している。しかしながら、上述したように、その制御には、制御すべきパラメータが多く、制御が複雑になるという問題があった。

そこで、簡便かつ有効な手法で、横滑りや横転の防止などの車両の動的安定性を保つための姿勢制御を行うことができるシステムの提供が望まれている。

本発明の発明者は、鋭意検討の結果、車体のロール方向の瞬間回転中心を、車体の上方に定義し、車体が振り子のように運動する振り子モデルを適用することで、姿勢制御を行うことができるともに、制御すべきパラメータが少なくなり、制御が簡単になり、さらには、横滑りを低減させることができ、横転も防止することができることを見出した。本発明は、このことを見出すことによりなされたものであり、上記課題は、本発明の姿勢制御システムを提供することにより解決することができる。

すなわち、本発明では、車両の姿勢制御を行う姿勢制御システムを提供することができ、このシステムは、車両に取り付けられた角度計測手段により計測された車体のロール姿勢角の計測値を受け付け、その計測値を用いて、ロール姿勢角の制御目標となる角度目標値を計算する角度計算部と、振り子モデルを適用し、計算された角度目標値を用いて、左右サスペンションリンクの長さ目標値を算出する姿勢制御部と、その長さ目標値に従って左右サスペンションリンクの長さを変更させる制御を行うサスペンション制御部とを含む構成とされる。

振り子モデルは、車体を鉛直方向に支持する左右サスペンションリンクを長さ方向に延長した交点を瞬間回転中心とし、車両のロール方向への運動を、車体の質量中心が瞬間回転中心の周りを振動する振り子運動としてモデル化したものである。

上記の角度計算部は、予め設定された角度設定値と計測値との誤差を計算し、その誤差に対し、PI制御またはPID制御を適用して操作量を算出し、その操作量に計測値を加算して角度目標値を計算する。

振り子モデルでは、(i)サスペンションリンクと車体とを連結する第１連結部と、質量中心との距離を第１長さとし、(ii)左右サスペンションリンクの第１連結部間の距離を第２長さとし、(iii)第１連結部と質量中心とを結ぶ直線と、第１連結部間を結ぶ直線のなす角を第１角とし、(iv)左右サスペンションリンクと左右の車輪とをそれぞれ連結する第２連結部間を結ぶ直線と、サスペンションリンクのなす角を第２角とし、(v)第２連結部間を結ぶ直線に対する質量中心の高さを第１高さとして、それぞれが予め決定される。

したがって、姿勢制御部は、これら第１長さ、第２長さ、第１高さを用い、第１角、第２角、計算された角度目標値に対し、三角関数を適用して、左右サスペンションリンクの長さ目標値を算出することができる。このように、少ないパラメータで姿勢制御を実現することができ、制御も簡単になる。

本発明では、上記の姿勢制御システムに加え、車体のロール姿勢角を計測する角度計測手段と、車体を鉛直方向に支持する左右サスペンションリンクとを備える、車両も提供することができる。

また、本発明では、上記の姿勢制御システムが備える各部により実行される処理を、処理ステップとして含む制御方法や、その方法を実行するためのコンピュータ可読なプログラムも提供することができる。このプログラムは、記録媒体に記録して提供することができる。

四輪自動車の車輪周りの構成を例示した図。 ダブルウィッシュボーン式のサスペンションを例示した図。 従来の解析モデルを例示した図。 本発明の姿勢制御システムが採用する解析モデルを例示した図。 車両に搭載される制御システムの構成ブロック図。 経過時間とロール姿勢角との関係を示した図。 経過時間と回転角との関係を示した図。 経過時間と外側サスペンションの長さとの関係を示した図。 経過時間と内側サスペンションの長さとの関係を示した図。 経過時間とロール姿勢角との関係を示した図。 姿勢制御を行わない場合の経過時間と内側タイヤおよび外側タイヤの姿勢差との関係を示した図。 姿勢制御を行わない場合の経過時間とロール姿勢角との関係を示した図。 姿勢制御を行った場合の経過時間と内側タイヤおよび外側タイヤの姿勢差との関係を示した図。 姿勢制御を行った場合の経過時間とロール姿勢角との関係を示した図。 走行解析を行った場合のx方向への横滑り量を示した図。

