WO2007074716A1 - 車両の制御装置 - Google Patents

車両の制御装置 Download PDF

Info

Publication number
WO2007074716A1
WO2007074716A1 PCT/JP2006/325535 JP2006325535W WO2007074716A1 WO 2007074716 A1 WO2007074716 A1 WO 2007074716A1 JP 2006325535 W JP2006325535 W JP 2006325535W WO 2007074716 A1 WO2007074716 A1 WO 2007074716A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
vehicle
value
state quantity
wheel
actual
Prior art date
Application number
PCT/JP2006/325535
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Toru Takenaka
Takayuki Toyoshima
Hiroyuki Urabe
Hiroshi Kono
Original Assignee
Honda Motor Co., Ltd.
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Honda Motor Co., Ltd. filed Critical Honda Motor Co., Ltd.
Priority to EP06835096A priority Critical patent/EP1967432B1/en
Priority to US12/095,397 priority patent/US8024091B2/en
Priority to DE602006016865T priority patent/DE602006016865D1/de
Priority to CN2006800475644A priority patent/CN101331045B/zh
Priority to JP2007533814A priority patent/JP4143113B2/ja
Priority to CA2631442A priority patent/CA2631442C/en
Publication of WO2007074716A1 publication Critical patent/WO2007074716A1/ja

Links

Classifications

    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W30/00—Purposes of road vehicle drive control systems not related to the control of a particular sub-unit, e.g. of systems using conjoint control of vehicle sub-units
    • B60W30/02—Control of vehicle driving stability
    • 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
    • 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
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W10/00—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function
    • B60W10/04—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function including control of propulsion units
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W10/00—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function
    • B60W10/10—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function including control of change-speed gearings
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W10/00—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function
    • B60W10/18—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function including control of braking systems
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W30/00—Purposes of road vehicle drive control systems not related to the control of a particular sub-unit, e.g. of systems using conjoint control of vehicle sub-units
    • B60W30/18—Propelling the vehicle
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W40/00—Estimation or calculation of non-directly measurable driving parameters for road vehicle drive control systems not related to the control of a particular sub unit, e.g. by using mathematical models
    • B60W40/10—Estimation or calculation of non-directly measurable driving parameters for road vehicle drive control systems not related to the control of a particular sub unit, e.g. by using mathematical models related to vehicle motion
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W50/00—Details of control systems for road vehicle drive control not related to the control of a particular sub-unit, e.g. process diagnostic or vehicle driver interfaces
    • B60W50/06—Improving the dynamic response of the control system, e.g. improving the speed of regulation or avoiding hunting or overshoot
    • 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
    • B60T2270/00—Further aspects of brake control systems not otherwise provided for
    • B60T2270/86—Optimizing braking by using ESP vehicle or tire model
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W50/00—Details of control systems for road vehicle drive control not related to the control of a particular sub-unit, e.g. process diagnostic or vehicle driver interfaces
    • B60W2050/0001—Details of the control system
    • B60W2050/0019—Control system elements or transfer functions
    • B60W2050/0028—Mathematical models, e.g. for simulation
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W50/00—Details of control systems for road vehicle drive control not related to the control of a particular sub-unit, e.g. process diagnostic or vehicle driver interfaces
    • B60W2050/0001—Details of the control system
    • B60W2050/0019—Control system elements or transfer functions
    • B60W2050/0028—Mathematical models, e.g. for simulation
    • B60W2050/0031—Mathematical model of the vehicle
    • B60W2050/0033—Single-track, 2D vehicle model, i.e. two-wheel bicycle model
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W50/00—Details of control systems for road vehicle drive control not related to the control of a particular sub-unit, e.g. process diagnostic or vehicle driver interfaces
    • B60W2050/0001—Details of the control system
    • B60W2050/0019—Control system elements or transfer functions
    • B60W2050/0028—Mathematical models, e.g. for simulation
    • B60W2050/0031—Mathematical model of the vehicle
    • B60W2050/0034—Multiple-track, 2D vehicle model, e.g. four-wheel model
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60Y—INDEXING SCHEME RELATING TO ASPECTS CROSS-CUTTING VEHICLE TECHNOLOGY
    • B60Y2200/00—Type of vehicle
    • B60Y2200/10—Road Vehicles
    • B60Y2200/12—Motorcycles, Trikes; Quads; Scooters

Definitions

  • the present invention relates to a control device for a vehicle having a plurality of wheels, such as an automobile (engine automobile), a hybrid vehicle, and a motorcycle.
  • a driving system that transmits driving force to a wheel from a propulsive force generation source such as an engine or imparts braking force and a steering wheel of the vehicle are operated.
  • a steering system steering system
  • a suspension system for elastically supporting the vehicle body on wheels are provided.
  • these systems can be used as a steering wheel (a handle) by a driver, an accelerator pedal, a brake pedal, etc. It is equipped with various electric or hydraulic actuators that can be operated passively in response to the operation of the vehicle (manual operation), and the operation of the actuator is active according to the vehicle running conditions and environmental conditions. The ones that are (actively) controlled are known.
  • the feedforward target value of the rear wheel rudder angle is determined according to the front wheel rudder angle, and the normative state quantity (normative lateral rate and normative lateral acceleration) and actual state quantity (yorate detection).
  • a technique has been proposed in which a feedback target value of the rear wheel steering angle is determined according to a deviation between the value and the detected value of the lateral acceleration, and the rear wheel steering angle follows the sum of these target values.
  • the reference state quantity is set according to the steering angle of the front wheels.
  • the transfer function parameters or gains of the feedforward control unit, the feedback control unit, and the reference state quantity determination unit are adjusted according to the estimated value of the friction coefficient of the road surface.
  • Patent Document 1 has the following disadvantages.
  • actual vehicle behavior is affected by various disturbance factors such as changes in the friction coefficient of the road surface.
  • the present invention has been made in view of such a background, and enhances the linearity of the control system and controls the operation of the actuator suitable for the actual vehicle behavior as much as possible, while causing disturbance factors or changes thereof.
  • An object of the present invention is to provide a vehicle control device that can improve the robustness against the vehicle.
  • the vehicle control apparatus of the present invention includes:
  • a driving operation amount detecting means for detecting a driving operation amount indicating a driving operation state of the vehicle by a driver of the vehicle having a plurality of wheels, and an actuator device provided in the vehicle so as to be able to operate a predetermined motion of the vehicle;
  • the vehicle control device comprising the actuator device control means for sequentially controlling the operation of the actuator device,
  • An actual state quantity grasping means for detecting or estimating a first actual state quantity which is a value of a predetermined first state quantity relating to a predetermined motion of an actual vehicle; At least a first model state quantity that is a value of the first state quantity relating to a predetermined movement of the vehicle on a vehicle model preliminarily determined as a model representing the dynamic characteristics of the vehicle is the detected driving operation.
  • a model state quantity determining means for determining according to the quantity;
  • State quantity deviation calculating means for calculating a first state quantity deviation which is a deviation between the detected or estimated first actual state quantity and the determined first model state quantity
  • the actuator device control means is means for controlling the operation of the actuator device in accordance with at least the determined actual vehicle actuator operation control input, and the model state quantity determining means is at least the detected driving operation.
  • the first model state quantity is determined in accordance with a quantity and the determined control input for vehicle model operation,
  • the actual vehicle-side state quantity deviation responsive control means determines a real vehicle-side feedback request quantity by a feedback control law according to the first state quantity deviation, and at least the actual vehicle side actuator according to the actual vehicle-side feedback request quantity. And a means for determining the actual vehicle actuator operation control input when the actual vehicle side feedback request amount is in a predetermined dead zone. Instead, it is means for determining the control input for operating the actual vehicle actuator using a predetermined value that is determined in advance in the dead zone.
  • the model-side state quantity deviation responsive control means controls the vehicle model operation so that at least the first state quantity deviation approaches 0 regardless of whether or not the actual vehicle-side feedback request amount is in the dead zone. It is a means for determining an input (first invention).
  • the actual vehicle actuator installation is performed so that the first state quantity deviation is brought close to 0 by the actual vehicle actuator operation control input.
  • the movement of the vehicle on the vehicle model, and thus the first model state quantity is adjusted so that the first state quantity deviation approaches 0 by the model operation control feedback control. Operated. For this reason, the actual movement of the vehicle and the movement of the vehicle on the vehicle model are not greatly deviated by the influence of disturbance factors.
  • the actual vehicle-side feedback required quantity that is, the required quantity for bringing the first state quantity deviation close to 0 falls within a predetermined dead zone.
  • the predetermined value in the dead zone is used (in other words, the actual vehicle side feedback request amount is assumed to be held at the predetermined value).
  • Determine the control input for this reason, even if the actual vehicle-side feedback request varies within the dead zone, the variation is not reflected in the actual vehicle actuator operation control input. As a result, the operation of the actuator device is frequently performed in the first state. It is suppressed that it changes according to quantity deviation.
  • the actual vehicle actuator operation control input is set according to the actual vehicle feedback request amount or the deviation amount of the actual vehicle feedback request amount.
  • the dead zone is desirably a range in the vicinity of a value (for example, 0) of the actual vehicle-side feedback request amount when the first state quantity deviation is constantly maintained at 0. Then, it is desirable that the predetermined value in the dead zone matches the value of the actual vehicle-side feedback request amount when the first state quantity deviation is constantly held at zero.
  • the model side state quantity deviation responsive control means sets at least the first state quantity deviation to 0 regardless of whether or not the actual vehicle side feedback request amount exists in the dead zone.
  • the vehicle model operation control input is determined so as to approach the vehicle.
  • the control input for operating the vehicle model is determined by using the feedback request amount obtained by the feedback control law as it is for the first state quantity deviation force (without performing the dead zone process).
  • the first state quantity relating to the movement of the vehicle on the vehicle model is brought close to the first state quantity relating to the actual movement of the vehicle. This Therefore, the first state quantity deviation can be brought close to 0 without hindrance, and the deviation of the vehicle motion on the vehicle model from the actual vehicle motion can be avoided.
  • the operation of the actual vehicle actuator device is frequently suppressed from changing in accordance with the first state quantity deviation, and the vehicle motion on the vehicle model deviates from the actual vehicle motion. Can be prevented.
  • the first aspect of the present invention it is possible to improve the robustness to disturbance factors or changes thereof while performing the operation control of the actuator suitable for the actual vehicle behavior as much as possible.
  • the first state quantity may be a plurality of types of state quantities that need not be one type of state quantity.
  • examples of the control input for operating the actual vehicle actuator include a target value (target operation amount) that defines the operation of the actuator device.
  • the actual vehicle-side feedback request amount includes an external force (moment and / or translational force, or both) that should be applied to the actual vehicle.
  • the control input for operating the vehicle model includes a virtual external force (moment and / or translational force or both) that acts on the vehicle on the vehicle model.
  • the first state quantity includes a state quantity relating to the rotational movement of the vehicle in the direction of the arrow, and the actuator device is configured to drive / brake force of at least one pair of left and right wheels of an actual vehicle.
  • a drive that is a difference including an actuator device capable of operating a left-right difference in braking force, and the control input for operating the actual vehicle actuator is a target drive of at least the pair of left and right wheels, a braking force, a target slip ratio, and the target drive ⁇
  • the actuator device includes an actuator device capable of operating the left and right wheels of the actual vehicle and the driving / braking force difference that is the difference between the braking forces, so that the actual vehicle actuator operating control input is included in the actuator device.
  • the driving / braking force left / right difference is manipulated by including one of the deviation between the operating amount of the actuator device corresponding to the power or the target slip ratio and the operating amount of the driving / braking force left / right difference.
  • an external force (moment) that causes the first state quantity deviation to approach 0 can be applied to the actual vehicle. In this case, when the actual vehicle-side feedback request amount is in the dead zone, it is possible to reduce the occurrence of a situation in which the wheel drive'braking force left-right difference frequently fluctuates.
  • the value depends on at least one of the second state quantity relating to the actual vehicle motion and the second state quantity relating to the vehicle motion in the vehicle model.
  • the model side state quantity deviation responsive control means is responsive to whether the actual vehicle side feedback request quantity is in the dead zone or not. In addition, it is preferable to determine the control input for operating the vehicle model so that the first state quantity deviation and the calculated escape quantity are close to zero (third invention).
  • the control input for operating the vehicle model is determined so that the deviation amount of the predetermined allowable range force of the required restriction target amount and the first state quantity deviation are close to zero.
  • the first model state quantity can be determined so that the movement force of the vehicle on the vehicle model and the movement that easily follows the actual movement of the vehicle (the movement in which the restriction target amount falls within the allowable range) are obtained.
  • the controllability of the vehicle can be further enhanced.
  • the first or second invention according to at least one of the second state quantity relating to the actual vehicle motion and the second state quantity relating to the vehicle motion in the vehicle model.
  • Means for determining a deviation amount of a predetermined permissible range force for which the limit target value is determined, and the means for determining the actual vehicle side feedback request amount sets the first state quantity deviation and the obtained deviation amount to 0. It is preferable that the actual vehicle-side feedback request amount is determined by a feedback control law so as to be closer (fourth invention).
  • the control input for operating the actual vehicle actuator is determined so that a deviation amount of a required restriction target amount from a predetermined allowable range and the first state quantity deviation are close to zero. The Therefore, at least in a situation where the actual vehicle-side feedback request amount deviates from the dead zone, the restriction target amount is prevented from deviating from the allowable range.
  • the control input for operating the actual vehicle actuator can be determined. As a result, the mouth bust of the vehicle control can be further enhanced.
  • the second state quantity relating to the actual vehicle motion and the second state quantity relating to the vehicle motion in the vehicle model is obtained.
  • the means for determining the required amount is means for determining the actual vehicle side feedback required amount by a feedback control law so that the first state quantity deviation approaches 0, and the means for determining the actual vehicle actuator operation control input is
  • the predetermined value is determined by at least the feedback assist request amount.
  • the control input for operating the actual vehicle actuator is determined according to the corrected value, and when the actual vehicle side feedback request amount does not exist in the dead zone, the actual vehicle side feedback request amount is corrected by at least the feedback auxiliary request amount.
  • it is means for determining the control input for operating the actual vehicle actuator according to the value (the fifth invention).
  • the actual vehicle actuator operation is performed regardless of whether or not the actual vehicle-side feedback request amount, that is, the feedback request amount force for bringing the first state amount deviation close to 0, is not in the dead zone.
  • the control input is determined so that the amount of deviation from the predetermined allowable range of the required restriction target amount approaches 0.
  • the actual vehicle actuator operation control input is used to operate the actual vehicle actuator so that the deviation of the first state amount approaches 0 in addition to the deviation amount approaching 0. Control input is determined.
  • the actual vehicle actuator operation control input is not fluctuated too much according to the first state quantity deviation.
  • the control input for data operation can be determined. As a result, the robustness of vehicle control can be further enhanced.
  • the second state quantity may be the same type of state quantity as the first state quantity, but may not necessarily be the same type of state quantity as the first state quantity.
  • the second state quantity is slightly different from the first state quantity.
  • the state quantities are related via a fractional equation.
  • the restriction target amount and the second state amount may be a plurality of types of state amounts.
  • the third invention and the fourth invention or the fifth invention may be combined.
  • the restriction target quantity is an actual vehicle or the The latest value of the state quantity related to the lateral translation of the vehicle on the vehicle model, or a value obtained by filtering the state quantity or a predicted value of the state quantity, and the actual vehicle or the vehicle model It is preferable to include at least one of the latest value of the state quantity related to the rotational movement of the vehicle in one direction, a value obtained by filtering the state quantity, or a future predicted value of the state quantity. 6th invention, 7th invention, 8th invention).
  • the first state quantity deviation (for example, the actual vehicle) related to the rotational movement of the vehicle is basically determined by the control input for operating the actual vehicle actuator.
  • the actual operation of the vehicle actuator device is controlled so that the deviation between the current rate and the vehicle rate on the vehicle model approaches zero. For this reason, the control of the operation results in the manipulation of the component parallel to the road surface or horizontal plane among the road surface reaction force acting on each wheel of the actual vehicle from the road surface.
  • the restriction target quantity is the latest value of the state quantity relating to the lateral translational motion of the actual vehicle or vehicle on the vehicle model, or a value obtained by filtering the state quantity, or Current predicted value and the latest value of the state quantity related to the rotational rotation of the vehicle on the actual vehicle or the vehicle model, or a value obtained by filtering the state quantity, or a future predicted value of the state quantity Of the road surface reaction force acting on the wheels of the vehicle on the actual vehicle or vehicle model from the road surface, the horizontal component or the horizontal component, or
  • the first model state quantity is determined while the centrifugal force acting on the vehicle (the centripetal force acting on the vehicle due to the resultant reaction force of the road surface acting on each wheel) is not excessive. Theft is possible. As a result, it is possible to appropriately control the operation of the actuator device to bring the actual vehicle motion closer to the vehicle motion on the vehicle model (the amount of restriction on the actual vehicle motion is allowed).
  • the first model state quantity can be determined so as to deviate from the range.
  • the first state quantity may include a state quantity related to the lateral translational movement of the vehicle, in addition to the state quantity related to the vehicle rotational movement.
  • the restriction target amount is the latest value of the current rate of the actual vehicle or the vehicle on the vehicle model, or a filtering process is performed on the current rate. Value or future predicted value of this rate,
  • the permissible range for the correct rate is preferably a permissible range set according to at least the actual travel speed such that the higher the actual travel speed, which is the value of the actual vehicle travel speed, becomes narrower (first 9th invention, 10th invention, 11th invention).
  • the first model state quantity can be determined so that the centrifugal force generated in the actual vehicle or the vehicle on the vehicle model does not become excessive.
  • the restriction target amount is subjected to a filtering process on the latest value of the state quantity relating to the lateral translation motion of the actual vehicle or the vehicle model on the vehicle model or the state quantity.
  • the vehicle model operation control input includes at least a control input component for generating a moment in the direction of the center of gravity of the vehicle on the vehicle model. Is preferred (Invention 12).
  • the vehicle model operation control input includes at least a control input component that generates a moment in the direction of the center of gravity of the vehicle on the vehicle model.
  • the limit amount including the latest value of the state quantity related to the lateral translation of the vehicle on the vehicle model, a value obtained by filtering the state quantity, or a future predicted value of the state quantity is allowed. Deviation from the range can be appropriately prevented by the control input for operating the vehicle model.
  • the technology equivalent to this twelfth invention May be adopted in the seventh invention, the eighth invention, the tenth invention, and the eleventh invention.
  • FIG. 1 is a block diagram showing a schematic configuration of the vehicle.
  • the vehicle exemplified in the embodiment of the present specification is an automobile provided with four wheels (two wheels before and after the vehicle). Since the structure of the automobile itself may be known, detailed illustration and description in this specification will be omitted.
  • a vehicle 1 (automobile) as shown in Fig. 1 has a rotational driving force (vehicle 1) of the four wheels W1, W2, W3, and W4, as in a known normal automobile.
  • Steering device 3B steerering system
  • suspension device 3C suspension device that elastically supports the vehicle body 1B on the four wheels W1 to W4 Yes.
  • Wheels Wl, W2, W3, and W4 are the left front, right front, left rear, and right rear wheels of vehicle 1, respectively.
  • the driving wheel and the steering wheel are the two front wheels Wl and W2 in the embodiment described in this specification. Therefore, the rear wheels W3 and W4 are driven wheels and non-steering wheels.
  • the drive wheels may be two rear wheels W3 and W4, or both front wheels Wl and W2 and rear wheels W3 and W4 (four wheels W1 to W4).
  • the steered wheels may also include rear wheels W3 and W4 that are connected by only two front wheels Wl and W2.
  • these devices 3A, 3B, 3C have a function of operating the motion of the vehicle 1.
  • the driving / braking device 3A mainly has a function of operating movement in the traveling direction of the vehicle 1 (position, speed, acceleration, etc. of the traveling direction of the vehicle 1).
