JPH08207542A - Vehicle turning motion controller - Google Patents
Vehicle turning motion controllerInfo
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- JPH08207542A JPH08207542A JP3903495A JP3903495A JPH08207542A JP H08207542 A JPH08207542 A JP H08207542A JP 3903495 A JP3903495 A JP 3903495A JP 3903495 A JP3903495 A JP 3903495A JP H08207542 A JPH08207542 A JP H08207542A
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- B60G2600/182—Active control means
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- Vehicle Body Suspensions (AREA)
Abstract
Description
【0001】[0001]
【産業上の利用分野】本発明は、車両の旋回運動制御装
置に関し、特に旋回時の操縦安定性を向上させる技術に
関するものである。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a vehicle turning motion control device, and more particularly to a technique for improving steering stability during turning.
【0002】[0002]
【従来の技術】車両の旋回特性を表すファクターとし
て、アンダーステア、オーバーステア、ニュートラルス
テア、リバースステアといったステアリング特性があ
る。一般的には、ステアリングホイールの切れ角を一定
にした状態で車速を変化させた時に旋回半径が変化しな
いニュートラルステアが好ましいとされている。2. Description of the Related Art Steering characteristics such as understeer, oversteer, neutral steer, and reverse steer are factors that represent the turning characteristics of a vehicle. Generally, it is said that a neutral steer in which the turning radius does not change when the vehicle speed is changed while the steering wheel turning angle is constant is preferable.
【0003】このステアリング特性は、タイヤのグリッ
プ特性や、車体の荷重分布にも影響されるが、サスペン
ションのロール剛性の影響がかなりの比重を占めてお
り、この前後のロール剛性配分比を、車体と各車輪との
間に配置された油圧または空気圧アクチュエータを電子
的に制御することで積極的に変化させることにより、ス
テアリング特性のニュートラル化を図る技術が、特開平
62−198511号公報に提案されている。The steering characteristics are influenced by the grip characteristics of the tire and the load distribution of the vehicle body, but the influence of the roll rigidity of the suspension occupies a considerable weight. JP-A-62-198511 proposes a technique for neutralizing the steering characteristics by positively changing the hydraulic or pneumatic actuators arranged between the wheel and each wheel by electronically controlling it. ing.
【0004】[0004]
【発明が解決しようとする課題】さて、上記公知技術に
於ては、車体の前後にそれぞれ配置した横加速度センサ
によってヨーレイトの変化率(ヨー角加速度)を検知
し、その正負によって車両の旋回開始と旋回終了とを判
断し、その判断に基づいて前後のロール剛性配分比を制
御している。これによると、旋回の開始と終了とをヨー
レイト変化率のみで判断するので、旋回開始時と旋回中
の急減速時とでは互いに異なる制御を行わねばならない
にも関わらず、どちらもヨーレイトは増大方向に変化す
るため、その時に求められている制御がどちらであるか
を判別することができない。つまり上記公知技術に於て
は、横加速度センサから得るヨーレイトのみを用いて制
御を行っているので、車両の運動状態を的確に評価でき
ない面があるため、アクティブサスペンション装置の持
つ性能を十分に生かし切れないという欠点がある。In the above-mentioned known technique, the lateral acceleration sensors arranged in front of and behind the vehicle body detect the rate of change in yaw rate (yaw angular acceleration), and the turning of the vehicle is started depending on whether the yaw rate is positive or negative. Is determined to be the end of turning, and the front and rear roll rigidity distribution ratios are controlled based on the determination. According to this, since the start and the end of the turning are determined only by the yaw rate change rate, the yaw rate is increasing in both directions even though different controls must be performed at the start of turning and during the rapid deceleration during turning. However, it is impossible to determine which control is required at that time. In other words, in the above-mentioned known technology, since the control is performed using only the yaw rate obtained from the lateral acceleration sensor, there is the aspect that the motion state of the vehicle cannot be accurately evaluated, so the performance of the active suspension device can be fully utilized. It has the drawback of not breaking.
【0005】本発明は、このような従来技術の不都合を
解消するべく案出されたものであり、その主な目的は、
車両の旋回挙動を的確に把握して車両の旋回応答性・安
定性をより一層向上することのできる旋回運動制御装置
を提供することにある。The present invention has been devised in order to eliminate such disadvantages of the prior art, and its main purpose is to:
It is an object of the present invention to provide a turning motion control device capable of accurately grasping the turning behavior of a vehicle and further improving the turning response and stability of the vehicle.
【0006】[0006]
【課題を解決するための手段】このような目的は、本発
明によれば、車両の旋回状態を検出する旋回状態検出手
段と、前後輪のコーナリングフォース及び前後輪のスリ
ップ角を推定するコーナリングフォース・スリップ角推
定手段と、推定されたコーナリングフォース及びスリッ
プ角からダイナミックスタビリティファクタを求めるダ
イナミックスタビリティファクタ演算手段と、前記ダイ
ナミックスタビリティファクタ値が最小となるように操
舵特性を制御する操舵特性可変制御手段とを有すること
を特徴とする車両の旋回運動制御装置を提供することに
よって達成される。According to the present invention, a turning state detecting means for detecting a turning state of a vehicle, a cornering force for front and rear wheels, and a cornering force for estimating slip angles of the front and rear wheels are provided. .Slip angle estimating means, dynamic stability factor calculating means for obtaining a dynamic stability factor from the estimated cornering force and slip angle, and steering characteristic variable for controlling steering characteristics so that the dynamic stability factor value is minimized. The present invention is achieved by providing a turning motion control device for a vehicle, the control device having a control means.
【0007】[0007]
【作用】このような構成によれば、前後輪のスリップ角
の関係が考慮されることとなるので、動的な旋回挙動を
常に的確に把握することができ、車両の旋回特性をより
一層高い次元でバランスさせることができる。According to this structure, since the relationship between the front and rear wheels slip angles is taken into consideration, the dynamic turning behavior can always be accurately grasped, and the turning characteristics of the vehicle can be further improved. It can be balanced in dimensions.