図１は、四輪自動車の車輪周りの構成を例示した図である。自動車は、エンジンといった動力発生装置と、動力発生装置が発生させた動力を車輪に伝える伝動装置と、車輪を含む走行装置とを備え、その他に計器類、ヘッドライト、方向指示器、ホーン等を含んで構成される。

車輪周りを構成する装置は、上記の走行装置であり、この走行装置は、車軸であるアクスル１０、フレーム、サスペンション１１、ステアリングシステム、ブレーキシステム、ホイル１２、タイヤ１３を含む。

アクスル１０は、四輪自動車の場合、前輪と後輪に２つあり、前輪駆動であれば、前輪側のアクスルが、駆動力を前輪に伝達する役割を果たし、後輪側アクスルは、車両荷重を分担する役割を果たすものである。アクスル１０は、サスペンション１１やブレーキの部品が組み付けられる。

フレームは、エンジン、トランスミッション、アクスル１０、サスペンション１１、ホイル１２、タイヤ１３等のドライブトレーンを支えるものである。サスペンション１１は、乗り心地や操縦安定性等を改善するための機構で、路面の凹凸を車体に伝えない緩衝装置としての機能と、車輪を路面に押さえつける機能とを実現するものである。フレームとホイル１２とは、サスペンション１１により回転可能に接続され、このサスペンション１１により車体を支持している。

サスペンション１１は、サスペンションアームと、スプリングと、ショックアブソーバーといった３つの要素から構成される。サスペンションアームは、フレームとホイル１２とを接続し、タイヤ１３や車体に様々な方向から力が加えられても、タイヤ１３の動きを決められた範囲内に制限する。スプリング１７は、路面の凹凸を車体に伝えないようにして乗り心地を良くするために、車体を支持しつつ路面からの衝撃を緩和する。

スプリング１７だけ支持すると、車体が振動し続け、反対に乗り心地が悪くなってしまう。このため、スプリング１７の伸縮を抑制する必要がある。そこで、この伸縮を減衰させるために、ショックアブソーバー１８が設けられている。

サスペンション１１には、独立懸架方式と固定車軸方式といった２つの方式があり、近年では、独立懸架方式が多く採用されるようになってきている。ちなみに、独立懸架方式は、左右の車輪が独立して動作するサスペンション形式で、バネ下重量が軽く、乗り心地や路面追従性に優れるという利点を有する。一方、固定車軸方式は、左右の車輪を車軸で連結したサスペンション形式で、構造が簡単であり、耐久性が高いという利点を有するが、バネ下重量が重く、乗り心地が悪く、路面追従性も悪いという欠点を有する。

独立懸架方式には、ストラット式、ダブルウィッシュボーン方式、マルチリンク式等がある。ストラット式は、重なり合った筒が伸び縮みするテレスコピックショックアブソーバー自体を懸架装置として、それにバネと車輪を取り付けた構造のものをいう。この方式は、簡単かつコンパクトで、安価に提供できることから、独立懸架方式の中で最も多く採用されている。

ダブルウィッシュボーン式は、路面に対してほぼ水平に取り付けられた上下２本のアーム１４により車軸等を挟み込む形で支持する構造のものをいう。この構造は、サスペンションの剛性を確保することが容易で、タイヤと路面との間の摩擦力の変化が少ないという利点を有するものである。マルチリンク式は、このアームが２本ではなく、独立した数本のアームからなる構造のものをいう。この方式では、すべてのアームの配置の自由度が増し、よりきめ細かいセッティングが可能となるという利点を有するものである。