  • the steering device 3B mainly has a function of operating the rotational movement of the vehicle 1 in one direction (the posture of the vehicle 1, the angular velocity, the angular acceleration, etc.).
  • the suspension device 3C is mainly used for movement in the pitch direction and roll direction of the vehicle body 1B of the vehicle 1 (such as the posture of the vehicle body 1B in the pitch direction and roll direction), or movement in the vertical direction of the vehicle body 1B (from the road surface of the vehicle body 1B). It has a function to control the height (position of vehicle body 1B up and down relative to wheels W1 to W4).
  • vehicle 1 or The “posture” of the body IB means the spatial orientation.
  • the driving / braking device 3A and the steering device 3B also have a function of operating the translational movement of the vehicle 1 in the lateral direction (left-right direction).
  • the “drive braking force” of the wheel is the road surface reaction force acting on the wheel, and the front-rear direction of the wheel (specifically, the rotation surface of the wheel (the rotation of the wheel through the center point of the wheel).
  • the drive'braking device 3A is not shown in detail, but in more detail, the power generation source of the vehicle 1
  • a drive system comprising an engine (internal combustion engine) as a (propulsive force generation source of the vehicle 1) and a power transmission system that transmits the output (rotational drive force) of the engine to the drive wheels of the wheels W1 to W4;
  • a brake device braking system that applies a braking force to each of the wheels W1 to W4 is provided.
  • the power transmission system includes a transmission, a differential gear device, and the like.
  • the vehicle 1 described in the embodiment includes an engine as a power generation source.
  • a vehicle including a power engine and an electric motor as a power generation source (a so-called parallel type vehicle, an hybrid vehicle). ) Or a vehicle equipped with an electric motor as a power generation source (a so-called electric vehicle or series type hybrid vehicle)! / ⁇ .
  • an operation device 5 for operating the vehicle 1 (automobile) by a driver, a steering wheel (a handle), an accelerator pedal, a brake pedal, a shift lever, and the like are provided in the vehicle 1. In the passenger compartment. The illustration of each element of the controller 5 is omitted.
  • the steering wheel of the operation device 5 is related to the operation of the steering device 3B. That is, by rotating the steering wheel, the steering device 3B is operated accordingly, and the steering wheels Wl and W2 among the wheels W1 to W4 are steered.
  • the accelerator pedal, the brake pedal, and the shift lever of the operation device 5 are related to the operation of the drive brake device 3A. That is, the opening degree of the throttle valve provided in the engine changes according to the operation amount (depression amount) of the accelerator pedal, and the intake air amount and the fuel injection amount (and thus the engine output) of the engine are adjusted.
  • the brake device operates according to the operation amount (depression amount) of the brake pedal, and braking torque corresponding to the operation amount of the brake pedal is applied to each wheel W1 to W4. Also, by operating the shift lever, the operating state of the transmission changes, such as the transmission ratio of the transmission, and adjustment of the drive torque transmitted to the engine power drive wheels is performed.
  • each operating device 5 such as a steering wheel by the driver (the driver of the vehicle 1) is detected by an appropriate sensor (not shown).
  • this detected value of the driving operation state is referred to as driving operation input.
  • This driving operation input includes the steering angle that is the rotation angle of the steering wheel, the accelerator pedal operation amount that is the operation amount of the accelerator pedal, the brake pedal operation amount that is the operation amount of the brake pedal, and the operation position of the shift lever.
  • the detection value of the shift lever position is included.
  • the sensor that outputs the driving operation input corresponds to the driving operation amount detecting means in the present invention.
  • the driving / braking device 3A and the steering device 3B have factors other than the driving operation input in which the operation (and hence the movement of the vehicle 1) is performed only by the driving operation input ( It is assumed that the vehicle 1 can be actively controlled in accordance with the movement state (environmental state, etc.).
  • “actively controllable” means that the operation of the devices 3A and 3B is modified to the basic operation corresponding to the driving operation input (basic target operation determined according to the driving operation input). This means that it is possible to control the operation.
  • the drive 'braking device 3A is configured to drive the left wheels Wl, W3 with respect to at least one of the set of the front wheels Wl, W2 and the set of the rear wheels W3, W4.
  • Driving of braking force and right wheel W2, W4 'Difference or ratio of braking force can be actively controlled via actuators such as hydraulic actuator, electric motor, electromagnetic control valve, etc. provided in this driving' braking device 3A
  • the driving / braking device 3A includes a brake device.
  • Drive that is applied to each wheel W1 to W4 by the operation of the device * Drive that can actively control braking force (specifically, drive / braking force in the braking direction of the vehicle 1) via an actuator provided in the brake device ⁇ Brake device (drive that acts on each wheel W1 to W4 by the brake device ⁇ Basic drive in which the braking force is determined according to the amount of operation of the brake pedal ⁇ Drive and braking device that can be controlled to increase or decrease from the braking force) It is.
  • the driving / braking device 3A is configured to drive the left wheel Wl, W3 by the braking device and the right wheel W2 for the pair of the front wheel W1, W2 and the rear wheel W3, W4.
  • Drive / brake device that can actively control the difference or ratio with the braking force of W4 via the actuator (Both W1 and W2 and W3 and W4) That is, a driving / braking device having a left / right power distribution control function).
  • the driving / braking device 3A is driven by the operation of the driving system of the driving / braking device 3A in addition to the function of actively controlling the driving-braking force of the wheels W1 to W4 by the operation of the braking device. Therefore, it should have a function that can actively control the difference or ratio of the driving force applied to the front wheels Wl and W2, which are driving wheels, via an actuator provided in the driving system.
  • the driving / braking device 3A having the left / right power distribution control function as described above actively performs the rotational movement and lateral translation of the vehicle 1 by the control function. It will also have a function to operate.
  • the driving / braking device 3A drives an actuator for generating braking torque of the braking device, an actuator for driving the throttle valve of the engine, and a fuel injection valve. It also includes an actuator and an actuator that performs variable speed drive of the transmission.
  • the steering device 3B mechanically steers the front wheels Wl and W2, which are steered wheels, for example, via a steering mechanism such as a rack and pion according to the rotation operation of the steering wheel.
  • a steering device that can steer the front wheels Wl and W2 supplementarily with an actuator such as an electric motor (if the steering angle of the front wheels Wl and W2 is Steering angular force that is mechanically determined according to the rotation angle of the wheeling wheel.
  • the steering device 3B is a steering device that performs steering of the front wheels Wl and W2 using only the driving force of the actuator (so-called steering 'by' steering device). Therefore, the steering device 3B is a steering device (hereinafter referred to as an active steering device) that can actively control the steering angles of the front wheels Wl and W2 via the actuator.
  • an active steering device (hereinafter referred to as such active steering) is used to assist the steered wheel by an actuator. If the device is an actuator-assisted steering device), the steering angle of the steered wheel mechanically determined by the rotation operation of the steering wheel and the steering angle (steering angle correction amount) by the operation of the actuator Is the steering angle of the steered wheels.
  • the steering device 3B is an active steering device that steers the steered wheels Wl and W2 using only the driving force of the actuator (hereinafter, such an active steering device is referred to as an actuator-driven steering device).
  • an active steering device is referred to as an actuator-driven steering device.
  • the target value of the steering wheel steering angle is determined according to at least the detected steering angle value, and the actuator is controlled so that the actual steering angle of the steering wheel becomes the target value.
  • the steering device 3B active steering device capable of actively controlling the steering angles of the steered wheels Wl and W2 via the actuator as described above
  • a known device may be used.
  • the steering device 3B in the embodiment of the present specification is an active steering device that can actively control the rudder angle of the front wheels Wl and W2 via an actuator, but according to the rotation operation of the steering wheel. It may be one that performs only mechanical steering of the front wheels Wl and W2 (hereinafter referred to as a mechanical steering device). Further, in a vehicle having all the wheels Wl to W4 as steering wheels, the steering device can actively control the steering angles of both the front wheels Wl and W2 and the rear wheels W3 and W4 via an actuator. Also good. Alternatively, the steering device steers the front wheels W1 and W2 according to the rotation operation of the steering wheel only by mechanical means such as a rack 'and' pinion, Only the rudder angles of wheels W3 and W4 can be actively controlled via the actuator.
  • the suspension device 3C is a suspension device that operates passively in accordance with the motion of the vehicle 1, for example.
  • the damping force or hardness of the damper interposed between the vehicle body 1B and the wheels W1 to W4 can be changed via an actuator such as an electromagnetic control valve or an electric motor. It may be a suspension device that can be controlled automatically.
  • the suspension device 3C is a suspension stroke (mechanism such as a spring of the suspension device 3C) stroke (up and down displacement between the vehicle body 1B and the wheels W1 to W4) by a hydraulic cylinder or a pneumatic cylinder.
  • a suspension device (so-called electronically controlled suspension) that can directly control the vertical stretching force of the suspension generated between the vehicle body 1B and the wheels W1 to W4.
  • the suspension device 3C is a suspension device (hereinafter referred to as an active suspension device) that can control the damping force and hardness of the damper, the stroke or the expansion / contraction force of the damper as described above, the suspension device 3C The operation can be actively controlled.
  • an active suspension device a suspension device that can control the damping force and hardness of the damper, the stroke or the expansion / contraction force of the damper as described above
  • the actuator device 3 includes a driving / braking device 3A and a steering device 3B.
  • the suspension device 3C is also included in the actuator device 3.
  • the operation amount of the actuator provided in each of the actuator devices 3 (control input to the actuator; hereinafter referred to as the actuator operation amount) is determined in accordance with the driving operation input and the like.
  • a control device 10 for controlling the operation of each actuator device 3 according to the quantity is provided.
  • the control device 10 is composed of an electronic circuit unit including a microcomputer and the like.
  • the sensor force of the operating device 5 is input with the driving operation input, and the various driving sensors (not shown) are used to drive the vehicle 1 and the vehicle speed. Detected value of state quantity of vehicle 1 and information on driving environment of vehicle 1 It is powered. Then, based on those inputs, the control device 10 sequentially determines the actuator operation amount at a predetermined control processing cycle, and sequentially controls the operation of each of the actuator devices 3.
  • the actuator device according to the present invention (actuator that performs operation control by applying the present invention).
  • the device is equivalent to the driving / braking device 3A, or the driving / braking device 3A and the steering device 3B.
  • the control device 10 corresponds to the actuator device control means in the present invention.
  • control device 10 implements various means in the present invention by its control processing function.
  • FIG. 2 is a functional block diagram showing an outline of the overall control processing function of the control device 10.
  • the actual vehicle 1 is referred to as an actual vehicle 1.
  • the portion excluding the actual vehicle 1 in FIG. 2 (more precisely, the portion excluding the actual vehicle 1 and the sensor included in the estimator 12 described later) is the main control processing function of the control device 10. is there.
  • a real vehicle 1 in FIG. 2 includes the driving and braking device 3A, the steering device 3B, and the suspension device 3C.
  • the control device 10 shown in the figure includes a sensor estimator 12, a reference manipulated variable determination unit 14, a reference dynamic characteristic model 16, a subtractor 18, a feedback distribution law (FB distribution law) 20, a feed forward law (FF rule) 22, an actuator operation target value synthesis unit 24, and an actuator drive control device 26 are provided as main processing function units.
  • FB distribution law feedback distribution law
  • FF rule feed forward law
  • actuator drive control device 26 an actuator drive control device 26 is provided as main processing function units.
  • solid arrows indicate main inputs to the processing function units, and broken arrows indicate auxiliary inputs to the processing function units.
  • the control device 10 executes the processing of these processing function units at a predetermined control processing cycle, The actuator operation amount is determined sequentially for each control processing cycle. Then, the operation of the actuator device 3 of the actual vehicle 1 is sequentially controlled according to the amount of operation of the actuator.
  • the value finally obtained in the (latest) control processing cycle is the current value, and the value finally obtained in the previous control processing cycle is the previous value.
  • the control device 10 first detects or estimates the state quantity of the actual vehicle 1 and the state quantity of the traveling environment of the actual vehicle 1 by the sensor estimator 12.
  • the detection target or estimation target of the sensor estimator 12 includes, for example, the rate Y act which is the angular velocity of the actual vehicle 1 in the same direction, the traveling speed Vact (ground speed) of the actual vehicle 1,
  • Rear wheel side slip angle i8 r_ aC t which is the side slip angle of W3, W4, road surface reaction force (drive • braking force, side force) Force, ground contact load), slip ratio of each wheel W1 to W4 of the actual vehicle 1, and the steering angle S f_act of the front wheels Wl and W2 of the actual vehicle 1.
  • the slip angle ⁇ act transverse to the center of gravity of the vehicle is a vector of the traveling speed Vact of the actual vehicle 1 (on the horizontal plane) when the actual vehicle 1 is viewed from above. Is the angle that the vehicle 1 makes with respect to the longitudinal direction.
  • the front wheel side slip angle jS Lact is the angle formed by the traveling speed vector of the front wheels Wl and W2 (on the horizontal plane) with respect to the front and rear direction of the front wheels Wl and W2 when the actual vehicle 1 is viewed upward. .
  • the slip angle j8 r_act on the side of the rear wheel is such that the traveling speed vector of the rear wheels W3 and W4 (on the horizontal plane) when the actual vehicle 1 is viewed from above is the front and rear direction of the rear wheels W3 and W4. It is the angle to be made.
  • the rudder angle S f_act is an angle formed by the rotation surface of the front wheels Wl and W2 with respect to the front-rear direction of the actual vehicle 1 when the actual vehicle 1 is viewed in an upward force (on the horizontal plane).
  • the front wheel side slip angle ⁇ f_act may be detected or estimated for each front wheel Wl, W2, but the side slip angle of one of the front wheels W1 or W2 is typically
  • a friction coefficient between the wheels W1 to W4 of the actual vehicle 1 and an actual road surface in contact with the wheel hereinafter, an estimated value of the friction coefficient is referred to as an estimated friction coefficient).
  • an estimated friction coefficient / z est m).
  • the estimated friction coefficient estm is, for example, a representative value or an estimated value of an average value of the friction coefficient between the wheels W1 to W4 and the road surface.
  • the estimated friction coefficient / z estm is calculated for each wheel W1 to W4, the front wheel Wl, W2 and the rear wheel W3, W4 are set separately or the left front wheel W1 and the rear wheel W3 are set.
  • the sensor / estimator 12 includes various sensors mounted on the actual vehicle 1 in order to detect or estimate the detection object or the estimation object.
  • the sensor include a rate sensor that detects the angular velocity of the actual vehicle 1, an acceleration sensor that detects the longitudinal and lateral accelerations of the actual vehicle 1, a speed sensor that detects the traveling speed (ground speed) of the actual vehicle 1, and the actual vehicle 1
  • a rotational speed sensor for detecting the rotational speed of each wheel W1 to W4, a force sensor for detecting a road surface reaction force acting on each wheel Wl to W4 of the actual vehicle 1 and the like.
  • the sensor / estimator 12 determines, for the detection target or the estimation target, an estimation target that cannot be directly detected by the sensor mounted on the actual vehicle 1 and has a state quantity correlated with the estimation target. This is estimated by an observer based on the detected value, the value of the actuator operation amount determined by the control device 10 or the target value that defines it.
  • the slip angle j8 act across the center of gravity of the vehicle is estimated based on the detection value of the acceleration sensor mounted on the actual vehicle 1.
  • the friction coefficient is estimated by a known method based on the detection value of the acceleration sensor.
  • the sensor estimator 12 has a function as an actual state quantity grasping means in the present invention.
  • the vehicle normal rate and the slip angle across the vehicle center of gravity are used as the type of the first state quantity relating to the motion of the vehicle.
  • the correct rate has a meaning as a state quantity related to the rotational movement of the vehicle in one direction
  • the slip angle transverse to the center of gravity of the vehicle has a meaning as a state quantity related to the translational movement in the lateral direction of the vehicle.
  • the above rate ⁇ The sensor and the vehicle centroid side slip angle ⁇ act are detected or estimated by the sensor estimator 12 as the first actual state quantity in the present invention.
  • actual is often given to names such as the state quantity of the actual vehicle 1 detected or estimated by the sensor / estimator 12.
  • the actual vehicle 1 speed y act, the actual vehicle 1 travel speed Vact, and the actual vehicle 1 vehicle center-of-gravity side slip angle ⁇ act are respectively the actual rate ⁇ act, actual travel speed Vact, and actual vehicle center-of-gravity point slip The angle ⁇ act.
  • control device 10 determines the reference model operation amount as an input to the reference dynamic characteristic model 16 described later by the reference operation amount determination unit 14.
  • the driving operation input detected by the sensor of the controller 5 is input to the reference operation amount determination unit 14, and the reference model operation amount is determined based on at least the driving operation input.
  • the reference model operation amount determined by the reference operation amount determination unit 14 is the steering angle of the front wheel of the vehicle on the reference dynamic characteristic model 16 described later (hereinafter referred to as the model front wheel steering angle). It is said).
  • the steering angle ⁇ h (current value) of the driving operation inputs is input as a main input amount to the reference operation amount determination unit 14 and detected by the sensor / estimator 12.
  • the estimated actual travel speed Vact (current value) and estimated friction coefficient / z estm (current value) and the vehicle state quantity (previous value) on the normative dynamic characteristic model 16 are the normative manipulated variable determination unit 14 Is input.
  • the reference operation amount determination unit 14 determines the model front wheel steering angle based on these inputs.
  • the model front wheel rudder angle may be basically determined according to the steering angle ⁇ h.
  • a necessary restriction is imposed on the model front wheel steering angle input to the reference dynamic characteristic model 16.
  • Vact, ⁇ est m, and the like are input to the reference manipulated variable determiner 14 in addition to the steering angle ⁇ h.
  • the type of reference model manipulated variable generally depends on the form of the reference dynamic characteristic model 16 and the type of state variable to be determined by the reference dynamic characteristic model 16.
  • the normative operation amount determination unit 14 may be included in the normative dynamic characteristic model 16.
  • the reference operation amount determination unit 14 may be omitted.
  • the control device 10 uses the reference dynamic characteristic model 16 as a reference for the movement of the actual vehicle 1 (hereinafter referred to as "reference movement”).
  • Reference movement Determines and outputs a normative state quantity which is a state quantity of a descending (normative movement).
  • the normative dynamic model 16 is a pre-determined model that expresses the dynamic characteristics of a vehicle.Based on the required inputs including the normative model manipulated variable, the normative motion state quantity (normative state) The amount is determined sequentially.
  • the normative movement basically means an ideal movement of the actual vehicle 1 that is considered preferable for the driver or close to it.
  • the reference dynamic characteristic model 16 is used for the operation of the reference dynamic operation model 16 determined by the reference operation amount determination unit 14 and the reference dynamic characteristic model 16 determined by the FB distribution rule 20 described later.
  • Control inputs feedback control inputs
  • Mvir, Fvir, etc. are input, and based on these inputs, the normative motion (and thus the time series of normative state quantities) is determined.
  • the reference state quantity determined and output by the reference dynamic characteristic model 16 is the reference state quantity related to the rotational movement of the vehicle in the horizontal direction and the translational movement of the vehicle in the lateral direction. It is a pair with the normative state quantity.
  • the normative state quantity related to the rotational movement of the vehicle in one direction is, for example, the normative value ⁇ d (hereinafter, sometimes referred to as the normative chord ⁇ d).
  • the normative value j8 d of the vehicle center-of-gravity point side slip angle hereinafter, referred to as the norm vehicle center-of-gravity point side slip angle ⁇ d).
  • the model front wheel steering angle (current value) as the reference model manipulated variable and the feedback control input M vir, Fvir (Previous value) is entered.
  • the traveling speed of the vehicle on the reference dynamic characteristic model 16 is made to coincide with the actual traveling speed Vact.
  • the actual running speed Vact (current value) detected or estimated by the sensor / estimator 12 is also input to the reference dynamic characteristic model 16.