【0008】[0008]
【実施例】以下に添付の図面に示された具体的な実施例
に基づいて本発明の構成を詳細に説明する。DETAILED DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS The structure of the present invention will be described in detail below with reference to specific embodiments shown in the accompanying drawings.
【0009】車両の操縦安定性は、タイヤが発生する横
力(コーナリングパワー)の前後バランスによって決定
される。このバランスを評価する量としては、スタビリ
ティファクタ(SF)があるが、これは非線形性や動特
性を表すことができない。そこで本発明に於ては、スタ
ビリティファクタ(SF)を動的に拡張したダイナミッ
クスタビリティファクタ(DSF)を導入するものとし
ている。The steering stability of the vehicle is determined by the front-rear balance of the lateral force (cornering power) generated by the tire. A stability factor (SF) is an amount for evaluating this balance, but this cannot represent nonlinearity or dynamic characteristics. Therefore, in the present invention, a dynamic stability factor (DSF), which is a dynamically expanded stability factor (SF), is introduced.
【0010】先ず、スタビリティファクタ(SF)は、
前輪Wf及び後輪Wrのコーナリングパワーを用いて次
のように表される。First, the stability factor (SF) is
It is expressed as follows using the cornering powers of the front wheels Wf and the rear wheels Wr.
【0011】[0011]
【数1】 [Equation 1]
【0012】ここで前後輪のコーナリングパワーは、前
後輪のコーナリングフォースと前後輪のスリップ角とに
より、微小スリップ角での線形性から次式で表される。Here, the cornering power of the front and rear wheels is expressed by the following equation from the linearity at a minute slip angle by the cornering force of the front and rear wheels and the slip angle of the front and rear wheels.
【0013】[0013]
【数2】 [Equation 2]
【0014】これに対し、非線形領域にまで理論拡張し
た前後の拡張コーナリングパワーは、次のように定義さ
れる。On the other hand, the extended cornering power before and after theoretical extension to the non-linear region is defined as follows.
【0015】[0015]
【数3】 (Equation 3)
【0016】この前後輪の拡張コーナリングパワーを用
いてスタビリティファクタ(SF)を改めて定義し直し
た拡張スタビリティファクタ(SF)′は、次のように
表される。The extended stability factor (SF) 'in which the stability factor (SF) is redefined by using the extended cornering powers of the front and rear wheels is expressed as follows.
【0017】[0017]
【数4】 [Equation 4]
【0018】更に、前後輪のコーナリングフォースが0
での連続性と、左右旋回での符号の一致とを考慮し、拡
張スタビリティファクタ(SF)′に前後輪のコーナリ
ングフォースを乗したものをダイナミックスタビリティ
ファクタ(DSF)と定義すると、このダイナミックス
タビリティファクタ(DSF)は次式で表される。Further, the cornering force of the front and rear wheels is 0.
In consideration of the continuity of the vehicle and the matching of the signs when turning left and right, the dynamic stability factor (DSF) is defined as the product of the extended stability factor (SF) ′ and the cornering force of the front and rear wheels. The stability factor (DSF) is expressed by the following equation.
【0019】[0019]
【数5】 (Equation 5)
【0020】一方、車両の旋回挙動は、前後のタイヤが
発生する重心回りのヨーイングモーメント及びスリップ
角の大小によって次のように表される。On the other hand, the turning behavior of the vehicle is expressed as follows by the yawing moment around the center of gravity generated by the front and rear tires and the magnitude of the slip angle.
【0021】[0021]
【表1】 [Table 1]
【0022】以上のことから、前後輪のコーナリングフ
ォース及びスリップ角が分かれば車両の旋回挙動を的確
に把握することができるので、推定された前後輪のコー
ナリングフォース及びスリップ角から、重心回りの前後
のヨーイングモーメント差が最小、即ちダイナミックス
タビリティファクタ(DSF)の絶対値が最小となるよ
うにすれば、常にニュートラルステア特性を得られるこ
とが分かる。From the above, if the cornering force and the slip angle of the front and rear wheels are known, the turning behavior of the vehicle can be accurately grasped. Therefore, from the estimated cornering force and slip angle of the front and rear wheels, the front and rear around the center of gravity can be obtained. It can be seen that the neutral steer characteristic can always be obtained if the yawing moment difference of is minimized, that is, the absolute value of the dynamic stability factor (DSF) is minimized.
【0023】次に前後輪のコーナリングフォース及びス
リップ角の推定方法について述べる。Y並進、Z軸回転
の運動に於て、タイヤに発生する前後力の影響は無視さ
れるものとすると、その運動方程式は次式で与えられ
る。Next, a method for estimating the cornering force and the slip angle of the front and rear wheels will be described. Assuming that the influence of the longitudinal force generated on the tire in the Y translation and Z axis rotation motion is ignored, the equation of motion is given by the following equation.
【0024】[0024]
【数6】 (Equation 6)
【0025】従って、横加速度及びヨー角加速度を検出
することにより、次式から前後輪のコーナリングフォー
スを推定することができる。Therefore, by detecting the lateral acceleration and the yaw angular acceleration, the cornering force of the front and rear wheels can be estimated from the following equation.
【0026】[0026]
【数7】 (Equation 7)
【0027】次に前後輪のスリップ角は次式で与えられ
る。Next, the slip angles of the front and rear wheels are given by the following equation.
【0028】[0028]
【数8】 (Equation 8)
【0029】また、車体の前後輪近傍に横加速度センサ
をそれぞれ設置すると、その値からヨー角加速度、ヨー
レイト、及び車両横加速度は次式で与えられる。If lateral acceleration sensors are installed near the front and rear wheels of the vehicle body, the yaw angular acceleration, yaw rate, and vehicle lateral acceleration are given by the following equations.
【0030】[0030]
【数9】 [Equation 9]
【0031】図2は、本発明が適用されるアクティブサ
スペンション装置の概略構成を示している。本装置に於
ては、4輪自動車の前後左右の各車輪と車体との間にそ
れぞれ配設されたサスペンション装置を個々に制御する
が、各サスペンション装置は同一の構成を有するので、
右前輪Wfrのサスペンションのみを例示して以下に説明
する。FIG. 2 shows a schematic structure of an active suspension device to which the present invention is applied. In this device, the suspension devices respectively arranged between the front, rear, left and right wheels of the four-wheeled vehicle and the vehicle body are individually controlled. However, since the suspension devices have the same configuration,
Only the suspension of the right front wheel Wfr will be described below as an example.