ステアリングシステムは、自動車の進行方向を任意に変えるための舵取り装置である。ステアリングシステムには、ステアリングホイール（ハンドル）、ステアリングギアが含まれ、ステアリングギアは、ステアリングホイールの運動方向を変えるとともに、減速によりトルクを増大してホイル１２に伝達する。ブレーキシステムは、走行する自動車を減速させ、あるいは停止させるための装置である。

図２を参照して、サスペンション１１についてより詳細に説明する。なお、図２は、ダブルウィッシュボーン式のサスペンションを例示した図である。図２（ａ）に示すように、タイヤ１３が取り付けられたホイル１２は、２本のアーム１４により接続され、車体がタイヤ１３により支持される。ホイル１２は、アクスル１０とも連結され、アクスルシャフトの回転により回転するようになっている。

２本のアーム１４のうち、上側にあるアームは、アッパーアーム１４ａと呼ばれ、下側にあるアームは、ロアアーム１４ｂと呼ばれる。アッパーアーム１４ａとロアアーム１４ｂの長さや取り付け位置により特性が変化し、それらのアーム長は、一般に、ロアアーム１４ｂの方が長くされている。

アッパーアーム１４ａは、図２（ｂ）に示すステアリングシステムが備えるステアリングリンク１５に接続され、ステアリングリンク１５は、ユニバーサルジョイント１６を介してホイル１２と連結される。ロアアーム１４ｂには、スプリング１７とショックアブソーバー１８が連結され、車体と連結するために連結ジョイント１９が設けられている。

ステアリングシステムから伝えられた進行方向の変化は、ステアリングリンク１５およびユニバーサルジョイント１６を介してホイル１２へ伝えられ、タイヤ１３を所望の方向へ向ける。タイヤ１３からは路面の凹凸が入力され、それが車体を支持するロアアーム１４ｂへ伝えられるが、このロアアーム１４ｂに接続されるスプリング１７およびショックアブソーバー１８により衝撃が緩和され、車体への振動を抑制する。

ちなみに、四輪自動車は、動力発生装置であるエンジンから、伝動装置であるクラッチ、トランスミッションを介してプロペラシャフトへ動力が伝えられ、その後、デフ、アクスルシャフトを介して車輪へ伝えられる。クラッチは、トランスミッションへ動力を接続したり、切り離したりする装置で、トランスミッションは、変速装置である。デフは、左右の車輪の回転差を吸収する装置である。

これまで、四輪自動車の全体構成および足周りの構成について説明してきたが、以下、本発明の姿勢制御システムについて詳細に説明する。従来から平地での走行を対象として車体のロール姿勢角と車軸支持の関係を求める場合、瞬間回転中心を定義し、その関係を導き出している。ここで、瞬間回転中心とは、車体がその瞬間どこを中心に動いているかという動きの中心点をいう。また、ロール姿勢角は、カーブ等において車体が左右に傾く場合の路面に対する傾斜角である。

カーブを曲がる際、その車体には、ロール方向である外側へ横転しようとする力が作用しており、従来においては、図３に示すように、内輪および外輪のそれぞれの瞬間回転中心O₁、O₂から、車体の下側にある瞬間回転中心Rを求めている。この車体の下側にある瞬間回転中心Rを定義して、車体のロール姿勢角と車軸支持の関係を求める場合、車体と車輪の多くのパラメータが関係するため、この関係を容易に導き出すことはできない。

そこで、本発明では、この瞬間回転中心Rを車体の上方に定義し、ロール方向の瞬間回転中心Rを頂点とする車体の振り子モデルとして考える。振り子モデルは、車体を鉛直方向に支持する左右サスペンションリンクを長さ方向に延長した交点を瞬間回転中心Rとし、車両のロール方向への運動を、車体の質量中心が瞬間回転中心Rの周りを振動する振り子運動としてモデル化したものである。これにより、瞬間回転中心R回りの運動のみを考慮すればよく、パラメータを大幅に減少させることができ、その関係を容易に導き出すことができる。

