WO2004012977A1 - 車両の操舵装置 - Google Patents

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WO2004012977A1
WO2004012977A1 PCT/JP2003/009512 JP0309512W WO2004012977A1 WO 2004012977 A1 WO2004012977 A1 WO 2004012977A1 JP 0309512 W JP0309512 W JP 0309512W WO 2004012977 A1 WO2004012977 A1 WO 2004012977A1
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WO
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steering
vehicle
value
wheel
lateral acceleration
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Application number
PCT/JP2003/009512
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English (en)
French (fr)
Inventor
Toshihisa Kato
Masanobu Fukami
Tokio Yakushijin
Original Assignee
Advics Co., Ltd.
Daihatsu Motor Co., Ltd.
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Publication date
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Priority to US10/522,787 priority patent/US20050256620A1/en
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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60T—VEHICLE BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF; BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF, IN GENERAL; ARRANGEMENT OF BRAKING ELEMENTS ON VEHICLES IN GENERAL; PORTABLE DEVICES FOR PREVENTING UNWANTED MOVEMENT OF VEHICLES; VEHICLE MODIFICATIONS TO FACILITATE COOLING OF BRAKES
    • B60T8/00—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force
    • B60T8/17—Using electrical or electronic regulation means to control braking
    • B60T8/1755—Brake regulation specially adapted to control the stability of the vehicle, e.g. taking into account yaw rate or transverse acceleration in a curve
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62D—MOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D5/00—Power-assisted or power-driven steering
    • B62D5/04—Power-assisted or power-driven steering electrical, e.g. using an electric servo-motor connected to, or forming part of, the steering gear
    • B62D5/0457—Power-assisted or power-driven steering electrical, e.g. using an electric servo-motor connected to, or forming part of, the steering gear characterised by control features of the drive means as such
    • B62D5/046—Controlling the motor
    • B62D5/0463—Controlling the motor calculating assisting torque from the motor based on driver input
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62D—MOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D6/00—Arrangements for automatically controlling steering depending on driving conditions sensed and responded to, e.g. control circuits
    • B62D6/002—Arrangements for automatically controlling steering depending on driving conditions sensed and responded to, e.g. control circuits computing target steering angles for front or rear wheels
    • B62D6/003—Arrangements for automatically controlling steering depending on driving conditions sensed and responded to, e.g. control circuits computing target steering angles for front or rear wheels in order to control vehicle yaw movement, i.e. around a vertical axis
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60T—VEHICLE BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF; BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF, IN GENERAL; ARRANGEMENT OF BRAKING ELEMENTS ON VEHICLES IN GENERAL; PORTABLE DEVICES FOR PREVENTING UNWANTED MOVEMENT OF VEHICLES; VEHICLE MODIFICATIONS TO FACILITATE COOLING OF BRAKES
    • B60T2260/00—Interaction of vehicle brake system with other systems
    • B60T2260/02—Active Steering, Steer-by-Wire

Definitions

  • the present invention relates to a steering apparatus for a vehicle provided with a steered wheel steering mechanism that changes the steered angle of the steered wheels of the vehicle according to a steering operation performed by a driver.
  • the vehicle when the vehicle turns, it is required to control the motion of the vehicle so that the turning state of the vehicle does not become unstable due to the occurrence of an excessive roll angle on the vehicle body.
  • the size of the roll angle depends on the magnitude of the actual lateral acceleration which is a component of the acceleration acting on the vehicle in the lateral direction of the vehicle body, and increases with the increase of the actual lateral acceleration.
  • the magnitude of the actual lateral acceleration acting on the vehicle is reduced by generating a yawing moment in the direction opposite to the turning direction of the vehicle.
  • the motion control device for a vehicle disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. Hei 10 1 1 9 4 3 3 rotates the vehicle according to the roll angle of the vehicle body.
  • the braking force applied to each wheel is controlled to produce a yawing moment in the direction opposite to the direction.
  • the braking force applied to each wheel is controlled such that the yawing moment in the direction opposite to the turning direction of the vehicle is increased according to the increase of the roll angle of the vehicle body. Therefore, when the roll angle of the vehicle body is increased, the magnitude of the lateral acceleration acting on the vehicle is reduced, and as a result, it is possible to prevent the occurrence of an excessive wheel angle on the vehicle body.
  • the first feature of the present invention is that the steering angle of the steered wheels of the vehicle is changed in accordance with the steering operation operated by the driver, and the predetermined characteristic is determined in accordance with the operation power related amount of the steering by the driver.
  • the steering device of a vehicle provided with a steering wheel steering mechanism that generates an assist force related amount that assists the operation of the same steering based on the characteristics of the vehicle, an excessive roll angle that indicates the degree of tendency of the vehicle to generate an excessive roll angle.
  • An index value acquisition means for acquiring an occurrence tendency index value
  • a steering characteristic change means for changing the predetermined characteristic according to the excessive roll angle occurrence tendency index value.
  • steering refers to a lever (so-called joystick) that changes the turning angle of the steered wheels of the vehicle by translational operation, even if it is a so-called circular handle that changes the turning angle of the steered wheels of the vehicle by rotational operation. It may be present and is not limited to these.
  • steering operating force related amount is, for example, an operating force (steering force) and operating torque (steering torque) when the driver operates the steering
  • helping force related amount is, for example, steering The assisting force and assisting torque generated by the wheel steering mechanism are not limited to these.
  • the excessive roll angle occurrence tendency index value is at least one of a lateral acceleration that is a component of the acceleration acting on the vehicle in the lateral direction of the vehicle, a roll angle generated in the vehicle, and an operation speed of steering. It is preferred that the value is based on.
  • the excessive roll angle generation direction index value acquired by the index value acquisition means is a value indicating that the tendency of the vehicle to generate an excessive roll angle is large (for example, The assist force related amount generated by the steering wheel steering mechanism with respect to the same amount of steering operation force related amount by the driver can be set smaller than when the working lateral acceleration is large) and the same tendency is small.
  • the driver's steering force related amount increases, the driver's It becomes difficult for the driver to make a sudden steering operation, and it is possible to prevent the turning angle of the steered wheels of the vehicle from increasing sharply in the turning direction.
  • the rate of increase of the roll angle of the vehicle becomes slow, and a sufficient time for the driver to perform the steering operation in the direction of decreasing the roll angle can be secured before the increasing roll angle becomes excessive. The occurrence of an excessive roll angle on the vehicle body can be prevented.
  • a steering system for a vehicle equipped with a steering wheel steering mechanism for changing a steering angle of steering wheels of the vehicle based on predetermined characteristics according to a position of steering operated by a driver.
  • Index value acquiring means for acquiring an excessive roll angle occurrence tendency index value indicating the degree of tendency of the vehicle to generate an excessive roll angle; and the predetermined value according to the excessive mouth angle occurrence tendency index value.
  • steering characteristic changing means for changing the characteristics of the vehicle.
  • the excessive roll angle occurrence tendency index value is based on at least one of the lateral acceleration which is a component of the acceleration acting on the vehicle in the left and right direction of the vehicle body, the roll angle generated on the vehicle, and the steering speed. It is preferable that the value is
  • the excessive roll angle generation direction index value acquired by the index value acquisition means is a value indicating that the tendency of the vehicle to generate an excessive roll angle is large (for example, When the lateral acceleration at work is large), when the same tendency is small, compared with the same steering position (for example, in the case of a circular steering wheel, the rotation angle from the neutral position)
  • the steering angle (turning angle (deviation angle) from the reference angle at which the vehicle goes straight on) can be set small.
  • the amount of increase in the turning angle of the steered wheels of the vehicle (change amount, increase speed ) Can be reduced, and in this case too, the turning angle of the same steered wheel can be prevented from rapidly increasing in the turning direction.
  • the speed at which the roll angle of the vehicle body is increased slows down, and it is possible to secure a sufficient time for the driver to perform the steering operation in the direction to reduce the roll angle before the increasing roll angle becomes excessive. , Excessive on the car body It can be prevented that the roll angle occurs.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a vehicle equipped with a motion control device for a vehicle including a steering device for a vehicle according to a first embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a schematic configuration diagram of the steering angle tube shown in FIG.
  • FIG. 3 is a schematic configuration diagram of the brake fluid pressure control device shown in FIG.
  • Fig. 4 shows the value of the driver's steering torque and the steering torque used when the CPU shown in Fig. 1 calculates the assist power according to the driver's steering torque for calculating the final assist power. It is a table showing the relationship with the assist force according to the steering torque to be generated.
  • Fig. 5 is a table showing the relationship between the absolute value of the actual lateral acceleration and the coefficient K t used when the CPU shown in Fig. 1 calculates the coefficient K t for calculating the final assist force. is there.
  • FIG. 6 is a flowchart showing a routine for calculating the final assist force executed by the CPU shown in FIG.
  • FIG. 7 is a flow chart showing a routine for calculating the wheel speed etc. executed by the CPU shown in FIG.
  • FIG. 8 is a flow chart showing a routine for calculating the lateral acceleration deviation executed by the CPU shown in FIG.
  • FIG. 9 is a flow chart showing a routine for the C PU to calculate the target slip ratio shown in FIG.
  • FIG. 10 is a flow chart showing a routine for the CPU shown in FIG. 1 to set the control mode.
  • FIG. 11 is a flowchart showing a routine for controlling the braking force applied to each wheel by the CPU shown in FIG.
  • FIG. 12 is a schematic configuration diagram of a vehicle equipped with a motion control device for a vehicle including a steering device for a vehicle according to a second embodiment of the present invention.
  • FIG. 13 is a schematic block diagram of the steering angle ratio variable angle chart shown in FIG. Fig.14 is a flowchart showing the routine for calculating and controlling the steering angle ratio by CPU shown in Fig.12.
  • FIG. 15 is a flow chart showing a routine for calculating the roll angle by the CPU shown in FIG. 1 or FIG. BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
  • FIG. 1 shows a schematic configuration of a vehicle equipped with a vehicle motion control device 10 including a steering device of a vehicle according to a first embodiment of the present invention.
  • This vehicle is equipped with two front wheels (left front wheel FL and right front wheel FR) which are steered wheels and non-drive wheels, and two rear wheels (left rear wheel RL and right rear wheel RR) which are drive wheels. It is a four-wheel vehicle with rear wheel drive.
  • the motion control device 10 of this vehicle includes a front wheel steering mechanism 20 as a steered wheel steering mechanism for steering the steered wheels FL and FR, generates a driving force and drives the driving force as a driving wheel RL. , RR, a brake fluid pressure control device 40 for generating brakes by brake fluid pressure on each wheel, a sensor portion 50 composed of various sensors, electricity And an expression controller 60.
  • the front wheel steering mechanism portion 20, the sensor portion 50, and the electric control device 60 constitute a steering device of a vehicle according to an embodiment of the present invention.
  • the front wheel steering mechanism portion 20 includes a circular steering wheel 21 rotationally operated by the driver, a column 22 rotatable integrally with the steering wheel 21 and extending in the longitudinal direction of the vehicle body; Column 2 2 steered by a steering lever 2 3 3, the steered steering rod 2 3 by a steering rod 24 moved in the lateral direction of the vehicle body, 4 by the same tie opening It consists of a pair of left and right links 2 51, 2 5 r that can steer the steered wheels FL, FR by movement of the gear 24.
  • the steered vehicle steering wheel 23 is a so-called electric parking steering system, and as shown in FIG. 2 which is a schematic view of the steering wheel steering wheel, a rack R integrally formed with the tie rod 24 and a column 22 2 A pinion P that is integrally fixed to the front end of the vehicle body and meshes with the same rack scale, and a circular external gear coaxially integrally fixed to the middle part of the column 22 in the vehicle longitudinal direction.
  • the electric motor 23 c is a tie rod in a direction to assist the driver's steering operation of the steering wheel 21 as will be described later according to the rotational torque (steering torque) of the steering wheel 21, ie, the column 22, by the driver. It generates the (final) assist force F to move 4.
  • a pair of left stoppers 21 and a right stopper 24 r having a predetermined distance in the left-right direction of the vehicle body are fixed to the tie rod 24 and the movable range of the tie rod 24 in the left-right direction is fixed.
  • the left end position of corresponds to the position when the right stopper 24 r abuts the right end 7 O r of the fixing member 70 fixed to the vehicle body, and the right end position of the movable range is the left stop 2 4 1 Corresponds to the position when it abuts on the left end 7 0 1 of the fixing member 70.
  • the steering gear ratio ratio of the change amount of the rotation angle of the steering wheel 21 to the change amount of the steered wheel FL, FR
  • the steering gear ratio in the front wheel steering mechanism portion 20 is set to a constant value “2 0”. ing.
  • the driving force transmission mechanism portion 30 includes an engine 31 generating driving force, and an intake pipe 31 a of the engine 3 1, which has a throttle valve TH disposed in the intake pipe 31 a and variable in opening sectional area of the intake passage.
  • a throttle valve (DC motor) 32 that controls the opening degree
  • a fuel injection device 33 including an injector that injects fuel near the intake port (not shown) of the engine 31 and an output shaft of the engine 31 Transformers connected to A system 34 includes a system 34 and a differential gear 35 which appropriately distributes the driving force transmitted from the transmission 34 and transmits it to the rear wheels RR and RL.
  • the brake fluid pressure control device 40 includes a high pressure generating unit 41, and a brake fluid pressure generating unit 42 for producing a brake fluid pressure corresponding to the operating force of the brake pedal BP, as shown in FIG. , FR brake fluid pressure adjusting section 43 capable of adjusting the brake fluid pressure supplied to the wheel cylinders W fr, W ⁇ , Wr r, Wr 1 respectively disposed on the respective wheels FR, FL, RR, RL An FL brake fluid pressure adjusting unit 44, an RR brake fluid pressure adjusting unit 45, and an RL brake fluid pressure adjusting unit 46 are included.
  • the high pressure generating unit 41 includes an electric motor M, a hydraulic pump HP driven by the electric motor M and for boosting the brake fluid in the reservoir RS, and a check valve CVH on the discharge side of the hydraulic pump HP. And an accumulator Acc for storing the brake fluid pressurized by the hydraulic pump HP.
  • the electric motor M is driven when the hydraulic pressure in the accumulator Acc falls below a predetermined lower limit, and is stopped when the hydraulic pressure in the accumulator Acc exceeds a predetermined upper limit.
  • the fluid pressure in the accumulator Acc is always maintained at a high pressure within a predetermined range.
  • a relief valve RV is disposed between the accumulator Acc and the reservoir RS, and when the hydraulic pressure in the accumulator Acc reaches an abnormally high pressure above the high pressure, the brake in the accumulator Acc is also disposed. Fluid is to be returned to the reservoir RS. Thus, the hydraulic circuit of the high pressure generating unit 41 is protected.
  • the brake fluid pressure generating unit 42 is composed of a throttle booster HB responsive to the operation of the brake pedal BP and a master cylinder MC connected to the hydro booster HB.
  • the hide port booster HB assists the operating force of the brake pedal BP at a predetermined rate using the high pressure supplied from the hydraulic high pressure generating unit 41 and transmits the assisted operating force to the master cylinder MC. It has become.
  • the master cylinder MC is adapted to generate a mass evening cylinder hydraulic pressure according to the assisted operating force.
  • the Hide mouth booth HB is the master cylinder fluid
  • a linear hydraulic pressure corresponding to the assisted operating force which is a hydraulic pressure substantially the same as the master cylinder hydraulic pressure, is generated.
  • the configuration and operation of the master cylinder MC and the hydro-booster HB are well known, so a detailed description thereof is omitted here.
  • the master cylinder MC and the hydraulic booster HB generate the master cylinder hydraulic pressure and the hydraulic pressure according to the operating force of the brake pedal BP, respectively.
  • Control valve SA 1 Is interspersed.
  • control between the hydro booster HB and each of the upstream side of the RR brake fluid pressure adjusting unit 45 and the upstream side of the RL brake fluid pressure adjusting unit 46 is a control that is a 3-port 2-position switching type solenoid valve.
  • Valve SA 2 is installed.
  • a switching valve STR which is a two-point two-position switching type normally closed electromagnetic on-off valve, is interposed between the high pressure generating unit 41 and each of the control valve SA1 and the control valve SA2. .
  • control valve SA 1 When control valve SA 1 is in the first position (position in the non-excitation state) shown in FIG. 3, master cylinder MC, the upstream portion of FR brake fluid pressure adjustment unit 43, and FL brake fluid pressure adjustment unit 44 When communicating with each of the upstream parts and in the second position (the position in the excited state), the master cylinder MC, the upstream part of the FR brake fluid pressure adjusting part 43 and the FL brake fluid pressure adjusting part 44 Communication with each of the upstream portions is shut off to connect the switching valve STR with each of the upstream portion of the FR brake fluid pressure adjusting portion 43 and the upstream portion of the FL brake fluid pressure adjusting portion 44.
  • the upstream portion of the hydro booster HB and the RR brake fluid pressure adjustment unit 45 and the RL brake fluid pressure adjustment unit 46 When communicating with each of the upstream parts and in the second position (position in the excited state), the hydrobooster HB and the RR brake fluid pressure adjusting section 45 have an upstream section and an RL brake fluid pressure adjusting section 46 Communication with each of the upstream portions is shut off to connect the switching valve STR with each of the upstream portion of the RR brake fluid pressure adjusting portion 45 and the upstream portion of the RL brake fluid pressure adjusting portion 46.