【0032】タイヤ1は、上下のサスペンションアーム
2・3により、車体4に対して上下動可能に支持されて
いる。そして下サスペンションアーム3と車体4との間
には、圧縮コイルばね5と油圧アクチュエータ6とが並
列に設けられている。The tire 1 is supported by the upper and lower suspension arms 2 and 3 so as to be vertically movable with respect to the vehicle body 4. A compression coil spring 5 and a hydraulic actuator 6 are provided between the lower suspension arm 3 and the vehicle body 4 in parallel.
【0033】油圧アクチュエータ6は、シリンダ/ピス
トン式のものであり、シリンダ内に挿入されたピストン
7の下側の油室8及び上側の油室9に対し、マルチバル
ブユニット10及びサーボ弁11を介して可変容量型油
圧ポンプ12からの作動油圧が供給されるようになって
いる。タンク13から汲み上げられてポンプ12から吐
出される作動油は、マルチバルブユニット10で所定の
一定圧力に調節されたうえでメインアキュムレータ14
によってポンプ脈動が除去され、サーボ弁11で制御さ
れた油圧がピストン上室9及びピストン下室8に供給さ
れる。そしてピストン7両側の受圧面にピストンロッド
15の断面積分だけ面積差があるため、ピストン下室8
とピストン上室9との圧力差と、これが作用するピスト
ン7の受圧面の面積差とに応じてピストンロッド15に
推力が生じ、これによってピストンロッド15が上下方
向に往復直線運動を行ない、車輪1と車体4との間の相
対距離を変化させるようになっている。またピストン下
室8に至る管路には、第2のアキュムレータ16が接続
されており、アクチュエータ6の過渡応答性が不足しな
いように、補助的な油圧の供給を行うようになってい
る。The hydraulic actuator 6 is of a cylinder / piston type, and is provided with a multi-valve unit 10 and a servo valve 11 for a lower oil chamber 8 and an upper oil chamber 9 of the piston 7 inserted in the cylinder. The operating oil pressure is supplied from the variable displacement hydraulic pump 12 via the. The hydraulic oil pumped up from the tank 13 and discharged from the pump 12 is adjusted to a predetermined constant pressure by the multi-valve unit 10, and then the main accumulator 14
The pump pulsation is removed by and the hydraulic pressure controlled by the servo valve 11 is supplied to the piston upper chamber 9 and the piston lower chamber 8. Since there is an area difference between the pressure receiving surfaces on both sides of the piston 7 by the sectional integration of the piston rod 15, the piston lower chamber 8
And a piston upper chamber 9 and a pressure difference between the pressure receiving surface of the piston 7 acting on the piston rod 15 generate a thrust force, which causes the piston rod 15 to make a reciprocating linear motion in the vertical direction. The relative distance between the vehicle 1 and the vehicle body 4 is changed. Further, a second accumulator 16 is connected to a pipe line leading to the piston lower chamber 8 so as to supply an auxiliary hydraulic pressure so that the transient response of the actuator 6 is not insufficient.
【0034】なお、サーボ弁11は、公知形式の3位置
4ポートのリニアソレノイド弁からなり、そのソレノイ
ドに与える電流値に比例して油圧アクチュエータ6に与
える油圧及び流量が連続的に変化するようになってお
り、車体4とピストンロッド15との接続部に設けられ
た荷重センサ17、車体4と下サスペンションアーム3
との間に設けられたストロークセンサ18、車体の適所
に設けられた横加速度センサ19、上下加速度センサ2
0、舵角センサ21、及び車速センサ22などの各種信
号をコンピュータを内蔵した電子制御ユニット23にて
処理した信号に基づいて車両挙動を判別し、その開度お
よび方向の最適制御が行なわれる。また電子制御ユニッ
ト23には、油圧回路の適所に設けられた油圧センサ2
4の信号も入力される。The servo valve 11 is composed of a known 3-position 4-port linear solenoid valve so that the hydraulic pressure and flow rate applied to the hydraulic actuator 6 may be continuously changed in proportion to the current value applied to the solenoid. The load sensor 17 provided at the connecting portion between the vehicle body 4 and the piston rod 15, the vehicle body 4 and the lower suspension arm 3
A stroke sensor 18 provided between the vertical acceleration sensor 2 and a lateral acceleration sensor 19 provided at a proper position on the vehicle body.
0, the steering angle sensor 21, the vehicle speed sensor 22, and other various signals are processed by the electronic control unit 23 having a built-in computer to determine the vehicle behavior, and optimal control of the opening degree and direction is performed. Further, the electronic control unit 23 includes a hydraulic pressure sensor 2 provided at an appropriate position in the hydraulic circuit.
The signal of 4 is also input.
【0035】さて、電子制御ユニット23内の推定手段
25に於て、前後輪の横加速度センサ19a・19bの
検出値から数9式によってヨー角加速度、ヨーレイト、
及び車両横加速度を求め、それらの値と舵角センサ21
の検出値及び車速センサ22の検出値とから車体スリッ
プ角を求め、それらを基に数8式にて前後輪のスリップ
角を得る。更に数7式から前後輪のコーナリングフォー
スを得る。これらの値を(DSF)演算手段26に入力
し、ダイナミックスタビリティファクタ(DSF)を求
め、この値が最小となるように操舵特性可変制御手段2
7にて操舵特性の可変制御を行う(図3参照)。Now, in the estimation means 25 in the electronic control unit 23, the yaw angular acceleration, yaw rate,
And the lateral acceleration of the vehicle are obtained, and those values and the steering angle sensor 21
The vehicle body slip angle is obtained from the detected value of the vehicle speed sensor 22 and the detected value of the vehicle speed sensor 22, and the slip angles of the front and rear wheels are obtained based on them. Furthermore, the cornering forces of the front and rear wheels are obtained from the equation (7). These values are input to the (DSF) calculation means 26 to obtain the dynamic stability factor (DSF), and the steering characteristic variable control means 2 is set so that this value becomes the minimum.