具体的には、図４（ａ）に示す車両の内外輪サスペンション（線分AB、CDで表される。）の延長線上の交点を瞬間回転中心Rとし、車輪が路面から離れないことを前提とし、サスペンションリンクとアームの接点B、Cが移動しないものとみなし、車体の正面から見た二次元（ロール方向であるY方向と鉛直方向であるZ方向）の振り子モデルを解析する。なお、サスペンションリンクは、アームとの接点から車体との連結ジョイントまでの部分である。

図４（ｂ）は、この二次元の振り子モデルを例示した図である。図４（ｂ）中、r_a、r_b、r_c、r_d、r_gは、それぞれ線分AB、BC、CD、AD、AGの長さを示し、点Gは車両の質量中心（重心）を示し、θ_aは、∠ABCの角度、θ_xは、∠DAEの角度、αは、∠GADの角度、θ_Rは、∠GROの角度を示す。なお、線分ROは、瞬間回転中心Rから線分AEに向けて下ろした垂線である。

θ_xは、車体の質量中心G周りのロール姿勢角、θ_Rは、瞬間回転中心R周りの回転角、r_a、r_cは、内外輪サスペンションリンクの長さである。なお、よい乗り心地を保持するために、線分BCを高さ0とした場合の質量中心Gの高さh_Gを一定とする。また、瞬間回転中心Rの位置を車体の中心線上に固定するような振り子モデルと仮定する。

瞬間回転中心R回りのモーメントの釣り合いを考えると、θ_Rに関する運動方程式は次式のように表すことができる。

ここで、I_Gは、質量中心G周りの車体の回転モーメント、Mは、車体の質量、h_RGは、線分RGの長さ、Fは、質量中心Gにかかる遠心力である。例えば、カーブにおいてハンドルを切ると、車体は外側へ押し出されようとする力が作用する。この力がFである。

この式１から回転角θ_Rを求めることができ、三角関数を合成することにより得られる次式に、このθ_Rを代入することにより、ロール姿勢角θ_xを求めることができる。なお、r_b、r_d、r_g、θ_aは、予め決定される一定の値である。

式２から求められたθ_xを次式に代入することにより、r_aおよびr_cを算出することができる。この算出されたr_aおよびr_cを用い、サスペンションリンクの長さを制御することで、ロール姿勢角θ_xの制御を行うことができる。

こういった制御を行うための制御システムの構成の一例を、図５に示す。図５に示す制御システムは、車体姿勢制御システム５０と、車輪回転速度制御システム６０と、前輪ステアリング制御システム７０とから構成されている。これらの制御システムからの出力を受けて車両機械８０は、サスペンションリンクの長さを調整し、また、車輪の角速度を調整し、さらには、前輪ステアリング角度を調整し、各センサにより計測されたロール姿勢角θ_x、サスペンションリンクの長さr_a、r_c、車輪の角速度ω、ステアリング角θ_sをそれぞれ出力し、各制御システムへフィードバックする。なお、車両機械８０は、制御システムを除く、ハードウェアで構成され、各センサのほか、上述したエンジン、トランスミッション、サスペンション１１、ホイル１２、タイヤ１３等を含む。

車体姿勢制御システム５０では、角度計算部５１が、車両に取り付けられたジャイロセンサにより計測され出力された角度をロール姿勢角θ_xとして受け取り、予め設定されたロール姿勢角θ_xRから、受け取ったロール姿勢角θ_xを引き、誤差Δθ_xを求める。角度計算部５１は、この誤差Δθ_xに対して誤差フィードバック制御を行い、制御入力uを求める。なお、制御入力uは、次式から求めることができる。

式５中、Kは、定数である。この定数は、実際に制御を行い、その結果から最適値を求め、その値を設定することができる。この操作をチューニングと呼ぶが、チューニング手法として、ステップ応答法や限界感度法を挙げることができる。