  • the control valve SA2 when the control valve SA2 is in the first position, the regulated return fluid pressure is supplied to the upstream portion of the RR brake fluid pressure adjusting portion 45 and the upstream portion of the RL brake fluid pressure adjusting portion 46.
  • the high pressure generated by the high pressure generator 41 is supplied when the control valve SA 2 is in the second position and the switching valve STR is in the second position.
  • the FR brake fluid pressure adjustment unit 43 is composed of a pressure increasing valve PUfr, which is a two-port two-position normally open solenoid valve, and a pressure reducing valve PDfr which is a two-port two-position normally closed solenoid open valve.
  • PUfr pressure increasing valve
  • PDfr pressure reducing valve
  • the brake fluid pressure in the wheel cylinder Wfr is supplied with the fluid pressure in the upstream portion of the FR brake fluid pressure adjusting portion 43 in the wheel cylinder Wfr when both the pressure increasing valve PUfr and the pressure reducing valve PDfr are in the first position.
  • the pressure increasing valve PUfr is in the second position and the pressure reducing valve PDfr is in the first position, the fluid at the point in time regardless of the fluid pressure in the upstream portion of the FR brake fluid pressure adjusting portion 43
  • the pressure is maintained and the brake fluid in the wheel cylinder Wfr is reduced by being returned to the reservoir RS when both the pressure increasing valve PUfr and the pressure reducing valve PDfr are in the second position.
  • a check valve CV 1 that allows only one-way flow of brake fluid from the wheel cylinder Wfr side to the upstream part of the FR brake fluid pressure adjustment unit 43 is arranged in parallel to the pressure intensifying valve PUfr.
  • the control valve SA 1 is operated in the first position. The brake fluid pressure in the wheel cylinder Wfr is quickly reduced when the brake pedal BP being operated is released.
  • the FL brake fluid pressure adjustment unit 44, the RR brake fluid pressure adjustment unit 45, and the RL brake fluid pressure adjustment unit 46 respectively include a pressure increasing valve PUfl and a pressure reducing valve PDfl, a pressure increasing valve PU rr and a pressure reducing valve PDrr, It consists of pressure valve P Url and pressure reducing valve P Drl, and by controlling the position of each pressure increasing valve and each pressure reducing valve, the brake fluid in wheel cylinder Wfl, wheel cylinder Wrr and wheel cylinder Wrl The pressure can be increased, maintained and reduced respectively.
  • check valves CV2, CV3 and CV4 capable of achieving the same function as the check valve CV1 are respectively arranged in parallel to the pressure increasing valves PUfl, PUrr and PUrl.
  • a check valve CV5 that allows only one flow of brake fluid from the upstream side to the downstream side is arranged in parallel in the control valve SA1, and the control valve SA1 is in the second position.
  • wheel cylinder Wfr is operated by operating brake pedal BP.
  • Wf 1 can now be boosted.
  • a check valve CV6 that can achieve the same function as the check valve CV5 is disposed in parallel.
  • the brake fluid pressure control device 40 can supply the brake fluid pressure corresponding to the operating force of the brake pedal BP to each wheel cylinder when all the solenoid valves are in the first position. There is. Further, in this state, for example, by controlling the pressure increasing valve PUrr and the pressure reducing valve PDrr, respectively, only the brake fluid pressure in the wheel cylinder Wrr can be reduced by a predetermined amount.
  • the brake fluid pressure control device 40 sets, for example, both the control valve SA1, the changeover valve STR and the pressure intensifying valve PUfl to the second position when the brake pedal BP is not operated (opened).
  • the brake fluid in the wheel cylinder Wfr is utilized by using the high pressure generated by the high pressure generator 41 while holding the brake fluid pressure in the wheel cylinder Wfl. Only the pressure can be increased by a predetermined amount.
  • the brake fluid pressure control device 40 independently controls the brake fluid pressure in the wheel cylinder of each wheel independently of the operation of the brake pedal BP, and independently for each wheel It is possible to apply a predetermined braking force. Referring again to FIG.
  • the sensor unit 50 has a signal having a pulse each time the wheels FL, FR, RL and RR rotate by a predetermined angle.
  • the wheel speed sensor 5 1 fl, 5 1 fr, 5 1 rl and 5 1 rr consisting of a single output tally encoder and the rotation angle from the neutral position of the steering 2 1 are detected, and the steering angle 0
  • the steering angle sensor 52 as a steering angle acquisition means that outputs a signal indicating s and the operation amount of the accelerator pedal AP operated by the driver are detected, and a signal indicating the operation amount Accp of the accelerator pedal AP is output.
  • an accelerator opening sensor 5 3 detects a lateral acceleration a lateral direction of the vehicle body component of the actual acceleration acting on the vehicle (excessive roll generating tendency index value), a signal showing lateral acceleration Gy (m / s 2)
  • a lateral acceleration sensor 54 as an index value acquisition means for outputting a signal
  • a brake switch 55 for detecting whether or not the brake pedal BP is operated by the driver and outputting a signal indicating the presence or absence of the brake operation; It detects the height from the road surface of each specific part of the vehicle body in the vicinity of the wheels FL, FR, RL and RR, and outputs a signal indicating the vehicle height, Hfr, Hrl and Hrr of each wheel.
  • the value of the steering angle 0 s is “0” when the steering 2 1 is in the neutral position, and is positive when the steering 2 1 is rotated counterclockwise (as viewed from the driver) from the neutral position.
  • the value is set to be a negative value when the steering 21 is rotated clockwise from the neutral position.
  • the value of the lateral acceleration Gy is set to be a positive value when the vehicle is turning to the left and a negative value when the vehicle is turning to the right.
  • the value of the steering torque T is a positive value when the driver rotates the steering 2 1 to the left (in the counterclockwise direction when viewed from the driver), the driver rotates the steering 2 1 to the right (driving It is set to be a negative value when rotating it in the direction of the clock rotation as seen from the user.
  • the electric control unit 60 requires the CPU 61 connected via a bus, a routine (program) executed by the CPU 61, a table (look-up table, map), a ROM 62 in which constants and the like are stored in advance, and the CPU 61
  • RAM 63 temporarily stores data
  • backup RAM 64 which stores data while power is on and keeps the stored data while power is off
  • AD It is a microcomputer comprising an interface 65 and the like including a converter.
  • the interface 65 is connected to the sensors 51 to 57, supplies signals from the sensors 51 to 57 to the CPU 61, and according to the instruction from the CPU 61, the front wheel steering mechanism unit 20
  • the drive signal is sent to the electric motor 23 c, the solenoid valves of the brake fluid pressure control device 40 and the motor M, the throttle valve 32, and the fuel injection device 33.
  • the electric motor 23c generates a predetermined assist force
  • the throttle valve valve 32 is controlled so that the throttle valve TH has an opening degree corresponding to the operation amount Accp of the accelerator pedal AP.
  • the fuel injection device 33 sets a predetermined target air-fuel ratio with respect to the amount of intake air corresponding to the opening degree of the throttle valve TH.
  • the steering apparatus for a vehicle has a relationship (predetermined characteristic) between the value of the driver's steering torque T and the assist force F1 to be generated by the electric motor 23c in FIG. 2 according to the value of the steering torque T. Based on the table shown in FIG. 4 that represents, the assist gear F1 corresponding to the steering torque T is calculated according to the predetermined characteristic.
  • the absolute value of the assist force F1 corresponding to the steering torque T is calculated to increase according to the increase of the absolute value of the steering torque T.
  • fast steering torque F1 has a positive value, which causes the steered wheels FL and FR to be set. It becomes a force in the direction of turning to the left.
  • the steering torque T is a negative value (when the driver rotates the steering wheel 21 clockwise when viewed from the driver), the value is negative, and this causes the steered wheels FL and FR to turn to the right. Become a force of direction.
  • the assist force F1 is an assisting force for assisting the driver's steering operation.
  • the present apparatus calculates the absolute value of the actual lateral acceleration Gy acting on the vehicle obtained by the lateral acceleration sensor 54 as the excessive roll angle tendency index value, the absolute value of the actual lateral acceleration Gy, and the coefficient K
  • the coefficient K t is calculated based on the table shown in FIG. 5 which shows the relationship with t.
  • the coefficient K t changes from the assist force F 1 according to the absolute value of the actual lateral acceleration Gy (predetermined It is a coefficient for changing the characteristic).
  • the coefficient K t is set to a constant value “1” when the absolute value of the actual lateral acceleration Gy is less than the value Gy th, and the absolute value of the actual lateral acceleration Gy is the value Gyth
  • the absolute value of the actual lateral acceleration Gy is set to be a positive value and to decrease linearly from "1" as it increases from the value Gyth. Then, the present device calculates the final assist force F based on the following equation (1).
  • the value of the final assist force F K t-F 1 ⁇ ⁇ ⁇ (1) Therefore, when the absolute value of the actual lateral acceleration Gy is less than the value Gyth, the value of the final assist force F is the value of the assist force F 1 according to the steering torque T When the absolute value of the actual lateral acceleration Gy is equal to or more than the value Gyth, the absolute value of the final assist force F becomes the absolute value of the assist force F 1 as the absolute value of the actual lateral acceleration Gy increases from the value Gyth. It is set to be smaller than the value. In other words, the above-mentioned predetermined characteristic is not changed when the excessive mouth angle tendency index value (absolute value of the actual lateral acceleration Gy) is less than the predetermined value (value Gyth), and the excessive mouth angle tendency is generated. When the index value is equal to or more than the predetermined value, it is changed according to the increase of the excessive roll angle tendency index value.
  • the present device drives the electric motor 23 c so that the electric motor 23 c of FIG. 2 generates the final assist force F set as described above, and as a result, the final assist force F The driver's steering operation is assisted.
  • the motion control device 10 for a vehicle including the present device is a target lateral acceleration Gyt (m / s 2 ) based on the following equation (2) which is a theoretical equation as a predetermined rule derived from the motion model of the vehicle.
  • the target lateral acceleration Gyt is a positive value when the vehicle is turning to the left (when the steering angle 0 s (deg) is a positive value), and the vehicle is turning to the right. It is set to be a negative value (when the steering angle has a negative value).
  • This theoretical expression is an expression for calculating the theoretical value of the lateral acceleration acting on the vehicle when the vehicle turns (at the time of steady circular turning) with both the steering angle and the vehicle speed being constant.
  • Gyt (Vso 2- s s) / (nl)-(l / (l + Kh-Vso 2 )) ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ (2)
  • Vso is calculated as will be described later. It is speed (m / s).
  • n is a steering gear ratio (in this example, a constant value “2 0”), which is a ratio of the change amount of the turning angle of the steering wheel 21 to the change amount of the turning angle of the steered wheels FL and FR.
  • m wheelbase
  • Kh is the stability factor (s 2 / m 2 ), which is a fixed value determined by the vehicle body.
  • the motion control device 10 for a vehicle including the present device is actually obtained by the absolute value of the target lateral acceleration Gy t calculated as described above based on the following equation (3) and the lateral acceleration sensor 54.
  • the vehicle motion control device 10 controls the under-steer suppression control to suppress the under-steer state. Run. Specifically, the motion control device 10 generates a predetermined braking force corresponding to the value of the lateral acceleration deviation AGy on the inner rear wheel in the turning direction, and applies a braking force in the same direction as the turning direction to the vehicle. Force the swing moment. As a result, the absolute value of the actual lateral acceleration Gy increases, and the actual lateral acceleration Gy is controlled so as to approach the target lateral acceleration Gyt.
  • the vehicle has a target lateral acceleration Gyt It is in a state where the turning radius is smaller than the turning radius assuming that it occurs in the same vehicle (hereinafter referred to as "over-steer state"), and further, the actual lateral acceleration acting on the vehicle Since the absolute value of Gy is a large value, the roll angle generated on the vehicle body is also large. At this time, the motion control device 10 of the vehicle executes over-steer suppression control to suppress the bar-steer state.
  • the motion control device 10 generates a predetermined braking force corresponding to the value of the lateral acceleration deviation A Gy on the front wheel on the outside in the turning direction, and the motor control device 10 generates a braking force in the opposite direction to the turning direction. Force a message.
  • the absolute value of the actual lateral acceleration Gy decreases and the actual lateral acceleration Gy is controlled to approach the target lateral acceleration Gyt, and the roll angle generated on the vehicle body decreases, and the excessive roll angle It is prevented from occurring.
  • the vehicle motion control device 10 is assigned to each wheel.
  • a predetermined yawing moment is generated for the vehicle in the direction in which the actual lateral acceleration Gy approaches the target lateral acceleration Gyt calculated as described above.
  • the brake force to be applied to each wheel is determined in consideration of the brake force to be applied to each wheel in order to execute any one control.
  • the routine executed by the CPU 61 of the electric control device 60 is actually executed regarding the actual operation of the vehicle movement control device 10 including the steering device of the vehicle according to the present invention configured as described above.
  • “**” attached at the end of various variables' flags and signs etc. is used to indicate which of the wheels FR etc. the same variable 'flags' sign etc. relate to.
  • the wheel speed VwW is: front left wheel speed Vwfl, front right wheel speed Vwfr, rear left wheel speed Vwr l right
  • the rear wheel speed Vwrr is shown comprehensively.
  • C PU 61 repeatedly executes the routine for calculating the assist force and applying the assist force shown in FIG. 6 at predetermined time intervals. Therefore, when the predetermined timing is reached, the CPU 61 starts processing from step 600, proceeds to step 600, and obtains the driver's steering torque T value obtained by the torque sensor 57; Based on the table shown in and the table described in step 605, which is the same table, the assist force F1 corresponding to the steering torque T is calculated.
  • step 610 the absolute value of the actual lateral acceleration Gy obtained by the lateral acceleration sensor 54 and the same table as the table shown in FIG.
  • the coefficient K t is calculated based on the table described in the following, and the process proceeds to the subsequent step 6 15 and the value of the assist force F 1 calculated in the step 6 0 5 and the coefficient calculated in the step 6 10
  • the final assist force F is calculated based on the value of K t and the equation described in step 6 15 based on the right side of the equation (1).
  • step 615 corresponds to the steering characteristic changing means.
  • the CPU 61 proceeds to step 620, and the driving force of the electric motor 23c is output so that the electric motor 23c generates the final assist force F calculated in step 650.
  • the CPU 61 has a duty ratio according to the absolute value of the final assistor F and a duty signal in which the sign of the final assist cover F is taken into consideration.
  • the electric motor 23c is controlled by outputting it to a drive circuit (not shown) c and the electric current corresponding to the duty signal is output to the electric motor 23c. Then, the CPU 61 proceeds to step 695 to end this routine once.
  • the final assist force F assists the driver's steering operation. Next, the calculation of the wheel speed and the like will be described.
  • the CPU 61 repeatedly executes the routine shown in FIG. 7 every predetermined time. Therefore, at a predetermined timing, the CPU 61 starts the process from step 700, proceeds to step 750, and calculates the wheel speeds of the wheels FR and the like (the speed of the outer periphery of each wheel). Specifically, the CPU 61 calculates the wheel speeds Vw ** of the respective wheels FR and the like based on the time intervals of the pulses possessed by the signals outputted by the respective wheel speed sensors 5 1. Next, the CPU 61 proceeds to step 710 and calculates the maximum value of the wheel speeds Vw ** of the wheels FR etc. as the estimated vehicle speed Vso. The average value of the wheel speeds Vw ** of the respective wheels FR etc. may be calculated as the estimated vehicle speed Vso.
  • Step 710 corresponds to vehicle speed acquisition means.
  • Step 7 Calculate the actual slip ratio Sa «for each wheel based on the equation described in step 7 15. This actual slip ratio Saw is used in calculating the braking force to be applied to each wheel, as described later.
  • C PU 61 proceeds to step 720 to calculate an estimated vehicle body acceleration DVso which is a time derivative value of the estimated vehicle body speed Vso based on the following equation (4).
  • Vsol is the previous estimated vehicle speed calculated in step 710 at the previous execution of this routine
  • a t is this It is the above-mentioned predetermined time which is the operation cycle of the routine. Then, the CPU 61 proceeds to step 795 to end this routine once.
  • C PU 61 repeatedly executes the routine shown in FIG. 8 at predetermined time intervals. Therefore, at the predetermined timing, the CPU 61 starts the process from step 800, proceeds to step 800, and obtains the value of the steering angle 0 s obtained by the steering angle sensor 52, and the step of FIG.
  • the target lateral acceleration Gyt is calculated based on the value of the estimated vehicle speed Vso calculated in 7 10 and the equation described in the step 800 corresponding to the right side of the equation (2).
  • step 800 corresponds to the target lateral acceleration calculating means.
  • step 810 the value of the target lateral acceleration Gyt calculated in step 800, the value of the actual lateral acceleration Gy obtained by the lateral acceleration sensor 54, and the above (3
  • the lateral acceleration deviation A Gy is calculated based on the equation described in step 810 corresponding to the right side of the equation). Then, the CPU 6 1 proceeds to step 8 9 5 Stop once.