The steering characteristic is variably controlled at 7 (see FIG. 3).
【0036】なお、本実施例に於ては、前後の横加速度
センサ19の信号に基づいて前後輪のスリップ角及び前
後輪のコーナリングフォースを推定するものとしたが、
数9式から明らかなように、ヨーレイトからこれらを求
めることも可能である。In this embodiment, the slip angles of the front and rear wheels and the cornering force of the front and rear wheels are estimated based on the signals of the front and rear lateral acceleration sensors 19.
As is clear from the equation (9), it is possible to obtain these from the yaw rate.
【0037】操舵特性可変制御手段27に於ては、前輪
側のヨーイングモーメントがより大きい状態(LfFf>
LrFr)、つまりヨーレイト(γ)が増大方向の時に前
輪スリップ角の絶対値がより大きい時(βf>βr)は、
旋回開始と判断してオーバーステア制御を行い、後輪ス
リップ角の絶対値がより大きい時(βf<βr)は、スピ
ン傾向と判断してアンダーステア制御を行う。また、後
輪側のヨーイングモーメントがより大きい状態(LfFf
<LrFr)、つまりヨーレイトが減少方向の時に前輪ス
リップ角の絶対値がより大きい時(βf>βr)は、ドリ
フトアウト傾向と判断してオーバーステア制御を行い、
後輪スリップ角の絶対値がより大きい時(βf<βr)
は、旋回終了と判断してアンダーステア制御を行う。In the steering characteristic variable control means 27, the yawing moment on the front wheel side is larger (LfFf>
LrFr), that is, when the absolute value of the front wheel slip angle is larger when the yaw rate (γ) is increasing (βf> βr),
When it is determined that the vehicle is turning, oversteer control is performed. When the absolute value of the rear wheel slip angle is larger (βf <βr), it is determined that the tendency is spin and understeer control is performed. Also, when the yaw moment on the rear wheel side is larger (LfFf
<LrFr), that is, when the absolute value of the front wheel slip angle is larger when the yaw rate is in the decreasing direction (βf> βr), it is determined to be a drift-out tendency, and oversteer control is performed.
When the absolute value of the rear wheel slip angle is larger (βf <βr)
Determines that the turning has ended and performs understeer control.
【0038】上記アクティブサスペンション装置に於て
このような操舵特性可変制御を行うに際しては、コーナ
リング時に横方向へタイヤの垂直荷重が移動する移動量
の前後配分比、すなわち前後のロール剛性配分比λを意
図的に変えることにより行う。つまり、ロール剛性配分
比λを増大させて前輪Wfの荷重移動をより大きくすれ
ば前輪Wfのスリップ角が増加してアンダーステア傾向
となり、その反対に、ロール剛性配分比λを減少させて
後輪Wrの荷重移動をより大きくすれば前輪Wfのスリ
ップ角が減少してオーバーステア傾向となる。換言すれ
ば、各輪に設けられた油圧アクチュエータ6への供給油
圧を制御することでフロントサスペンションを相対的に
硬くするとアンダーステア傾向となり、その反対にリア
サスペンションを相対的に硬くするとオーバーステア傾
向となる。When performing such steering characteristic variable control in the active suspension device, the front-rear distribution ratio of the moving amount by which the vertical load of the tire moves laterally during cornering, that is, the front-rear roll rigidity distribution ratio λ is set. This is done by intentionally changing it. That is, if the roll rigidity distribution ratio λ is increased to increase the load movement of the front wheel Wf, the slip angle of the front wheel Wf increases and the steering wheel tends to understeer. On the contrary, the roll rigidity distribution ratio λ is decreased to reduce the rear wheel Wr. If the load movement is increased, the slip angle of the front wheel Wf decreases, and oversteering tends to occur. In other words, if the front suspension is made relatively hard by controlling the hydraulic pressure supplied to the hydraulic actuators 6 provided on each wheel, on the other hand, if the rear suspension is made relatively hard, it becomes oversteer. .
【0039】ここで操舵特性可変制御手段27に於て横
力によるロール剛性前後配分比λを連続可変するには、
適当なパラメータを用いてλを次のように設定する。 λ=λ0−κ(DSF) 但し、λ0 :初期ロール剛性配分比 κ:制御ゲインIn order to continuously change the roll rigidity front-rear distribution ratio λ by the lateral force in the steering characteristic variable control means 27,
Set λ as follows using appropriate parameters. λ = λ0-κ (DSF) where λ0: initial roll rigidity distribution ratio κ: control gain
【0040】このようにしてロール剛性配分比を初期値
より大きくすることでアンダーステア制御が行われ、そ
の反対に、ロール剛性配分を初期値より小さくすること
でオーバーステア制御が行われることとなる。In this way, understeer control is performed by increasing the roll rigidity distribution ratio above the initial value, and conversely, oversteer control is performed by decreasing the roll rigidity distribution below the initial value.
【0041】以下に上記のようなダイナミックスタビリ
ティファクタ制御による在来車との比較について述べ
る。A comparison with the conventional vehicle by the dynamic stability factor control as described above will be described below.
【0042】図4及び図5は、定常円旋回からスロット
ルオフを行った場合の、在来車(点線/以下同)及び本
発明適用車(実線/以下同)の特性を示したものであ
る。図4から、本発明適用車が、スロットルオフに伴う
減速の際に高減速度領域までヨーレイトの発生が低く抑
えられていることが分かり、図5から、本発明適用車
が、スロットルオフに伴う減速の際にヨーレイト並びに
横加速度の変化が抑えられていることが分かる。即ち、
スロットルオフに伴う減速によってダイナミックスタビ
リティファクタ(DSF)が負となるため、ロール剛性
配分比λを増大させることによって発生するヨーレイト
のピークやヨー角加速度が低く抑えられ、限界領域での
操縦性が向上することが分かる。FIGS. 4 and 5 show the characteristics of a conventional vehicle (dotted line / the same applies below) and a vehicle to which the present invention applies (solid line / the same applies below) when the throttle is turned off from the steady circular turn. . It can be seen from FIG. 4 that the vehicle to which the present invention is applied suppresses the generation of yaw rate to a high deceleration region at the time of deceleration due to the throttle off, and from FIG. 5, the vehicle to which the present invention is applied is accompanied by the throttle off. It can be seen that changes in yaw rate and lateral acceleration are suppressed during deceleration. That is,
Since the dynamic stability factor (DSF) becomes negative due to deceleration accompanying throttle-off, the peak yaw rate and yaw angular acceleration generated by increasing the roll rigidity distribution ratio λ are suppressed to a low level, and maneuverability in the limit region is improved. You can see that it will improve.