  • the reference dynamic characteristic model 16 determines the vehicle yorate and the vehicle's center-of-gravity slip angle on the reference dynamic characteristic model 16 and uses them to determine the reference state quantity ⁇ d,
  • the feedback control inputs Mvir and Fvir input to the reference dynamic characteristic model 16 are changes in the driving environment (road surface condition, etc.) of the actual vehicle 1 (in consideration of the reference dynamic characteristic model 16, the change) In addition, it is possible to prevent the movement of the actual vehicle 1 from the reference movement due to the model error of the reference dynamic characteristic model 16 or the detection error or estimation error of the sensor's estimator 12.
  • the standard dynamic characteristic model is used to make the standard movement closer to that of the actual vehicle 1.
  • This is a feedback control input that is input to the 16th input.
  • the feedback control inputs Mvir and Fvir are virtual external forces that are virtually applied to the vehicle on the reference dynamic characteristic model 16. Of these virtual external forces Mvir and Fvir, Mvir is a virtual moment acting around the center of gravity of the vehicle 1 on the reference dynamic characteristic model 16 and Fvir is a lateral moment acting on the center of gravity. It is a virtual translation force.
  • the reference state quantities ⁇ d and ⁇ d correspond to the first model state quantities in the present invention
  • the reference dynamic characteristic model 16 corresponds to the vehicle model in the present invention.
  • the model state quantity determining means in the present invention is configured by the processes of the normative operation amount determining unit 14 and the normative dynamic characteristic model 16.
  • control device 10 determines the actual state quantity detected or estimated by the sensor / estimator 12 (the same kind of actual state quantity as the normative state quantity) and the normative state quantity determined by the normative dynamic characteristic model 16.
  • the subtractor 18 calculates the state quantity deviation, which is the difference between the two.
  • the processing of the subtractor 18 constitutes the state quantity deviation calculating means in the present invention.
  • the state quantity deviations ⁇ err and ⁇ err obtained by the subtractor 18 correspond to the first state quantity deviation in the present invention.
  • the controller 10 inputs the state quantity deviations ⁇ err and ⁇ err obtained as described above to the FB distribution law 20 and uses the FB distribution law 20 to operate the reference dynamic characteristic model 16.
  • the virtual external forces Mvir and Fvir, which are feedback control inputs, and the actuator operation feedback target value (actuator operation FB target value) which is the feedback control input of the operation of the actuator device 3 of the actual vehicle 1 are determined.
  • the actuator operation FB target value has a feedback control input related to the operation of the brake device of the drive / brake device 3A (more specifically, it acts on each of the wheels W1 to W4 by the operation of the brake device).
  • Drive feedback control input to manipulate braking force
  • the actuator operation FB target value is In addition to the feedback control input related to the operation of the device 3A, the feedback control input related to the operation of the steering device 3B (more specifically, the feedback control input for operating the lateral force of the front wheels Wl and W2 by the operation of the steering device 3B) is included.
  • the actuator operation FB target value is a feedback control input for operating (correcting) the road surface reaction force, which is an external force acting on the actual vehicle 1.
  • the FB distribution rule 20 basically determines the virtual external forces Mvir and Fvir and the actuator operation FB target value so that the input state quantity deviations ⁇ err and ⁇ err are close to zero. However, the FB distribution rule 20 is to determine the virtual external forces Mvir and Fvir by simply bringing the state quantity deviations ⁇ err and ⁇ err close to 0. The virtual external forces Mvir and Fvir are determined so as to suppress the amount to be restricted from deviating from the predetermined allowable range.
  • the FB distribution law 20 generates a moment in the required direction to bring the state quantity deviations ⁇ err and ⁇ err closer to 0 (more generally, the state
  • the required external force (road surface reaction force) to bring the quantity deviations ⁇ err and ⁇ err close to 0 is applied to the actual vehicle 1), and feedback control input related to the operation of the braking device of the drive / braking device 3A, or
  • the feedback control input and the feedback control input related to the operation of the steering device 3B are determined as the actuator operation FB target value.
  • the FB distribution law 20 includes a norm that is an output of the normative dynamic characteristic model 16 that includes only state quantity deviations ⁇ err and ⁇ err. At least one of the state quantity ⁇ d,
  • the virtual external forces Mvir and Fvir correspond to the vehicle model operation control input in the present invention
  • the actuator operation FB target value corresponds to the actual vehicle actuator operation control input in the present invention
  • the FB distribution rule 20 functions as a model side state quantity deviation response control means and an actual vehicle side state quantity deviation response control means in the present invention.
  • the control device 10 The driving operation input is input to the FF rule 22, and the actuator operation FF target value that is the feedforward target value (basic target value) of the operation of the actuator device 3 is determined by the FF rule 22.
  • the actuator operation FF target value includes the feed forward target value relating to the driving / braking force of each wheel W1 to W4 of the actual vehicle 1 by the operation of the braking device of the driving / braking device 3A, and the driving force.
  • ⁇ Drive of actual vehicle 1 drive wheel Wl, W 2 by operation of drive system of brake device 3A ⁇ Feed forward target value and drive for braking force ⁇ Feed forward for reduction gear ratio of gearbox of brake device 3A
  • the target value and the feedforward target value related to the steering angle of the steered wheels Wl and W2 of the actual vehicle 1 by the steering device 3B are included.
  • the operation input is input to the FF shell IJ22, and the actual state quantity (actual traveling speed) detected or estimated by the sensor / estimator 12 is input. Vact) is entered.
  • the FF rule 22 determines the actuator operation FF target value based on these inputs.
  • the actuator operation FF target value is an operation target value of the actuator device 3 determined without depending on the state quantity deviations ⁇ err and ⁇ err (first state quantity deviation).
  • the actuator operation FF target value generally includes a feedforward target value related to the operation of the suspension device 3C.
  • the control device 10 uses the actuator operation FF target value (current value) determined by the FF rule 22 and the actuator operation FB target value (current value) determined by the FB distribution rule 20 as the actuator. Input to operation target value synthesis unit 24. Then, the control device 10 combines the actuator operation FF target value and the actuator operation FB target value by the actuator operation target value composition unit 24, and the actuator operation target value that defines the operation of the actuator device 3. Determine the target value.
  • the actuator operation target value includes the target value of the driving / braking force of each wheel W1 to W4 of the actual vehicle 1 (depending on the driving system of the driving / braking device 3A and the operation of the braking device).
  • Total drive target value of braking force
  • target value of slip ratio of each wheel W1 to W4 of actual vehicle 1 target value of steering angle of steering wheel Wl, W2 of actual vehicle 1 by steering device 3B
  • drive The target value of the driving 'braking force of each driving wheel Wl, W2 of the actual vehicle 1 by the operation of the driving system of the braking device 3A and the target value of the reduction ratio of the transmission of the driving device 3A are included.
  • the actuator operation target value synthesizing unit 24 is detected or estimated by the sensor 'estimator 12 using only the actuator operation FF target value and the actuator operation FB target value. Actual state quantities (front wheel W1, W2 actual side slip angle
  • the actuator operation target value is not limited to the target value of the type described above, but instead of the target value, for example, the target of the actuator operation amount of each of the actuator devices 3 corresponding to the target value
  • the value may be determined.
  • the actuator operation target value may basically be any value that can define the operation of the actuator device.
  • the target value of the brake pressure may be determined as the actuator operation target value related to the operation of the brake device, or the target value of the actuator operation amount of the brake device corresponding thereto may be determined.
  • control device 10 inputs the actuator operation target value determined by the actuator operation target value combining unit 24 to the actuator drive control device 26, and each of the actuators of the actual vehicle 1 is input by the actuator drive control device 26. Determine the amount of actuator operation for device 3. Then, the actuator of each actuator device 3 of the actual vehicle 1 is controlled by the determined actuator operation amount.
  • the actuator drive control unit 26 determines the actuator operation amount so as to satisfy the input actuator operation target value or according to the actuator operation target value. For this determination, the actual state quantity of the actual vehicle 1 detected or estimated by the sensor / estimator 12 is input to the actuator drive control device 26 in addition to the actuator operation target value.
  • the control function related to the brake device of the drive / braking device 3A is a so-called anti-lock block. It is desirable to have a rake system built in.
  • control processing function units of the control device 10 may be appropriately changed.
  • the processing of the sensor / estimator 12 may be executed at the end of each control processing cycle, and the detection value or the estimated value obtained thereby may be used in the processing of the next control processing cycle.
  • FIG. 3 is a diagram showing a vehicle structure on the reference dynamic characteristic model 16 in the present embodiment.
  • This reference dynamic characteristic model 16 expresses the dynamic characteristics of a vehicle by the dynamic characteristics (dynamic characteristics) on the horizontal plane of a vehicle having one front wheel Wf and one rear wheel Wr. Two-wheel model).
  • a vehicle on the reference dynamic characteristic model 16 (a vehicle corresponding to the actual vehicle 1 on the reference dynamic characteristic model 16) is referred to as a model vehicle.
  • the front wheel Wf of the model vehicle corresponds to a wheel obtained by integrating the two front wheels Wl and W2 of the actual vehicle 1 and is a steering wheel of the model vehicle.
  • the rear wheel Wr corresponds to a wheel obtained by integrating the rear wheels W3 and W4 of the actual vehicle 1 and is a non-steered wheel in this embodiment.
  • the angle j8 d formed by the velocity vector Vd of the center of gravity Gd of this model vehicle on the horizontal plane with respect to the front-rear direction of the model vehicle that is, the slip angle ⁇ d transverse to the vehicle center of gravity of the model vehicle
  • a standard vehicle model angular velocity ⁇ d around the vertical axis of the model vehicle that is, model vehicle ⁇ rate ⁇ d
  • force S It is a state quantity.
  • the angle ⁇ f_d formed by the intersection of the rotation plane of the front wheel Wf of the model vehicle and the horizontal plane with respect to the front-rear direction of the model vehicle is the reference model operation amount input to the reference dynamic characteristic model 16 as the model front wheel steering angle. is there.
  • the translational force Fvir in the lateral direction (left and right direction of the model vehicle) that additionally acts on the center of gravity Gd of the model vehicle, and the direction of ( Moment Mvir (about the vertical axis) is added to the reference dynamic characteristic model 16 as the virtual external force.
  • Input feedback control input is added to the reference dynamic characteristic model 16 as the virtual external force.
  • Vf_d is the traveling speed vector of the front wheel Wf of the model vehicle on the horizontal plane
  • Vr_d is the traveling speed vector of the rear wheel Wr of the model vehicle on the horizontal plane
  • 13 f_d is the side of the front wheel Wf.
  • Slip angle (angle formed by the front wheel Wf travel velocity vector Vf_d with respect to the front / rear direction of the front wheel Wf (the direction of the line of intersection between the front wheel Wf's rotational surface and the horizontal plane), hereinafter the front wheel side slip angle
  • ⁇ ID is the angle formed by the traveling speed vector Vf_d of the front wheel Wf of the model vehicle with respect to the longitudinal direction of the model vehicle (hereinafter, The slip angle across the front wheel position of the vehicle.
  • the counterclockwise is viewed from above the vehicle.
  • the direction around is the positive direction.
  • the translational force Fvir of the virtual external forces Mvir and Fvir assumes the left direction of the vehicle as the positive direction.
  • the driving force and braking force of the wheels are positive in the direction of the force (road surface reaction force) that accelerates the vehicle forward in the direction of the intersection of the wheel rotation surface and the road surface or the horizontal plane.
  • the driving / braking force in the direction that becomes the driving force with respect to the traveling direction of the vehicle is a positive value
  • the driving / braking force in the direction that becomes the braking force with respect to the traveling direction of the vehicle is the negative value
  • the dynamic characteristics (dynamic characteristics in a continuous system) of this model vehicle are specifically expressed by the following equation 01.
  • the expression excluding the third term (the term including Fvir and Mvir) on the right-hand side of Equation 01 is, for example, a well-known document entitled “Motion and Control of Automobile” (Author: Masato Abe, Publisher: Sankai Co., Ltd.) Do, issued on July 23, 2004, 2nd edition, 2nd edition, hereinafter referred to as Non-Patent Document 1), which is equivalent to the well-known formulas (3.12) and (3.13).
  • Equation 01 m is the total mass of the model vehicle
  • Kf is the front wheel of the model vehicle
  • Kr is the model vehicle Cornering power per wheel when the rear wheel Wr is regarded as a connected body of two left and right rear wheels
  • Lf is the distance in the front-rear direction between the center of the front wheel Wf and the center of gravity Gd of the model vehicle (the steering angle of the front wheel Wf The distance in the front-rear direction between the rotation axis of the front wheel Wf and the center of gravity Gd when is 0 (see Fig.
  • Lr is the distance in the front-rear direction between the center of the rear wheel Wr of the model vehicle and the center of gravity Gd (rear) The distance in the front-rear direction between the rotation axis of the wheel Wr and the center of gravity Gd (see Fig. 3), and I is the inertia (moment of inertia) around the shaft at the center of gravity Gd of the model vehicle.
  • the values of these parameters are pre-set values. In this case, for example, m, I, Lf, and Lr are set to the same force or almost the same as those values in the actual vehicle 1.
  • Kf and Kr are set in consideration of the tire characteristics (or characteristics required for the tire) of the front wheels Wl and W2 and the rear wheels W3 and W4 of the actual vehicle 1, respectively.
  • the steering characteristics such as understeer, oversteer, and neutral steer can be set depending on how Kf and Kr are set (more generally, all, al2, a21, and a22).
  • the values of m, I, Kf, and Kr in the actual vehicle 1 may be identified while the actual vehicle 1 is traveling, and the identified values may be used as the m, I, Kf, and Kr values of the model vehicle. .
  • the latest value (previous value) of the virtual external force determined as described later in the FB distribution rule 20 is used. Further, as the value of ⁇ f_d, the latest value (current value) of the model front wheel steering angle determined as described later by the reference operation amount determination unit 14 is used. In order to calculate a new i8d, yd (current value), the previous value of J3d, ⁇ (1 is also used.
  • the dynamic characteristics of the model vehicle may be more generally expressed by the following equation (4).
  • ⁇ 1 ( ⁇ (1, ⁇ , Sf— d) and ⁇ 2 ( ⁇ (1, ⁇ d, ⁇ f— d) are respectively ⁇ d, ⁇ d, ⁇ fd
  • a function of Formula 01 is an example in which the values of the functions fl and f2 are expressed by linear combination (primary combination) of yd, ⁇ ⁇ and S f_d.
  • the functions fl and f2 need not be functions expressed by mathematical formulas.
  • the function values may be functions whose values of ⁇ ⁇ , ⁇ ⁇ and ⁇ f_d are also determined by the map.
  • the behavior characteristics of the actual vehicle 1 in this embodiment are the open characteristics of the actual vehicle 1 when the present invention is not applied (the behavior characteristics of the actual vehicle 1 when the above-mentioned actuator FB operation target value is constantly maintained at 0). ) And the behavioral characteristics of the reference dynamic characteristics model 16 when the virtual external forces Mvir and Fvir are constantly maintained at 0. For this reason, it is generally desirable to set the reference dynamic characteristic model 16 to a model that shows a response behavior that the driver considers preferable to the open characteristic of the actual vehicle 1. Specifically, it is desirable to set the reference dynamic characteristic model 16 to a model having higher linearity than the actual vehicle 1.
  • the relationship between the slip angle or slip ratio of a model vehicle wheel and the road surface reaction force (lateral force or driving / braking force) acting on the wheel from the road surface is linear or close to it! It is desirable that the normative dynamic model 16 is established so that the relationship is established.
  • the reference dynamic characteristic model 16 that expresses the dynamic characteristic by the above-described formula 01 is an example of a model that satisfies these requirements.
  • the reference dynamic characteristic model 16 may have characteristics such that the road surface reaction force acting on each wheel Wf, Wr of the model vehicle is saturated with respect to the change in the slip angle or slip ratio.
  • the cornering powers Kf and Kr are not set to constant values, but are set according to the front wheel side slip angle i8 f_d and the rear wheel side slip angle i8 r_d, respectively.
  • the absolute value of the front wheel side slip angle j8 f_d increases to some extent, the lateral force Ffy_d of the front wheel Wf generated according to j8 f_d (see Equation 03a) increases ⁇ f_d.
  • the value of Kf is set according to ⁇ fd so as to be saturated.
  • the lateral force Fry_d of the rear wheel Wr generated according to ⁇ r_d increases ⁇ r_d.
  • FIG. 4 is a functional block diagram showing details of the processing function of the reference manipulated variable determiner 14, and FIG. 5 is a graph for explaining the processing of the excessive centrifugal force prevention limiter 14f provided in the reference manipulated variable determiner 14. .
  • the normative operation amount determination unit 14 first divides the steering angle ⁇ h (current value) of the inputted driving operation input by the processing unit 14a by the overall steering ratio is.
  • the unrestricted front wheel rudder angle S unltd is determined.
  • This unrestricted front wheel rudder angle ⁇ Lunltd has a meaning as a basic required value of the model front wheel rudder angle ⁇ f_d corresponding to the steering angle ⁇ h.
  • the overall steering ratio is is the ratio of the steering angle ⁇ h to the steering angle of the front wheel Wf of the model vehicle.
  • the steering angle ⁇ h of the actual vehicle 1 and the front wheel Wl It is set according to the relationship with the feed forward value of the steering angle of W2.
  • the overall steering ratio is may not be set to a constant value (fixed value), but may be set variably according to the traveling speed Vact of the actual vehicle 1 detected or estimated by the sensor 'estimator 12. In this case, it is desirable to set is so that the overall steering ratio is increases as the running speed Vact of the actual vehicle 1 increases.
  • each control processing cycle the calculation of j8 ID may be executed by the process of the normative dynamic characteristic model 16, and the calculated previous value of ⁇ ID may be input to the normative manipulated variable determination unit 14.
  • 81 ⁇ calculation unit 14b in the normative manipulated variable determination unit 14 is not necessary.
  • the slip angle of the front wheel at unlimited front wheel is the model generated when the model front wheel rudder angle ⁇ f_d of the model vehicle is instantaneously controlled from the previous value to the front wheel rudder angle at unlimited time ⁇ Lunltd (current value). This means the instantaneous predicted value of the side wheel slip angle ⁇ f_d of the vehicle.
  • the reference operation amount determination unit 14 determines the limited front wheel side slip angle by passing the unrestricted front wheel side slip angle through the front wheel side slip angle limiter 14d.
  • the graph of the front wheel side slip angle limiter 14d shown in the figure is a graph illustrating the relationship between the front wheel side slip angle at unlimited time and the limited front wheel side slip angle.
  • the value in the horizontal axis direction is the value of the slip angle of the front wheel when unlimited, and the value in the vertical axis direction is the value of the slip angle of the front wheel that has been restricted.
  • the front wheel side slip angle limiter 14d suppresses the size of the front wheel side slip angle ⁇ f_d of the model vehicle from becoming excessive (as a result, the front wheel Wl, This is a limiter for preventing the lateral force of W2 from becoming excessive.
  • the front wheel side slip angle limiter 14d is configured such that the estimated friction coefficient ⁇ estm (current value) and the actual traveling speed Vact (current time) input from the sensor's estimator 12 to the reference operation amount determination unit 14 ) And the allowable range of the front wheel side slip angle ⁇ f_d (more specifically, the upper limit value ⁇ f max (> 0) and the lower limit value
  • the smaller the estimated friction coefficient / z estm or the higher the actual running speed Vact the narrower the allowable range [j8 f_mi ⁇ , ⁇ f max] ( ⁇ f_max, ⁇ f_min is reduced to 0).
  • the allowable range is set so as to be close to At this time, the allowable range [j8 f_min, j8 f_max] is, for example, a relationship in which the relationship between the side slip angle of the front wheels Wl and W2 of the actual vehicle 1 and the lateral force or cornering force is almost linear (proportional relationship) It is set within the range of the value of the side slip angle that is maintained at.
  • the allowable range [ ⁇ f_min, ⁇ f_max] may be set according to one of ⁇ estm and Vact, or either estm or Vact. Pre-fixed tolerance A range may be set.