  • the CPU 61 starts processing from step 900, proceeds to step 950, and the value of the actual lateral acceleration Gy obtained by the lateral acceleration sensor 54 is "0". If the actual value of lateral acceleration Gy is "0" or more, it is judged as "Y es" in the same step 905, and the process proceeds to step 990. Set the turn direction indicator flag L to "1". If the actual value of lateral acceleration Gy is a negative value, it is judged as "No" at the same step 905 and the process proceeds to step 915, and the turning direction display flag L is set to "0". Set to
  • the turning direction display flag L is a flag indicating whether the vehicle is turning leftward or turning rightward, and when the value is “1”, the vehicle is turning leftward. Indicates that the vehicle is turning to the right when the value is “0”. Therefore, the turning direction of the vehicle is specified by the value of the turning direction display flag L.
  • step 960 the CPU 61 proceeds to step 960 and performs brake steering control based on the absolute value of the lateral acceleration deviation A Gy calculated in step 810 of FIG. 8 and the table described in step 960.
  • Step 9 As shown in the table in 2 0, the control amount G is set to “0” when the absolute value of the lateral acceleration deviation A Gy is less than the value Gyl, and the absolute value of the lateral acceleration deviation A Gy is When the value is greater than value Gyl and less than value Gy2, the absolute value of the same lateral acceleration deviation A Gy linearly changes from "0" to a constant positive value G 1 as it changes from value Gyl to value Gy2.
  • the CPU 61 determines that the vehicle is understeer as described above, and performs each of the above-described understeer suppression control. In order to calculate the target slip ratio of the wheel, the process proceeds to step 930, and it is determined whether or not the value of the turning direction indication flag L is "1".
  • step 930 When it is determined in step 930 that the turning direction display flag L is “1”, the CPU 6 proceeds to step 935 to use the positive constant value Kr and the value of the control amount G calculated in step 920 for the coefficient Kr. Set the multiplied value as the target slip ratio Strl for the left rear wheel RL, and set the target slip ratios Stfl, Stfr, Strr for all the other wheels FL, FR, RR to "0", and go to step 995 End this routine once. As a result, the target slip ratio corresponding to the absolute value of the lateral acceleration deviation AGy is set only for the left rear wheel RL corresponding to the inner rear wheel in the turning direction when the vehicle is turning to the left.
  • step 930 when it is determined in step 930 that the turning direction display flag is “0”, the CPU 6 proceeds to step 940 and multiplies the coefficient Kr by the value of the control amount G calculated in step 920 and The target slip ratio Strr for the rear wheel RR is set, and the target slip ratios Stfl, Stfr and Strl for the other wheels FL, FR and RL are all set to “0”, and the process proceeds to step 995 to temporarily execute this routine. finish. More this, a target slip rate corresponding to the absolute value of the lateral acceleration deviation AGy only the right rear wheel RR which is the rear wheel turning inward when the vehicle is turning to the right direction is set: Ru.
  • step 925 if it is determined in step 925 that the value of the lateral acceleration deviation AGy is a negative value, the CPU 61 determines that the vehicle is in the over one steering state as described above, and the over one steering suppression is performed. In order to calculate the target slip ratio of each wheel at the time of execution of control, the process proceeds to step 945, and it is determined whether or not the value of the turning direction indicator flag L is "1".
  • step 945 When it is determined in step 945 that the turning direction indication flag is “1”, the CPU 6 proceeds to step 950 to step 920 to a coefficient Kf which is a positive constant value.
  • the target slip ratio Stfr of the right front wheel FR is set as the value obtained by multiplying the value of the control amount G calculated in the above, as the target slip ratio Stfr for the other wheels FL, RL, RR. Set to 0 "and proceed to step 995 to end this routine once.
  • the target slip ratio corresponding to the absolute value of the lateral acceleration deviation AGy is set only for the right front wheel FR corresponding to the front wheel on the outside in the turning direction when the vehicle is turning to the left. ⁇
  • step 945 the CPU 66 proceeds to step 955 and multiplies the coefficient Kf by the value of the control amount G calculated in step 920.
  • the target slip ratio Stfl of the left front wheel FL and the target slip ratios Stfr, Strl, Strr of the other wheels FR, RL, RR are all set to "0", and the process proceeds to step 995 to execute this routine. It will end once.
  • a target slip ratio corresponding to the absolute value of the lateral acceleration deviation AGy is set only for the left front wheel FL corresponding to the front wheel on the outside in the turning direction when the vehicle is turning right.
  • the target slip ratio of each wheel necessary to determine the braking force to be applied to each wheel when executing only the braking steering control is determined.
  • the CPU 61 repeatedly executes the routine shown in FIG. 10 every predetermined time. Therefore, when the predetermined timing is reached, the CPU 66 starts processing from step 1000, proceeds to step 1005, and determines whether anti-skid control is required at this time.
  • Anti-skid control is control to reduce the braking force of a specific wheel when the specific wheel is locked while the brake pedal BP is operated. The details of anti-skid control are well known, so the detailed description is omitted here.
  • CPU 61 is the case where it is shown that brake switch BP is operated by brake switch 55 in step 1005, and it is calculated in step 7 15 of FIG. It is determined that anti-skid control is required if the actual slip ratio Sa ** of a particular wheel is greater than or equal to a positive predetermined value.
  • step 1 0 1 0 sets the variable Mode to “1” to set a control mode in which the brake steering control and the anti-skid control are superimposed and executed, and the following steps 1 0 5 Go to 0.
  • step 1005 when it is determined in step 1005 that anti-skid control is not necessary, the CPU 61 proceeds to step 105 to determine whether the front / rear braking force distribution control is necessary at this time. Determine if The front and rear braking force distribution control is a control that reduces the ratio (distribution) of the rear wheel braking force to the front wheel braking force according to the degree of deceleration of the vehicle while the brake pedal BP is operated. It is. The details of the front and rear braking force distribution control are well known, so the detailed description is omitted here.
  • the CPU 61 is in the case where it is shown that the brake pedal BP is operated by the brake switch 5 5 in the step 1 0 15, and in the step 7 2 0 of FIG. If the value of the estimated vehicle body acceleration DVso calculated is negative and the absolute value of the estimated vehicle body acceleration DVso is greater than or equal to a predetermined value, it is determined that front and rear braking force distribution control is necessary.
  • step 1 0 1 5 When it is determined in step 1 0 1 5 that front and rear braking force distribution control is necessary, the CPU 61 proceeds to step 1 0 2 0 and superimposes brake steering control and front and rear braking force distribution control. Set “2” to the variable Mode to set the control mode to be executed and continue
  • the CP U 61 proceeds to step 1005 to determine whether or not the trajectory control is necessary at the present time.
  • the traction control is a control that increases the braking force of a specific wheel when the specific wheel is spinning in the direction in which the driving force of the engine 31 is generated when the brake pedal BP is not operated. Or it is control to reduce the driving force of the engine 31.
  • the details of the trajectory control are well known, so the detailed description is omitted here.
  • CPU 61 is in the case where it is indicated in step 10 25 that the brake pedal BP is not operated by the brake switch 5 5, and in step 7 15 of FIG. 7. Calculated actual slip ratio of a particular wheel Sa ** If the value is a negative value and the absolute value of the actual slip ratio Sa ** is greater than or equal to a predetermined value, it is determined that lubrication control is necessary.
  • step 1030 the CPU 61 proceeds to step 1030 to set a control mode in which the brake steering control and the trajectory control are superimposed and executed. Set Mode to "3" and proceed to step 1 050.
  • step 1035 determines whether the above-described brake steering control is necessary at the present time. Specifically, in step 1035, the CPU 61 determines that the absolute value of the lateral acceleration deviation AGy calculated in step 810 in FIG. 8 is greater than or equal to the value Gyl in the table described in step 920 in FIG. If it is, it is determined that the brake steering control is necessary because there is a specific wheel for which the value of the target slip ratio StOther set in FIG. 9 is not “0”.
  • step 1035 If it is determined at step 1035 that the brake steering control is necessary, the CP U 61 proceeds to step 1040 and sets the variable Mode to “4” to set the control mode to execute only the brake steering control. Set and proceed to the next step 1050.
  • step 1040 sets the variable Mode to “4” to set the control mode to execute only the brake steering control. Set and proceed to the next step 1050.
  • step 1 03 5 the brake steering control is not necessary
  • the CPU 6 1 proceeds to step 1 045 to set the variable Mode “to set the non-control mode not to execute the vehicle motion control. Set “0” and proceed to the next step 1050. In this case there is no specific wheel to control.
  • the wheel to be controlled in this step 1050 is a wheel that needs to control at least one of the corresponding pressure increasing valve and pressure reducing valve PD shown in FIG.
  • the brake fluid pressure in the wheel cylinder Wfr can be controlled using the high pressure generated by the high pressure generator 41 while holding the brake fluid pressure in the wheel cylinder W. It will increase pressure. Therefore, the wheel to be controlled in this case includes not only the right front wheel FR but also the left front wheel FL. Then, after executing step 1 0 5 0, the CPU 6 1 proceeds to step 1 0 5 5 to temporarily end this routine. In this way, the control mode is identified and the wheel to be controlled is identified.
  • C PU 61 repeatedly executes the routine shown in FIG. 11 every predetermined time. Therefore, when the predetermined timing comes, the CPU 61 starts processing from step 1 1 0 0 and proceeds to step 1 1 0 5 to determine whether or not the variable Mode is not "0". If it is “0”, it is judged “No” at step 1 1 0 5 and the process proceeds to step 1 1 1 0, and since it is not necessary to execute brake control for each wheel, the brake fluid pressure control device 40 After all the solenoid valves are turned off (non-excitation state), the process proceeds to step 1195 and the routine is temporarily ended. As a result, the brake fluid pressure corresponding to the operating force of the brake pedal BP by the driver is supplied to each wheel cylinder W.
  • step 1 1 2 determines “0” in the determination of step 1 0 5 if the variable Mode is not “0” in the determination of step 1 0 5, the CPU 6 1 determines “Y es” in step 1 1 0 5 and proceeds to step 1 1 1 5 and the variable Mode is “4 It is determined whether or not If the variable Mode is not "4" (ie, anti-skid control other than brake steering control is required), the CPU 61 determines "No” at step 1 1 5 and step 1 Proceed to step 120.
  • the brake steering control already set in FIG. 9 is executed on the control target wheel for which the value of the flag C0NT is set to “1” in step 1005 in FIG. After correcting the target slip ratio S i of each wheel, which is necessary for the process, proceed to step 1 1 2 5.
  • the target slip ratio S t of each wheel already set in FIG. 9 is equal to the target slip ratio of each wheel, which is necessary when performing control corresponding to the value of the variable Mode superimposed on the brake steering control. It is corrected for each control target wheel.
  • step 1 1 1 5 determines “Y es”, and it is not necessary to correct the target slip ratio St «of each wheel already set in FIG. 9, so it proceeds directly to step 1 1 2 5.
  • the CPU 61 proceeds to step 1 125, the value of the target slip ratio St for the control target wheel whose flag value is set to “1” in step 1 0 5 0 of FIG.
  • the slip ratio deviation AS t « is calculated for each control target wheel based on the value of the actual slip ratio Sa « calculated in step 7 1 5 of FIG. 7 and the equation described in step 1 1 2 5
  • the CPU 61 proceeds to step 1130 to set a fluid pressure control mode for each wheel to be controlled with respect to the wheel to be controlled.
  • the CPU 61 uses the slip ratio deviation A St Other value for each controlled object wheel calculated in step 1 125 and the table described in step 1 130.
  • the fluid pressure control mode is set to “pressure increase”, and the value of slip ratio deviation A St «is a predetermined negative reference.
  • the fluid pressure control mode is set to “Hold” when it is above the predetermined value and below the predetermined positive reference value, and when the value of the slip ratio deviation ⁇ S t is below the predetermined negative reference value, the fluid Set pressure control mode to "depressurize”.
  • the CPU 61 proceeds to step 1 1 35 and based on the hydraulic pressure control mode for each control target wheel set in step 1 1 3 0, the control valves SA 1, SA 2 shown in FIG. It controls the switching valve STR and controls the pressure increasing valve and pressure reducing valve PD according to the same fluid pressure control mode for each wheel to be controlled.
  • the CPU 61 controls both the pressure increasing valve and the pressure reducing valve PD at the first position (position in the non-excitation state). Control the pressure control valve to the second position (position in the excited state) and control the corresponding pressure reducing valve to the first position.
  • the corresponding pressure increasing valve PU and pressure reducing valve are both controlled to the second position (position in the excited state).
  • step 1 1 3 5 corresponds to the braking force control means.
  • the CPU 61 makes the throttle valve TH open by a predetermined amount smaller than the opening corresponding to the operation amount Accp of the accelerator pedal AP, if necessary. Control the throttle valve and so on. Then, the CPU 6 proceeds to step 1 195 to end this routine once.
  • the (final) assist force F for the same steering torque T by the driver is set smaller as the actual value of the lateral acceleration Gy increases compared to when the actual value of the lateral acceleration Gy is below the value Gyth. Be done. Therefore, when the steering torque T at which the driver operates the steering wheel 2 becomes large, it becomes difficult for the driver to perform the rapid steering operation itself, and the steering angles of the steered wheels FL and FR of the vehicle turn Sudden increase in direction is prevented.
  • the lateral acceleration which is a value obtained by subtracting the absolute value of the actual lateral acceleration Gy from the absolute value of the target lateral acceleration Gyt of the vehicle calculated based on the above equation (2) which is a theoretical expression derived from the motion model of the vehicle.
  • the value of the deviation A Gy is a negative value, that is, when the absolute value of the actual lateral acceleration Gy acting on the vehicle is large and the roll angle generated on the vehicle body is also large, the turning direction by the bar steer suppression control.
  • a braking force corresponding to the value of the lateral acceleration deviation A Gy is generated on the outer front wheel to forcibly generate a yawing moment in the direction opposite to the turning direction of the vehicle.
  • the actual lateral acceleration Gy is While the pair value becomes smaller and the actual lateral acceleration Gy is controlled to approach the target lateral acceleration Gy t, the roll angle generated on the vehicle body is reduced and the occurrence of an excessive roll angle on the vehicle body is prevented .
  • the occurrence of an excessive roll angle on the vehicle body is more reliably prevented.
  • FIG. 12 shows a schematic configuration of a vehicle equipped with a motion control device 10 for a vehicle including a steering device for a vehicle according to a second embodiment of the present invention.
  • the difference in mechanical configuration of the second embodiment shown in FIG. 12 with respect to the first embodiment shown in FIG. 1 is that the sensor unit 50 detects the turning angles of the steered wheels FL, FR, A steering angle sensor 5 8 is added to output a signal indicating steering angle ⁇ s s to the interface 6 5 of the electric control device 60, and a middle portion of the column 2 2 in the longitudinal direction of the vehicle (FIG. 2 This is the point where the steering angle ratio variable interface 26 is interposed in the middle of the rear part of the vehicle from the circular external gear 23a.
  • the sensor unit 50 detects the turning angles of the steered wheels FL, FR
  • a steering angle sensor 5 8 is added to output a signal indicating steering angle ⁇ s s to the interface 6 5 of the electric control device 60, and a middle portion of the column 2 2 in the longitudinal direction of the vehicle (FIG. 2 This is the point where the steering angle ratio variable interface 26 is interposed in the middle of the rear part of the vehicle from the circular external gear 23a.
  • variable steering ratio control 26 Since the steering angle ratio variable control 26 is interposed in the column 22, one end of the column 22 is integrally fixed to the steering 21, and the other end is variable steering ratio control 26 6 Column rear part 2 2 a connected to it, Column front part 2 2 b with one end connected to variable steering ratio variable 26 and the other end connected to steered angle part 2 3 It is divided into
  • the steering angle sensor 5 8 detects the rotation angle of the column front portion 2 2 b to change the steering wheel FL, FR steering angle of the steered wheels FL, FR in accordance with the rotation angle of the column front portion 2 2 b. It is designed to detect S ss.
  • the steered angle of the steered wheels FL, FR 0 ss is “0” when the steered angle of the steered wheels FL, FR is at the reference angle at which the vehicle travels straight, and the steered angle of the steered wheels FL, FR is the reference angle
  • the steered wheels FL, FR are steered to the left from the state in, a positive value is obtained. From the state where the steered angle of the steered wheels FL, FR is at the reference angle It is set to have a negative value when it is steered.
  • a sun gear 26a integrally connected to the rear portion 22a of the core, and a sun gear 26a of the same.
  • a carrier 26c configured to be integrally rotatable with the portion 22b, and a sun gear 26a that rotates concentrically and is disposed at the radially outer position of the plurality of planetary gears 26b, and the plurality of planets
  • the ring gear 2 6 d that meshes with the gear 2 6 b, and the so-called star gear mechanism including.
  • the steering angle ratio variable actuator 26 is equipped with an electric motor 26 e.
  • a worm gear 26f is fixed on the output shaft of the electric motor 26e, and the worm gear 26 is a worm (not shown) integrally provided on the outer peripheral surface of the ring gear 26d. It meshes with the wheel gear.
  • the interface 65 of the electric control device 60 sends a drive signal to the electric motor 26 e in accordance with the instruction of C PU 61.
  • the (rotational) position of the ring gear 2 6 is set to the neutral position (detent torque) by the holding torque (detent torque).