【0043】低速定常円旋回からの追加操舵レスポンス
については、ロール剛性配分比λを減少させることによ
り、図6に示すように、本発明適用車は在来車に比して
ヨーレイトゲインで約7%向上しており、低速域でのア
ンダーステア傾向が改善されていることが分かる。Regarding the additional steering response from the low-speed steady circular turning, as shown in FIG. 6, the vehicle to which the present invention is applied has a yaw rate gain of about 7 by reducing the roll rigidity distribution ratio λ. %, It can be seen that the understeer tendency in the low speed range is improved.
【0044】高速時のヨーレイトダンピングについて
も、図7に示すように、ゲイン共振点が消され、本発明
適用車がよりニュートラルに近い特性を持つことが分か
る。With respect to yaw rate damping at high speeds, as shown in FIG. 7, it can be seen that the gain resonance point is eliminated and the vehicle according to the present invention has a characteristic closer to neutral.
【0045】レーンチェンジに於ける操舵量と車両軌跡
についても、旋回初期のロール剛性配分比λの減少と旋
回終了期のロール剛性配分比λの増大により、図8に示
すように、本発明適用車は在来車に比してオーバーシュ
ートが低減されており、ドライバビリティが向上してい
ることが分かる。As for the steering amount and the vehicle trajectory at the time of lane change, the present invention is applied as shown in FIG. 8 due to the decrease of the roll rigidity distribution ratio λ at the beginning of turning and the increase of the roll rigidity distribution ratio λ at the end of turning. It can be seen that the overshoot is reduced and the drivability is improved in the car compared to the conventional car.
【0046】図9は、本発明が適用される別の例とし
て、前輪駆動車の駆動輪の概略構成を示している。車体
に横置きに搭載されたエンジンEには、変速機Mが接続
され、変速機Mの出力軸、即ち差動装置の入力軸31に
は、主差動装置Dに駆動力を伝達するための入力ギヤ3
2が設けられている。FIG. 9 shows, as another example to which the present invention is applied, a schematic configuration of drive wheels of a front-wheel drive vehicle. A transmission M is connected to an engine E mounted laterally on a vehicle body, and a transmission force is transmitted to a main differential D to an output shaft of the transmission M, that is, an input shaft 31 of a differential. Input gear 3
2 are provided.
【0047】主差動装置Dは、入力軸31の入力ギヤ3
2に噛み合う外歯ギヤ33を外周に有するリングギヤ3
4と、このリングギヤ34の内側にリングギヤ34と同
軸配置されたサンギヤ35と、リングギヤ34に噛み合
うアウタプラネタリギヤ36及びサンギヤ35に噛み合
うインナプラネタリギヤ37と、相互に噛み合った状態
のこれら各ギヤを支持するプラネタリキャリア38とか
ら構成されている。そして右ドライブシャフト39を介
してプラネタリキャリア38が右前輪Wfrに接続され、
左ドライブシャフト40を介してサンギヤ35が左前輪
Wflに接続されている。The main differential device D includes the input gear 3 of the input shaft 31.
A ring gear 3 having an outer toothed gear 33 meshing with 2 on the outer circumference
4, an inner planetary gear 37 that meshes with the sun gear 35 that is coaxial with the ring gear 34, an outer planetary gear 36 that meshes with the ring gear 34, and an inner planetary gear 37 that meshes with the sun gear 35. It is composed of a carrier 38. Then, the planetary carrier 38 is connected to the right front wheel Wfr via the right drive shaft 39,
The sun gear 35 is connected to the left front wheel Wfl via the left drive shaft 40.
【0048】左ドライブシャフト40側には、リングギ
ヤ34からの入力トルクを、左右の各ドライブシャフト
39・40に所定の比率で分配するためのトルク分配装
置Tが設けられている。このトルク分配装置Tに於て、
左ドライブシャフト40に結合したプラネタリキャリア
41に設けられたプラネタリギヤ42は、左シャフト4
0に相対回転自在に支持されたサンギヤ43に噛み合う
と共に、プラネタリキャリア41の外周に配設されたリ
ングギヤ44に噛み合っている。そして主差動装置Dの
プラネタリキャリア38と一体形成された外歯ギヤ45
と、トルク分配装置Tのリングギヤ44に形成した外歯
ギヤ46とが、一体形成された一対のピニオン47・4
8にそれぞれ噛み合っている。このようにして、主差動
装置Dとトルク分配装置Tとが相互に連結される。On the left drive shaft 40 side, a torque distribution device T for distributing the input torque from the ring gear 34 to the left and right drive shafts 39 and 40 at a predetermined ratio is provided. In this torque distributor T,
The planetary gear 42 provided on the planetary carrier 41 coupled to the left drive shaft 40 is
It meshes with a sun gear 43 which is rotatably supported at 0, and also meshes with a ring gear 44 arranged on the outer periphery of the planetary carrier 41. An external gear 45 formed integrally with the planetary carrier 38 of the main differential device D
And the external gear 46 formed on the ring gear 44 of the torque distribution device T are integrally formed as a pair of pinion 47.4.
8 meshed with each. In this way, the main differential device D and the torque distribution device T are connected to each other.