誤差フィードバック制御としては、操作量を、目標値と現在値との差に比例した大きさとして徐々に調節し、目標値に近づけていく比例制御を採用することができる。しかしながら、この比例制御では目標値に近くなると、その近い状態で安定して目標値にならないことから、このわずかな誤差を時間的に累積し、ある大きさになったところで操作量を増して誤差をなくすように動作させる積分制御を加えたPI制御を採用することが好ましい。また、PI制御では目標値に正確に合わせることが可能であるが、制御応答の速さを速くするために、微分制御を加えたPID制御を採用することができる。

具体的には、比例制御では、比例定数K_pと誤差Δθ_xを乗じることにより操作量を計算することができ、PI制御では、比例制御で得られる操作量に、積分定数K_iと誤差Δθ_xの累積値を乗じて得られた値をさらに加えることにより、PI制御における操作量を計算することができる。また、PID制御では、PI制御で得られる操作量に、微分定数K_dと前回の誤差Δθ_xとの差を乗じて得られた値をさらに加えることにより、PID制御における操作量を計算することができる。これらの定数K_p、K_i、K_dは、上記ステップ応答法や限界感度法により求めることができる。

姿勢制御部５２は、制御入力uにロール姿勢角θ_xを加えて、目標ロール姿勢角θ_xr’を算出する。そして、姿勢制御部５２は、この目標ロール姿勢角θ_xr’を上記式３および式４に代入し、サスペンションリンクの目標長さr_ar、r_crを求める。

姿勢制御部５２は、サスペンション制御部５３へこの目標長さr_ar、r_crをデータとして送り、サスペンション制御部５３は、車両機械８０から内外輪サスペンションリンクの長さr_a、r_cを取得するともに、姿勢制御部５２から目標長さr_ar、r_crを取得し、その差を求め、その差の分だけ長さを調整するように指示する出力f_fa、f_ra、f_fc、f_rcを車両機械８０へ送り、車体のロール姿勢の追従制御を実現する。なお、４つの出力があるのは、サスペンションリンクが４つの車輪のそれぞれに存在し、４つのサスペンションリンクのそれぞれの長さを調整するためである。

車輪回転制御システム６０では、角速度計算部６１が、車輪に取り付けられたジャイロセンサにより計測された角速度ωを車両機械８０から受け取り、予め設定された角速度ω_Rからその角速度ωを引き、誤差Δωを求める。そして、上記と同様に誤差フィードバック制御を行い、制御入力u_ωを求める。回転速度制御部６２は、この制御入力u_ωを受け取り、その制御入力u_ω分だけ角速度を増加または減少させるように指示する出力τ_f、τ_rを車両８０へ送り、車輪の回転速度の制御を実現する。この車輪回転制御システム６０では、前輪と後輪の回転速度を制御するために２つの出力とされる。

前輪ステアリング制御システム７０では、角度計算部７１が、ステアリングシャフト等に取り付けられるステアリングセンサにより計測されたステアリング角θ_sを車両機械８０から受け取り、予め設定されたステアリング角θ_sRから、そのステアリング角θ_sを引き、誤差Δθ_sを求める。そして、上記と同様に誤差フィードバック制御を行い、制御入力u_sを求める。ステアリング制御部７２は、この制御入力u_sを受け取り、その制御入力u_s分だけステアリング角を増加または減少させるように指示する出力τ_sを車両機械８０へ送り、前輪ステアリング制御を実現する。

ここで、車両がカーブを走行する場合の走行解析を、図４（ｂ）に示す二次元の振り子モデルを適用することができるかどうかを検討した結果を示す。解析条件は、以下の表１に記載した通りであり、車両の進行速度vは８m/sとし、カーブ半径rは５mとし、進行方向に向かって左側へ曲がるコースとした。

（表１）

図６は、経過時間t(sec)と、ロール姿勢角θ_xとの関係を示した図である。この図６から、車体に遠心力がかかり、ロール姿勢角が発生して車体がカーブの外側（進行方向に向かって右側）へ傾いたことがわかる。