  • the steering angle 0 s is “0”, it is possible to fix the steering wheel FL, FR at a position where the steered angle 0 ss becomes “0”.
  • the rotation angle of the ring gear 26 d from the neutral position is changed to the value “2 0”.
  • the steering angle ratio n is to be changed accordingly .
  • the CPU 61 can control the rotation angle of the ring gear 26 d from the neutral position by driving the electric motor 26 e.
  • the routine executed by the CPU 61 will be described with reference to a chart.
  • the CPU 61 performs a routine for calculating and controlling the steering angle ratio n shown in FIG. It is repeatedly executed each time the
  • the CPU 61 starts the process from step 140 and proceeds to step 1405.
  • the absolute value of the actual lateral acceleration Gy obtained by the lateral acceleration sensor 54, and the step The steering angle ratio n is calculated based on the table described in 1405.
  • the steering angle ratio n is set such that the absolute value of the actual lateral acceleration Gy becomes a fixed value "2 0" when the absolute value of the actual lateral acceleration Gy is less than the value Gyth, and the absolute value of the actual lateral acceleration Gy is greater than the value Gyth
  • the absolute value of the same actual lateral acceleration Gy is set to increase linearly from “2 0” as it increases from the value Gyth.
  • the steering angle ratio n predetermined characteristic
  • the steering angle ratio n is not changed when the excessive roll angle tendency index value (the absolute value of the actual lateral acceleration Gy) is less than or equal to the predetermined value (value Gyth).
  • the trend index value is equal to or greater than the predetermined value, the value is changed in accordance with the increase in the excessive roll angle tendency index value.
  • step 1405 corresponds to the steering characteristic changing means.
  • the CPU 61 proceeds to step 1140 to control the electric motor 26e so that the actual steering angle ratio becomes equal to the steering angle ratio n calculated in step 1405.
  • the CPU 61 obtains the value of the steering angle s s at the present time by the steering angle sensor 52, and the turning angles of the steered wheels FL, FR at the present time ss by the turning angle sensor 58.
  • the process proceeds to step 1 495 to end this routine once.
  • the steered wheel FL, FR turning angle 0 ss for the same steering rotation angle 0 s as the actual value of the acceleration Gy becomes equal to or less than the value Gyth according to the increase of the actual value of the same lateral acceleration Gy It is set small.
  • the amount of increase (change amount, increase speed (change speed)) of the turning angle 0 ss of the turning direction of the vehicle steering wheels FL and FR is The FL and FR steered angles of the steered wheels increase sharply in the turning direction, combined with the effect of the control according to the actual lateral acceleration Gy of the final assist vehicle F described in the first embodiment. Is further prevented. As a result, the rate of increase of the roll angle of the vehicle body is slowed, and a sufficient time for the driver to perform the steering operation in the direction of decreasing the roll angle before the increasing roll angle becomes excessive can be secured. The occurrence of excessive corner angles on the vehicle body was prevented.
  • the control according to the actual lateral acceleration Gy of the final assist force F described in the first embodiment is executed in addition to the variable control of the steering angle ratio n.
  • the second embodiment may be configured to execute only variable control of the steering angle ratio n without executing control according to the actual lateral acceleration Gy of the final assist force F.
  • the tape described in step 610 is such that the value of the coefficient K t always becomes a fixed value "1" regardless of the value of the actual lateral acceleration Gy in step 610 of FIG. Change the rule.
  • the slip ratio of each wheel of the vehicle is used as a control target for bringing the actual lateral acceleration Gy closer to the target lateral acceleration Gyt.
  • the wheel cylinder of each wheel Any physical quantity may be used as a control target, as long as it is a physical quantity that changes according to the braking force applied to each wheel, such as the brake fluid pressure.
  • the value of the coefficient K t calculated in step 610 of FIG. 6 and the value of the steering angle ratio n calculated in step 1 140 of FIG. Although it has been changed according to the absolute value of the actual lateral acceleration Gy as the roll angle development tendency index value, the roll angle ⁇ ro l 1 generated on the vehicle body as the “excess roll angle generation tendency index value”
  • the value of the coefficient K t and the value of the steering angle ratio n may be changed according to the absolute value.
  • the CPU 61 Describing a specific process in this case, the CPU 61 repeatedly executes the routine for calculating the roll angle ro ro ll shown in FIG. 15 every predetermined time. Therefore, at the predetermined timing, the CPU 61 starts processing from step 1 500.
  • Step 1 Go to Step 1 05 and go to Step 1 for each height of the wheel section Hfr, Hrl, obtained by the height sensor 5 6 ⁇ , 5 6 fr, 5 6 rl and 5 6 rr, and Step 1
  • the vehicle height difference ⁇ 5 between the left side of the vehicle and the right side of the vehicle is calculated based on the equation described in 5 0 5.
  • the difference in vehicle height ⁇ is an average value of the difference in vehicle height between the left front and the right front of the vehicle and the difference in height between the left rear and the rear right of the vehicle.
  • the vehicle height difference ⁇ is a positive value when the vehicle height on the left side of the vehicle body is higher than the vehicle height on the right side of the vehicle body, that is, when the vehicle is turning left, the vehicle height on the left side of the vehicle body is the vehicle body It is set to be a negative value when it is lower than the vehicle height on the right side, that is, when the vehicle is turning to the right.
  • step 1150 the CPU 61 proceeds to step 1150 to obtain the values of the vehicle height difference ⁇ calculated in step 1 5 0 5 and the treads of the left and right wheels (eg, left and right rear wheels RL and RR).
  • the CPU 61 proceeds to step 1150 to obtain the values of the vehicle height difference ⁇ calculated in step 1 5 0 5 and the treads of the left and right wheels (eg, left and right rear wheels RL and RR).
  • the CPU 61 proceeds to step 1150 to obtain the values of the vehicle height difference ⁇ calculated in step 1 5 0 5 and the treads of the left and right wheels (eg, left and right rear wheels RL and RR).
  • step 1 5 10 corresponds to the index value acquisition means.
  • CPU 6 1 calculates the horizontal axis of the table described in step 6 10 of FIG. 6 at step 1 5 10 of FIG. 15 instead of the absolute value of the actual lateral acceleration Gy.
  • the CPU 6 calculates the horizontal axis of the table described in step 1405 in Figure 14 at step 1 5 0 in Figure 15 instead of the absolute value of the actual lateral acceleration Gy.
  • the steering angle ratio n is calculated by using the absolute value of the roll angle 0 roll and replacing the threshold Gyth with the threshold 0 rollth corresponding to the same value Gyth.
  • the value of the coefficient Kt and the value of the steering angle ratio n are changed in accordance with the absolute value of the roll angle roll roll generated in the vehicle body.
  • the value of the coefficient Kt calculated in step 610 of FIG. 6 and the value of the steering angle ratio n calculated in step 1405 of FIG. As the driver's steering 2 1 rotation speed (steering operating speed) absolute It may be configured to change according to the value.
  • the steering wheel rotation speed ⁇ s is a time derivative value of steering rotation speed ⁇ 's calculated by the equation)
  • the threshold value Gyth is replaced with the threshold value 0'sth corresponding to the same value Gyth, and the coefficient Kt and the steering angle Calculate the ratio n.
  • Ssl is the previous value obtained by the steering angle sensor 52 at the time of the previous execution of the routine of FIGS. It is a steering angle
  • ⁇ is the above-mentioned predetermined time which is an operation cycle of each routine.