【0049】周知のアキシャルピストン型可変容量油圧
ポンプ49が、主差動装置Dのリングギヤ34と一体形
成された外歯ギヤ33に噛み合うピニオン50にて駆動
されるようになっている。この油圧ポンプ49は、一対
の油路51・52を介して油圧モータ53に接続されて
おり、この油圧モータ53の出力軸に設けたピニオン5
4が、トルク分配装置Tのサンギヤ43と一体形成され
た入力ギヤ55に噛み合っている。A known axial piston type variable displacement hydraulic pump 49 is driven by a pinion 50 that meshes with an external gear 33 formed integrally with a ring gear 34 of the main differential device D. The hydraulic pump 49 is connected to the hydraulic motor 53 via a pair of oil passages 51 and 52, and the pinion 5 provided on the output shaft of the hydraulic motor 53 is connected to the hydraulic motor 53.
4 meshes with an input gear 55 integrally formed with the sun gear 43 of the torque distributor T.
【0050】油圧ポンプ49の斜板を駆動する容量調整
レバー56には、ステアリングホイールの操作に連動し
て車体左右方向へ移動するステアリングギヤ57の両端
が、一対のボーデンワイヤ58・59を介して接続され
ている。これにより、ステアリングホイールが中立状態
にある時は油圧ポンプ49の吐出量が0になり、ステア
リングホイールをある方向へ転舵すると、その操舵角
と、その時のピニオン50の回転速度即ち車速とに応じ
た量の圧油が、油圧ポンプ49からいずれか一方の油路
51・52に吐出されることとなる。In the capacity adjusting lever 56 for driving the swash plate of the hydraulic pump 49, both ends of the steering gear 57, which moves in the left-right direction of the vehicle body in conjunction with the operation of the steering wheel, are provided with a pair of Bowden wires 58, 59. It is connected. As a result, the discharge amount of the hydraulic pump 49 becomes 0 when the steering wheel is in the neutral state, and when the steering wheel is steered in a certain direction, the steering angle and the rotation speed of the pinion 50 at that time, that is, the vehicle speed A large amount of pressure oil is discharged from the hydraulic pump 49 to either one of the oil passages 51 and 52.
【0051】この油路51・52の油圧を油圧制御手段
60にて制御することにより、油圧モータ53の回転速
度を適宜な値に設定することができる。By controlling the hydraulic pressure of the oil passages 51 and 52 by the hydraulic control means 60, the rotational speed of the hydraulic motor 53 can be set to an appropriate value.
【0052】油圧制御手段60は、エンジンEの回転速
度を検出するエンジン回転速度センサ61、エンジンE
のトルクを検出するエンジントルクセンサ62、操舵角
を検出する操舵角センサ63、車両の実ヨーレイトを検
出するヨーレイトセンサ64、及び車速を検出する車速
センサ65からの各信号を、所定のプログラムに基づい
て演算処理する電子制御ユニット66にて制御される。
なお、電子制御ユニット66は、上記と同様に、推定手
段、(DSF)演算手段、及び操舵特性可変制御手段を
備えている。The hydraulic control means 60 includes an engine rotation speed sensor 61 for detecting the rotation speed of the engine E and the engine E.
Based on a predetermined program, signals from an engine torque sensor 62 for detecting the torque of the vehicle, a steering angle sensor 63 for detecting the steering angle, a yaw rate sensor 64 for detecting the actual yaw rate of the vehicle, and a vehicle speed sensor 65 for detecting the vehicle speed are based on a predetermined program. It is controlled by the electronic control unit 66 which performs arithmetic processing.
The electronic control unit 66 includes an estimation unit, a (DSF) calculation unit, and a steering characteristic variable control unit, as in the above.
【0053】吸気圧とエンジン回転速度とからエンジン
トルクを求め、このエンジントルクに対してエンジン回
転速度と車速とから求めたギヤレシオを乗算することに
より、ドライブシャフトトルクが求められる。ドライブ
シャフトトルクが求められると、操舵特性可変制御手段
に設けられた左右分配トルク算出手段に於て油圧モータ
53が発生するべき左右輪の分配トルクを算出する。こ
れにより、ドライブシャフトトルクを所定の比率で左右
輪に分配することができる。The drive shaft torque is obtained by obtaining the engine torque from the intake pressure and the engine rotation speed, and multiplying the engine torque by the gear ratio obtained from the engine rotation speed and the vehicle speed. When the drive shaft torque is obtained, the left / right wheel distribution torque to be generated by the hydraulic motor 53 is calculated by the left / right distribution torque calculating means provided in the steering characteristic variable control means. Thereby, the drive shaft torque can be distributed to the left and right wheels at a predetermined ratio.
【0054】車両の直進走行時には、油圧ポンプ49の
吐出油量は0となるため、油圧モータ53は停止状態に
保持される。従って、油圧モータ53のピニオン54に
入力ギヤ55を介して接続されたトルク分配装置Tのサ
ンギヤ43も固定状態にされる。この時、主差動装置D
のプラネタリキャリア38とトルク分配装置Tのプラネ
タリキャリア41とは、リングギヤ44、外歯ギヤ4
6、ピニオン48、ピニオン47及び外歯ギヤ45を介
して所定のギヤ比で連動連結されているので、両プラネ
タリキャリア38・41の回転速度、即ち主差動装置D
のプラネタリキャリア38とサンギヤ35との回転速度
は強制的に一致させられ、右前輪Wfrと左前輪Wflとは
同一速度で回転する。When the vehicle is traveling straight ahead, the amount of oil discharged from the hydraulic pump 49 is 0, so the hydraulic motor 53 is held in a stopped state. Therefore, the sun gear 43 of the torque distribution device T connected to the pinion 54 of the hydraulic motor 53 via the input gear 55 is also fixed. At this time, the main differential D
The planetary carrier 38 and the planetary carrier 41 of the torque distributor T are a ring gear 44 and an external gear 4.
6, the pinion 48, the pinion 47, and the external gear 45 are interlockingly connected at a predetermined gear ratio, so that the rotational speeds of both planetary carriers 38 and 41, that is, the main differential D
The rotational speeds of the planetary carrier 38 and the sun gear 35 are forcibly matched, and the right front wheel Wfr and the left front wheel Wfl rotate at the same speed.