  • the front wheel side slip angle limiter 14d indicates that the input front wheel side slip angle at unlimited time is a value within the allowable range [j8 f_min, ⁇ f max] set as described above. (When ⁇ f_min ⁇ unlimited front wheel side slip angle ⁇ jS Lmax), the limit front wheel side slip angle value is output as the limited front wheel side slip angle.
  • the front wheel side slip angle limiter 14d is a lower limit of the permissible range [ ⁇ f_min, ⁇ f_max] if the input value of the unrestricted front wheel side slip angle deviates from the allowable range.
  • the value ⁇ f_min or the upper limit value ⁇ f_max is output as the limited front wheel side slip angle.
  • iS fjnax is output as the limited front wheel side slip angle
  • iS Lmin is output as the limited front wheel side slip angle
  • j8 f_min is output as the limited front wheel side slip angle.
  • the limited front wheel side slip angle matches the unrestricted front wheel side slip angle within the allowable range [ ⁇ f min, ⁇ f max], or the unrestricted front wheel side slip angle. It is determined to be the closest value to.
  • the vehicle front wheel position side slip angle ⁇ ID force obtained by the ⁇ 10 calculation unit 14b is obtained by subtracting the limited front wheel side slip angle obtained as described above by the subtractor 14e.
  • 1 Limited Front wheel rudder angle S fjtdl is required.
  • the first restricted front wheel rudder angle ⁇ ltdl determined in this way is the unrestricted front wheel rudder so that the front wheel side slip angle 13 f_d of the model vehicle does not deviate from the allowable range [13 f min, ⁇ f max]. It has the meaning of the model front wheel rudder angle S f_d by limiting the angle S unltd.
  • the reference manipulated variable determiner 14 determines the second restricted front wheel steering angle S f_ltd2 by passing the first restricted front wheel steering angle ⁇ fjtdl through the centrifugal force excessive prevention limiter 14f.
  • This ⁇ f_ltd2 force is used as the value of the model front wheel steering angle ⁇ f_d that is input to the reference dynamic characteristic model 16.
  • the graph of the centrifugal force excessive limiter 14f shown in the figure is a graph illustrating the relationship between the first restricted front wheel steering angle S fjtdl and the second restricted front wheel steering angle S f_ltd2, and the graph
  • the horizontal axis value for ⁇ is the value of ⁇ fjtdl
  • the vertical axis value is the value of ⁇ f_ltd2.
  • This excessive centrifugal force limiter 14f prevents the centrifugal force generated in the model vehicle from being excessive (as a result, the centrifugal force required for the actual vehicle 1 is not excessive. Like Limiter.
  • the excessive centrifugal force prevention limiter 14f is set according to the estimated friction coefficient / estm (current value) and the actual traveling speed Vact (current value) input to the reference manipulated variable determination unit 14.
  • the allowable range of the model front wheel steering angle ⁇ f_d (specifically, the upper limit value ⁇ f maxOO of the allowable range and the lower limit value ⁇ f_min «0)) is set.
  • This allowable range [ ⁇ f_min, ⁇ f_max] indicates that the model vehicle can make a steady circular turn without exceeding the friction limit with the road surface when the virtual external forces Mvir and Fvir are constantly maintained at 0. This is the allowable range of the model front wheel rudder angle ⁇ f_d.
  • Equation 05 Cl ⁇ ⁇ estm'm'g Equation 05
  • G is the heavy acceleration
  • C1 is a positive coefficient of 1 or less.
  • the left side of Equation 05 indicates the centrifugal force that occurs in the model vehicle when the model vehicle is turned in a steady circle while holding the model vehicle's ⁇ -rate ⁇ d and travel speed Vd at ⁇ max and Vact, respectively. Means the force (more specifically, the expected convergence value of the centrifugal force).
  • the value of the calculation result on the right side of Equation 05 is the road surface reaction force determined according to estm (specifically, the total friction force (road surface reaction force that can act on the model vehicle via the wheel surface Wf, Wr).
  • the maximum value ⁇ max during steady circle turning is the virtual external force that acts on the model vehicle. Occurs in the model vehicle when Mvir and Fvir are held at 0, and the model vehicle's YORAIT ⁇ d and travel speed Vd are held at ⁇ max and Vact, respectively, and the model vehicle makes a steady circle turn.
  • the centrifugal force to be applied is determined so as not to exceed the limit value of the total friction force that can be applied to the model vehicle corresponding to the estimated friction coefficient / z estm (sum of the translational force of the road surface reaction force).
  • the value of coefficient C1 in Equation 05 is at least one of ⁇ estm and Vact. It may be variably set according to the above. In this case, it is preferable to decrease the value of C1 as estm is smaller or Vact is higher.
  • the value of the model front wheel steering angle ⁇ f_d corresponding to ⁇ max at the time of steady circle turning of the model vehicle is obtained as the limit steering angle S f_max_c (> 0) at steady circle turning.
  • the relationship of the following equation 06 is established between the correct rate y d of the model vehicle and the model front wheel rudder angle S f_d at the time of steady circle turning.
  • Equation 06 can be approximately rewritten as the following Equation 07.
  • the allowable range [ ⁇ f_min, ⁇ f_max] of ⁇ f_d may be basically set to the allowable range [ ⁇ f_max_c, ⁇ f_max_c].
  • the front wheel steering angle ⁇ f_d is subject to unnecessary restrictions in the countersteer state of the actual vehicle 1 (the state in which the front wheels Wl and W2 are steered in the direction opposite to the polarity of the correct rate of the actual vehicle 1). There is a case.
  • the following formulas 08a and 08b are corrected according to the correct rate ⁇ d and ⁇ max of the model vehicle to correct the model front wheel steering angle ⁇ f_d by correcting S f_max_c and- ⁇ f_max_c.
  • ⁇ f_min ⁇ ⁇ f— max— c— fe (— y ⁇ , — y max) Equation 08b
  • Fe ( ⁇ d, ⁇ max) and fe (— ⁇ d, — ⁇ max) in Equation 08a, 08b are ⁇ This is a function of d and ⁇ max, and the function value varies according to the values of yd and ymax as shown in the graphs of FIGS. 5 (a) and 5 (b), for example.
  • the value of the function fe (yd, ⁇ max) is less than or equal to a predetermined value ⁇ 1 that is slightly larger than 0 as shown in the graph of FIG.
  • the function fe (— yd,-y max) is a function obtained by inverting the polarities of the variables yd, y max of the function fe (yd, y max), so that the function fe (— yd , -y max) varies with ⁇ d as shown in the graph of Fig. 5 (b). That is, when ⁇ d is a predetermined negative value slightly smaller than 0—y 1 or more (including the case where ⁇ d> 0), the positive constant value fex is obtained.
  • fe (-yd,-y max) when ⁇ d ⁇ - ⁇ 1, decreases monotonously as ⁇ d becomes smaller, and ⁇ d is a predetermined value greater than- ⁇ max. It reaches 0 before reaching the value ⁇ 2. Furthermore, the value of fe (—yd, -y max) is maintained at 0 when ⁇ d ⁇ — ⁇ 2 (including the case of ⁇ d ⁇ — ⁇ max).
  • ⁇ d the value of ⁇ d required to determine the values of the functions fe (yd, ⁇ max), fe (-yd,-y max) is the normative rate ⁇ determined by the normative dynamic model 16 Use the previous value of d.
  • the value of yd ⁇ ⁇ , ⁇ 2 or the positive constant value fex at the break point of the graph of the function fe (Yd, ⁇ max) varies depending on the estimated friction coefficient estm and the actual running speed Vact. You can change it as you like.
  • the centrifugal force increase prevention limiter 14f compulsorily changes the input value. Is output as the second restricted front wheel rudder angle S f_ltd2. Specifically, when ⁇ fjtdl> ⁇ fjnax, ⁇ fjnax is output as the second restricted front wheel steering angle ⁇ f_ltd_2, and when S fjtdl is S fjnin, S fjnin is second restricted. It is output as the front wheel rudder angle S fjt d2.
  • ⁇ f_ltd2 coincides with the first restricted front wheel steering angle ⁇ fjtdl within the allowable range [ ⁇ f_min, ⁇ f max], or is closest to the first restricted front wheel steering angle ⁇ fjtdl. It is decided to become.
  • Equation 4 the expression 09 can be approximately rewritten as the following expression 10.
  • the vehicle center-of-gravity point side slip corresponding to the vertical rate ⁇ d, ⁇ max may be set according to the value of the angle j8 d.
  • the instantaneous value of the slip angle jS! Ld of the front wheel of the model vehicle on the reference dynamic characteristic model 16 is not excessive, and the model vehicle is
  • the second front wheel steering angle ⁇ f_ltd2 is input to the reference dynamic characteristic model 16 according to the steering angle ⁇ h of the driving operation input while preventing the generated centrifugal force from becoming excessive.
  • ⁇ f_d is determined for each control processing cycle.
  • the model front wheel steering angle S f_d input to the reference dynamic characteristic model 16 is limited as described above so that the centrifugal force generated in the model vehicle does not become excessive.
  • the model front wheel rudder angle ⁇ f_d is limited so that the slip angle j8 d (or the rear wheel slip angle ⁇ r_d) of the model vehicle does not become excessive. Is equivalent to that.
  • the centrifugal force of the vehicle and the slip angle to the side of the center of gravity of the vehicle are delayed with respect to the steering operation.
  • the process of limiting the steering angle S f_d is a process of limiting the model front wheel steering angle ⁇ f_d based on the expected convergence of the vehicle's centrifugal force and the slip angle (or the rear wheel's side slip angle). It can be said that.
  • the limit processing of the front wheel side slip angle limiter 14d limits the model front wheel rudder angle S f_d so that the instantaneous value of the front wheel side slip angle j8 f_d of the model vehicle does not become excessive. It can be said that this is a process.
  • the function fe used to set the allowable range [ ⁇ f min, ⁇ f_m ax] in the centrifugal force increase prevention limiter 14f is shown in FIGS. 5 (a) and 5 (b). Although set as shown, it is not limited to this.
  • the function fe (yd, ⁇ max) may be set as shown by a solid line graph in FIG.
  • the function fe (-yd, -y max) is shown by a broken line graph in FIG.
  • the upper limit value ⁇ f_max of the allowable range of the model front wheel rudder angle ⁇ f_d determined by the expression 08a becomes ⁇ (when ⁇ d exceeds ⁇ max. max_c is closer to 0.
  • the lower limit value ⁇ f_min of the allowable range of the model front wheel steering angle S f_d determined by Equation 08b is As d decreases (increases in size), it becomes closer to 0 than S f_max.
  • the upper limit value ⁇ f_max and the lower limit value ⁇ f_min of the allowable range of S f ⁇ d are set by the following equations 11a and l ib, and the function fe ( yd, ⁇ max) and fe ( ⁇ yd, ⁇ max) may be set, for example, as shown by the solid and broken line graphs in FIG.
  • ⁇ f_min ⁇ ⁇ f— max— c'fe (— ⁇ d, — ⁇ max) Equation ⁇ lb
  • fe (yd, ⁇ max), fe (- ⁇ d,- ⁇ max) is the value Is always greater than or equal to 1, and changes in accordance with ⁇ (1 in the same form as in Figs. 5 (a) and (b), and these ⁇ 3 ⁇ 4 ( ⁇ d, ⁇ max), fe (
  • the upper limit value ⁇ f_max and the lower limit value ⁇ f_min are set by multiplying ⁇ f_max_c and ⁇ f_min_c by the values of ⁇ d and — ⁇ max, respectively.
  • FIG. 8 is a functional block diagram for explaining the processing function.
  • the front wheel steering angle correction amount ⁇ ⁇ 13 ⁇ 4 processing unit 14g for correcting the first restricted front wheel steering angle ⁇ f Jtdl determined by the front wheel side slip angle limiter 14d Determine according to rate Y d (previous value).
  • ⁇ S f is basically monotonically increasing on the positive side as ⁇ ⁇ increases on the positive side, as shown in the graph in the processing unit 14g.
  • the value of ⁇ S f is determined to monotonically decrease on the negative side.
  • an upper limit value (> 0) and a lower limit value ( ⁇ 0) are provided for ⁇ Sf.
  • the upper and lower limits are, for example, absolute The value is set to be the same value as the constant value fex shown in FIGS. 5 (a) and 5 (b).
  • the front wheel steering angle correction amount ⁇ ⁇ 13 ⁇ 4 determined as described above is input by adding to the first limited front wheel steering angle ⁇ fjtdl calculated by the subtractor 14e (see Fig. 4) by the adder 14h.
  • Determine the first restricted front wheel rudder angle with correction when the direction of ⁇ fjtdl and the direction of y d are opposite to each other, the magnitude of the first restricted front wheel steering angle with input correction is smaller than the magnitude of S f Jtdl. However, if the direction of ⁇ fjtdl is the same as the direction of yd, the size of the first restricted front wheel steering angle with input correction is larger than the size of ⁇ fjtdl.
  • the first restricted front wheel rudder angle with input correction is allowed within the allowable range of the model front wheel rudder angle S f_d [ Determine the second restricted front wheel steering angle with input correction limited to the value within ⁇ f min, ⁇ f max]. That is, when the first restricted front wheel steering angle with input correction is within the allowable range, the first restricted front wheel steering angle with input correction is directly used as the second restricted front wheel steering angle with input correction. It is determined.
  • the value closer to the first restricted front wheel rudder angle with input correction of ⁇ Lmax and ⁇ f_min is input. It is determined as the second restricted front wheel rudder angle with correction.
  • the upper limit value ⁇ f_max (> 0) of the allowable range of the model front wheel steering angle ⁇ f_d in the centrifugal force prevention limiter 14f is the same as the direction of ⁇ fjtdl and the direction of ⁇ d in anticipation of correction amount of [delta] f ltd 1, wherein is set to a large value (e.g. ⁇ f_max_c + fex) than during steady circular turning steering angle limit value ⁇ f- ma X _ C.
  • the lower limit value ⁇ f_min «0) of the allowable range of the model front wheel steering angle ⁇ f_d is set so that the absolute value thereof is larger than ⁇ f_max_c.
  • the second restricted front wheel steering angle S f_ltd2 is subtracted from the second restricted front wheel steering angle with input correction determined as described above by the subtractor 14i. decide.
  • the processing of the front wheel side slip angle limiter 14d and the excessive centrifugal force prevention limiter 14f is performed.
  • V the unrestricted front wheel rudder angle ⁇ f_unltd determined by the processing unit 14a, or a value obtained by inputting this ⁇ f_unltd to the excessive centrifugal force prevention limiter 14f, or the first value determined by the subtractor 14e.
  • 1 Input the restricted front wheel steering angle ⁇ fjtdl to the reference dynamic characteristic model 16 It may be determined as the model front wheel steering angle ⁇ f_d.
  • the normative dynamic model 16 (according to the above equation 01), the normative rate yd and normative vehicle gravity center side slip angle d The value will be newly determined this time. Note that this processing is actually performed by an equation representing Equation 01 in a discrete time system, so the previous value of ⁇ ⁇ , j8 d is also used to determine the current value of yd, j8 d. It will be.
  • the model front wheel rudder angle ⁇ f_d input to the reference dynamic characteristic model 16 is limited by the reference operation amount determination unit 14 as described above, so that the model vehicle spins or an extreme side slip occurs. Is prevented from occurring.
  • FIG. 9 is a functional block diagram showing processing functions of the FB distribution rule 20. As shown in the figure, the FB distribution rule 20 is roughly divided into its processing functions.
  • the virtual external force determination unit 20a that performs processing to determine the virtual external forces Mvir and Fvir and the actuator operation
  • the actuator operation that performs processing to determine the FB target value FB target And a value determining unit 20b.
  • the virtual external force determination unit 20a corresponds to the model-side state quantity deviation response control unit in the present invention
  • the actuator operation FB target value determination unit 20b corresponds to the actual vehicle side in the present invention. It corresponds to a state quantity deviation response control means.
  • the virtual external force determination unit 20a will be described with reference to FIG. 9.
  • the processing functions of the virtual external force determination unit 20a are roughly divided into a virtual external force provisional value determination unit 201 and a ⁇
  • the external force temporary value determining unit 201 determines the virtual external force temporary values Mvirtmp and Fvirtmp.
  • Mvirtmp is one of the provisional values Mvirtmp and Fvirtmp, and the moment that should be generated around the center of gravity Gd of the model vehicle of the reference dynamic characteristic model 1 6 in order to bring the state quantity deviations ⁇ err and ⁇ err closer to 0 (Moment in one direction), Fvirtmp is the translational force that should be applied to the center of gravity Gd of the model vehicle of the reference dynamic characteristic model 16 in order to bring the state quantity deviations ⁇ err and ⁇ err close to 0 ( This means the translational force in the lateral direction of the model vehicle.
  • the input state quantity deviation ⁇ err, ⁇ err is a vector ( ⁇ err, ⁇ err) T (subscript ⁇ means transposition)
  • the virtual external force temporary values Mvirtmp and Fvirtmp (hereinafter referred to as virtual external force temporary values Mvirtmp and Fvirtmp) are determined by multiplying the gain matrix KMr.
  • the ⁇ ⁇ limiter 202 which will be described in detail below, indicates that the slip angle ⁇ d transverse to the vehicle center of gravity of the model vehicle or the slip angle ⁇ act transverse to the center of gravity of the actual vehicle 1 satisfies the predetermined allowable range. If you want to generate a strong action to return j8 d or
  • the virtual external force temporary value Mvirtmp is set so as to suppress the deviation ⁇ d of the model vehicle on the reference dynamic characteristic model 16 and the slip angle ⁇ d of the vehicle center of gravity from deviating from a predetermined allowable range.
  • the process to modify Fvirtmp is executed from 202 ⁇ j8 limiter.
  • the ⁇ ⁇ limiter 202 first executes the processing of the prediction calculation unit 203, and after the predetermined time (after one or more predetermined number of control processing cycles), the model vehicle
  • the current rate ⁇ d and the slip angle i8 d across the center of gravity of the vehicle are predicted, and the predicted values are output as the predicted short rate ⁇ da and the slip angle j8 da across the predicted vehicle center of gravity, respectively.
  • the prediction calculation unit 203 includes the reference yorate yd (current value) determined by the reference dynamic characteristic model 16 and the slip angle
  • the virtual external force temporary values Mvirtmp, Fvirtmp (current values) determined as described above in 201 are input, and the prediction calculation unit 203 holds the model front wheel steering angle ⁇ in the input ⁇ f_ltd2, Assuming that the virtual external force Mvir, Fvir force acting on the model vehicle is held in the input Mvirtmp, Fvirtmp, and the traveling speed Vd of the model vehicle is held in the input Vact, the above-mentioned equation 01 Based on the above, the predicted yaw rate ⁇ da and the predicted vehicle center-of-gravity point side slip angle j8 da are
  • the predicted yaw rate ⁇ da and the predicted vehicle center-of-gravity point slip angle j8 da correspond to the restriction target amount in the present invention.
  • the yorate ⁇ d of the model vehicle and the slip angle ⁇ d across the vehicle center of gravity are used as the second state quantity in the present invention.
  • the ⁇ j8 limiter 202 passes the ⁇ da and j8 da calculated by the prediction calculation unit 203 as described above through the ⁇ dead band processing unit 204 and the j8 dead band processing unit 205, respectively, so that ⁇ da and ⁇ da Deviation amounts ⁇ over and ⁇ over from the predetermined allowable range are obtained.
  • the graph of the ⁇ dead zone processing unit 204 shown in the figure is a graph exemplifying the relationship between ⁇ da and ⁇ over, the value in the horizontal axis direction is the value of ⁇ da, and the value in the vertical axis direction is ⁇ over Is the value of Similarly, the graph of the j8 dead zone processing unit 205 shown in the figure illustrates the relationship between j8 da and
  • the value in the horizontal axis direction for the graph is the value of ⁇ da
  • the value in the vertical axis direction is the value of ⁇ over.