  • the excessive roll angle occurrence tendency index value may be the sum of the absolute value of the actual lateral acceleration Gy, the absolute value of the roll angle 0 roll, and the absolute value of the steering rotation speed. It may be the sum of values (weighted values) obtained by multiplying each value by a predetermined coefficient.
  • the absolute values ones having a value exceeding the corresponding threshold (if there are a plurality of values exceeding the corresponding threshold, among the respective absolute values, The one with the largest degree of deviation from the corresponding threshold value above may be adopted as the “over roll angle tendency index value”.

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Abstract

この車両の操舵装置は、ステップ605に記載のテーブルに基いて運転者の操舵トルクTの値に比例するように操舵トルクTに応じたアシスト力F1を算出し、ステップ610に記載のテーブルに基いて実横加速度Gyの絶対値に応じた係数Ktを算出する。そして、アシスト力F1と係数Ktとを乗算して最終アシスト力Fを算出し、運転者のステアリング操作に対して同最終アシスト力Fを発生するように転舵アクチュエータの電動モータを制御する。この結果、実横加速度Gyの絶対値が値Gyth以上のとき同絶対値の増加に応じて最終アシスト力Fが小さくなり、運転者による急激なステアリング操作を回避できる。

Description

明 細 書 車両の操舵装置 技 術 分 野
本発明は、 運転者により操作されるステアリングの操作に応じて車両の操舵輪 の転舵角を変更する操舵輪転舵機構を備えた車両の操舵装置に関する。 背 景 技 術
従来より、 車両の旋回時、 車体に過大なロール角が発生することにより車両の 旋回状態が不安定にならないように車両の運動を制御することが要求されている 。 このロール角の大きさは、 車両に働く加速度の車体左右方向の成分である実横 加速度の大きさに依存し、 同実横加速度の増加に応じて大きくなる。 一方、 車両 に働く実横加速度の大きさは、 車両の旋回方向と反対方向にョーイングモーメン トを発生させることにより小さくなる。
以上のことから、 例えば、 特開平 1 0— 1 1 9 7 4 3号公報に開示された車両 の運動制御装置は、 車両が旋回中であるとき、 車体のロール角に応じて車両の旋 回方向と反対方向にョーイングモーメントが生じるように各車輪に付与する制動 力を制御するようになっている。 これによれば、 車両が旋回中であるとき、 車体 のロール角の増加に応じて車両の旋回方向と反対方向のョーィングモーメントが 増大するように各車輪に付与される制動力が制御されるので、 車体のロール角が 増加するとき車両に働く横加速度の大きさが減少させられて、 その結果、 車体に 過大な口ール角が発生することが防止され得る。
しかしながら、 旋回中の車両に対して上記開示された装置により同車両の運動 が制御されている間においても、 例えば、 運転者によるステアリングの旋回方向 への急激な操作 （急激な切り増し） 等が実行されて車両の操舵輪の転舵角が旋回 方向に急激に増加する場合、 車体のロール角の増加速度が速いので、 同口一ル角 の急激な増加を抑制するための車両の旋回方向と反対方向のョーイングモ一メン トを各車輪に付与する制動力で発生させることは困難であることが多く、 その結 果、 車体に過大なロール角が発生する場合があるという問題がある,
発 明 の 開 示
本発明の目的は、 旋回中の車両に過大なロール角が発生する傾向があるとき運 転者の急激なステアリング操作により車両の操舵輪の転舵角が急激に変化するこ とがない車両の操舵装置を提供することにある。
本発明の第 1の特徴は、 運転者により操作されるステアリングの操作に応じて 車両の操舵輪の転舵角を変更するとともに、 同運転者による同ステアリングの操 作力関連量に応じて所定の特性に基いて同ステアリングの操作を助勢する助勢力 関連量を発生する操舵輪転舵機構を備えた車両の操舵装置が、 前記車両に過大な ロール角が発生する傾向の程度を示す過大ロール角発生傾向指標値を取得する指 標値取得手段と、 前記過大ロール角発生傾向指標値に応じて前記所定の特性を変 更する操舵特性変更手段とを備えたことにある。
ここで、 「ステアリング」は、 回転操作により車両の操舵輪の転舵角を変更する 所謂円形ハンドルであっても、 並進操作により車両の操舵輪の転舵角を変更する レバー （所謂ジョイスティック） であってもよく、 これらに限定されない。 また 、 「ステアリングの操作力関連量」 は、 例えば、 運転者がステアリングを操作する 際の操作力 （操舵力）、 操作トルク （操舵トルク） であり、 「助勢力関連量」 は、 例えば、 操舵輪転舵機構が発生する助勢力、 助勢トルクであって、 これらに限定 されない。 また、 「過大ロール角発生傾向指標値」 は、 前記車両に働く加速度の車 体左右方向の成分である横加速度、 同車両に発生するロール角、 及び前記ステア リングの操作速度の少なくとも一つに基いた値であることが好適である。
これによれば、 例えば、 指標値取得手段により取得された過大ロール角発生傾 向指標値が車両に過大なロール角が発生する傾向が大きいことを示す値となって いるとき （例えば、 車両に働く横加速度が大きいとき）、 同傾向が小さいときに比 して運転者による同一のステアリング操作力関連量に対する操舵輪転舵機構が発 生する助勢力関連量を小さく設定することができる。
従って、 運転者がステアリングを操作する操作力関連量が大きくなることで運 転者が急激なステアリング操作をすること自体が困難になり、 車両の操舵輪の転 舵角が旋回方向に急激に増加することが防止され得る。 この結果、 車体のロール 角の増加速度が遅くなり、 増加するロール角が過大となる前に運転者がロール角 を減少させる方向のステアリング操作等を実行する時間的余裕が十分に確保され 得、 車体に過大なロール角が発生することが防止され得る。
また、 本発明の第 2の特徴は、 運転者により操作されるステアリングの位置に 応じて所定の特性に基いて車両の操舵輪の転舵角を変更する操舵輪転舵機構を備 えた車両の操舵装置が、 前記車両に過大なロール角が発生する傾向の程度を示す 過大ロール角発生傾向指標値を取得する指標値取得手段と、 前記過大口一ル角発 生傾向指標値に応じて前記所定の特性を変更する操舵特性変更手段とを備えたこ とにある。
ここにおける 「ステアリング」 も、 回転操作により車両の操舵輪の転舵角を変 更する所謂円形ハンドルであっても、 並進操作により車両の操舵輪の転舵角を変 更するレバー （所謂ジョイスティック） であってもよく、 これらに限定されない 。 また、 「過大ロール角発生傾向指標値」 は、 前記車両に働く加速度の車体左右方 向の成分である横加速度、 同車両に発生するロール角、 及び前記ステアリングの 操作速度の少なくとも一つに基いた値であることが好適である。
これによれば、 例えば、 指標値取得手段により取得された過大ロール角発生傾 向指標値が車両に過大なロール角が発生する傾向が大きいことを示す値となって いるとき （例えば、 車両に働く横加速度が大きいとき）、 同傾向が小さいときに比 して同一のステアリング位置 （例えば、 円形ハンドルの場合、 中立位置からの回 転角度） に対する操舵輪転舵機構により決定される操舵輪の転舵角 （車両が直進 する基準角度からの転舵角 （偏移角）） を小さく設定することができる。
従って、 例えば、 運転者が旋回方向に急激なステアリング操作 （例えば、 急激 な切り増し） を実行しても車両の操舵輪の旋回方向の転舵角の増加量 （変化量、 増加速度（変化速度）） が小さくなり、 この場合も同操舵輪の転舵角が旋回方向に 急激に増加することが防止され得る。 この結果、 車体のロール角の増加速度が遅 くなり、 増加するロール角が過大となる前に運転者がロール角を減少させる方向 のステアリング操作等を実行する時間的余裕が十分に確保され得、 車体に過大な ロール角が発生することが防止され得る。
また、 上記した本発明の第 1及び第 2の特徴に係る車両の操舵装置において、 例えば、 車体のロール角の増加に対しロール角の増加を抑制するための車両の旋 回方向と反対方向のョーィングモーメントを各車輪に付与する制動力で発生させ る制御を併用すれば、 上記した本発明の効果と相俟って、 車体に過大なロール角 が発生することがより確実に防止され得る。 図 面 の 簡 単 な 説 明
図 1は、 本発明の第 1実施形態に係る車両の操舵装置を含んだ車両の運動制御 装置を搭載した車両の概略構成図である。
図 2は、 図 1に示した転舵ァクチユエ一夕の概略構成図である。
図 3は、 図 1に示したブレーキ液圧制御装置の概略構成図である。
図 4は、 図 1に示した C P Uが最終アシストカを計算するための運転者の操舵 トルクに応じたアシストカを計算する際に使用する、 同運転者の操舵トルクの値 と同操舵トルクに応じて発生すべき操舵トルクに応じたアシスト力との関係を示 すテーブルである。
図 5は、 図 1に示した C P Uが最終アシスト力を計算するための係数 K t を計 算する際に使用する、 実際の横加速度の絶対値と係数 K t との関係を示すテープ ルである。
図 6は、 図 1に示した C P Uが実行する最終アシストカを算出するためのル一 チンを示したフローチャートである。
図 7は、 図 1に示した C P Uが実行する車輪速度等を算出するためのルーチン を示したフローチャートである。
図 8は、 図 1に示した C P Uが実行する横加速度偏差を算出するためのル一チ ンを示したフローチャートである。
図 9は、 図 1に示した C P Uが目標スリップ率を算出するためのルーチンを示 したフローチャートである。
図 1 0は、 図 1に示した C P Uが制御モードを設定するためのルーチンを示し たフローチャートである。 図 1 1は、 図 1に示した C P Uが各車輪に付与するブレーキ力を制御するため のルーチンを示したフローチヤ一トである。
図 1 2は、 本発明の第 2実施形態に係る車両の操舵装置を含んだ車両の運動制 御装置を搭載した車両の概略構成図である。
図 1 3は、 図 1 2に示した舵角比可変ァクチユエ一夕の概略構成図である。 図 1 4は、 図 1 2に示した C P Uが舵角比を算出 ·制御するためのルーチンを 示したフローチヤ一トである。
図 1 5は、 図 1又は図 1 2に示した C P Uがロール角を算出するためのル一チ ンを示したフローチャートである。 発明の実施するための最良の形態
以下、 本発明による車両の操舵装置の各実施形態について図面を参照しつつ説 明する。
(第 1実施形態）
図 1は、 本発明の第 1実施形態に係る車両の操舵装置を含んだ車両の運動制御 装置 1 0を搭載した車両の概略構成を示している。 この車両は、 操舵輪であり且 つ非駆動輪である前 2輪 （左前輪 FL及び右前輪 FR) と、 駆動輪である後 2輪 （左 後輪 RL及び右後輪 RR) を備えた後輪駆動方式の 4輪車両である。
この車両の運動制御装置 1 0は、 操舵輪 FL, FRを転舵するための操舵輪転舵機 構としての前輪転舵機構部 2 0と、 駆動力を発生するとともに同駆動力を駆動輪 RL, RR に伝達する駆動力伝達機構部 3 0と、 各車輪にブレーキ液圧によるブレー キカを発生させるためのブレーキ液圧制御装置 4 0と、 各種センサから構成され るセンサ部 5 0と、 電気式制御装置 6 0とを含んで構成されている。 ここで、 前 輪転舵機構部 2 0、 センサ部 5 0、 及び電気式制御装置 6 0は本発明の実施形態 に係る車両の操舵装置を構成している。
前輪転舵機構部 2 0は、 運転者により回転操作される円形のステアリング 2 1 と、 同ステアリング 2 1と一体的に回動可能であり車体前後方向に延在するコラ ム 2 2と、 同コラム 2 2に連結された転舵ァクチユエ一夕 2 3と、 同転舵ァクチ ユエ一タ 2 3により車体左右方向に移動させられる夕イロッド 2 4と、 同タイ口 ッド 2 4の移動により操舵輪 FL, FRを転舵可能な左右一対のリンク 2 5 1 , 2 5 r とから構成されている。
転舵ァクチユエ一夕 2 3は所謂電気式パヮ一ステアリング装置であって、 その 概略構成図である図 2に示すように、 タイロッド 2 4に一体的に構成されたラッ ク Rと、 コラム 2 2の車体前方端部に一体固定されているとともに同ラック尺と 歯合するピニオン Pと、 コラム 2 2の車体前後方向の中途部に同ピニオン Pと同 心的に一体固定された円形外歯車 2 3 aと、 同円形外歯車 2 3 aと歯合する円形 外歯車 2 3 bと、 同円形外歯車 2 3 bがー端に固定された車体前後方向に延在す る出力軸を有する電動モ一夕 2 3 cとを含んで構成されている。
電動モータ 2 3 cは、 運転者によるステアリング 2 1、 即ちコラム 2 2の回転 トルク （操舵トルク） 等に応じて、 後述するように運転者のステアリング 2 1の 回転操作を助勢する方向にタイロッド 2 4を移動させるための （最終） アシスト 力 Fを発生するようになっている。
タイロッド 2 4には、 車体左右方向において所定の間隔を有する一対の左スト ッパ 2 4 1及び右ストツパ 2 4 rがー体固設されており、タイロッド 2 4の左右方 向の移動可能範囲の左端位置は、 右ストッパ 2 4 r が車体に固定された固定部材 7 0の右端部 7 O r に当接するときの位置に対応し、 同移動可能範囲の右端位置 は、左ストツパ 2 4 1が固定部材 7 0の左端部 7 0 1に当接するときの位置に対応 している。
以上説明した構成により、 ステアリング 2 1が中立位置 （基準位置） から回転 することで操舵輪 FL, FRの転舵角が車両が直進する基準角度から変更されるよう になっている。 また、 この前輪転舵機構部 2 0におけるステアリングギヤ比 （操 舵輪 FL，FRの転舵角度の変化量に対するステアリング 2 1の回転角度の変化量の 割合） は一定値 「2 0」 に設定されている。
駆動力伝達機構部 3 0は、 駆動力を発生するエンジン 3 1と、 同エンジン 3 1 の吸気管 3 1 a内に配置されるとともに吸気通路の開口断面積を可変とするスロ ットル弁 TH の開度を制御する D Cモー夕からなるスロットル弁ァクチユエ一夕 3 2と、 エンジン 3 1の図示しない吸気ポート近傍に燃料を噴射するインジェク 夕を含む燃料噴射装置 3 3と、 エンジン 3 1の出力軸に接続されたトランスミツ シヨン 34と、 同トランスミッション 34から伝達される駆動力を適宜分配して 後輪 RR， RLに伝達するディファレンシャルギヤ 35とを含んで構成されている。 ブレーキ液圧制御装置 40は、 その概略構成図である図 3に示すように、 高圧 発生部 41と、 ブレーキペダル B Pの操作力に応じたブレーキ液圧を発生するブ レーキ液圧発生部 42と、 各車輪 FR，FL,RR,RLにそれぞれ配置されたホイールシ リンダ W f r， W Π， Wr r , Wr 1に供給するブレ一キ液圧をそれぞれ調整可能な FRブレー キ液圧調整部 43， FLブレーキ液圧調整部 44， RRブレーキ液圧調整部 45, RL ブレーキ液圧調整部 46とを含んで構成されている。
高圧発生部 41は、 電動モ一夕 Mと、 同電動モータ Mにより駆動されるととも にリザーバ R S内のブレーキ液を昇圧する液圧ポンプ HPと、 液圧ポンプ HPの 吐出側にチェック弁 CVHを介して接続されるとともに同液圧ポンプ HPにより 昇圧されたブレーキ液を貯留するアキュムレータ Ac cとを含んで構成されてい る。
電動モー夕 Mは、 アキュムレータ Ac c内の液圧が所定の下限値を下回ったと き駆動され、 同アキュムレータ Ac c内の液圧が所定の上限値を上回ったとき停 止されるようになつており、 これにより、 アキ ムレータ Ac c内の液圧は常時 所定の範囲内の高圧に維持されるようになっている。
また、 アキュムレータ Ac cとリザーバ RSとの間にリリーフ弁 RVが配設さ れており、 アキュムレータ Ac c内の液圧が前記高圧より異常に高い圧力になつ たときに同アキュムレータ A c c内のブレーキ液がリザーバ R Sに戻されるよう になっている。 これにより、 高圧発生部 41の液圧回路が保護されるようになつ ている。
ブレーキ液圧発生部 42は、 ブレーキペダル B Pの作動により応動するハイド 口ブースタ HBと、 同ハイドロブースタ HBに連結されたマスタシリンダ MCと から構成されている。 ハイド口ブースタ HBは、 液圧高圧発生部 41から供給さ れる前記高圧を利用してブレーキペダル B Pの操作力を所定の割合で助勢し同助 勢された操作力をマスタシリンダ MCに伝達するようになっている。
マスタシリンダ MCは、 前記助勢された操作力に応じたマス夕シリンダ液圧を 発生するようになっている。 また、 ハイド口ブース夕 HBは、 マスタシリンダ液 圧を入力することによりマスタシリンダ液圧と略同一の液圧である前記助勢され た操作力に応じたレギユレ一夕液圧を発生するようになっている。 これらマスタ シリンダ M C及びハイドロブース夕 H Bの構成及び作動は周知であるので、 ここ ではそれらの詳細な説明を省略する。 このようにして、 マスタシリンダ M C及び ハイドロブース夕 H Bは、 ブレーキペダル B Pの操作力に応じたマスタシリンダ 液圧及びレギユレ一夕液圧をそれぞれ発生するようになっている。
マスタシリンダ M Cと FRブレーキ液圧調整部 4 3の上流側及び FLブレーキ液 圧調整部 4 4の上流側の各々との間には、 3ポート 2位置切換型の電磁弁である 制御弁 S A 1が介装されている。 同様に、ハイドロブースタ H Bと RRブレーキ液 圧調整部 4 5の上流側及び RL ブレーキ液圧調整部 4 6の上流側の各々との間に は、 3ポート 2位置切換型の電磁弁である制御弁 S A 2が介装されている。 また 、 高圧発生部 4 1と制御弁 S A 1及び制御弁 S A 2の各々との間には、 2ポ一ト 2位置切換型の常閉電磁開閉弁である切換弁 S T Rが介装されている。
制御弁 S A 1は、 図 3に示す第 1の位置 （非励磁状態における位置） にあると きマスタシリンダ M Cと FRブレーキ液圧調整部 4 3の上流部及び FLブレーキ液 圧調整部 4 4の上流部の各々とを連通するとともに、 第 2の位置 （励磁状態にお ける位置）にあるときマスタシリンダ M Cと FRブレーキ液圧調整部 4 3の上流部 及び FL ブレーキ液圧調整部 4 4の上流部の各々との連通を遮断して切換弁 S T Rと FRブレーキ液圧調整部 4 3の上流部及び FLブレーキ液圧調整部 4 4の上流 部の各々とを連通するようになっている。