図７は、経過時間t(sec)と、回転角θ_Rとの関係を示した図である。この図７から、質量中心Gがカーブの外側へ向けて移動し、瞬間回転中心R周りの振り子運動を示すことが見出された。

図８は、経過時間t(sec)と、外側サスペンションの長さr_aとの関係を示した図である。この図８から、車体に遠心力がかかり、カーブの外側へ傾くとき、外側サスペンションの長さr_aが、その傾きに応じて短くなった。

図９は、経過時間t(sec)と、内側サスペンションの長さr_cとの関係を示した図である。この図９から、車体がカーブの外側へ傾くとき、内側サスペンションの長さr_cは、その傾きに応じて長くなった。

これらの変化は、振り子の動力学と運動学の関係を満たしており、これらの結果から、図４（ｂ）に示す二次元の振り子モデルを、車両の姿勢制御に適用することができることを見出すことができた。

この二次元モデルを適用して、四輪自動車の走行解析を行った。モデルとなる自動車の寸法、動力学パラメータ、タイヤと路面との接触要素を表２に示す。

（表２）

周期２sec、振幅０．０８７radの正弦波を目標値として、ロール姿勢角θ_xの制御を行った。なお、式５で示される制御入力uは、PID制御により決定した。ちなみに、０．０８７radは、約５°である。

図１０は、経過時間t(sec)と、ロール姿勢角θ_x(rad)との関係を示した図である。実線で示される曲線は、目標値であり、破線で示される曲線は、姿勢制御の応答値である。この結果から、車体のロール姿勢角の変化が、目標値に追従し、この姿勢制御が有効であることが確認できた。

次に、時速２８km/h、経過時間t=０．５secから１．５secまで３０°の車輪ステアリングを行うような急カーブ通過の走行解析を行った。急カーブの際の横転に対してぎりぎり横転しようとする限界状態に対して姿勢変化の効果を検討するため、車体の質量中心の高さh_gを１mに設けた。

まず、比較例として姿勢制御を行わない場合、カーブの通過を開始すると、カーブの途中でロール姿勢が不安定になり、カーブ出口付近で横転を開始し、完全に転倒してしまった。図１１は、そのときの経過時間t(sec)と、内側タイヤと外側タイヤの姿勢差(m)との関係を示した図である。内側タイヤおよび外側タイヤはいずれも回転の中心位置が同じ約０．３mの高さであるため、姿勢差は、約１．５secまで約０．３mで一致しているが、１．５secを過ぎたところで、内側タイヤが浮き上がり始め、約２．５secからは、横転し始め、３secを超えたところで外側タイヤの中心位置が０mとなり、完全に転倒したことを示した。

図１１では、姿勢差が増加する曲線が２本、減少する曲線が２本示されているが、内側タイヤと外側タイヤにはそれぞれ前輪と後輪があるためであり、同じ内側タイヤでは前輪と後輪でほぼ同じ姿勢差となっている。

図１２は、そのときの経過時間t(sec)と、ロール姿勢角θ_x(rad)との関係を示した図である。この図１２から、カーブを通過した際、車体のロール姿勢角は、約１．５secまでは０radであるが、１．５secを過ぎたところで、ロール姿勢角が発生し、約２secを超えたところで急激に増加し、その後も増加し続けた。このロール姿勢角は、車体がカーブの外側に向けて横転する方向へ増加していることを示した。

一方、本発明の姿勢制御システムにおいて、横転に対し、車体が曲がるとともに１秒間に０．１４radのロール姿勢角をカーブの内側に傾くような姿勢制御を行うと、同じカーブを安定して通過することができた。ちなみに、０．１４radは、約８°である。このときの経過時間t(sec)と、内側タイヤと外側タイヤの姿勢差(m)との関係を図１３に示すと、図１１とはスケールが異なるため、比較しづらいものとなっているが、タイヤの垂直方向への動きに振れが生じているものの、その振れは微小のものであり、路面と接した状態で安定して走行できていることを示した。