  • the allowable range in the ⁇ dead zone processing unit 204 is an allowable range in which the lower limit value and the upper limit value are ⁇ damin ( ⁇ 0) and y damax (> 0), respectively.
  • the allowable range in the j8 dead zone processing unit 205 is an allowable range (slip angle ⁇ d transverse to the vehicle center of gravity point) where the lower limit value and the upper limit value are jS dami ⁇ «0) and ⁇ damax (> 0), respectively. Is acceptable).
  • the allowable range [ ⁇ damin, ⁇ damax] relating to the yo rate ⁇ d is, for example, maintaining the running speed Vd of the model vehicle at Vact (current value) and the yo rate ⁇ d of the model vehicle. Set so that the centrifugal force generated in the model vehicle does not exceed the limit value of the friction force according to the estimated friction coefficient / z estm (current value) when steady circular turning is performed while maintaining ⁇ damin or ⁇ damax. Is done. That is, ⁇ damax and y damin are set according to Vact (current value) and ⁇ estm (current value) so as to satisfy the following equations 16a and 16b.
  • lob y damax and ⁇ damin are, for example, such that their absolute values are the same as the maximum rate y max during steady-state circular turning determined by the expression 05 above.
  • Y damax ym ax
  • y damin y max.
  • ⁇ damax and y damin are the absolute values; 0 y max and different values (eg, ⁇ max You can set it to be small, value)! / ,.
  • the allowable range [ ⁇ damin, ⁇ damax] relating to the vehicle center-of-gravity side slip angle ⁇ d affects, for example, the vehicle center-of-gravity side slip angle of actual vehicle 1 and the center of gravity of actual vehicle 1 It is set within the range of the slip angle to the side of the vehicle center of gravity so that the relationship between the translational force in the lateral direction and the linear relationship (proportional relationship) is maintained. In this case, it is desirable to set j8 damin and ⁇ damax according to at least one of Vact (current value) and / z estm (current value).
  • the deviation amount 13 over from the allowable range [j8 damin, ⁇ damax] of the predicted slip angle 13 da of the vehicle center of gravity is obtained.
  • the ⁇ j8 limiter 202 sets the temporary manipulated variables Mvir_over and Fvir_over, which are the correct amounts of the virtual external force temporary values Mvirtmp and Fvirtmp, so that these deviation amounts ⁇ over and j8 over approach 0. Calculated by the processing unit 206.
  • Mvir.over and Fvir_over are determined by multiplying a vector ( ⁇ over, ⁇ over) T composed of ⁇ over, j8 over by a predetermined gain matrix Kfov. Ru
  • the ⁇ j8 limiter 202 determines the current values of the virtual external forces Mvir and Fvir by subtracting the temporary manipulated variables Mvir_over and Fvir_over from the virtual external force temporary values Mvirtmp and Fvirtmp by the subtractor 207, respectively.
  • the virtual external forces Mvir and Fvir are determined by the following equations 18a and 18b.
  • Mvir Mvirtmp ⁇ Mvir ⁇ over formula 18 a
  • Fvir Fvirtmp ⁇ Fvir_over formula 18b
  • the predicted lateral rate ⁇ da and the predicted slip angle 13 da to the vehicle center of gravity are respectively within the allowable ranges [ ⁇ damin, ⁇ damax], [ ⁇ damin, ⁇
  • the virtual external forces Mvir and Fvir are determined so as to bring the state quantity deviations ⁇ err and ⁇ err closer to 0 while suppressing deviation from damax].
  • FIG. 10 is a functional block diagram for explaining the processing.
  • the virtual external force tentative value determining unit 201, the prediction calculation unit 203, the ⁇ dead zone processing unit 204, the j8 dead zone processing unit 205, and the processing unit 206 are processed as shown in FIG. Is the same.
  • the temporary operation amounts Fvir_over and Mvir_over obtained by the processing unit 206 are input to the processing units 208 and 209, respectively, and the virtual external force temporary values Mvirtmp and Fvirtmp are corrected by the processing units 208 and 209, respectively. Correction coefficients Kattl ( ⁇ 0) and Katt2 ( ⁇ 0) are determined.
  • correction coefficients Kattl and Katt2 are correction coefficients multiplied by virtual external force provisional values Mvirtmp and Fvirtmp, respectively.
  • the graph related to the processing unit 208 shown in the figure is a graph illustrating the relationship between Mvir_over and Katt 1.
  • the horizontal axis value for the graph is the Mvir_over value
  • the vertical axis value is the Kattl value. It is.
  • the graph related to the processing unit 209 shown in the figure is a graph illustrating the relationship between Fvir_over and Katt2, the value in the horizontal axis direction is the value of Fvir_over, and the value in the vertical axis direction is Katt2. Is the value of
  • the virtual external force Mvir is reduced to a virtual external force temporary value Mvirtmp so that the virtual external force Mvir_over is reduced (closer to 0).
  • the external force Mvir is determined.
  • the virtual external force Fvir is determined such that the magnitude of the virtual external force Mvir is reduced (closer to 0) to the virtual external force temporary value Mvirtmp.
  • Determining the virtual external force Mvir, Fvir in this way is a deviation force from the allowable range of ⁇ da, j8 da and is considered to be caused by the virtual external force Mvir, Fvir, and the allowable range of y da, j8 da
  • the virtual external forces Mvir and Fvir are determined so that the state quantity deviations ⁇ err and j8 err are close to 0 while suppressing the deviation from [y damin, y damax] and [ ⁇ damin, j8 damax].
  • the model operation amount determination unit 14 limits the model front wheel steering angle ⁇ f_d input to the model dynamic characteristic model 16 as described above.
  • the predicted computation rate 203 obtained by using the prediction calculation unit 203 using the equation 01 as described above and the predicted vehicle gravity center side slip angle ⁇ da are set as the restriction target amounts, respectively.
  • These ⁇ da and ⁇ da are input to the ⁇ dead zone processing unit 204 and the ⁇ dead zone processing unit 205 to obtain the deviation amounts ⁇ over and j8 over.
  • normative rate ⁇ d current value of normative vehicle center-of-gravity point slip angle ⁇ d, or actual rate ⁇ ac actual vehicle center-of-gravity point slip angle j8 act You may use the current value of, or the value obtained by applying filtering to these values as the amount to be restricted.
  • the current value of ⁇ d is input to the ⁇ dead zone processing unit 204 instead of ⁇ da in each control processing cycle, and the transfer function is (1 + T 1 's) Z (l + T2' s) in the form of filtering (Tl and T2 are certain time constants and s is Laplace operator). 3 You may make it input into the dead zone process part 205.
  • FIG. In this case, for example, if the time constants Tl and ⁇ 2 are set so that T1> T2, The filtering process functions as a so-called phase advance compensation element.
  • the phase of the frequency component of ⁇ d in a certain high frequency range is advanced, and the gain for the frequency component is increased, so that the value of j8 d determined in each control processing cycle itself is within the allowable range [jSdamin , j8 damax], the virtual external forces Mvir and Fvir can be limited according to j8 over.
  • ⁇ da and ⁇ da as the restriction target amounts may be obtained as follows.
  • the prediction calculation unit 203 obtains values obtained by linearly combining the current values of ⁇ d and ⁇ d using appropriate coefficients cij as ⁇ da and ⁇ da.
  • ⁇ da cll ⁇ act + cl2 # ⁇ act formula 2la yact + c22- j8 act Equation 21b
  • c21 — Lr / Vd
  • yda cll- yd + cl2- jSd + clS-djSd / dt
  • the weighted average value of the value on the right side of Equation 20a and the value on the right side of Equation 21a, and the value on the right side of Equation 20b may be obtained as yda and j8 da, respectively. Note that this is the 1 f column when ⁇ da and ⁇ da are obtained by Equation 22a and Equation 22b. Also, in Equation 20a, Equation 20b, and certain! / ⁇ , the terms Mvirtmp and Fvirtmp in Equation 22a and Equation 22b may be omitted.
  • a filtering process such as a low-pass filter is applied to the value of the variable multiplied by cij.
  • ⁇ da and ⁇ da can be used to properly determine ⁇ da and ⁇ da as predicted values of the slew rate of the actual vehicle 1 or model vehicle after a predetermined time and the slip angle across the vehicle center of gravity.
  • the virtual external forces Mvir and Fvir may be determined by the following equation 200.
  • the ⁇ dead zone processing unit 204 and the ⁇ dead zone processing unit 205 of the ⁇ ⁇ limiter 202 are provided.
  • the tolerances [ ⁇ damin, ⁇ damax] and [ ⁇ damin, ⁇ damax] of ⁇ da and ⁇ da are set separately to determine the deviations ⁇ over and ⁇ over, respectively.
  • ⁇ da and j8 da set the allowable range (allowable region) for the set of ⁇ da and ⁇ da, and determine the deviation amounts ⁇ over and ⁇ over.
  • Region A (parallelogram-shaped region) surrounded by 4 is set as the allowable region ⁇ of the set of ⁇ da and ⁇ da.
  • the straight lines 1 and 3 are straight lines that define the lower and upper limits of ⁇ da, respectively.
  • the lower limit value and the upper limit value are set in the same manner as the lower limit value ⁇ damin and the upper limit value ⁇ damax of the allowable ranges [ ⁇ damin, ⁇ damax] in the ⁇ dead zone processing unit 204, for example.
  • Lines 2 and 4 are lines that respectively define the lower limit value and the upper limit value of j8 da. In this example, the lower limit value and the upper limit value are set so as to change linearly according to ⁇ da.
  • the difference between the value of y da at point P2 and the value of ⁇ da at point P3 is determined as the deviation amount ⁇ over, and the difference between the value of j8 da at point P2 and the value of 13 da at point P3 The difference is determined as the deviation 13 over.
  • the point force corresponding to the set of ⁇ da and ⁇ da is, for example, the point P4 shown in FIG. 11, that is, a predetermined inclination (straight line 5 and the point 5) passing through the point ⁇ 4 corresponding to the set of y da and ⁇ da.
  • the difference between the value of ⁇ da at point P4 ⁇ and the value of ⁇ da at point ⁇ 5 is determined as the deviation amount ⁇ over, and the difference between the value of j8 da at point P4 and the value of 13 da at point P5 is The deviation may be determined as 13 over.
  • the allowable region of the set of ⁇ da and ⁇ da does not need to be a parallelogram-shaped region, and for example, a boundary portion shown by a broken line in FIG. Not to have Can be region A).
  • the deviation amounts y over and ⁇ over from [ ⁇ damin, ⁇ damax], [j8 damin,; 8 damax] are prolonged for both ⁇ da and j8 da.
  • the provisional feMvir tmp and Fvirtmp are corrected according to J.
  • the provisional values Mvirtmp and Fvirtmp may be corrected according to only one of ⁇ over and j8 over. In this case, in the processing of the processing unit 206, either one of y over and j8 over may be fixed to 0 to obtain the provisional value manipulated variables Mvir_over and Fvir_over! ,.
  • FIG. 12 is a functional block diagram showing processing of the actuator operation FB target value determination unit 20b.
  • the actuator operation FB target value determination unit 20b first receives the state quantity deviation ⁇ err, j8 in accordance with the state quantity deviations ⁇ err, ⁇ err input to the processing unit 220.
  • Feedback control input to the actuator device 3 of the actual vehicle 1 Mlbdmd is the basic required value of the feedback moment that is the basic required value of momentary moment to be generated around the center of gravity G of the actual vehicle 1 in order to bring err closer to 0 Determined as the basic required value.
  • Mlbdmd is a feedback request amount determined by the feedback control law from the state quantity deviations ⁇ err and ⁇ err. Specifically, by multiplying a vector ( ⁇ err, ⁇ err) T consisting of jS err, ⁇ err as shown in the following equation 23 by a predetermined gain matrix Kl dmd (linear combination of ⁇ err, y err), Mlbdmd is determined.
  • Mlbdmd is determined according to jS err, ⁇ err and the first derivative of j8 err d j8 err / dt. You may do it.
  • M i dmd is determined by multiplying a vector consisting of jS err, ⁇ err, d j8 err / dt by an appropriate gain matrix (linearly combining j8 err, ⁇ err, d err / dt with appropriate coefficients). Even if you do it.
  • At least one of the elements Klbdmdl and Kl dmd2 of the gain matrix Kl dmd is a phase compensation element whose transfer function is represented by (1 + Tcl ⁇ s) Z (1 + Tc2 ⁇ s)
  • Tel and Tc2 the value of the time constants Tel and Tc2 is set so that Klbdmdl multiplied by j8 err is multiplied by the above phase compensation element and Tel> Tc2.
  • the term that is obtained by multiplying ⁇ err by Klbdmdl is equivalent to a linear combination of ⁇ err and its differential value that is passed through a noise cut filter.
  • the feedback moment basic requirement value Ml dmd corresponds to the actual vehicle-side feedback requirement amount in the present invention.
  • the actuator operation FB target value determination unit 20b passes the Mlbdmd through the dead zone processing unit 221 to determine the dead zone excess feedback moment request value Ml dmcLa.
  • the graph of the dead zone processing unit 221 in the figure is a graph illustrating the relationship between Mlbdmd and Ml dmcLa, the horizontal axis value for the graph is the Mlbdmd value, and the vertical axis value is the MlbdmcLa value. Value.
  • the driving of the actuator device 3 and the brake of the braking device 3A are mainly performed. Operate the device. In this case, if the brake device is operated according to Mf bdmd determined as described above, the brake device may be frequently operated. In this embodiment, in order to prevent this, the brake device is operated according to the dead zone excess feedback moment required value MlbdmcLa obtained by passing Mlbdmd through the dead zone processing unit 221.
  • Mlbdmd Mlbdmd—upper limit
  • Mlbdmd Mlbdmd—lower limit Value
  • MlbdmcLa Mlbdmd—lower limit Value.
  • the dead zone of Mlbdmd The excess (deviation) is determined as Ml dmcLa.
  • the dead zone of the dead zone processing unit 221 corresponds to the dead zone in the present invention.
  • the predetermined value in this dead zone is set to zero.
  • the action of the actuator FB target value distribution processing unit 222 will be described in brief as follows.
  • Drive / brake device Drive of each wheel W1 to W4 by operation of brake device of 3A 'feedback target value of braking force (brake device feedback control input to bring ⁇ err, ⁇ err close to 0) )
  • the dead band excess feedback moment required value Mlbdm d_a is a positive moment (a counterclockwise moment as viewed from above the actual vehicle 1)
  • the braking force Fxlbdmd_3 is determined so that the relationship between each change and the change with MlbdmcLa is proportional.
  • the ratio of each change of Fxlbdmd_l and Fxl dmd_3 to the change of Mlbdm d_a in this proportional relationship is It is called wheel side gain GA1 and rear wheel side gain GA3.
  • Fxl dmd_l and Fxl dmd_3 are determined to be values obtained by multiplying MlbdmcLa by GA1 and GA3 (values proportional to MlbdmcLa), respectively.
  • MlbdmcLa is a negative moment (a moment in the clockwise direction when viewed from above the actual vehicle 1), basically, the right wheel Wl, W3 of the actual vehicle 1 is driven and braked.
  • FB target n-th wheel brake drive braking force Fxl dmd_n (n l, 2, 3, 4) so that the force is increased in the braking direction and MlbdmcLa is generated around the center of gravity G of the actual vehicle 1 ) Is determined.
  • the power Fxlbdmd_4 is determined so that the relationship between each change and the change with Ml d md_a is proportional.
  • the ratio of each change of Fxl dmd_2 and Fxl dmd_4 to the change of MlbdmcLa in this proportional relationship is called front wheel gain GA2 and rear wheel gain GA4, respectively.
  • Fxl dmd_2 and Fxl dmd_4 are determined to be values obtained by multiplying MlbdmcLa by GA2 and GA4 (values proportional to MlbdmcLa), respectively.
  • the distance between the front wheels Wl and W2 of the actual vehicle 1 as shown in FIG. 13 (that is, the tread of the front wheels Wl and W2) is df
  • the distance between the rear wheels W3 and W4 (that is, the rear wheels W3 and W4 Tread) is dr
  • the actual steering angle (actual front wheel steering angle) of front wheels Wl and W2 is ⁇ f_act.
  • the rear wheels W3 and W4 are non-steering wheels, and therefore the actual steering angle (actual rear wheel steering angle) of the force rear wheels W3 and W4 not shown is ⁇ r_act.
  • Lf is the longitudinal distance between the center of gravity G of the actual vehicle 1 and the axle of the front wheels Wl, W2 and Lr is the longitudinal distance between the center of gravity G of the actual vehicle 1 and the axles of the rear wheels Wl, W2.
  • the actuator operation FB target value distribution processing unit 222 determines the first wheel distribution ratio correction value Kl_str and the first wheel distribution ratio correction value according to the actual front wheel steering angle S f-act
  • the second wheel distribution ratio correction value K2_str is determined by the processing units 222b_l and 222b_2
  • the third wheel distribution ratio correction value K3_str and the fourth wheel distribution ratio correction value K4_str are determined according to the actual rear wheel steering angle ⁇ r_act.
  • the driving “braking force” of the third wheel W3 and the fourth wheel W4 that generate the moment changes from Fxfolll dmd_3 and Fxfolll dmd_4 determined by the equations 24c and 24d, respectively.
  • a near-direction moment is driven by the n-th wheel Wn generated around the center of gravity G of the actual vehicle 1 'Supplement for determining braking force' Positive coefficient.
  • Kl_str and K2_str related to the front wheels Wl and W2 are determined in the processing units 222b_l and 222b_2, respectively, as follows. That is, first, the values of LI and L2 shown in Fig. 13 and the values of df and Lf, ⁇ f_act and force, which are preliminarily set, are calculated by the geometric calculation of the following equations 25a and 25b.
  • the steering device 3B is a mechanical steering device
  • the steering device 3B may be determined from the overall steering ratio of the mechanical steering device and the steering angle ⁇ h of the driving operation input.
  • the current value of the unrestricted front wheel steering angle ⁇ Lunltd determined by the processing unit 14a of the reference manipulated variable determination unit 14 may be used.
  • Kl_str and K2_str are determined by the following equations 26a and 26b.
  • Equation 26a, Equation 26b [Koo! Huge, max (a, b) (a, bi or general variables) Lmin, a function that outputs the larger of the variables a and b, is a positive constant smaller than dfZ2. This prevented KLstr and K2_str from becoming excessive.
  • the upper limit value of (df / 2) / Lmin (> l) ⁇ Kl_str, K2_str is set, and below this upper limit value, Kl_str, K2_str is set according to the actual front wheel steering ⁇ f_act.
  • the rear wheels W3, W4 are non-steering wheels, so as described above, K3_str
  • K4_str l.
  • Kl_str and K2_str are set according to the actual front wheel steering angle ⁇ f_act as described above, according to the actual rear wheel steering angle ⁇ r_act It is desirable to set K3_str and K4_str! /.
  • This Kn is a correction factor (smaller than 1, positive value) for correcting Fxfolll dmd_n by multiplying this by the ⁇ -th wheel driving / braking force full required value Fxfolll dmcLn.
  • the n-th wheel distribution gain Kn is determined by each processing unit 222 n as follows.
  • the first wheel distribution gain K1 and the third wheel distribution gain K3 relating to the first wheel W1 and the third wheel W3 arranged in front and rear on the left side of the actual vehicle 1 are shown in Figs. 14 (a) and 14 (b), respectively. is determined so as to substantially continuously changes in accordance with jS! Lact, j8 r_ ac t as indicated by the solid line. Also, the second wheel distribution gain K2 and the fourth wheel distribution gain K4 related to the second wheel W2 and the fourth wheel W4 arranged at the front and rear on the right side of the actual vehicle 1 are shown in Figs. 14 (a) and (b). As shown by the broken line graph in FIG.
  • Kn is a positive value smaller than 1.
  • substantially continuous means that the jump of values (quantization) that occurs inevitably when analog quantities are represented in a discrete system does not impair the continuity of analog quantities. Means.
  • K1 is a negative value of the positive value of j8 f_act as shown by the solid line graph in Fig. 14 (a).