制御弁 S A 2は、 図 3に示す第 1の位置 （非励磁状態における位置） にあると きハイドロブースタ H Bと RRブレーキ液圧調整部 4 5の上流部及び RLブレーキ 液圧調整部 4 6の上流部の各々とを連通するとともに、 第 2の位置 （励磁状態に おける位置）にあるときハイドロブースタ H Bと RRブレーキ液圧調整部 4 5の上 流部及び RL ブレーキ液圧調整部 4 6の上流部の各々との連通を遮断して切換弁 S T Rと RRブレーキ液圧調整部 4 5の上流部及び RLブレーキ液圧調整部 4 6の 上流部の各々とを連通するようになっている。
これにより、 FRブレーキ液圧調整部 4 3の上流部及び FLブレーキ液圧調整部 4 4の上流部の各々には、 制御弁 S A 1が第 1の位置にあるときマスタシリンダ 液圧が供給されるとともに、 制御弁 S A 1が第 2の位置にあり且つ切換弁 S T R が第 2の位置 （励磁状態における位置） にあるとき高圧発生部 41が発生する高 圧が供給されるようになっている。
同様に、 RRブレーキ液圧調整部 45の上流部及び RLブレーキ液圧調整部 46 の上流部の各々には、 制御弁 S A 2が第 1の位置にあるときレギュレー夕液圧が 供給されるとともに、 制御弁 S A 2が第 2の位置にあり且つ切換弁 S T Rが第 2 の位置にあるとき高圧発生部 41が発生する高圧が供給されるようになっている
FRブレーキ液圧調整部 43は、 2ポート 2位置切換型の常開電磁開閉弁である 増圧弁 PUfrと、 2ポート 2位置切換型の常閉電磁開閉弁である減圧弁 PDfr とから構成されており、 増圧弁 PUfrは、 図 3に示す第 1の位置 （非励磁状態に おける位置）にあるとき FRブレ一キ液圧調整部 43の上流部とホイールシリンダ Wfrとを連通するとともに、 第 2の位置 （励磁状態における位置） にあるとき FR ブレーキ液圧調整部 43の上流部とホイールシリンダ Wfrとの連通を遮断するよ うになつている。 減圧弁 PDfrは、 図 3に示す第 1の位置 （非励磁状態における 位置） にあるときホイ一ルシリンダ Wfrとリザーバ R Sとの連通を遮断するとと もに、 第 2の位置 （励磁状態における位置） にあるときホイールシリンダ Wfrと リザーバ R Sとを連通するようになっている。
これにより、 ホイールシリンダ Wfr内のブレーキ液圧は、 増圧弁 PUfr及び減 圧弁 PDfrが共に第 1の位置にあるときホイ一ルシリンダ Wfr内に FRブレーキ 液圧調整部 43の上流部の液圧が供給されることにより増圧され、 増圧弁 PUfr が第 2の位置にあり且つ減圧弁 PDfrが第 1の位置にあるとき FRブレーキ液圧 調整部 43の上流部の液圧に拘わらずその時点の液圧に保持されるとともに、 増 圧弁 P Uf r及び減圧弁 PDfrが共に第 2の位置にあるときホイールシリンダ Wfr 内のブレーキ液がリザ一バ R Sに戻されることにより減圧されるようになってい る。
また、 増圧弁 PUfrにはブレーキ液のホイールシリンダ Wfr側から FRブレ一 キ液圧調整部 43の上流部への一方向の流れのみを許容するチェック弁 CV 1が 並列に配設されており、 これにより、 制御弁 S A 1が第 1の位置にある状態で操 作されているブレーキペダル B Pが開放されたときホイールシリンダ Wfr内のブ レーキ液圧が迅速に減圧されるようになっている。
同様に、 FLブレーキ液圧調整部 44， RRブレーキ液圧調整部 45及び RLブレ —キ液圧調整部 46は、 それぞれ、 増圧弁 PUfl及び減圧弁 PDfl， 増圧弁 PU rr及び減圧弁 PDrr， 増圧弁 P Url及び減圧弁 P Drlから構成されており、 こ れらの各増圧弁及び各減圧弁の位置が制御されることにより、 ホイ一ルシリンダ Wfl,ホイールシリンダ Wrr及びホイールシリンダ Wrl内のブレーキ液圧をそれぞ れ増圧、 保持、 減圧できるようになつている。 また、 増圧弁 PUfl, PUrr及び PUrlの各々にも、上記チェック弁 CV 1と同様の機能を達成し得るチェック弁 CV2, CV 3及び CV 4がそれぞれ並列に配設されている。
また、 制御弁 S A 1にはブレーキ液の上流側から下流側への一方向の流れのみ を許容するチェック弁 C V 5が並列に配設されており、 同制御弁 S A 1が第 2の 位置にあってマスタシリンダ MCと FRブレーキ液圧調整部 43及び FLブレーキ 液圧調整部 44の各々との連通が遮断されている状態にあるときに、 ブレーキぺ ダル B Pを操作することによりホイ一ルシリンダ Wfr，Wf 1内のブレーキ液圧が増 圧され得るようになつている。 また、 制御弁 SA2にも、 上記チェック弁 CV 5 と同様の機能を達成し得るチェック弁 CV 6が並列に配設されている。
以上、 説明した構成により、 ブレーキ液圧制御装置 40は、 全ての電磁弁が第 1の位置にあるときブレーキペダル B Pの操作力に応じたブレーキ液圧を各ホイ ールシリンダに供給できるようになつている。 また、 この状態において、 例えば 、増圧弁 PUrr及び減圧弁 PDrrをそれぞれ制御することにより、ホイールシリ ンダ Wr r内のブレ一キ液圧のみを所定量だけ減圧することができるようになって いる。
また、 ブレーキ液圧制御装置 40は、 ブレーキペダル B Pが操作されていない 状態 （開放されている状態） において、 例えば、 制御弁 SA 1, 切換弁 STR及 び増圧弁 PUfl を共に第 2の位置に切換るとともに増圧弁 PUfr 及び減圧弁 P Dfrをそれぞれ制御することにより、ホイールシリンダ Wfl内のブレーキ液圧を 保持した状態で高圧発生部 41が発生する高圧を利用してホイールシリンダ Wfr 内のブレーキ液圧のみを所定量だけ増圧することもできるようになつている。 こ のようにして、 ブレーキ液圧制御装置 4 0は、 ブレーキペダル B Pの操作に拘わ らず、 各車輪のホイールシリンダ内のブレーキ液圧をそれぞれ独立して制御し、 各車輪毎に独立して所定のブレーキ力を付与することができるようになつている 再び図 1を参照すると、 センサ部 5 0は、 各車輪 FL， FR, RL及び RRが所定角 度回転する度にパルスを有する信号をそれぞれ出力する口一タリーエンコーダか ら構成される車輪速度センサ 5 1 f l , 5 1 f r, 5 1 r l及び 5 1 rrと、 ステアリン グ 2 1の中立位置からの回転角度を検出し、 ステアリング角度 0 s を示す信号を 出力するステアリング角度取得手段としてのステアリング角度センサ 5 2と、 運 転者により操作されるアクセルペダル A Pの操作量を検出し、 同アクセルペダル A Pの操作量 Accpを示す信号を出力するアクセル開度センサ 5 3と、車両に働く 実際の加速度の車体左右方向の成分である横加速度 （過大ロール角発生傾向指標 値） を検出し、 横加速度 Gy (m/s2)を示す信号を出力する指標値取得手段としての 横加速度センサ 5 4と、 運転者によりブレーキペダル B Pが操作されているか否 かを検出し、 ブレーキ操作の有無を示す信号を出力するブレーキスィッチ 5 5と 、 各車輪 FL， FR, RL及び RRの近傍における車体の特定部位の各々の路面からの 高さを検出し、 各車輪部の車高 ΗΠ , Hf r, Hr l , Hrrを示す信号をそれぞれ出力す る車高センサ 5 6 f l , 5 6 f r, 5 6 r l及び 5 6 rrと、 運転者がステアリング 2 1 を回転操作する際の操舵トルクを検出し、 操舵トルク Tを示す信号を出力するト ルクセンサ 5 7から構成されている。
ステアリング角度 0 sの値は、 ステアリング 2 1が中立位置にあるときに 「0」 となり、 同中立位置からステアリング 2 1を （運転者から見て） 反時計まわりの 方向へ回転させたときに正の値、 同中立位置から同ステアリング 2 1を時計まわ りの方向へ回転させたときに負の値となるように設定されている。 また、 横加速 度 Gyの値は、車両が左方向へ旋回しているときに正の値、車両が右方向へ旋回し ているときに負の値となるように設定されている。 操舵トルク Tの値は、 運転者 がステアリング 2 1を左方向に （運転者から見て反時計まわりの方向に） 回転さ せるとき正の値、 運転者がステアリング 2 1を右方向に （運転者から見て時計ま わりの方向に） 回転させるとき負の値となるように設定されている。 電気式制御装置 60は、 互いにバスで接続された CPU61、 CPU6 1が実 行するルーチン (プログラム）、 テーブル (ルックアップテーブル、 マップ）、 定 数等を予め記憶した ROM62、 CPU 6 1が必要に応じてデータを一時的に格 納する RAM 6 3、 電源が投入された状態でデータを格納するとともに同格納し たデ一夕を電源が遮断されている間も保持するバックアップ R A M 64、 及び A Dコンバータを含むインターフェース 65等からなるマイクロコンピュータであ る。 イン夕一フェース 6 5は、 前記センサ 5 1〜57と接続され、 CPU 6 1に センサ 5 1〜57からの信号を供給するとともに、 同 CPU 6 1の指示に応じて 前輪転舵機構部 20の電動モータ 23 c、 ブレーキ液圧制御装置 40の各電磁弁 及びモータ M、 スロッ卜ル弁ァクチユエ一夕 32、 及び燃料噴射装置 33に駆動 信号を送出するようになっている。
これにより、 電動モータ 23 cは所定のアシスト力を発生し、 スロットル弁ァ クチユエ一夕 32は、スロットル弁 THの開度がアクセルペダル APの操作量 Accp に応じた開度になるように同スロットル弁 THを駆動するとともに、燃料噴射装置 33は、 スロットル弁 TH の開度に応じた吸入空気量に対して所定の目標空燃比
(理論空燃比） を得るために必要な量の燃料を噴射するようになっている。
(本発明による車両の操舵制御の概要）
本発明による車両の操舵装置は、 運転者の操舵トルク Tの値と、 同操舵トルク Tの値に応じて図 2の電動モータ 23 cが発生すべきアシストカ F1 との関係 (所定の特性） を表す図 4に示すテーブルに基いて、 同所定の特性に従い操舵卜 ルク Tに応じたアシストカ F1を算出する。
このとき、 図 4に示すように、 操舵トルク Tに応じたアシスト力 F1 の絶対値 は、 操舵トルク Tの絶対値の増加に応じて増加するように算出される。 また、 ァ シストカ F1 は、 操舵トルク Tが正の値のとき （運転者がステアリング 21を運 転者から見て反時計まわりに回転させるとき） 正の値となり、 これにより操舵輪 FL,FR を左方向へ転舵させる方向の力となる。 一方、 操舵トルク Tが負の値のと き （運転者がステアリング 21を運転者から見て時計まわりに回転させるとき） 負の値となり、 これにより操舵輪 FL,FRを右方向へ転舵させる方向の力となる。 従って、 アシスト力 F1は、 運転者の操舵操作を助勢する助勢力となる。 次に、 本装置は、 過大ロール角発生傾向指標値としての横加速度センサ 5 4に より得られる車両に働く実際の横加速度 Gyの絶対値と、 同実際の横加速度 Gyの 絶対値と係数 K t との関係を表す図 5に示すテーブルとに基いて、係数 K tを算出 する。 ここで、 係数 K t は、 電動モータ 2 3 cが最終的に発生することになる最 終ァシス卜力 Fを実際の横加速度 Gyの絶対値に応じてアシストカ F 1から変更す る （所定の特性を変更する） ための係数である。
図 5に示すように、 係数 K tは、 実際の横加速度 Gyの絶対値が値 Gy th以下の ときには一定値 「1」 になるように設定され、 実際の横加速度 Gy の絶対値が値 Gyth以上のときには同実際の横加速度 Gyの絶対値が値 Gy t hから増加するに従い 正の値であって 「1」 から線形的に減少するように設定される。 そして、 本装置 は、 下記（1)式に基いて最終アシスト力 Fを算出する。
F = K t - F l · · · (1) 従って、 最終アシスト力 Fの値は、 実際の横加速度 Gyの絶対値が値 Gyth以下 のときには操舵トルク Tに応じたアシスト力 F 1 の値と等しくなり、 実際の横加 速度 Gyの絶対値が値 Gyth以上のときには同実際の横加速度 Gyの絶対値が値 Gyth から増加するに従い、 同最終アシスト力 Fの絶対値が同アシスト力 F 1 の絶対値 に対して小さくなるように設定される。 換言すれば、 上記所定の特性は、 過大口 ール角発生傾向指標値 （実際の横加速度 Gyの絶対値） が所定値 （値 Gyth) 以下 のときには変更されず、 過大口ール角発生傾向指標値が同所定値以上のときには 同過大ロール角発生傾向指標値の増加に応じて変更される。
そして、 本装置は、 図 2の電動モータ 2 3 cが上記のように設定された最終ァ シストカ Fを発生するように同電動モータ 2 3 cを駆動し、 その結果、 同最終ァ シストカ Fにより運転者の操舵操作が助勢される。
一方、 本装置を含んだ車両の運動制御装置 1 0は、 車両の運動モデルから導か れる所定の規則としての理論式である下記（2)式に基いて目標横加速度 Gyt (m/s2) を算出する。 この目標横加速度 Gytは、 車両が左方向へ旋回しているとき （ステ ァリング角度 0 s (deg)が正の値のとき） に正の値、 車両が右方向へ旋回している とき （ステアリング角度 が負の値のとき） に負の値となるように設定される 。 なお、 この理論式は、 ステアリング角度及び車体速度が共に一定である状態で 車両が旋回するとき （定常円旋回時） に車両に働く横加速度の理論値を算出する 式である。
Gyt= (Vso2- Θ s)/(n-l) - (l/(l+Kh-Vso2)) · · · (2) 上記（2)式において、 Vso は後述するように算出される推定車体速度 (m/s)であ る。 また、 nは操舵輪 FL,FRの転舵角度の変化量に対するステアリング 2 1の回 転角度の変化量の割合であるステアリングギヤ比 （本例では、 一定値 「2 0」） で あり、 1は車体により決定される一定値である車両のホイールベース（m)であり、 Khは車体により決定される一定値であるスタピリティファクタ（s2/m2)である。 また、 本装置を含んだ車両の運動制御装置 1 0は、 下記（3)式に基いて、 上述し たように計算した目標横加速度 Gy tの絶対値と横加速度センサ 54により得られ る実際の横加速度 Gy の絶対値との偏差である横加速度偏差 AGy(m/s2)を算出す る。
AGy=|Gyt|-|Gy| · · · (3) そして、 この横加速度偏差 AGyの値が正の値であるとき、 車両は目標横加速度 Gyt が同車両に発生していると仮定したときの旋回半径よりも同旋回半径が大き くなる状態 （以下、 「アンダーステア状態」 と称呼する。） にあるので、 車両の運 動制御装置 1 0は、 アンダーステア状態を抑制するためのアンダーステア抑制制 御を実行する。 具体的には、 運動制御装置 1 0は、 旋回方向内側の後輪に上記横 加速度偏差 AGy の値に応じた所定のブレーキ力を発生させて車両に対して旋回 方向と同一方向のョ一^ Γングモーメントを強制的に発生させる。 これにより、 実 際の横加速度 Gyの絶対値が大きくなり、 実際の横加速度 Gyが目標横加速度 Gyt に近づくように制御される。
また、 横加速度偏差 AGyの値が負の値であるとき、 車両は目標横加速度 Gytが 同車両に発生していると仮定したときの旋回半径よりも同旋回半径が小さくなる 状態 （以下、 「オーバーステア状態」 と称呼する。） にあり、 さらには、 車両に働 く実際の横加速度 Gy の絶対値は大きい値になっているので車体に発生するロー ル角も大きくなつている。 このとき車両の運動制御装置 1 0は、 ォ一バーステア 状態を抑制するためのオーバーステア抑制制御を実行する。 具体的には、 運動制 御装置 1 0は、旋回方向外側の前輪に上記横加速度偏差 A Gyの値に応じた所定の ブレーキ力を発生させて車両に対して旋回方向と反対方向のョーィングモ一メン トを強制的に発生させる。 これにより、実際の横加速度 Gyの絶対値が小さくなり 実際の横加速度 Gyが目標横加速度 Gytに近づくように制御されるとともに、車体 に発生するロール角が減少して車体に過大なロール角が発生することが防止され る。
このようにして、 アンダーステア抑制制御又はオーバ一ステア抑制制御 （以下 、 これらを併せて 「制動操舵制御」 と総称する。） を実行することにより、 車両の 運動制御装置 1 0は、 各車輪に付与すべきブレーキ力を制御して実際の横加速度 Gyが上記のように計算される目標横加速度 Gytに近づく方向に車両に対して所定 のョーイングモーメントを発生させる。 また、 制動操舵制御を実行する際に、 後 述するアンチスキッド制御、 前後制動力配分制御、 及びトラクシヨン制御のうち のいずれか一つも併せて実行する必要があるとき、 車両の運動制御装置 1 0は、 同いずれか一つの制御を実行するために各車輪に付与すべきブレーキ力をも考慮 して各車輪に付与すべきブレーキ力を最終的に決定する。 以上が、 本発明による 車両の操舵制御及び運動制御の概要である。
(実際の作動）
次に、 以上のように構成された本発明による車両の操舵装置を含んだ車両の運 動制御装置 1 0の実際の作動について、 電気式制御装置 6 0の C P U 6 1が実行 するルーチンをフ口一チャートにより示した図 6〜図 1 1を参照しながら説明す る。 なお、 各種変数 ' フラグ ·符号等の末尾に付された 「**」 は、 同各種変数 ' フラグ'符号等が各車輪 FR等のいずれに関するものであるかを示すために同各種 変数 ·フラグ ·符号等の末尾に付される 「Π」， rf rj 等の包括表記であって、 例 えば、 車輪速度 VwWは、 左前輪速度 Vwf l，右前輪速度 Vwf r， 左後輪速度 Vwr l ,右 後輪速度 Vwrrを包括的に示している。
C P U 6 1は、 図 6に示したアシスト力の計算及び同アシスト力の付与を行う ルーチンを所定時間の経過毎に繰り返し実行している。 従って、 所定のタイミン グになると、 C P U 6 1はステップ 6 0 0から処理を開始し、 ステップ 6 0 5に 進んで、 トルクセンサ 5 7により得られる運転者による操舵トルク Tの値と、 図 4に示したテーブルと同一のテーブルであるステップ 6 0 5内に記載したテープ ルとに基いて操舵トルク Tに応じたアシストカ F 1を算出する。
次に、 C P U 6 1はステップ 6 1 0に進み、 横加速度センサ 5 4により得られ る実際の横加速度 Gyの絶対値と、図 5に示したテーブルと同一のテーブルである ステップ 6 1 0内に記載したテーブルとに基いて係数 K t を算出するとともに、 続くステップ 6 1 5に進んで、 ステップ 6 0 5にて算出したアシスト力 F 1 の値 と、 ステップ 6 1 0にて算出した係数 K tの値と、 上記（1)式の右辺に基くステツ プ 6 1 5内に記載した式とに基いて最終アシスト力 Fを算出する。 ここで、 ステ ップ 6 1 5は、 操舵特性変更手段に対応している。