図１４に示す経過時間t(sec)と、ロール姿勢角θ_x(rad)との関係でも、図１２とはスケールが異なるため、比較しづらいものとなっているが、姿勢制御により車体が−０．１４radでほぼ一定のロール姿勢角を保ちながら安定してカーブを通過したことを示した。これらのことから、この姿勢制御により、簡単で、かつ十分に車両の横転を防止することができることを見出すことができた。

これまで横転について検討してきたが、横滑りについても検討する。車体の質量中心Gの高さを０．４８mに設定し、時速２８km/h、経過時間０．５secから３０°のステアリング角とし、同じく０．５secから０．１４radのロール姿勢角をカーブの内側に傾けるように姿勢制御した場合と、姿勢制御しない場合の走行解析を行った。

図１５は、その走行解析を行った場合のx方向への横滑り量を示した図である。図１５中、x、yは二次元方向への移動量(m)を示しており、実線が姿勢制御を行った場合を、破線が姿勢制御を行わない場合をそれぞれ示している。実線で示される姿勢制御を行った場合、破線で示される姿勢制御を行わない場合に比較して横滑りが約１m抑制され、姿勢制御を行うことで、横滑りも低減することができることを見出すことができた。

本発明の姿勢制御システムは、簡単な構成で効果的に横転を防止することができ、それに加えて横滑りを低減することができる。また、姿勢制御により車両の姿勢を一定に保つため、カーブにおいて車内に乗った人が左右に大きく揺られることを防止でき、乗り心地を改善することができる。

これまで本発明を実施の形態をもって説明してきたが、本発明は上述した実施の形態に限定されるものではなく、他の実施の形態、追加、変更、削除など、当業者が想到することができる範囲内で変更することができ、いずれの態様においても本発明の作用・効果を奏する限り、本発明の範囲に含まれるものである。姿勢制御システムによる処理は、プログラムとして構成することができ、制御方法としても提供可能である。このプログラムは、コンピュータ読み取り可能な媒体であればいかなる媒体に格納して提供することができ、フレキシブルディスク、ＭＤディスク、ＳＤカード、ＣＤ−ＲＯＭ、ＤＶＤ−ＲＯＭ等に格納して提供することができる。

この姿勢制御システムは、自動車のほか、特に、車高が高く、横転しやすいトラックやバスに有用である。また、４輪車に限られるものではなく、球型ジョイントを使用して荷台等が接続された車両や電車等にも適用できるものである。

１０…アクスル、１１…サスペンション、１２…ホイル、１３…タイヤ、１４…アーム、１４ａ…アッパーアーム、１４ｂ…ロアアーム、１５…ステアリングリンク、１６…ユニバーサルジョイント、１７…スプリング、１８…ショックアブソーバー、１９…連結ジョイント、５０…車体姿勢制御システム、５１…角度計算部、５２…姿勢制御部、５３…サスペンション制御部、６０…車輪回転速度制御システム、６１…角速度計算部、６２…回転速度制御部、７０…前輪ステアリング制御システム、７１…角度計算部、７２…ステアリング制御部、８０…車両機械

Claims (8)