  • the predetermined lower limit force is determined according to the value of ⁇ Lact so as to monotonously increase to the predetermined upper limit value. Therefore, K1 is determined to be larger when j8 f_act is positive than when it is negative.
  • K3 monotonously decreases to the predetermined upper limit force to the predetermined lower limit value as j8 r_act increases to the positive value. It is determined according to the value of ⁇ r _act. Therefore, K3 is determined to be larger when j8 r_act is negative than when it is positive.
  • K2 indicates that j8 f_act increases to a negative value force positive value as shown by the broken line graph in Fig. 14 (a). Accordingly, it is determined according to the value of ⁇ f_act so as to monotonously decrease from the predetermined upper limit value to the predetermined lower limit value.
  • the broken line graph force K1 represents the relationship between ⁇ 2 and ⁇ f_act
  • K4 increases monotonously up to a predetermined lower limit force and a predetermined upper limit value as ⁇ r_act increases from a negative value to a positive value. It is determined according to the value of
  • i8 f_act and r_act are used as the front wheel side gain adjustment parameter and the rear wheel side gain adjustment parameter, respectively, and the n-th wheel distribution gain Kn is changed accordingly as described above. I am doing so.
  • the front wheel gains GA1 and GA2 are changed according to iS Lact as the front wheel gain adjustment parameter
  • the rear wheel gains GA3 and GA4 are changed to the rear wheel gain adjustment parameter. so that varied depending on the 8 r_ ac t
  • j8 f_act has a meaning as a state quantity related to the lateral movement of the front wheels Wl and W2
  • j8 r_act has a meaning as a state quantity related to the lateral movement of the rear wheels W3 and W4.
  • 8 f_ a ct detected or estimated for each front wheel Wl and W2 may be used.
  • a representative value of the slip angle may be used, and both of the distribution gains Kl and K2 may be determined according to the representative value. The same applies to the determination of the distribution gains K3 and K4 for the rear wheels W3 and W4.
  • Fxl _l Fxiulli dmd_l ⁇ ⁇ 1— str'Kl & Formula 27a
  • Fxl _2 Fxlulli dmd_2-K2_str-K2 & Formula 27b
  • Fxl _3 Fxlulli dmd_3-K3_str-K3 ?? Formula 27c
  • Fxl _l and Fxl _3 related to the left wheels Wl and W3 become the driving direction 'braking force (positive driving' braking force) 'and Fxl related to the right wheels W2 and W4.
  • Fxl_4 is the driving force in the braking direction (negative driving force / braking force).
  • the n-th wheel distributed drive 'braking force basic value Fxl ji is proportional to MlbdmcLa.
  • This limiter 222d_n outputs Fxl_n as FxlbdmcLn as it is only when the value of Fxl_n input to it is 0 or negative, and when Fxlb_n is positive, The value of FxlbdmcLn that is output regardless of the value is 0. In other words, FxlbdmcLn is determined by limiting Fxl_n with 0 as the upper limit.
  • Fxl dmd_l and Fxl dmd_3 related to the left wheels Wl and W3 are equal to Fxl_l and Fxl_3 determined by the equations 27a and 27c, respectively. Therefore, when Ml d md_a> 0, Fxlbdmd_l and Fxlbdmd_3 for the left wheels Wl and W3 are proportional to MlbdmcLa. As a result, the relationship between changes in MlbdmcLa and changes in Fxlbdmd_l and Fxlbdmd. 3 is proportional.
  • Fxl dmd_2 and Fxl dmd_4 related to the right wheels W2 and W4 are These are equal to Fxl_2 and Fxl_4 determined by the equations 27b and 27d, respectively. Therefore, when Ml d md_a is 0, Fxlbdmd_2 and Fxlbdmd_4 for the right wheels W2 and W4 are proportional to Ml dmcLa, respectively. As a result, the relationship between the change in Ml dmd_a and each change in Fxlbdmd_2 and Fxlbdmd. 4 is proportional.
  • the lateral force of the three-wheel W3 (which functions to generate a moment in the same direction as the MlbdmcLa around the center of gravity of the actual vehicle 1) is reduced. For this reason, it may be difficult to generate a sufficient positive moment (moment around the shaft) required by MlbdmcLa around the center of gravity G of the actual vehicle 1. Therefore, in a situation where j8 f_act> 0,
  • the force (which functions to generate a moment in the direction opposite to that of MlbdmcLa around the center of gravity of the actual vehicle 1) becomes larger. For this reason, it may be difficult to sufficiently generate the moment in the negative direction required by MlbdmcLa (the moment around the shaft) around the center of gravity G of the actual vehicle 1. Therefore, in a situation where j8 f_act> 0, j8 r_act> 0, the second wheel distribution gain K2 is determined to be a smaller value, and the fourth wheel distribution gain K4 is determined to be a larger value.
  • the MlbdmcLa moment in the direction around the center of gravity G of the actual vehicle 1 is determined. Yes in generating Make sure that the effective lateral force does not become too small, and that the lateral force that prevents the Ml dmcLa's one-way moment from being generated around the center of gravity G of the actual vehicle 1 does not become excessive. It is out.
  • the values of K2 and K4 are corrected while maintaining the ratio of those values constant, and the sum of the corrected values of K2 and K4 is It is preferable to make it closer to 1 than the sum of K2 and K4 before correction.
  • the sum of K1 and ⁇ 3 and the sum of ⁇ 2 and ⁇ 4 are always maintained at 1, but their sum is not necessarily required to match 1.
  • the values of ⁇ 1 to ⁇ 4 may be corrected so that the value is in the range near 1.
  • the actuator operation FB target value distribution processing unit 222 determines the FB target n-th wheel brake driving / braking force Fxl dmcLn as described above, and also provides the feedback control unit 222.
  • the requested moment value Mfbdmd is input to the processing unit 222e, and the processing unit 222e determines the FB target lateral force Fyl dmdj ⁇ for active steering, which is the feedback target value of the lateral force of the front wheels Wl and W2 due to the operation of the steering device 3B.
  • the graph of the processing unit 222e in the figure is a graph representing the relationship between Ml dmd and FylbdmcLf, and the value of the horizontal axis related to the graph is the value of Ml dmd, and the value of the vertical axis is FylbdmcLf. Value.
  • the processing unit 222e basically determines Fylbdmdj ⁇ so that Fylbdmd. 1 ⁇ increases monotonically as Mlbdmd increases.
  • FylbdmcLf is determined from the value of Mlbdmd input to the processing unit 222e using, for example, a map.
  • FylbdmcLf may be determined by multiplying Mlbdmd by a predetermined gain. Further, FylbdmcLf may be determined according to Mlb dmd within a range between a predetermined upper limit value (> 0) and a lower limit value ( ⁇ 0).
  • the processing of the processing unit 222e may be omitted regardless of whether the steering device 3B is a force mechanical steering device that is an active steering device! /.
  • the active steering FB target lateral force Fyl dmdj ⁇ may be determined according to the difference between Mlbdmd and Mlbdmd_a.
  • Ml dmd_a 0, FylbdmcLf is almost equal to Mlb dmd around the center of gravity G of the actual vehicle 1! /, Fyl dmdj ⁇ is determined so as to generate a moment in one direction It is desirable.
  • the map for the first wheel is set, for example, as shown in Figs. 15 (a) to (e).
  • the map for the third wheel may be set as shown in FIGS. 16 (a) to (e), for example.
  • ⁇ f_act means a negative value with a relatively large absolute value
  • ⁇ f- means a negative value with a relatively small absolute value
  • J8 f + means a positive value having a relatively small absolute value
  • j8 f ++ means a positive value having a relatively large absolute value
  • j8 r_act means a negative value having a relatively large absolute value
  • ⁇ r- means a relatively small absolute value! Means a negative value, and “ ⁇ r + j means a relatively small absolute value.
  • V meaning a positive value
  • “/ 3 r ++ j means a positive value with a relatively large absolute value
  • Fxl dmcLn is determined in the same manner as shown in FIG.
  • FxlbdmcLn is equal to the case where the upper limit value in the limiter 222d_n is set to a positive value as described above. It is relatively small and becomes a positive value within the range of values.
  • the detected value of the sliding speed of the front wheels Wl, W2 of the actual vehicle 1 (the rotational axis direction component of the front wheels Wl, W2 of the traveling speed vectors of the front wheels Wl, W2)
  • the estimated value or the detected value or estimated value of the lateral acceleration of the front wheels Wl and W2 (the lateral component of the acceleration vector of the front wheels Wl and W2) may be used as the front wheel gain adjustment parameter.
  • the side slip velocity or lateral acceleration of the front wheels Wl and W2 is an example of a state quantity related to the lateral movement of the front wheels W1 and W2, similarly to
  • the side slip speed and side calorie speed may be detected or estimated values for each of the front wheels Wl and W2, but these average values or one of the front wheels Wl and W2! / It can be a detected or estimated value! /.
  • the detected value or estimated value of the actual side slip angle at a predetermined position of the front portion of the actual vehicle 1 for example, the center position on the axle of the front wheels Wl and W2
  • the side slip angle, side slip speed, and lateral acceleration at the predetermined position are examples of state quantities relating to the lateral movement of the predetermined position.
  • the detected value or estimated value of the lateral force of the front wheels Wl and W2 may be used as a front wheel side gain adjustment parameter.
  • the lateral force may be a detected value or an estimated value for each of the front wheels Wl and W2, but may be an average value thereof or a detected value or an estimated value for one of the front wheels Wl and W2. .
  • 8 f _act, etc.), a state quantity related to the lateral motion of the front part of the actual vehicle 1 and the lateral force of the front wheels W1 and W2 are used as front wheel gain adjustment parameters. May be used.
  • an arbitrary parameter that is substantially proportional to the state amount related to the lateral movement or the detected value or estimated value of the lateral force may be used as the front wheel side gain adjustment parameter.
  • one or more meters that define the value of the state quantity or lateral force related to the lateral movement may be used as the front wheel side gain adjustment parameter.
  • j8 f_act is basically defined according to the slip angle j8 act across the center of gravity of the actual vehicle, the actual ⁇ act, the actual traveling speed Vact, and the actual front wheel steering angle ⁇ f_act (see above).
  • ⁇ f_d, j8 d, ⁇ d, Vd, and ⁇ f_d in the equation 02a relating to the model vehicle are replaced by ⁇ f_a ct, ⁇ act, ⁇ act, Vact, and ⁇ f_act, respectively.
  • the relationship between j8 f_act and the first wheel distribution gain K1 and the second wheel distribution gain K2 (relationship shown in the graph of FIG. 14 (a)) is expressed as 13 act, ⁇ act, Vact, ⁇ f_act And the relationship between Kl and K2. Then, based on the relationship obtained by the conversion, Kl and K2 should be determined according to jSact, ⁇ act, Vact, and ⁇ f_act.
  • the front wheel side for determining the ⁇ -th wheel distribution gain ⁇ ( ⁇ 3, 4) for the rear wheels W3 and W4 (thus operating the rear wheel gains GA3 and GA4)
  • ⁇ 3, 4
  • j8 r_act the following may be used as a gain adjustment parameter.
  • the side slip speed of the rear wheels W3 and W4 of the actual vehicle 1 (the rotational axis direction component of the rear wheels W3 and W4 of the traveling speed vectors of the rear wheels W3 and W4)
  • the detected value or estimated value, or the detected value or estimated value of the lateral acceleration of the rear wheels W3 and W4 (the lateral component of the acceleration vector of the rear wheels W3 and W4) may be used as the rear wheel gain adjustment parameter.
  • the side slip velocity or lateral acceleration of the rear wheels W3 and W4 is an example of a state quantity related to the lateral movement of the rear wheels W3 and W4, similarly to
  • the side slip angle, side slip speed, and lateral acceleration may be detected or estimated values for each of the rear wheels W3 and W4. It may be an average value,!, Or one of the rear wheels W3, W4.
  • the detected or estimated value of the side slip angle of a predetermined position at the rear of the actual vehicle 1 for example, the center position on the axle of the rear wheels W3, W4
  • the detected value or estimated value of the velocity (the lateral component of the traveling velocity vector at the predetermined position), or the detected value or estimated value of the lateral acceleration at the predetermined position (the lateral component of the acceleration vector at the predetermined position) It may be used as a wheel side gain adjustment parameter.
  • the side slip angle, side slip speed, and lateral acceleration at the predetermined position are examples of state quantities related to the lateral movement of the predetermined position.
  • the detected value or estimated value of the lateral force of the rear wheel 3, W4 of the actual vehicle 1 may be used as a rear wheel gain adjustment meter.
  • the lateral force may be a detected value or an estimated value for each of the rear wheels W3 and W4, but may be an average value of these or a detected value or an estimated value for one of the rear wheels W3 and W4. .
  • the state quantity related to the lateral movement of the rear wheel W3, W4 of the actual vehicle 1 (such as _act) as described above, the state quantity related to the lateral movement of the rear portion of the actual vehicle 1 and the rear wheel W3,
  • a parameter having a correlation with any of the lateral forces of W4 may be used as a rear wheel gain adjustment parameter.
  • an arbitrary parameter that is approximately proportional to the state quantity related to the lateral movement or the detected value or estimated value of the lateral force may be used as the rear wheel side gain adjustment parameter.
  • one or more meters that specify the value of the state quantity or lateral force related to the lateral movement may be used as the rear wheel gain adjustment parameter.
  • j8 r_act is basically defined according to the slip angle j8 act transverse to the center of gravity of the actual vehicle, the actual ⁇ rate ⁇ act, and the actual traveling speed Vact (see Equation 02b above).
  • the state quantity related to the lateral movement of the front wheels Wl and W2 of the actual vehicle 1 the state quantity related to the lateral movement of the front portion of the actual vehicle 1 and the front wheels Wl and W2 of the actual vehicle 1
  • the corresponding state in the model vehicle on the reference dynamic characteristic model 16 Use the amount, lateral force, and parameters as front wheel gain adjustment parameters.
  • ⁇ f_act instead of ⁇ f_act, ⁇ f_d of the model vehicle may be used as a front wheel side gain adjustment parameter to determine the first wheel distribution gain K1 and the second wheel distribution gain K2.
  • the state quantity related to the lateral movement of the rear wheel W3, W4 of the actual vehicle 1 the state quantity related to the lateral movement of the rear part of the actual vehicle 1, the lateral force of the rear wheel W3, W4 of the actual vehicle 1, and these.
  • the corresponding state quantity, lateral force, or parameter in the model vehicle on the reference dynamic characteristic model 16 is used.
  • 13 r_act 13 r_d of the model vehicle may be used as a rear wheel gain adjustment parameter to determine the third wheel distribution gain K3 and the fourth wheel distribution gain K4.
  • the state quantity relating to the lateral movement of the front wheel Wl, W2 or the front part of the actual vehicle 1 and the state quantity relating to the lateral movement of the front wheel Wl or the front part of the model vehicle (the actual vehicle 1 Or the combined value of the lateral force of the front wheels W1 and W2 of the actual vehicle 1 and the lateral force of the front wheel Wf of the model vehicle and the gain adjustment parameter for the front wheels. May be used.
  • the state quantity related to the lateral movement of the rear wheel W3, W4 or the rear part of the actual vehicle 1 and the state quantity related to the lateral movement of the rear wheel Wr or the rear part of the model vehicle (the state on the actual vehicle 1 side).
  • a composite value of the lateral force of the rear wheel W3, W4 of the actual vehicle 1 and the lateral force of the rear wheel Wr of the model vehicle may be used as the rear wheel side gain adjustment parameter.
  • the first wheel distribution gain K1 and the second wheel distribution gain K2 are determined according to the weighted average value of j8 f_act of actual vehicle 1 and
  • the 3rd wheel distribution gain K3 and 4th wheel distribution gain K4 may be determined according to the weighted average value with r_d.
  • the weight related to the weighted average value may have a frequency characteristic (for example, a frequency characteristic that functions as a phase compensation element).
  • the second provisional value of each of the ⁇ -wheel distribution gains ⁇ ( ⁇ 1, 2) for the front wheels Wl, W2 as well as the lateral force of the front wheels W1, W2 of the actual vehicle 1.
  • the first provisional value of K1 for the first wheel W1 is determined according to
  • the trend of change of the second temporary value for i8 f_d may be the same as the trend of change of the first temporary value for j8 f_act. Then, a weighted average value of the first provisional value and the second provisional value is determined as the first wheel distribution gain K1. The same applies to the second wheel distribution gain K2.
  • according to 8 r_ ac t before As shown in the graph shown in Fig. 14 (b), the second temporary value of K3 is determined in the same way as the first temporary value according to
  • the tendency of the change of the second provisional value for i8 r_d may be the same as the tendency of the change of the first provisional value for iS rjct.
  • the weighted average value of the first provisional value and the second provisional value is determined as the third wheel distribution gain K3.
  • K3 it is desirable to determine K3 so that the third wheel distribution gain K3 when j8 r_act is a positive value having a large absolute value becomes smaller as estm becomes smaller.
  • K2 it is desirable to determine K2 such that the second wheel distribution gain K2 is smaller when j8 f_act is a positive value having a large absolute value.
  • K4 it is desirable to determine K4 so that the fourth wheel distribution gain K4 is smaller when ⁇ r_act has a larger absolute value and a negative value as estm becomes smaller.
  • the actual contact load of the n-th wheel (the detected or estimated value of the translational force in the vertical direction or the direction perpendicular to the road surface reaction force acting on the n-th wheel) You can do it.
  • the deviation amount ⁇ obtained by the ⁇ j8 limiter 202 of the virtual external force determination unit 20a is obtained by simply setting the feedback moment basic required value Ml dmd to the state quantity deviations ⁇ err and ⁇ err close to 0. over and ⁇ over to be close to 0 (H! /, and to prevent ⁇ da and ⁇ da from deviating from their respective allowable ranges [ ⁇ damin, ⁇ damax], [ ⁇ damin, ⁇ damax] Md dmd may be determined.
  • Mlbdmd may be determined by the following equation 28a using an appropriate coefficient Kl dmdl to Ki dmd4.
  • Mlbdmd Kl dmdl ⁇ err + Klbdmd2- ⁇ err
  • Equation 28a Mlbdmd is determined by this equation 28a is the provisional value of Mlbdmd determined by the feedback control law that brings the state quantity deviations ⁇ err and ⁇ err closer to 0 It is equivalent to determining Mlbdmd by correcting (sum of the first and second terms on the right side of Equation 28a) so that the deviations ⁇ over and ⁇ over approach 0.
  • the dead zone excess feedback value is a value obtained by passing M i dmd determined by Equation 23 so that the state quantity deviations ⁇ err and j8 err approach 0 to the dead zone processing unit 221.
  • the value Mlbdmd_a, corrected by the following formula 28b (the formula using MlbdmcLa instead of the sum of the first and second terms on the right side of the above formula 28a) is used as MlbdmcLa It may be.
  • the value obtained by passing Mlbdmd through the dead zone processing unit 221 is used as a temporary value of MlbdmcLa, and this temporary value is corrected so that the deviation amount over and ⁇ over approach 0, so that MlbdmcLa is determined.
  • y over, ⁇ over is set to 0 by the ⁇ j8 limiter 202 as described above.
  • the virtual external force temporary values Mvirtmp and Fvirtmp are manipulated so as to approach each other, and the virtual external forces Mvir and Fvir are determined. Even with this alone, ⁇ d and j8 d of the model vehicle change so that they do not deviate from the allowable ranges [ ⁇ damin, ⁇ damax] and [ ⁇ damin, ⁇ damax], respectively.
  • the actuator operation FB target value changes so that ⁇ act and ⁇ act of the actual vehicle 1 approach ⁇ d and ⁇ d, respectively.
  • ⁇ act and ⁇ act are also within the allowable range [ ⁇ damin, ⁇ damax], [ ⁇ Deviation from [damin, ⁇ damax] can be suppressed.
  • Mlbdmd or MlbdmcLa is determined so that ⁇ over and j8 over are also close to 0 (h!