次いで、 C P U 6 1はステップ 6 2 0に進んで、 電動モータ 2 3 cがステップ 6 1 5にて算出した最終アシスト力 Fを発生するように同電動モータ 2 3 cが出 力する駆動力の大きさ及び方向を制御する。 具体的には、 C P U 6 1は最終ァシ ストカ Fの絶対値に応じたデューティ比を有するとともに同最終アシストカ Fの 符号が考慮されたデューティ信号をィンターフェース 6 5を介して電動モータ 2 3 cの図示しない駆動回路に出力し、 同駆動回路が同デューティ信号に応じた電 流を電動モータ 2 3 cに出力することにより同電動モータ 2 3 cが制御される。 そして、 C P U 6 1はステップ 6 9 5に進んで本ルーチンを一旦終了する。 以上 のようにして、 上記最終アシストカ Fにより運転者の操舵操作が助勢される。 次に、 車輪速度等の算出について説明すると、 C P U 6 1は、 図 7に示したル 一チンを所定時間の経過毎に繰り返し実行している。 従って、 所定のタイミング になると、 C P U 6 1はステップ 7 0 0から処理を開始し、 ステップ 7 0 5に進 んで各車輪 FR等の車輪速度（各車輪の外周の速度） をそれぞれ算出する。 具 体的には、 C P U 6 1は各車輪速度センサ 5 1 が出力する信号が有するパルス の時間間隔に基いて各車輪 FR等の車輪速度 Vw**をそれぞれ算出する。 次いで、 C P U 6 1はステップ 7 1 0に進み、 各車輪 FR等の車輪速度 Vw**の うちの最大値を推定車体速度 Vsoとして算出する。なお、各車輪 FR等の車輪速度 Vw**の平均値を推定車体速度 Vsoとして算出してもよい。 ここで、 ステップ 7 1 0は車体速度取得手段に対応している。
次に、 C P U 6 1はステップ 7 1 5に進み、 ステップ 7 1 0にて算出した推定 車体速度 Vsoの値と、 ステップ 7 0 5にて算出した各車輪 FR等の車輪速度 Vw** の値と、 ステップ 7 1 5内に記載した式とに基いて各車輪毎の実際のスリップ率 Sa«を算出する。 この実際のスリップ率 Sawは、 後述するように、 各車輪に付与 すべきブレーキ力を計算する際に使用される。
次に、 C P U 6 1はステップ 7 2 0に進んで、下記（4)式に基いて推定車体速度 Vsoの時間微分値である推定車体加速度 DVsoを算出する。
DVso= (Vso-Vsol) /A t …（4) 上記（4)式において、 Vsol は前回の本ルーチン実行時にステップ 7 1 0にて算 出した前回の推定車体速度であり、 A t は本ルーチンの演算周期である上記所定 時間である。 そして、 C P U 6 1はステップ 7 9 5に進んで本ル一チンを一旦終 了する。
次に、 横加速度偏差の算出について説明すると、 C P U 6 1は図 8に示したル 一チンを所定時間の経過毎に繰り返し実行している。 従って、 所定のタイミング になると、 C P U 6 1はステップ 8 0 0から処理を開始し、 ステップ 8 0 5に進 んで、 ステアリング角度センサ 5 2により得られるステアリング角度 0 s の値と 、図 7のステップ 7 1 0にて算出した推定車体速度 Vsoの値と、上記（2)式の右辺 に対応するステップ 8 0 5内に記載した式とに基いて目標横加速度 Gytを算出す る。 ここで、 ステップ 8 0 5は、 目標横加速度算出手段に対応している。
次に、 C P U 6 1はステップ 8 1 0に進み、 ステップ 8 0 5にて算出した目標 横加速度 Gytの値と、横加速度センサ 5 4により得られる実際の横加速度 Gyの値 と、上記（3)式の右辺に対応するステップ 8 1 0内に記載した式とに基いて横加速 度偏差 A Gyを算出する。 そして、 C P U 6 1はステップ 8 9 5に進んで本ルーチ ンを一旦終了する。
次に、 上記した制動操舵制御のみを実行する際に各車輪に付与すべきブレーキ 力を決定するために必要となる各車輪の目標スリップ率の算出について説明する と、 C P U 6 1は図 9に示したルーチンを所定時間の経過毎に繰り返し実行して いる。 従って、 所定のタイミングになると、 C P U 6 1はステップ 9 0 0から処 理を開始し、 ステップ 9 0 5に進んで、 横加速度センサ 5 4により得られる実際 の横加速度 Gyの値が 「0」 以上であるか否かを判定し、 実際の横加速度 Gyの値 が 「0」 以上である場合には同ステップ 9 0 5にて 「Y e s」 と判定してステツ プ 9 1 0に進み、 旋回方向表示フラグ Lを 「1」 に設定する。 また、 実際の横加 速度 Gyの値が負の値である場合には同ステップ 9 0 5にて「N o」 と判定してス テツプ 9 1 5に進み、 旋回方向表示フラグ Lを 「0」 に設定する。
ここで、 旋回方向表示フラグ Lは、 車両が左方向に旋回しているか右方向に旋 回しているかを示すフラグであり、 その値が 「1」 のときは車両が左方向に旋回 していることを示し、 その値が 「0」 のときは車両が右方向に旋回していること を示している。 従って、 旋回方向表示フラグ Lの値により車両の旋回方向が特定 される。
次いで、 C P U 6 1はステップ 9 2 0に進み、 図 8のステップ 8 1 0にて算出 した横加速度偏差 A Gyの絶対値と、ステップ 9 2 0内に記載したテーブルとに基 いて制動操舵制御により車両に発生させるべきョ一イングモーメントの大きさに 応じた制御量 Gを算出する。 ステップ 9 2 0内に記載したテーブルに示すように 、 制御量 Gは、 横加速度偏差 A Gyの絶対値が値 Gyl以下のときには 「0」 になる ように設定され、横加速度偏差 A Gyの絶対値が値 Gyl以上であって値 Gy2以下の ときには同横加速度偏差 A Gyの絶対値が値 Gyl から値 Gy2 まで変化するに従い 「0」 から正の一定値 G 1まで線形的に変化するように設定され、 横加速度偏差 Δ Gyの絶対値が値 Gy 2以上のときには正の一定値 G 1に維持されるように設定さ れる。 換言すれば、 横加速度偏差 A Gyの絶対値が値 Gyl以下のときには制動操舵 制御が実行されない一方で、横加速度偏差 A Gyの絶対値が値 Gyl以上のときには ステップ 9 2 0内に記載したテーブルに基き、制御量 Gが横加速度偏差 A Gyの絶 対値に応じて決定される。 次に、 CPU 6 1はステップ 925に進んで、 図 8のステップ 8 10にて算出 した横加速度偏差 AGyの値が 「 0」 以上であるか否かを判定する。 ここで、 横加 速度偏差 AGyの値が 「0」 以上である場合には、 CPU6 1は先に説明したよう に車両がアンダーステア状態にあると判定し、 上記アンダーステア抑制制御を実 行する際の各車輪の目標スリップ率を計算するためステップ 930に進んで、 旋 回方向表示フラグ Lの値が 「1」 であるか否かを判定する。
ステップ 930の判定において旋回方向表示フラグ Lが 「1」 であるとき、 C PU 6 1はステップ 935に進んで、正の一定値である係数 Krにステップ 920 にて計算した制御量 Gの値を乗算した値を左後輪 RLの目標スリップ率 Strlとし て設定するとともに、 その他の車輪 FL， FR, RRの目標スリップ率 Stfl， Stfr, Strrを総て 「0」 に設定し、 ステップ 995に進んで本ルーチンを一旦終了する 。 これにより、 車両が左方向に旋回している場合における旋回方向内側の後輪に 対応する左後輪 RL にのみ横加速度偏差 AGyの絶対値に応じた目標スリップ率が 設定される。
一方、 ステップ 930の判定において旋回方向表示フラグ が 「0」 であると き、 C PU6 1はステップ 940進んで、上記係数 Krにステップ 920にて計算 した制御量 Gの値を乗算した値を右後輪 RRの目標スリップ率 Strrとして設定す るとともに、 その他の車輪 FL, FR, RLの目標スリップ率 Stfl， Stfr, Strlを総 て 「0」 に設定し、 ステップ 995に進んで本ルーチンを一旦終了する。 これに より、 車両が右方向に旋回している場合における旋回方向内側の後輪に対応する 右後輪 RRにのみ横加速度偏差 AGyの絶対値に応じた目標スリップ率が設定され : る。
他方、 ステップ 925の判定において、 横加速度偏差 AGyの値が負の値である 場合には、 CPU6 1は先に説明したように車両がオーバ一ステア状態にあると 判定し、 上記オーバ一ステア抑制制御を実行する際の各車輪の目標スリップ率を 計算するためステップ 945に進んで、 旋回方向表示フラグ Lの値が 「1」 であ るか否かを判定する。
ステップ 945の判定において旋回方向表示フラグ が 「1」 であるとき、 C PU6 1はステップ 950に進んで、正の一定値である係数 Kf にステップ 920 にて計算した制御量 Gの値を乗算した値を右前輪 FRの目標スリップ率 Stfrとし て設定するとともに、 その他の車輪 FL， RL， RRの目標スリップ率 St Π, Strl, Strrを総て 「0」 に設定し、 ステップ 995に進んで本ルーチンを一旦終了する 。 これにより、 車両が左方向に旋回している場合における旋回方向外側の前輪に 対応する右前輪 FRにのみ横加速度偏差 AGyの絶対値に応じた目標スリップ率が 設定される。 ·
—方、 ステップ 945の判定において旋回方向表示フラグ が 「0」 であると き、 C PU 6 1はステップ 955進んで、上記係数 Kf にステップ 920にて計算 した制御量 Gの値を乗算した値を左前輪 FLの目標スリップ率 Stfl として設定す るとともに、 その他の車輪 FR， RL, RRの目標スリップ率 Stfr， Strl, Strrを総 て 「0」 に設定し、 ステップ 995に進んで本ルーチンを一旦終了する。 これに より、 車両が右方向に旋回している場合における旋回方向外側の前輪に対応する 左前輪 FLにのみ横加速度偏差 AGyの絶対値に応じた目標スリップ率が設定され る。 以上のようにして、 制動操舵制御のみを実行する際に各車輪に付与すべきブ レーキ力を決定するために必要となる各車輪の目標スリップ率が決定される。 次に、 車両の制御モードの設定について説明すると、 CPU 61は図 1 0に示 したルーチンを所定時間の経過毎に繰り返し実行している。 従って、 所定のタイ ミングになると、 C PU 6 1はステップ 1000から処理を開始し、 ステップ 1 005に進んで、 現時点においてアンチスキッド制御が必要であるか否かを判定 する。 アンチスキッド制御は、 ブレーキペダル B Pが操作されている状態におい て特定の車輪がロックしている場合に、 同特定の車輪のブレーキ力を減少させる 制御である。 アンチスキッド制御の詳細については周知であるので、 ここではそ の詳細な説明を省略する。
具体的には、 CPU 6 1はステップ 1 00 5において、 ブレーキスィッチ 55 によりブレーキペダル B Pが操作されていることが示されている場合であって、 且つ図 7のステップ 7 1 5にて算出した特定の車輪の実際のスリップ率 Sa**の 値が正の所定値以上となっている場合に、 アンチスキッド制御が必要であると判 定する。
1 00 5の判定にてアンチスキッド制御が必要であると判定したとき 、 C P U 6 1はステップ 1 0 1 0に進んで、 制動操舵制御とアンチスキッド制御 とを重畳して実行する制御モードを設定するため変数 Modeに 「1」 を設定し、 続 くステップ 1 0 5 0に進む。
一方、 ステップ 1 0 0 5の判定にてアンチスキッド制御が必要でないと判定し たとき、 C P U 6 1はステップ 1 0 1 5に進んで、 現時点において前後制動力配 分制御が必要であるか否かを判定する。 前後制動力配分制御は、 ブレーキペダル B Pが操作されている状態において車両の前後方向の減速度の大きさに応じて前 輪のブレーキ力に対する後輪のブレーキ力の比率 （配分） を減少させる制御であ る。 前後制動力配分制御の詳細については周知であるので、 ここではその詳細な 説明を省略する。
具体的には、 C P U 6 1はステップ 1 0 1 5において、 ブレ一キスイッチ 5 5 によりブレーキペダル B Pが操作されていることが示されている場合であって、 且つ図 7のステップ 7 2 0にて算出した推定車体加速度 DVso の値が負の値であ り同推定車体加速度 DVsoの絶対値が所定値以上となっている場合に、前後制動力 配分制御が必要であると判定する。
ステップ 1 0 1 5の判定にて前後制動力配分制御が必要であると判定したとき 、 C P U 6 1はステップ 1 0 2 0に進んで、 制動操舵制御と前後制動力配分制御 とを重畳して実行する制御モードを設定するため変数 Modeに 「2」 を設定し、 続
1 0 5 0に進む。 ·
1 0 1 5の判定にて前後制動力配分制御が必要でないと判定したとき 、 C P U 6 1はステップ 1 0 2 5に進んで、 現時点においてトラクシヨン制御が 必要であるか否かを判定する。 トラクシヨン制御は、 ブレーキペダル B Pが操作 されていない状態において特定の車輪がエンジン 3 1の駆動力が発生している方 向にスピンしている場合に、 同特定の車輪のブレーキ力を増大させる制御又はェ ンジン 3 1の駆動力を減少させる制御である。 トラクシヨン制御の詳細について は周知であるので、 ここではその詳細な説明を省略する。
具体的には、 C P U 6 1はステップ 1 0 2 5において、 プレーキスイッチ 5 5 によりブレーキペダル B Pが操作されていないことが示されている場合であって 、且つ図 7のステップ 7 1 5にて算出した特定の車輪の実際のスリップ率 Sa**の 値が負の値であり同実際のスリップ率 Sa**の絶対値が所定値以上となっている 場合に、 卜ラクシヨン制御が必要であると判定する。
ステップ 1 02 5の判定にてトラクシヨン制御が必要であると判定したとき、 CPU6 1はステップ 1030に進んで、 制動操舵制御とトラクシヨン制御とを 重畳して実行する制御モ一ドを設定するため変数 Modeに「3」 を設定し、 続くス テツプ 1 050に進む。
ステップ 102 5の判定にてトラクシヨン制御が必要でないと判定したとき、 CPU6 1はステツプ 1035に進んで、 現時点において上記制動操舵制御が必 要であるか否かを判定する。 具体的には、 C PU 61はステップ 1 035におい て、 図 8のステップ 8 10にて算出した横加速度偏差 AGyの絶対値が図 9のステ ップ 920内に記載のテーブルにおける値 Gyl以上となっている場合に、 図 9に て設定された目標スリップ率 St«の値が「0」 でない特定の車輪が存在するので 制動操舵制御が必要であると判定する。
ステップ 103 5の判定にて制動操舵制御が必要であると判定したとき、 CP U 6 1はステップ 1040に進んで、 制動操舵制御のみを実行する制御モードを 設定するため変数 Modeに 「4」 を設定し、 続くステップ 1050に進む。 一方、 ステップ 1 03 5の判定にて制動操舵制御が必要でないと判定したとき、 CPU 6 1はステップ 1 045に進んで、 車両の運動制御を実行しない非制御モードを 設定するため変数 Modeに 「0」 を設定し、 続くステップ 1050に進む。 この場 合、 制御すべき特定の車輪は存在しない。
C P U 6 1はステップ 1 0 5 0に進むと、 制御対象車輪に対応するフラグ C0NT**に 「1」 を設定するとともに、 制御対象車輪でない非制御対象車輪に対応 するフラグ に 「0」 を設定する。 なお、 このステップ 10 50における制 御対象車輪は、 図 3に示した対応する増圧弁 及び減圧弁 PD«の少なくと も一方を制御する必要がある車輪である。
従って、 例えば、 ブレーキペダル BPが操作されていない状態であって上述し た図 9のステップ 950に進む場合等、右前輪 FRのホイールシリンダ Wfr内のブ レーキ液圧のみを増圧する必要がある場合、 図 3に示した制御弁 S A 1， 切換弁 STR及び増圧弁 PUfl を共に第 2の位置に切換るとともに増圧弁 PUfr 及び 減圧弁 P D f rをそれぞれ制御することにより、ホイールシリンダ W 内のブレー キ液圧を保持した状態で高圧発生部 4 1が発生する高圧を利用してホイールシリ ンダ Wf r内のブレーキ液圧のみを増圧することになる。 従って、 この場合におけ る制御対象車輪には、 右前輪 FRのみならず左前輪 FLが含まれる。 そして、 C P U 6 1はステップ 1 0 5 0を実行した後、 ステップ 1 0 9 5に進んで本ル一チン を一旦終了する。 このようにして、 制御モードが特定されるとともに、 制御対象 車輪が特定される。
次に、 各車輪に付与すべきブレーキ力の制御について説明すると、 C P U 6 1 は図 1 1に示したルーチンを所定時間の経過毎に繰り返し実行している。 従って 、 所定のタイミングになると、 C P U 6 1はステップ 1 1 0 0から処理を開始し 、 ステップ 1 1 0 5に進んで、 変数 Mode が 「0」 でないか否かを判定し、 変数 Modeが 「0」 であればステップ 1 1 0 5にて 「N o」 と判定してステップ 1 1 1 0に進み、 各車輪に対してブレーキ制御を実行する必要がないのでブレーキ液圧 制御装置 4 0における総ての電磁弁を O F F (非励磁状態） にした後、 ステップ 1 1 9 5に進んで本ル一チンを一旦終了する。 これにより、 ドライバーによるブ レーキペダル B Pの操作力に応じたブレーキ液圧が各ホイールシリンダ W に供 給される。
一方、 ステップ 1 1 0 5の判定において変数 Modeが「0」 でない場合、 C P U 6 1はステップ 1 1 0 5にて 「Y e s」 と判定してステップ 1 1 1 5に進み変数 Modeが 「4」 であるか否かを判定する。 そして、 変数 Modeが 「4」 でない場合 (即ち、制動操舵制御以外のアンチスキッド制御等が必要である場合）、 C P U 6 1はステップ 1 1 1 5にて 「N o」 と判定してステップ 1 1 2 0に進み、 図 1 0 のステップ 1 0 5 0にてフラグ C0NT の値が 「1」 に設定された制御対象車輪に 対して図 9にて既に設定した制動操舵制御のみを実行する際に必要となる各車輪 の目標スリップ率 S i を補正した後ステップ 1 1 2 5に進む。 これにより、 制動 操舵制御に重畳される変数 Mode の値に対応する制御を実行する際に必要となる 各車輪の目標スリップ率分だけ図 9にて既に設定した各車輪の目標スリップ率 S t が制御対象車輪毎に補正される。
L 1 1 5の判定において変数 Modeが「4」 である場合、 C P U 6 1は ステップ 1 1 1 5にて 「Y e s」 と判定し、 図 9にて既に設定した各車輪の目標 スリップ率 St «を補正する必要がないので直接ステップ 1 1 2 5に進む。 C P U 6 1はステップ 1 1 2 5に進むと、図 1 0のステップ 1 0 5 0にてフラグ の値が 「1」 に設定された制御対象車輪に対して、 目標スリップ率 St の値と、 図 7のステップ 7 1 5にて算出した実際のスリップ率 Sa«の値と、ステップ 1 1 2 5内に記載の式とに基いて制御対象車輪毎にスリップ率偏差 A S t «を算出する 次いで、 C P U 6 1はステップ 1 1 3 0に進み、 上記制御対象車輪に対して同 制御対象車輪毎に液圧制御モ一ドを設定する。 具体的には、 C P U 6 1はステツ プ 1 1 2 5にて算出した制御対象車輪毎のスリップ率偏差 A St«の値と、 ステツ プ 1 1 3 0内に記載のテーブルとに基いて、 制御対象車輪毎に、 スリップ率偏差 △ の値が所定の正の基準値を超えるときは液圧制御モードを 「増圧」 に設定 し、 スリップ率偏差 A St «の値が所定の負の基準値以上であって前記所定の正の 基準値以下であるときは液圧制御モードを 「保持」 に設定し、 スリップ率偏差△ S t の値が前記所定の負の基準値を下回るときは液圧制御モードを 「減圧」 に設 定する。