【0055】図示されていないステアリングホイールを
操舵すると、油圧ポンプ49から圧油が吐出され、油圧
モータ53が所定の回転方向及び回転速度で回転する。
すると、トルク分配装置Tのサンギヤ43が回転し、両
プラネタリキャリア38・41の回転速度、即ち主差動
装置Dのプラネタリキャリア38とサンギヤ35との回
転速度に所定の差が発生する。しかして、変速機Mから
主差動装置Dのリングギヤ34に伝達されたエンジント
ルクは、油圧モータ53の回転方向及び回転速度にて決
定される所定の比率で左右輪に分配されることとなる。When a steering wheel (not shown) is steered, pressure oil is discharged from the hydraulic pump 49, and the hydraulic motor 53 rotates in a predetermined rotation direction and rotation speed.
Then, the sun gear 43 of the torque distribution device T rotates, and a predetermined difference occurs in the rotation speeds of the planetary carriers 38 and 41, that is, the rotation speeds of the planetary carrier 38 and the sun gear 35 of the main differential device D. Thus, the engine torque transmitted from the transmission M to the ring gear 34 of the main differential device D is distributed to the left and right wheels at a predetermined ratio determined by the rotation direction and rotation speed of the hydraulic motor 53. .
【0056】上記トルク分配装置Tを用いて操舵特性可
変制御を行うに際しては、コーナリング時の左右輪のト
ルク配分を意図的に変えることにより行う。つまり、旋
回円内側輪のトルクを相対的に大きくすればアンダース
テア傾向となり、その反対に、旋回円外側輪のトルクを
相対的に大きくすればオーバーステア傾向となる。この
ようにして、油圧制御手段60で油圧モータ53に加え
る油圧を変化させてその時の車両の運転状況に応じて左
右駆動輪のトルク配分を変化させることにより、操縦性
を任意に変化させることができる。When the steering characteristic variable control is performed using the torque distribution device T, the torque distribution of the left and right wheels during cornering is intentionally changed. That is, if the torque of the wheels on the inside of the turning circle is made relatively large, there is an understeer tendency, and conversely, if the torque of the wheels on the outside of the turning circle is made relatively large, there is an oversteer tendency. In this way, the hydraulic control unit 60 changes the hydraulic pressure applied to the hydraulic motor 53 to change the torque distribution of the left and right drive wheels according to the driving condition of the vehicle at that time, whereby the maneuverability can be arbitrarily changed. it can.
【0057】[0057]
【発明の効果】このように本発明によれば、車両の様々
な運動状態を的確に表現してそれに応じた最適制御を実
行することが可能となるため、飛躍的な運動性能の向上
を達成できる。またこの制御により、車両の応答性も一
元化されるので、ドライバビリティの向上も見られる。As described above, according to the present invention, various motion states of the vehicle can be accurately expressed and optimal control can be executed in accordance therewith, so that a dramatic improvement in motion performance can be achieved. it can. Further, this control also unifies the responsiveness of the vehicle, so that the drivability is also improved.
【図1】コーナリングフォース及びスリップ角の説明
図。FIG. 1 is an explanatory view of cornering force and slip angle.
【図2】本発明が適用されるアクティブサスペンション
装置の概略構成図。FIG. 2 is a schematic configuration diagram of an active suspension device to which the present invention is applied.
【図3】本発明の概略制御ブロック図。FIG. 3 is a schematic control block diagram of the present invention.
【図4】定常円旋回からスロットルオフした場合の横加
速度とヨーレイトとの関係を示す本発明適用車と在来車
との特性比較線図。FIG. 4 is a characteristic comparison diagram of a vehicle to which the present invention is applied and a conventional vehicle showing a relationship between lateral acceleration and yaw rate when the throttle is turned off from a steady circular turn.
【図5】ヨーレイト並びに横加速度の変化率を示す本発
明適用車と在来車との特性比較線図。FIG. 5 is a characteristic comparison diagram of a vehicle to which the present invention is applied and a conventional vehicle, showing the rate of change in yaw rate and lateral acceleration.
【図6】ヨーレイト応答特性を示す本発明適用車と在来
車との特性比較線図。FIG. 6 is a characteristic comparison diagram showing a yaw rate response characteristic of a vehicle to which the invention is applied and a conventional vehicle.
【図7】ヨーレイトダンピング特性を示す本発明適用車
と在来車との特性比較線図。FIG. 7 is a characteristic comparison diagram showing a yaw rate damping characteristic of a vehicle to which the invention is applied and a conventional vehicle.
【図8】レーンチェンジ時の応答特性を示す本発明適用
車と在来車との特性比較線図。FIG. 8 is a characteristic comparison diagram of a vehicle to which the present invention is applied and a conventional vehicle showing response characteristics at the time of lane change.
【図9】本発明が適用される前輪駆動車の駆動輪の概略
構成図。FIG. 9 is a schematic configuration diagram of drive wheels of a front-wheel drive vehicle to which the present invention is applied.