  • the virtual external forces Mvir, Fvir are The virtual external forces Mvir and Fvir may be determined so that ⁇ err and ⁇ err are close to 0 without necessarily determining that over and ⁇ over are close to 0.
  • the temporary Sogairyoku provisional value determiner 2 01 sought virtual external force temporary values Mvirtmp, while the virtual external force Mvir of each Fvirtmp its may be determined as Fvir.
  • ⁇ act and ⁇ act are acceptable ranges [ ⁇ damin, ⁇ damax] [ ⁇ damin, ⁇ damax] force Actuator operation FB target value can be determined so as to suppress deviation.
  • the virtual external forces Mvir and Fvir are determined so that the state quantity deviations ⁇ err and ⁇ err are close to 0.
  • ⁇ d and j8 d of the model vehicle are allowed respectively.
  • Yd and j8 d are determined so that deviation from the ranges [ ⁇ damin, ⁇ damax] and [ ⁇ damin, ⁇ damax] is suppressed.
  • Ml dmd is in the dead zone of the dead zone processing unit 221
  • MlbdmcLa on the right side of Equation 28a is 0 as a predetermined value in the dead zone, so that 0 is corrected according to the feedback assist request amount.
  • the FB target n-th wheel brake drive 'braking force Fxl d md_n' is determined as a control input for operating the actual vehicle actuator according to Ml dmcLa.
  • Mlbdmd does not exist in the dead zone of the dead zone processing unit 221
  • MlbdmcLa on the right side of Equation 28a is an excess of Mlbdmd from within the dead zone, and as a result, Mlbdmd is set to at least the feedback assist request amount.
  • the FB target n-th wheel brake drive / braking force Fxl dmcLn as the control input for operating the actual vehicle actuator is determined according to MlbdmcLa 'corrected accordingly.
  • FIG. 17 is a functional block diagram showing the processing of FF rule 22.
  • the FF target front wheel rudder angle ⁇ f_ff is the steering angle of the driving operation input.
  • the processing unit 230 determines the FF target front wheel steering angle ⁇ 3 ⁇ 4 by the same processing as the processing of the processing unit 14a of the reference manipulated variable determination unit 14. That is, ⁇ ⁇ ⁇ is determined by dividing the steering angle ⁇ h by a predetermined overall steering ratio is or an overall steering ratio is set according to Vact.
  • the value of ⁇ f_ff determined in this way is the same as the value of the unrestricted front wheel steering angle ⁇ Lunltd determined by the processing unit 14a of the reference manipulated variable determination unit 14.
  • ⁇ f_ff3 ⁇ 4 should always be set to 0.
  • the steering device 3B is an actuator assist type steering device and has a function of correcting the steering angle of the front wheels Wl and W2 mechanically determined according to the steering angle ⁇ h according to Vact. May determine the correction amount according to Vact and determine it as ⁇ f_ff.
  • the steering device 3B is an actuator-assisted steering device
  • the basic rudder angle (basic value of ⁇ f_act) of the front wheels Wl and W2 depends on the steering angle ⁇ h. Therefore, S f_ff has a meaning as a feedforward target value of the correction amount of the rudder angle of the front wheels Wl and W2 by the actuator.
  • the value in the horizontal axis direction is the value of the brake pedal operation amount
  • the value force FF target n-th wheel brake drive 'braking force in the vertical axis direction is the value of the brake pedal operation amount.
  • FF target n-wheel brake drive 'braking force ( ⁇ 0) is basically the brake pedal operation As the amount increases, the magnitude (absolute value) is determined to increase monotonously.
  • the FF target n-th wheel brake drive / braking force is saturated when the brake pedal operation amount exceeds a predetermined amount so that the magnitude of the brake force does not become excessive (FF against the increase in the brake pedal operation amount).
  • Drive system actuator operation is determined by the FF target value determination unit 232.
  • the drive system actuator operation FF target value determination unit 232 performs the process of driving from the engine to the drive wheels in a known ordinary vehicle according to the accelerator pedal operation amount, Vact and the shift lever position of the transmission. Since it may be the same as the method for determining the force and the reduction gear ratio of the transmission, a detailed description thereof will be omitted.
  • FIG. 18 is a functional block diagram showing processing of the actuator operation target value synthesis unit 24. As shown in FIG.
  • the actuator operation target value composition unit 24 relates to the first wheel W1, the FF target first wheel brake drive / braking force of the actuator operation FF target value, and the FF target first value.
  • Adder 240 calculates the sum of the one-wheel drive train drive and braking force. Then, the sum is input to the optimum target first drive / braking force determining unit 241a_1 as the FF general target first wheel drive and braking force FFtotaLl. Further, the adder 242 obtains the sum of this FFtotaLl and the FB target first wheel brake drive'braking force Fxlbdmd_l among the actuator operation FB target values. Then, the sum is input to the optimum target first drive / braking force determination unit 241a_l as the unrestricted target first wheel drive / braking force Fxdmd_l.
  • the actuator operation target value combining unit 24 relates to the second wheel W2, the FF target second wheel brake drive / braking force of the actuator operation FF target value, and the FF target second wheel drive system.
  • Adder 243 obtains the sum of the driving and braking force. And that sum is the FF overall goal 2-wheel drive ⁇ braking force FFtotal_2 is input to the optimal target second drive ⁇ braking force determination unit 241a_2. Further, the adder 244 calculates the sum of this FFtotal_2 and the FB target second wheel brake drive / braking force Fxfbd md_2 among the actuator operation FB target values. Then, the sum is input to the optimum target second drive / braking force determination unit 24 la_2 as an unlimited target second wheel drive / braking force Fxdmd_2.
  • the adder 245 calculates the sum of this FFtotal_3 and the FB target third wheel brake drive'braking force Fxl dmd_3 among the actuator operation FB target values. Then, the sum is input to the optimum target third drive / braking force determination unit 241a_3 as the unrestricted target third wheel drive / braking force Fxdmd_3.
  • the adder 246 obtains the sum of this FFtotal_4 and the FB target fourth wheel brake drive'braking force Fxl dmd_4 among the actuator operation FB target values. Then, the sum is input to the optimum target fourth drive / braking force determination unit 241a_4 as the unrestricted target fourth wheel drive / braking force Fxdmd_4.
  • Driving the n-th wheel Wn by driving system operation 'Feedforward target value of braking power (FF target n-th wheel driving system driving ⁇ braking force) and driving the n-th wheel Wn by brake device operation ⁇ feeding of braking force It means the sum of the forward target value (FF target n-th wheel brake drive ⁇ braking force).
  • the driving wheels of the actual vehicle 1 are the front wheels Wl and W2, and the rear wheels W3 and W4 are driven wheels. Therefore, for the rear wheels W3 and W4, the FF target n-th wheel brake
  • the unlimited target n-th wheel driving, braking force Fxdmd_ n (n l, 2 , 3, 4) , the FF total
  • the target n-th wheel drive ⁇ braking force FFtotaLn is the sum of the FB n-th wheel brake drive ⁇ braking force, so the feed-forward control action of the drive ⁇ braking device 3A (at least feed-forward according to the operation input) Control action) and feedback control action (at least feedback control action according to the state quantity deviation ⁇ err, ⁇ err) means the total driving / braking force of the n-th wheel.
  • the target n-th wheel drive / braking force Fxcmdji, which is the target value, is determined, and the target n-th wheel slip ratio, which is the final target value of the slip ratio of the n-th wheel, is determined.
  • the actuator motion target value synthesis unit 24 includes the active steering FB target lateral force FylbdmcLf in the actuator motion FB target value, and the FF target front wheel steering angle ⁇ f_ff in the actuator motion FF target value. Is input to the optimum target active rudder angle determination unit 247, and the optimum target active rudder angle determination unit 247 determines the target front wheel rudder angle ⁇ fcmd which is the target value of the final rudder angle of the front wheels Wl and W2.
  • ⁇ fcmd is the steering angle of the front wheels Wl and W2 by the operation of the actuator (steering angle based on the longitudinal direction of the actual vehicle 1) when the steering device 3B is the actuator-driven steering device. This means the final target value.
  • the steering device 3B is the above-mentioned actuator assist type steering device, it means the final target value of the correction amount of the steering angle of the front wheels Wl and W2 by the operation of the actuator.
  • the actuator operation target value combining unit 24 uses the final FF target transmission reduction ratio of the actuator operation FF target value as it is as the final target value of the reduction ratio (transmission ratio) of the transmission / brake device 3A. Output as a certain target reduction ratio.
  • FIG. 19 is a flowchart showing the processing of each optimum target n-th driving 'braking force determination unit 241a_n.
  • 8 f_ ac t, there until n 3, 4 and the rear-wheel actual lateral to Beri angle ⁇ 8 when it, and the road surface friction coefficient (the ⁇ wheel Wn The friction coefficient between the road surface and the road surface) is the estimated friction coefficient estm, and based on this precondition, the unrestricted target n-th wheel drive / braking force Fxdmdji is closest to N-th wheel Wn driving n-wheel driving that is the value of braking forceF braking force candidate Fxcandji and the corresponding n-th wheel slip ratio candidate ScancLn that is the slip ratio value of n-th wheel Wn Ask.
  • Non-Patent Document 1 There is a correlation as shown in Therefore, the road surface reaction force and the slip ratio of each wheel when the side slip angle and the road surface friction coefficient are certain values, respectively, are not necessarily independent values.
  • the above correlation (hereinafter referred to as wheel characteristics) Changes according to sex).
  • wheel characteristics Changes according to sex).
  • the slip ratio is a negative value when the driving'braking force is the driving force / braking force (> 0) in the driving direction, and the driving * braking force is the driving force / braking force ( ⁇ 0) in the braking direction. Sometimes it is a positive value.
  • the map used in this process is specified or estimated in advance, for example, through various experiments or the like, based on the tire characteristics of the wheels W1 to W4 and the characteristics of the suspension device 3C. It may be created based on the specified or estimated wheel characteristic relationship. In addition, the contact load of the n-th wheel Wn may be added to the map as a variable parameter.
  • the actual ground load Fzact_n of the n-th wheel Wn is input to the optimal target n-th driving / braking force determining unit 241a_n, and the actual lateral slip angle ⁇ f_act or ⁇ Fxcan d_n and ScancLn may be determined from r_act, the estimated friction coefficient ⁇ estm, and the actual ground contact load Fzact_n.
  • the actual ground load Fzact_n since the fluctuation of the actual ground load Fzact_n is generally relatively small, the actual ground load Fzact_n may be regarded as a constant value.
  • the FxdmcLn corresponds to the set of the actual side slip angle ⁇ f_act or ⁇ r_act of the n-th wheel Wn and the estimated road friction coefficient ⁇ estm, or the set of these and the actual ground load Fzact_n
  • the FxdmcLn exists within the range of the driving force that can be generated by the n-th wheel Wn (that can be applied from the road surface) 'braking force (driving force that can be generated according to the above wheel characteristic relationship).
  • the F xdmd_n may be determined as FxcancLn as it is.
  • the upper limit value (> 0) and lower limit value ( ⁇ 0) of the range should be determined as FxcancLn, which is closer to Fx dmd_n! ,.
  • the actual side slip angle 13 f_a or 13 r_act of the n-th wheel Wn and the estimated road friction coefficient ⁇ estm The relationship between the slip ratio that can be generated at the nth wheel Wn and the driving * braking force (corresponding to the above wheel characteristic relationship)
  • the relationship between the slip ratio and the driving 'braking force' is generally such that the driving / braking force has a peak value (extreme value) with respect to the change in the slip ratio (the slip ratio on the horizontal axis).
  • drive ' The graph when the magnitude of the braking force is taken as the value of the vertical axis is a convex graph).
  • the slip ratio value closer to 0 of the two types of slip ratio values is determined as the n-th wheel slip ratio candidate Scandji. That's fine.
  • the driving ratio falls within a range between 0 and the slip ratio value at which the braking force reaches its peak value.
  • the n-th wheel slip ratio candidate Scandji may be determined.
  • the absolute value of the driving ratio increases from 0 as the absolute value of the slip ratio increases from 0. Monotonically increases.
  • the n-th wheel drive when the maximum moment is generated and the braking force Fxmmaxji and the corresponding slip ratio the n-th wheel slip ratio when the maximum moment is generated Determine Smmaxji.
  • the nth wheel drive's braking force Fxmmaxji when the maximum moment occurs is the slip angle j8 f_act or j8 r_act where the side slip angle of the nth wheel Wn is the actual side slip angle, and the road surface friction coefficient is the estimated friction coefficient.
  • the road surface reaction force that can be generated by the n-th wheel Wn (specifically, the driving force that can be applied to the n-th wheel Wn from the road surface according to the above-mentioned wheel characteristic relationship ⁇ the resultant force of braking force and lateral force)
  • the moment in the direction around the center of gravity G of the actual vehicle 1 due to the road surface reaction force is the maximum when the force is directed to the same polarity (orientation) as the feedback demand moment basic requirement value Ml d md. This means the driving force of the road surface reaction force.
  • Fxmmaxji and Smmaxji indicate that as the absolute value of the slip ratio increases from 0 in the relationship between the driving force of the n-th wheel Wn and the slip ratio (the relationship according to the wheel characteristic relationship), It is determined within the region where the absolute value of the braking force increases monotonously. Therefore, Smmaxji is the difference between the slip ratio value at which the driving 'braking force reaches its peak value and zero. Determined between.
  • the driving / braking force and the slip ratio corresponding to the set may be determined as Fxmmax_n and Smmax_n, respectively!
  • the nth wheel that can be generated corresponding to the set of r_act and ⁇ estm based on a map that represents the relationship between the slip angle of the rear wheel, the friction coefficient of the road surface, the slip ratio, and the driving 'braking force and lateral force' Drive of Wn (n 3 or 4) ⁇ Drive that maximizes the moment in the direction in which the resultant force is generated around the center of gravity G of the actual vehicle 1 from the combination of braking force and lateral force '
  • a set of braking force and lateral force is determined in an exploratory manner. Then, the driving / braking force and the slip ratio corresponding to the set may be determined as Fxmmax_n and Smmaxji, respectively.
  • the actual ground load Fzact_n of the n-th wheel Wn may be included as a variable parameter in the same manner as described for the process of S100.
  • the processing of S104 to S112 is executed as described later, and the target n-th wheel drive 'braking force Fxcmdji is determined.
  • the target n-th wheel drive / braking force Fxcmdji is determined so as to satisfy the following conditions (1) to (3).
  • conditions (1) to (3) are conditions with higher priority in the order of conditions (1), (2), and (3). If the target n-th wheel drive / braking force Fcmd_n that satisfies all of the conditions (1) to (3) cannot be determined, the target n-th wheel is set so that the priority is high and the condition is preferentially satisfied.
  • Driving ⁇ Braking force Fxcmdji is determined.
  • Condition (2) Target n-wheel drive ⁇ Braking force When Fxcmdji has the maximum moment, n-th wheel drive 'When braking force Fxmmax_n has the same polarity, Fxcmdji magnitude (absolute value) is Fxmmax_n magnitude (absolute value) ) Must not be exceeded. In other words, Fxcmdji> Fxmmax_n> 0 or Fxcmd_n ⁇ Fxmmax_n ⁇ 0! /,thing.
  • Condition (3) The target n-th wheel drive and braking force Fxcmdji should match the n-th wheel drive and braking force candidate F xcand_n as much as possible (more precisely, the absolute value of the difference between Fxcmdji and Fxcand_n is minimized)
  • the condition (1) is that the target n-th wheel drive 'braking force Fxcmdji is determined by the driver of the actual vehicle 1 in the braking direction of the n-th wheel Wn of the actual vehicle 1 requested by operating the brake pedal. This is a condition to prevent it from becoming smaller than the driving 'braking force (this corresponds to FFtotaLn).
  • Condition (2) occurs at the nth wheel Wn corresponding to the target nth wheel drive and braking force Fxcmdji. This is a condition for preventing the lateral force from becoming too small.
  • condition (3) is a condition for satisfying as much as possible the control request (target) of the operation of the actuator device 3 determined by the actuator operation FB target value determining unit 20b and the FF rule 22. is there.
  • Fxcandji is the wheel characteristic relationship (the slip angle jS tac where the side slip angle of the n-th wheel Wn is the actual side, and the road surface friction coefficient is the estimated friction coefficient estm.
  • the condition (3) is that the target n-th wheel drive / braking force Fxcmdji is calculated based on the wheel characteristic relationship (the slip angle that the lateral wheel angle of the n-th wheel Wn is the actual lateral angle
  • Target n-th wheel drive ⁇ Braking force Fxdmdji (drive according to control request ⁇ braking force) or close to the force (the absolute value of the difference from FxdmcLn is minimized) This is equivalent to the above condition.
  • the processing of S104 to S112 is executed as follows. First, the process proceeds to S104, the magnitude relationship force 0 and Fxmmax_n determined in Fxcandji and S102 determined in S100> Fxmmax- n Fxcand- n or 0 ⁇ Fxmmax- n Fxcand- n a is the force ⁇ not force a half [J cross To do. If this determination result is NO, the process proceeds to S106, and the value of Fxcandji is substituted for the target n-th wheel drive 'braking force Fxcmd_n.
  • Fxcandji and Fxmmax_n have different polarities, or when Fxcandji and Fxmmax_n have the same polarity and the size (absolute value) of Fxcandji is less than the size (absolute value) of Fxmmax_n
  • Fxcmdji is determined so as to satisfy the conditions (2) and (3) (however, the condition (2) takes precedence).
  • the process proceeds to S110, where the FF general target n-th wheel drive 'control is performed. It is determined whether or not the relational force 0>Fxcmd_n> FFtotal_n between the power FFtotaLn and the current target n-th wheel drive 'braking force Fxcmd_n (the value determined in S106 or S108). If the determination result is YES, the process proceeds to S112, and FFtotaLn is substituted for the target n-th wheel drive 'braking force Fxc md_n.
  • the FF general target n-th wheel drive 'braking force FFt otaLn and the n-th wheel drive' braking force candidate Fxcmdji determined in S106 or S108 is the braking force driving 'braking force and the magnitude of FxcmcLn ( (Absolute value) Force If the value is smaller than the magnitude (absolute value) of FFtotaLn, substitute the value of FFtotaLn for FxcmcLn.
  • the determination result in S110 is NO, the value of FxcmcLn at that time is maintained as it is.
  • the target n-th wheel driving / braking force Fxcmdji is basically determined by the processes of S104 to S112 as described above so as to satisfy the conditions (1) to (3). If the target n-th wheel drive / braking force Fxcmdji that satisfies all of the conditions (1) to (3) cannot be determined, the target n-th wheel is set so that the priority is high and the condition is preferentially satisfied. Driving / braking force Fxcmdji is determined.
  • the process of S114 is executed.
  • the slip ratio corresponding to FxcmcLn determined in S106 to S112 as described above is determined as the target n-th wheel slip ratio Scmdji.
  • FxcmcLn is one of Fxcand_n, Fxmmax_n, and FFtotaLn by the processing of S104 to S112.
  • FxcmcLn Fxcand_n
  • the n-th wheel slip ratio candidate Scand_n obtained in S100 is determined as Scmd_n.
  • the target n-th wheel drive / braking force Fxcmdji is determined, and then the corresponding target n-th wheel slip ratio Scmdji is determined. Conversely, the target n-th wheel is determined. After determining the slip ratio Scmdji, the target n-th wheel drive 'braking force Fxcmdji corresponding to this may be determined. In this case, based on the conditions regarding the target n-th wheel slip ratio Scmd_n corresponding to the conditions (1) to (3), the same processing as S104 to S112 is performed, so that the target n-th wheel slip ratio Scmdji To decide. Then, after that, F xcmd_n corresponding to this Scmd_n may be determined.
  • Scmdji indicates that the slip ratio between the slip ratio according to the wheel characteristics of the n-th wheel Wn and the drive 'braking force is between 0 and the slip ratio value at which the drive' braking force becomes the peak value. It is determined within the range.