1. 車両の姿勢制御を行う姿勢制御システムであって、
   前記車両に取り付けられた角度計測手段により計測された車体のロール姿勢角の計測値を受け付け、前記計測値を用いて、前記ロール姿勢角の制御目標となる角度目標値を計算する角度計算部と、
   前記車体を鉛直方向に支持する左右サスペンションリンクを長さ方向に延長した交点を瞬間回転中心とし、前記車両のロール方向への運動を、前記車体の質量中心が前記瞬間回転中心の周りを振動する振り子運動としてモデル化した振り子モデルを適用し、前記角度目標値を用いて、前記左右サスペンションリンクの長さ目標値を算出する姿勢制御部と、
   前記長さ目標値に従って前記左右サスペンションリンクの長さを変更させる制御を行うサスペンション制御部とを含む、姿勢制御システム。
2. 前記角度計算部は、設定された角度設定値と前記計測値との誤差を計算し、前記誤差に対し、PI制御またはPID制御を適用して操作量を算出し、前記操作量に前記計測値を加算して前記角度目標値を計算する、請求項１に記載の姿勢制御システム。
3. 前記振り子モデルでは、前記サスペンションリンクと前記車体とを連結する第１連結部と、前記質量中心との距離を第１長さとし、前記左右サスペンションリンクの前記第１連結部間の距離を第２長さとし、前記第１連結部と前記質量中心とを結ぶ直線と、前記第１連結部間を結ぶ直線のなす角を第１角とし、前記左右サスペンションリンクと左右の車輪とをそれぞれ連結する第２連結部間を結ぶ直線と、前記サスペンションリンクのなす角を第２角とし、前記第２連結部間を結ぶ直線に対する前記質量中心の高さを第１高さとして予め決定され、
   前記姿勢制御部は、前記第１長さと前記第２長さと前記第１高さとを用い、前記第１角と前記第２角と前記角度目標値に対し、三角関数を適用して、前記左右サスペンションリンクの前記長さ目標値を算出する、請求項１または２に記載の姿勢制御システム。
4. 請求項１〜３のいずれか１項に記載の姿勢制御システムと、車体のロール姿勢角を計測する角度計測手段と、前記車体を鉛直方向に支持する左右サスペンションリンクとを備える、車両。
5. 角度計算部と姿勢制御部とサスペンション制御部とを含み、車両の姿勢制御を行う姿勢制御システムにより実行される制御方法であって、
   前記角度計算部により、前記車両に取り付けられた角度計測手段により計測された車体のロール姿勢角の計測値を受け付け、前記計測値を用いて、前記ロール姿勢角の制御目標となる角度目標値を計算するステップと、
   前記姿勢制御部により、前記車体を鉛直方向に支持する左右サスペンションリンクを長さ方向に延長した交点を瞬間回転中心とし、前記車両のロール方向への運動を、前記車体の質量中心が前記瞬間回転中心の周りを振動する振り子運動としてモデル化した振り子モデルを適用し、前記角度目標値を用いて、前記左右サスペンションリンクの長さ目標値を算出するステップと、
   前記サスペンション制御部により、前記長さ目標値に従って前記左右サスペンションリンクの長さを変更させるステップとを含む、制御方法。
6. 前記計算するステップでは、設定された角度設定値と前記計測値との誤差を計算し、前記誤差に対し、PI制御またはPID制御を適用して操作量を算出し、前記操作量に前記計測値を加算して前記角度目標値を計算する、請求項５に記載の制御方法。
7. 前記振り子モデルでは、前記サスペンションリンクと前記車体とを連結する第１連結部と、前記質量中心との距離を第１長さとし、前記左右サスペンションリンクの前記第１連結部間の距離を第２長さとし、前記第１連結部と前記質量中心とを結ぶ直線と、前記第１連結部間を結ぶ直線のなす角を第１角とし、前記左右サスペンションリンクと左右の車輪とをそれぞれ連結する第２連結部間を結ぶ直線と、前記サスペンションリンクのなす角を第２角とし、前記第２連結部間を結ぶ直線に対する前記質量中心の高さを第１高さとして予め決定され、
   前記算出するステップでは、前記第１長さと前記第２長さと前記第１高さとを用い、前記第１角と前記第２角と前記角度目標値に対し、三角関数を適用して、前記左右サスペンションリンクの前記長さ目標値を算出する、請求項５または６に記載の制御方法。
8. 請求項５〜７のいずれか１項に記載の制御方法を実行するためのコンピュータ可読なプログラム。