次に、 C P U 6 1はステップ 1 1 3 5に進み、 ステップ 1 1 3 0にて設定した 制御対象車輪毎の液圧制御モードに基いて、 図 3に示した制御弁 S A 1 , S A 2 、 切換弁 S T Rを制御するとともに制御対象車輪毎に同液圧制御モ一ドに応じて 増圧弁 及び減圧弁 P D を制御する。
具体的には、 C P U 6 1は液圧制御モードが 「増圧」 となっている車輪に対し ては対応する増圧弁 及び減圧弁 P D «を共に第 1の位置 （非励磁状態にお ける位置） に制御し、 液圧制御モードが 「保持」 となっている車輪に対しては対 応する増圧弁 P U を第 2の位置 （励磁状態における位置） に制御するとともに 対応する減圧弁 を第 1の位置に制御し、 液圧制御モードが 「減圧」 となつ ている車輪に対しては対応する増圧弁 P U 及び減圧弁 を共に第 2の位置 (励磁状態における位置） に制御する。
これにより、 液圧制御モードが 「増圧」 となっている制御対象車輪のホイール シリンダ 内のブレーキ液圧は増大し、 また、 液圧制御モードが 「減圧」 とな つている制御対象車輪のホイールシリンダ 内のブレーキ液圧は減少すること で、各制御車輪の実際のスリップ率 Sa が目標スリップ率 S t «に近づくようにそ れぞれ制御され、 この結果、 図 1 0に設定した制御モードに対応する制御が達成 される。 ここで、 ステップ 1 1 3 5は、 制動力制御手段に対応している。
なお、 図 1 0のルーチンの実行により設定された制御モードがトラクシヨン制 御を実行する制御モード （変数 Mode= 3 ) 又は制動操舵制御のみを実行する制御 モード （変数 Mode= 4 ) であるときには、 エンジン 3 1の駆動力を減少させるた め、 C P U 6 1は必要に応じて、スロットル弁 THの開度がアクセルペダル A Pの 操作量 Accp に応じた開度よりも所定量だけ小さい開度になるようにスロットル 弁ァクチユエ一夕 3 2を制御する。 そして、 C P U 6 1はステップ 1 1 9 5に進 んで本ルーチンを一旦終了する。
以上、 説明したように、 本発明の第 1実施形態によれば、 横加速度センサ 5 4 により取得された車両に働く横加速度 Gyの実際値が値 Gy t hを超える値となって いるとき、 同横加速度 Gyの実際値が値 Gyth以下となっているときに比して運転 者による同一のステアリング操舵トルク Tに対する （最終） アシスト力 Fが同横 加速度 Gyの実際値の増加に応じて小さく設定される。従って、運転者がステアリ ング 2 1を操作する操舵トルク Tが大きくなることで運転者が急激なステアリン グ操作をすること自体が困難になり、 車両の操舵輪 FL, FRの転舵角が旋回方向に 急激に増加することが防止される。 この結果、 車体のロール角の増加速度が遅く なり、 増加するロール角が過大となる前に運転者がロール角を減少させる方向の ステアリング操作を実行する時間的余裕が十分に確保され得、 車体に過大なロー ル角が発生することが防止された。
また、車両の運動モデルから導かれる理論式である上記（2)式に基いて算出され た車両の目標横加速度 Gytの絶対値から実際の横加速度 Gyの絶対値を減算した値 である横加速度偏差 A Gyの値が負の値であるとき、 即ち、 車両に働く実際の横加 速度 Gyの絶対値が大きくて車体に発生するロール角も大きくなつているとき、ォ 一バーステア抑制制御により旋回方向外側の前輪に上記横加速度偏差 A Gy の値 に応じたブレーキ力が発生させられて車両に対して旋回方向と反対方向のョーィ ングモーメントが強制的に発生させられる。 これにより、実際の横加速度 Gyの絶 対値が小さくなり実際の横加速度 Gyが目標横加速度 Gy tに近づくように制御され るとともに、 車体に発生するロール角が減少して車体に過大なロール角が発生す ることが防止される。 これにより、 上記した最終アシスト力 Fの実横加速度 Gy に応じた制御による効果と相俟って、 車体に過大なロール角が発生することがよ り確実に防止された。
(第 2実施形態）
次に、 本発明の第 2実施形態について説明する。 図 1 2は、 本発明の第 2実施 形態に係る車両の操舵装置を含んだ車両の運動制御装置 1 0を搭載した車両の概 略構成を示している。
図 1に示した第 1実施形態に対する図 1 2に示した第 2実施形態の機械的構成 上の相違点は、 センサ部 5 0において、 操舵輪 FL，FRの転舵角度を検出し、 同転舵 角度 Θ s sを示す信号を電気式制御装置 6 0のィンターフェ一ス 6 5に出力する転 舵角度センサ 5 8を追加した点と、 コラム 2 2の車体前後方向の中途部 （図 2の 円形外歯車 2 3 aより車両後方の中途部） に舵角比可変ァクチユエ一夕 2 6を介 装した点である。 以下、 かかる相違点について説明する。
舵角比可変ァクチユエ一夕 2 6がコラム 2 2に介装されたことにより、 コラム 2 2は、 一端がステアリング 2 1と一体固定されるとともに他端が舵角比可変ァ クチユエ一夕 2 6に接続されたコラム後方部 2 2 aと、 一端が舵角比可変ァクチ ユエ一タ 2 6に接続されるとともに他端が転舵ァクチユエ一夕 2 3に接続された コラム前方部 2 2 bとに分割されている。
転舵角度センサ 5 8は、 コラム前方部 2 2 bの回転角度を検出することにより 、同コラム前方部 2 2 bの回転角度に応じて一対一に変化する操舵輪 FL, FRの転舵 角度 S s sを検出するようになっている。 操舵輪 FL，FRの転舵角度 0 ssは、 操舵輪 F L，FRの転舵角が車両が直進する基準角度にあるときに 「0」 となり、 操舵輪 FL，F Rの転舵角が基準角度にある状態から同操舵輪 FL， FRが左方向へ転舵されたときに 正の値、 操舵輪 FL, FRの転舵角が基準角度にある状態から同操舵輪 FL, FRが右方向 へ転舵されたときに負の値となるように設定されている。
舵角比可変ァクチユエ一夕 2 6は、 図 1 3にその概略構成を示したように、 コ ラム後方部 2 2 aに一体的に接続されたサンギヤ 2 6 aと、 同サンギヤ 2 6 aの 外周を公転しながら自転可能に配置された同サンギヤ 2 6 aと歯合する複数 （例 えば、 4つ） の遊星ギヤ 2 6 と、 同遊星ギヤ 2 6 bの公転運動に連動しながら コラム前方部 2 2 bと一体回転可能に構成されたキヤリア 2 6 cと、 サンギヤ 2 6 aと同心的に回転するとともに同複数の遊星ギヤ 2 6 bの径方向外側位置に配 置され同複数の遊星ギヤ 2 6 bと歯合するリングギヤ 2 6 dと、 を含んだ所謂遊 星ギヤ機構により構成されている。
さらに、 舵角比可変ァクチユエ一夕 2 6は電動モータ 2 6 eを備えている。 こ の電動モータ 2 6 eの出力軸にはウォームギヤ 2 6 f がー体固設されており、 同 ウォームギヤ 2 6 は、 前記リングギヤ 2 6 dの外周面に一体的に設けられた図 示しないウォームホイールギヤと歯合するようになつている。 また、 電気式制御 装置 6 0のィンタ一フェース 6 5は、 C P U 6 1の指示に応じて電動モータ 2 6 eに駆動信号を送出するようになっている。
これにより、 電動モータ 2 6 eは、 C P U 6 1から駆動信号が送出されていな い非通電時においては、 その保持トルク （ディテントトルク） により、 リングギ ャ 2 6 の （回転） 位置を中立位置 （ステアリング角度 0 sが 「0」 のときに操舵 輪 FL, FRの転舵角度 0 ssが 「0」 になる位置） に固定できるようになつており、 こ のとき、 操舵輪 FL，FRの転舵角度 0 ss対するステアリング角度 0 sの比である舵角 比 n (= 9 s/ 0 ss) が、 先に説明した第 1実施形態における前輪転舵機構部 2 0 におけるステアリングギヤ比と同一の値である 「2 0」 になるようになつている 一方、 電動モータ 2 6 eが上記駆動信号により駆動されてリングギヤ 2 6 dが 回転すると、 同リングギヤ 2 6 dの中立位置からの回転角度に応じて前記舵角比 nが変更されるようになっている。 換言すれば、 C P U 6 1は電動モー夕 2 6 e を駆動することによりリングギヤ 2 6 dの中立位置からの回転角度を制御できる ようになつており、 この結果、 所定の特性としての舵角比 n (= 9 s/ 0 ss) を制 御可能となっている。
(実際の作動）
次に、 以上のように構成された本発明による車両の操舵装置を含んだ第 2実施 形態に係る車両の運動制御装置 1 0の実際の作動について電気式制御装置 6 0の C P U 6 1が実行するルーチンをフ口一チャートを参照しながら説明する。 第 2 実施形態においては、 C P U 6 1は、 上述した図 6〜図 1 1に示したフローチヤ ートに加えて、 図 1 4に示した舵角比 nの算出 ·制御を行うルーチンを所定時間 の経過毎に繰り返し実行している。
従って、 所定のタイミングになると、 C P U 6 1はステップ 1 4 0 0から処理 を開始し、 ステップ 1 4 0 5に進み、 横加速度センサ 5 4による得られる実際の 横加速度 Gyの絶対値と、 ステップ 1 4 0 5内に記載したテ一ブルとに基いて舵角 比 nを算出する。
これにより、 舵角比 nは、 実際の横加速度 Gyの絶対値が値 Gyth以下のときには 一定値 「2 0」 になるように設定され、 実際の横加速度 Gyの絶対値が値 Gyth以上 のときには同実際の横加速度 Gyの絶対値が値 Gythから増加するに従い 「2 0」 か ら線形的に増加するように設定される。 換言すれば、 舵角比 n (所定の特性） は 、 過大ロール角発生傾向指標値 （実際の横加速度 Gyの絶対値） が所定値 （値 Gyth ) 以下のときには変更されず、 過大ロール角発生傾向指標値が同所定値以上のと きには同過大ロール角発生傾向指標値の増加に応じて変更される。 ここで、 ステ ップ 1 4 0 5は、 操舵特性変更手段に対応している。
次いで、 C P U 6 1はステップ 1 4 1 0に進んで、 実際の舵角比がステップ 1 4 0 5にて算出した舵角比 nになるように電動モータ 2 6 eを制御する。 具体的 には、 C P U 6 1はステアリング角度センサ 5 2により現時点でのステアリング 角度 Θ sの値を取得するとともに転舵角度センサ 5 8により現時点での操舵輪 FL, FRの転舵角度 0 ssの値を取得して、現時点でのステアリング角度 0 sに対して実際 の舵角比がステップ 1 4 0 5にて算出した舵角比 nになるようにリングギヤ 2 6 dの中立位置からの回転角度を制御することで、操舵輪 FL， FRの転舵角度 0 ssを制 御する。 そして、 ステップ 1 4 9 5に進んで本ルーチンを一旦終了する。
以上、 説明したように、 本発明の第 2実施形態によれば、 横加速度センサ 5 4 により取得された車両に働く横加速度 Gyの実際値が値 Gythを超える値となって いるとき、 同横加速度 Gyの実際値が値 Gyth以下となっているときに比して同一 のステアリング回転角度 0 sに対する操舵輪 FL, FRの転舵角度 0 ssが同横加速度 Gyの実際値の増加に応じて小さく設定される。 従って、 例えば、 運転者が旋回方 向に急激なステアリング操作 （例えば、 急激な切り増し） を実行しても車両の操 舵輪 FL，FRの旋回方向の転舵角度 0 s sの増加量 （変化量、 増加速度 （変化速度）） が小さくなり、第 1実施形態にて説明した最終アシストカ Fの実横加速度 Gyに応 じた制御による効果と相俟って、 操舵輪の FL, FR転舵角度が旋回方向に急激に増 加することがさらに一層防止される。 この結果、 車体のロール角の増加速度が遅 くなり、 増加するロール角が過大となる前に運転者がロール角を減少させる方向 のステアリング操作を実行する時間的余裕が十分に確保され得、 車体に過大な口 ール角が発生することが防止された。
本発明は上記実施形態に限定されることはなく、 本発明の範囲内において種々 の変形例を採用することができる。 例えば、 上記第 2実施形態は、 舵角比 nの可 変制御に加えて第 1実施形態にて説明した最終アシスト力 Fの実横加速度 Gyに応 じた制御を実行しているが、 同第 2実施形態を、最終アシスト力 Fの実横加速度 G yに応じた制御を実行せず舵角比 nの可変制御のみを実行するように構成しても よい。 この場合には、 図 6のステップ 6 1 0にて係数 K tの値が実際の横加速度 G yの値に拘わらず常に一定値「1」になるようにステップ 6 1 0内に記載のテープ ルを変更すればよい。
また、上記各実施形態においては、実際の横加速度 Gyを目標横加速度 Gytに近 づけるための制御目標として車両の各車輪のスリップ率を使用しているが、 例え ば、 各車輪のホイールシリンダ 内のブレーキ液圧等、 各車輪に付与されるブ レーキ力に応じて変化する物理量であればどのような物理量を制御目標としても よい。
また、 上記各実施形態においては、 図 6のステップ 6 1 0にて算出される係数 K tの値及び図 1 4のステップ 1 4 0 5にて算出される舵角比 nの値を「過大口一 ル角発生傾向指標値」 としての実際の横加速度 Gyの絶対値に応じて変更している が、 「過大ロール角発生傾向指標値」としての車体に発生するロール角 Θ ro l 1の絶 対値に応じて係数 K tの値及び舵角比 nの値を変更するように構成してもよい。
この場合の具体的な処理を述べると、 C P U 6 1は図 1 5に示したロール角 Θ ro l lを算出するためのルーチンを所定時間の経過毎に繰り返し実行する。従って 、 所定のタイミングになると、 C P U 6 1はステップ 1 5 0 0から処理を開始し 、 ステップ 1 5 0 5に進んで、 車高センサ 5 6 Π, 5 6 fr, 5 6 rl 及び 5 6 rr により得られる各車輪部の車高 ΗΠ， Hfr, Hrl, の各値と、 ステップ 1 5 0 5 内に記載の式とに基いて車体左側部と車体右側部との車高差 ΔΗを算出する。 ここで、 車高差 ΔΗ は、 車体左前部と車体右前部との車高差と、 車体左後部と 車体右後部との車高差の平均値である。 また、 車高差 ΔΗ は、 車体左側部の車高 が車体右側部の車高より高いとき、 即ち車両が左方向へ旋回しているときに正の 値となり、 車体左側部の車高が車体右側部の車高より低いとき、 即ち車両が右方 向へ旋回しているときに負の値となるように設定される。
次に、 CPU6 1はステップ 1 5 1 0に進んで、 ステップ 1 5 0 5にて算出し た車高差 ΔΗの値と、 左右輪 （例えば、 左右後輪 RL，RR) の各タイヤ踏面の路面と の接触面の中心間の車体左右方向の距離であるホイールトレツド Tの値と、 ステ ップ 1 5 1 0内に記載の式とに基いて車体のロール角 0 rollを算出した後、ステ ップ 1 5 9 5に進んで本ルーチンを一旦終了する。 ここで、 ステップ 1 5 1 0内 に記載の式から明らかなように、 ロール角 0 rollの符号は車高差 ΔΗの符号と同 一となるので、 口一ル角 0 rollは、 車両が左方向へ旋回しているときに正の値と なり、 車両が右方向へ旋回しているときに負の値となるように設定される。 ここ で、 ステップ 1 5 1 0は、 指標値取得手段に対応している。
そして、 C PU 6 1は、 図 6のステップ 6 1 0内に記載のテ一ブルの横軸を実 際の横加速度 Gy の絶対値の代わりに図 1 5のステップ 1 5 1 0にて算出した口 ール角 0 rollの絶対値とし、閾値 Gythを同値 Gythに対応する閾値 0 rol 1 thに代 えて係数 Kt を算出する。 また、 C PU 6 1は、 図 1 4のステップ 1 4 0 5内に 記載のテーブルの横軸を実際の横加速度 Gy の絶対値の代わりに図 1 5のステツ プ 1 5 1 0にて算出したロール角 0 rollの絶対値とし、閾値 Gythを同値 Gythに 対応する閾値 0 rollth に代えて舵角比 nを算出する。 このようにして、 係数 Kt の値及び舵角比 nの値が車体に発生するロール角 Θ roll の絶対値に応じて変更 される。
また、図 6のステップ 6 1 0にて算出される係数 Ktの値及び図 1 4のステップ 1 4 0 5にて算出される舵角比 nの値を、 「過大ロール角発生傾向指標値」として の運転者によるステアリング 2 1の回転速度 （ステアリングの操作速度） の絶対 値に応じて変更するように構成してもよい。 この場合、 図 6のステップ 6 10内 に記載のテーブルの横軸及び図 14のステップ 140 5内に記載のテ一ブルの横 軸を、実際の横加速度 Gyの絶対値の代わりに下記（5)式にて算出されるステアリン グ回転角度 Θ sの時間微分値であるステアリング回転速度 Θ 'sの絶対値とし、 閾値 Gythを同値 Gythに対応する閾値 0'sthに代えて係数 Kt及び舵角比 nを算出する。
^'s- (^s-^sl) /Δ t · · · (5) 上記（5)式において、 Ssl は前回の図 6及び図 14のルーチン実行時にステア リング角度センサ 52により取得した前回のステアリング角度であり、 Δί は各 ルーチンの演算周期である上記所定時間である。
また、 「過大ロール角発生傾向指標値」 は、 実際の横加速度 Gyの絶対値、 ロー ル角 0 rollの絶対値、 及びステアリング回転速度 の絶対値の総和であっても よいし、 これら各絶対値にそれぞれ所定の係数を乗算した値 （重み付けした値） の総和であってもよい。 また、 これら各絶対値のうちで、 対応する上記閾値を超 えた値となっているもの （各絶対値のうちで対応する上記闞値を超えた値となつ ているものが複数存在する場合、 対応する上記閾値からの偏差の程度が最も大き いもの） を 「過大ロール角発生傾向指標値」 として採用してもよい。

Claims

請 求 の 範 囲
1 . 運転者により操作されるステアリングの操作に応じて車両の操舵輪の転舵角 を変更するとともに、 同運転者による同ステアリングの操作力関連量に応じて所 定の特性に基いて同ステアリングの操作を助勢する助勢力関連量を発生する操舵 輪転舵機構を備えた車両の操舵装置であって、
前記車両に過大なロール角が発生する傾向の程度を示す過大ロール角発生傾向 指標値を取得する指標値取得手段と、
前記過大ロール角発生傾向指標値に応じて前記所定の特性を変更する操舵特性 変更手段と、
を備えた車両の操舵装置。
2 . 運転者により操作されるステアリングの位置に応じて所定の特性に基いて車 両の操舵輪の転舵角を変更する操舵輪転舵機構を備えた車両の操舵装置であって 前記車両に過大なロール角が発生する傾向の程度を示す過大ロール角発生傾向 指標値を取得する指標値取得手段と、
前記過大ロール角発生傾向指標値に応じて前記所定の特性を変更する操舵特性 変更手段と、
を備えた車両の操舵装置。
3 . 請求の範囲 1又は請求の範囲 2に記載の車両の操舵装置において、
前記指標値取得手段が取得する過大ロール角発生傾向指標値は、 前記車両に働 く加速度の車体左右方向の成分である横加速度、 同車両に発生する口一ル角、 及 ぴ前記ステアリングの操作速度の少なくとも一つに基いた値である車両の操舵装
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