1 車輪 2 下サスペンションアーム 3 上サスペンションアーム 4 車体 5 圧縮コイルばね 6 油圧アクチュエータ 7 ピストン 8 下側油室 9 上側油室 10 マルチバルブユニット 11 サーボ弁 12 油圧ポンプ 13 タンク 14 メインアキュムレータ 15 ピストンロッド 16 第2のアキュムレータ 17 荷重センサ 18 ストロークセンサ 19 横加速度センサ 20 上下加速度センサ 21 舵角センサ 22 車速センサ 23 電子制御ユニット 24 油圧センサ 25 推定手段 26 DSF演算手段 27 操舵特性可変制御手段 31 入力軸 32 入力ギヤ 33 外歯ギヤ 34 リングギヤ 35 サンギヤ 36 アウタプラネタリギヤ 37 インナプラネタリギヤ 38 プラネタリキャリア 39・40 ドライブシャフト 41 プラネタリキャリア 42 プラネタリギヤ 43 サンギヤ 44 リングギヤ 45 外歯ギヤ 46 外歯ギヤ 47・48 ピニオン 49 油圧ポンプ 50 ピニオン 51・52 油路 53 油圧モータ 54 ピニオン 55 入力ギヤ 56 容量調整レバー 57 ステアリングギヤ 58・59 ボーデンワイヤ 60 油圧制御手段 61 エンジン回転速度センサ 62 エンジントルクセンサ 63 操舵角センサ 64 ヨーレイトセンサ 65 車速センサ 66 電子制御ユニット E エンジン M 変速機 D 主差動装置 T トルク分配装置 1 Wheel 2 Lower Suspension Arm 3 Upper Suspension Arm 4 Vehicle Body 5 Compression Coil Spring 6 Hydraulic Actuator 7 Piston 8 Lower Oil Chamber 9 Upper Oil Chamber 10 Multi-valve Unit 11 Servo Valve 12 Hydraulic Pump 13 Tank 14 Main Accumulator 15 Piston Rod 16 No. 2 Accumulator 17 Load sensor 18 Stroke sensor 19 Lateral acceleration sensor 20 Vertical acceleration sensor 21 Steering angle sensor 22 Vehicle speed sensor 23 Electronic control unit 24 Hydraulic pressure sensor 25 Estimating means 26 DSF computing means 27 Steering characteristic variable control means 31 Input shaft 32 Input gear 33 External gear 34 Ring gear 35 Sun gear 36 Outer planetary gear 37 Inner planetary gear 38 Planetary carrier 39/40 Drive shaft 41 Planetary carrier 42 planetary gear 43 sun gear 44 ring gear 45 external gear 46 external gear 47/48 pinion 49 hydraulic pump 50 pinion 51/52 oil passage 53 hydraulic motor 54 pinion 55 input gear 56 capacity adjusting lever 57 steering gear 58/59 Bowden wire 60 hydraulic Control means 61 Engine rotation speed sensor 62 Engine torque sensor 63 Steering angle sensor 64 Yaw rate sensor 65 Vehicle speed sensor 66 Electronic control unit E Engine M Transmission D Main differential device T Torque distribution device
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 福里 司 埼玉県和光市中央1丁目4番1号 株式会 社本田技術研究所内 (72)発明者 大崎 正滋 埼玉県和光市中央1丁目4番1号 株式会 社本田技術研究所内 (72)発明者 渡辺 勝治 埼玉県和光市中央1丁目4番1号 株式会 社本田技術研究所内 ─────────────────────────────────────────────────── ─── Continuation of the front page (72) Inventor Tsukasa Fukusato 1-4-1, Chuo, Wako-shi, Saitama Inside Honda R & D Co., Ltd. (72) Inventor Masashige Osaki 1-4-1, Chuo, Wako, Saitama No. Incorporated in Honda R & D Co., Ltd. (72) Inventor Katsuji Watanabe 1-4-1 Chuo, Wako, Saitama Incorporated in Honda R & D Co., Ltd.
Claims (4)
手段と、 前後輪のコーナリングフォース及び前後輪のスリップ角
をそれぞれ推定するコーナリングフォース・スリップ角
推定手段と、 推定されたコーナリングフォース及びスリップ角からダ
イナミックスタビリティファクタを求めるダイナミック
スタビリティファクタ演算手段と、 前記ダイナミックスタビリティファクタ値が最小となる
ように操舵特性を制御する操舵特性可変制御手段とを有
することを特徴とする車両の旋回運動制御装置。1. A turning state detecting means for detecting a turning state of a vehicle, a cornering force / slip angle estimating means for respectively estimating a cornering force of front and rear wheels and a slip angle of front and rear wheels, and an estimated cornering force and slip angle. A turning stability control of a vehicle, comprising: a dynamic stability factor calculation means for obtaining a dynamic stability factor from the steering wheel; and a steering characteristic variable control means for controlling a steering characteristic so as to minimize the dynamic stability factor value. apparatus.
きい状態の時に、前輪スリップ角の絶対値がより大きい
時は旋回開始と判断してオーバーステア制御を行い、後
輪スリップ角の絶対値がより大きいときはスピン傾向と
判断してアンダーステア制御を行うと共に、後輪側のヨ
ーイングモーメントがより大きい状態の時に、前輪スリ
ップ角の絶対値がより大きい時はドリフトアウト傾向と
判断してオーバーステア制御を行い、後輪スリップ角の
絶対値がより大きいときは旋回終了と判断してアンダー
ステア制御を行うことを特徴とする請求項1に記載の車
両の旋回運動制御装置。2. When the yaw moment on the front wheel side is larger, when the absolute value of the front wheel slip angle is larger, it is judged that turning has started and oversteer control is performed, and the absolute value of the rear wheel slip angle is larger. When the yaw moment on the rear wheel side is larger, the understeer control is performed, and when the absolute value of the front wheel slip angle is larger, it is determined to be the drift-out tendency and oversteer control is performed. 2. The vehicle turning motion control device according to claim 1, wherein when the absolute value of the rear wheel slip angle is larger, it is determined that the turning has ended and the understeer control is performed.
きくすることでアンダーステア制御を行い、前後のロー
ル剛性配分比を初期値より小さくすることでオーバース
テア制御を行うことを特徴とする請求項1に記載の車両
の旋回運動制御装置。3. The understeer control is performed by increasing the front / rear roll rigidity distribution ratio above an initial value, and the oversteer control is performed by decreasing the front / rear roll rigidity distribution ratio below the initial value. 1. The vehicle turning motion control device according to 1.
くすることでアンダーステア制御を行い、旋回円外側の
駆動力配分を相対的に大きくすることでオーバーステア
制御を行うことを特徴とする請求項1に記載の車両の旋
回運動制御装置。4. The understeer control is performed by relatively increasing the driving force distribution inside the turning circle, and the oversteering control is performed by relatively increasing the driving force distribution outside the turning circle. The turning motion control device for a vehicle according to claim 1.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP3903495A JPH08207542A (en) | 1995-02-02 | 1995-02-02 | Vehicle turning motion controller |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP3903495A JPH08207542A (en) | 1995-02-02 | 1995-02-02 | Vehicle turning motion controller |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPH08207542A true JPH08207542A (en) | 1996-08-13 |
Family
ID=12541836
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP3903495A Pending JPH08207542A (en) | 1995-02-02 | 1995-02-02 | Vehicle turning motion controller |
Country Status (1)
Country | Link |
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JP (1) | JPH08207542A (en) |
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