  • FIG. 20 is a functional block diagram showing processing of the optimum target active rudder angle determination unit 247.
  • optimal target active rudder angle determination unit 247 first sets FB target lateral force Fyl dmcLf for active steering determined by the above-mentioned actuator operation FB target value determination unit 20b to actual vehicle 1.
  • FB which is the amount of change in the steering angle of the front wheels Wl, W2 required to be generated in the front wheels Wl, W2 (specifically, the resultant force of the lateral force of the front wheels W1 and W2 is changed by Fyf dmdj ⁇ )
  • the active steering angle ⁇ fj is determined by the processing unit 247a based on Fyl dmdj ⁇ .
  • the cornering power Kf_l of the first wheel W1 is obtained by a predetermined function equation or map according to the actual grounding load FzacU of the first wheel W1, and the actual grounding load of the second wheel W2 is determined.
  • the cornering power Kf_2 of the second wheel W2 is obtained using a predetermined function or map.
  • the above function expression or map is preliminarily set based on the tire characteristics of the front wheels Wl and W2 of the actual vehicle 1. Then, using these cornering powers Kf_l and Kf_2, the FB active steering angle ⁇ fj is determined by the following equation 30.
  • the optimal target active steering angle determination unit 247 determines the target front wheel steering angle S fcmd by adding ⁇ fjb determined as described above to the FF target front wheel steering angle S f_ff by the adder 247b.
  • the actuator drive control device 26 operates the actuator device 3 of the actual vehicle 1 so as to satisfy the target value determined by the actuator operation target value synthesis unit 24.
  • the driving system of the first wheel W1 by the operation of the driving system of the driving / braking device 3A 'the driving system so that the braking force (driving in the driving direction / braking force) becomes the target first wheel driving system driving / braking force.
  • the actuator operation amount is determined and the drive system is operated accordingly.
  • the steering device 3B is an actuator-driven steering device
  • the amount of operation of the actuator of the steering device 3B is determined so that the actual front wheel steering angle S f_act matches the target front wheel steering angle S fcmd. Accordingly, the operation of the steering device 3B is controlled accordingly.
  • the steering device 3B is an actuator-assisted steering device. The steering wheel 3B is operated so that the actual front wheel steering angle S f_act matches the sum of the target front wheel steering angle S f_cmd and the mechanical steering angle corresponding to the steering angle ⁇ h. Be controlled.
  • the reduction ratio of the transmission of the drive system of the driving / braking device 3A is controlled according to the target transmission deceleration ratio.
  • the driving / braking force and lateral force control amounts of the wheels W1 to W4 are likely to interfere with the operations of the driving / braking device 3A, the steering device 3B, and the suspension device 3C.
  • the FB target value is originally determined to satisfy the feed knock moment basic required value Ml dmd according to the state quantity deviations ⁇ err, ⁇ err Force feed knock control theory
  • the top is ideal.
  • the limiter 222d_n, etc. due to the processing of the dead zone processing unit 221, the limiter 222d_n, etc., the one direction generated around the center of gravity G of the actual vehicle 1 due to the actuator operation FB target value.
  • the moment of is over and under relative to Ml dmd.
  • the actuator operation FB target value force Depending on the non-linearity (limiter, saturation characteristics, etc.) in each processing function unit (actuator operation target value synthesis unit 24, etc.) up to the actuator operation target value, the actuator operation FB target value
  • the road surface reaction force generated by each wheel W1 to W4 of the actual vehicle 1 may cause excess or deficiency with respect to the actuator operation FB target value. Therefore, the road surface reaction force generated at each wheel W1 to W4 of the actual vehicle 1 is equal to the ideal road surface reaction force to bring the state quantity deviations ⁇ err and ⁇ err closer to 0. Excess or deficiency may occur.
  • the virtual external force applied to the model vehicle is corrected according to the excess or deficiency of the road surface reaction force generated at each wheel W1 to W4 of the actual vehicle 1 with respect to the ideal road surface reaction force. Therefore, the excess and deficiency is compensated.
  • the virtual external force determination unit 20a of the FB distribution rule 20 includes a processing unit 215 in addition to the functions in the first embodiment. .
  • the processing unit 215 first, the actuator operation FB target value (current value) determined as described above by the actuator operation FB target value determination unit 20b is input to the processing unit 215a. Then, by this processing unit 215a, the correction amount of the road surface reaction force acting on each wheel W1 to W4 of the actual vehicle 1 due to the actuator operation FB target value (the road surface reaction force generated corresponding to the actuator operation FF target value) The road surface reaction force correction amount is calculated. In this case, the road surface reaction force correction amount is obtained as follows.
  • the driving value of the n-th wheel Wn is estimated as Fxcmdji
  • the lateral force may be obtained using, for example, a map based on the wheel characteristic relationship. More specifically, the lateral force may be obtained using, for example, S200 and S202 described later, Formula 40, and the like.
  • Ueta operation The difference in the road surface reaction force of the n-th wheel Wn obtained with different FB target values is obtained, and the difference is determined as the road surface reaction force correction amount for the n-th wheel Wn.
  • a virtual external force compensation moment Mvir_c is determined by multiplying the actual vehicle moment difference Ml_err by a predetermined gain Cl in the multiplication unit 215d.
  • the gain Cl is a value that is 0 and Clb ⁇ 1 (a positive value less than 1).
  • This virtual external force compensation moment Mvir_c is the difference between the actual vehicle 1 generated by Mlbd md and the model vehicle. This means a momentary moment that should be generated around the center-of-gravity point Gd of the model vehicle so that the state quantity deviation in between approaches 0.
  • Mvir Mvirtmp—Mvir—over
  • Fvir Fvirtmp — Fvir— over
  • Mvir_c virtual external force compensation moment
  • the influence of the nonlinearity of the state quantity deviations ⁇ err and ⁇ err up to the actuator operation target value on the behavior of jS err and ⁇ err is reduced, and ⁇ err and err are It tries to converge to 0 while keeping the linearity high.
  • the total force of the feedback gain to converge the state quantity deviations ⁇ err and ⁇ err to 0 is close to the difference between the gain matrix Kl dmd in Equation 23 and the gain matrix KMr in Equation 15 (Klbdmd—KlVir) It will be.
  • FIGS. a third embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. Note that this embodiment is different from the first embodiment only in part of the processing, and thus the differences will be mainly described and the description of the same portions will be omitted.
  • the same reference numerals as those in the first embodiment are used for the same components or the same functional parts as those in the first embodiment.
  • Actuated drive 'Brake force correction required value state quantity deviation ⁇ err, err is brought close to 0
  • the FB target n-th wheel brake driving / braking force Fxl dmd_n which means a correction required value for the above, is obtained.
  • This FB target n-th wheel brake moment MlbdmcLn is determined by the road surface reaction force (specifically, the combined force of the braking force and lateral force) applied to each wheel W1 to W4 by the operation of the braking device of the driving 'braking device 3A.
  • correction required value of Ruyo unidirectional moment be generated around the center of gravity G means (condition amount deviation ⁇ err, a beta err correction required value for approximating to 0).
  • the actuator operation target value is determined using this FB target n-th wheel brake moment Ml dmcLn.
  • the processing of the FB distribution rule 20 actuator operation FB target value determination unit 2 Ob and the processing of the actuator operation target value synthesis unit 24 are different from those of the first embodiment.
  • Other configurations and processes are the same as those in the first embodiment.
  • FIG. 22 is a functional block diagram showing processing functions of the actuator operation FB target value determination unit 20b in the present embodiment.
  • the actuator operation FB target value determination unit 20b first executes the same processing as in the first embodiment by the processing units 220 and 221, and the feedback moment basic required value Ml dmd and the dead zone respectively.
  • the excess feedback moment demand value Ml dmcLa is determined.
  • the actuator operation FB target value determination unit 20b executes the processing of the actuator operation FB target value distribution processing unit 222 to determine the actuator operation FB target value.
  • the FB target lateral force for active steering is determined by the Fyl dmdj ⁇ processing unit 222e.
  • the processing of the processing unit 222e is the same as that in the first embodiment. Note that the processing unit 222e may be omitted.
  • the method of determining the ⁇ -th wheel distribution gain ⁇ is the same as in the first embodiment. That is, Kl and ⁇ 2 related to the front wheels Wl and W2 are determined according to the actual front wheel side slip angle iS Lact as the front wheel side gain adjustment parameter, for example, as shown in the graph of FIG. 14 (a). . Further, K3 and K4 related to the rear wheels W3 and W4 are, for example, shown in the graph of FIG. 14 (b) according to the actual rear wheel side slip angle j8 r_act as the rear wheel gain adjustment parameter.
  • the polarity (direction) of Ml_n determined in this way is the same as MlbdmcLa.
  • the n-th wheel distribution gain Kn may be determined in any of the forms described in the first embodiment, in addition to the determination according to 13 f_act or 13 r_act as described above. In this case, as for the front wheel side gain adjustment parameter and the rear wheel side gain adjustment parameter, parameters other than i8 f_act,
  • 8 may be used as in the first embodiment.
  • FB target n-th wheel brake moment MlbdmcLn is determined by passing it through the corresponding limiter 222g_n.
  • _n is output as Ml dmd_n as it is, and when Ml _n is a positive value, the output MlbdmcLn is set to 0 regardless of the value of Ml _n. In other words, MlbdmcLn is determined by limiting Ml_n with 0 as the upper limit.
  • the relationship between the change in MlbdmcLa and the change in Ml dmd_l and Mlbdm d_3 is proportional.
  • the first wheel distribution gain K1 as the front wheel gain and the third wheel distribution gain K3 as the rear wheel gain are the front wheel gain adjustment parameter ( ⁇ f_act in this embodiment), the rear wheel gain, respectively. It changes according to the wheel side gain adjustment parameter ( ⁇ r_act in this embodiment).
  • MlbdmcLa when MlbdmcLa is 0, it is almost equal to MlbdmcLa by correcting the road surface reaction forces of the wheels W2, W4 on the right side of the actual vehicle 1 by the operation of the braking device 3A of the driving / braking device 3A.
  • MlbdmcLn which generates a moment in one direction around the center of gravity G of the actual vehicle 1, is determined.
  • Ml dmd_2 and Ml dmd_4 of the second wheel W2 and the fourth wheel W4 are proportional to MlbdmcLa (a value obtained by multiplying MlbdmcLa by K2 or K4).
  • the relationship between the change in MlbdmcLa and the change in Mldmd_2 and Mlbdmd_4 is proportional.
  • the second wheel distribution gain K2 as the front wheel gain and the fourth wheel distribution gain K4 as the rear wheel gain are the front wheel gain adjustment parameter ( ⁇ f_act in this embodiment) and the rear wheel gain, respectively.
  • the gain changes according to the gain adjustment parameter ( ⁇ r_act in this embodiment).
  • FIG. 23 is a functional block diagram showing the processing function of the actuator operation target value synthesis unit 24, and FIG. 24 is a flowchart showing the processing of the optimum target n-th driving 'braking force determination unit among the processing functions.
  • the actuator operation target value synthesis unit 24 in the present embodiment performs the optimal target n-th drive that determines the target n-th wheel drive / braking force Fxcmdji and the target n-th wheel slip ratio Scmdji.
  • the process of the optimum active rudder angle determination unit 247 is the same as that of the first embodiment.
  • the process of the optimal target n-th driving'braking force determining unit 241b_n is different from the first embodiment.
  • the actuator operation target value synthesis unit 24 as in the first embodiment, the FF target first wheel drive system driving / braking power, FF target among the actuator operation FF target values determined by the FF rule 22 Second wheel drive system drive 'braking force and FF target mission reduction ratio are output as target first wheel drive system drive' braking force, target second wheel drive system drive, braking force, target mission reduction ratio, respectively. To speak.
  • FF target n-th wheel brake drive ⁇ braking force and FF target n-th wheel drive system drive ⁇ braking force is the sum of FF overall target n-th wheel drive ⁇ braking force FFtotaLn (This is the same as in the first embodiment. Similarly, it is obtained by the adder 240) and the FB target n-th wheel brake moment Ml dmd_n of the actuator operation FB target value determined by the actuator operation FB target value determination unit 20b is input.
  • FF target n-th wheel brake drive ⁇ The braking force is input as FF general target n-th wheel drive ⁇ braking force FFtotaLn
  • the actuator operation FB target value determining unit 20b determines the actuator operation FB target value.
  • FB target n-th wheel brake moment MlbdmcLn is input.
  • the latest value of ac t (current value) and the latest value of estimated friction coefficient ⁇ estm (current value) are also entered.
  • the n-th wheel slip ratio Scm d_n is determined and output.
  • 8 f_act, n 3 or 4 up to actual rear wheel side slip angle ⁇ 8 and road surface friction coefficient (Friction coefficient between wheel n of wheel n and road surface)
  • the slip ratio Sff_n corresponding to the FF general target nth wheel drive / braking force FFtotaLn is obtained based on the precondition that the estimated friction coefficient is z estm.
  • the force that matches FFtotaLn or the value of the slip ratio that corresponds to the closest driving' braking force is obtained as Sff_n.
  • a slip ratio corresponding to FFtotaLn is obtained based on the map used in the processing of S100 in FIG. 19 in the first embodiment, and the obtained slip is obtained.
  • the slip ratio may be determined as Sff_n, and if there are different types of slip ratio values corresponding to FFtotaLn, the slip ratio closer to 0 is determined as Sff_n.
  • Relationship between slip ratio of n-th wheel Wn and driving 'braking force Sff_n is determined within the range between the slip ratio value at which the driving 'braking force reaches its peak value (extreme value) and 0. Also, if FFtotaLn deviates from the range of driving / braking force values that can be generated in the n-th wheel Wn based on the above preconditions, the driving closest to FFtotaLn corresponds to the braking force value.
  • the slip ratio value is determined as Sff_n.
  • the routine proceeds to S202, where the lateral force FyflLn of the n-th wheel Wn when the slip ratio of the n-th wheel Wn is Sff_n is obtained.
  • the lateral force Fyff_n may be obtained from the actual side slip angle j8 f_act or j8 r_act value of the wheel Wn, the estimated road friction coefficient estm value, and the Sff_n value.
  • the map may include the actual contact load Fzact_n of the nth wheel Wn as a variable parameter.
  • Mff_n can be obtained by calculating the outer product (vector product) of the position vector and the resultant vector.
  • the position vector of the center of gravity G of the actual vehicle 1 viewed from the n-th wheel Wn (position on the horizontal plane) Mff_n can be obtained by calculating the outer product (vector product) of the vector (this is preliminarily set) and the resultant vector.
  • the routine proceeds to S206, where the Mff_n determined as described above and the FB target brake moment MlbdmcLn are added together to obtain a moment around the center of gravity G of the actual vehicle 1 due to the road surface reaction force of the nth wheel Wn.
  • Temporary target moment candidate M which is the temporary target value of moment in one direction
  • cand_n is calculated. This Mcand_n means the moment in the direction of the arrow to be generated around the center of gravity G of the actual vehicle 1 according to the control request at the n-th wheel Wn.
  • the n-th wheel slip ratio Smmaxji when the maximum moment occurs is determined. This is executed in the same manner as in the case of obtaining the n-th wheel slip ratio Smmax_n when the maximum moment is generated in S102 of Fig. 19 in which the Smmaxji is the driving 'braking force generated in the n-th wheel Wn correspondingly.
  • the moment (maximum moment) generated around the center of gravity G of the actual vehicle 1 due to the resultant force of the lateral force is determined so as to be maximized toward the polarity (direction) of the feedback demand moment basic requirement value Ml dmd. .
  • S210 for example, it represents the relationship between the actual side slip angle of the n-th wheel Wn, the road surface friction coefficient, the slip ratio, the driving 'braking force, and the lateral force (the relationship according to the wheel characteristic relationship).
  • the target n-th wheel slip ratio Scmd_n is determined by the processing of S212 force and S216.
  • Scmd_n is determined so that the absolute value of the driving corresponding to Scmdji * braking force (driving in the braking direction * braking force) is not smaller than the absolute value of the FF general target n-th wheel drive and braking force FFtotaLn.
  • S212 it is determined whether or not Scand_n>Sff_n> 0. If the determination result is YES, the process proceeds to S214, and the value of ScancLn is substituted into Scmd_n. If the determination result in S212 is NO, the process proceeds to S216, and the value of Sff_n is substituted for Scmd_n.
  • the process proceeds to S218, and the driving force braking force of the n-th wheel Wn corresponding to Scmd_n determined as described above is determined as the target n-th wheel driving / braking force Fxcmdji.
  • Fxcmdji corresponding to the value of Scmd_n is determined on the basis of a map prepared in advance that represents the relationship between the slip ratio and the driving braking force.
  • the target n-th wheel drive / braking force Fxcmdji is calculated based on the wheel characteristic relationship (the n-th wheel Wn It can be generated on the n-th wheel Wn according to the wheel characteristics) assuming that the lean angle is the actual side slip angle / 3 f_act or 13 r_act and the road surface friction coefficient is the estimated friction coefficient ⁇ estm.
  • the driving / braking force component is equal to Fxcmdji U
  • the moment in the one direction generated around the center of gravity G of the actual vehicle 1 should be as close as possible to the above-mentioned Mc and_n (the absolute value of the difference from Mcand_n should be minimized)
  • This condition is used.
  • condition (3) ′ condition (1) is the highest condition
  • condition (2) is the next order condition.
  • the target n-th wheel driving / braking force Fxcmdji is determined so as to satisfy these conditions (1), (2), and (3) ′ according to the priority order.
  • Fxcmdji is determined so as to satisfy the condition (3) ′ as much as possible within the range in which the condition (2) can be satisfied. That is, the driving 'braking force corresponding to ScancLn determined in the processing of S210 (the driving' braking force corresponding to Scmdji when the determination result in S212 is YES) is determined as the target n-th wheel driving / braking force Fxcmdji The Fxcmdji satisfies the conditions (2) and (3) ′ with the condition (2) as the priority condition. Furthermore, Fxcmdji is determined to satisfy the highest priority condition (1) through the processing of S212 to S216. [0424]
  • each optimum target n-th driving / braking force determining unit 241a_n includes the FF total n-th wheel driving / braking force FFtotaLn and the unrestricted n-th wheel drive.
  • each optimal target n-th driving'braking force determining unit 241a_n drives the n-th wheel Wn's driving'braking force and lateral force based on the input estimated friction coefficient estm and the actual road surface reaction force of the n-th wheel Wn. Estimate the relationship with force. Further, using the estimated relationship, the target n-th wheel drive / braking force FxcmcLn and the target n-th wheel slip ratio Scmd_n are determined.
  • ⁇ is the road surface friction coefficient
  • Fz_n is the ground load of the ⁇ -th wheel Wn
  • Fy0_n is the lateral force when the driving force of the n-th wheel Wn is the braking force Fx_n force ⁇ .
  • Fy0_n generally varies depending on the side slip angle of the n-th wheel Wn.
  • the polarity of Fy0_n is the pole of the actual slip angle of the nth wheel Wn. 'The opposite of sex.
  • Equation 40 defines the relationship between the driving and braking force and lateral force of the n-th wheel Wn, FxcmcLn and Scmd_n are calculated using Equation 40. decide. In this case, the actual road surface reaction force value is used to specify FyO_n in Equation 40.
  • FIG. 25 is a flowchart showing the processing.
  • FyO_n the value of FyO_n is determined.
  • sqrt (A) A is a general variable
  • the polarity (sign) of FyO_n is the same as Fyact_n.
  • Equation 40 when the value of FyO_n is the value determined in S300) as a constraint (a constraint that defines the relationship between Fx_n and Fy_n)
  • the unrestricted n-th wheel drive / braking force Fxdmdji (including the case where it coincides) and the driving / braking force Fx_n are obtained and set as the n-th wheel drive 'braking force candidate Fxcandji.
  • the range of values that the driving 'braking force Fx_n can take under the constraint of Equation 40 is the range between / z' Fzactji and 'Fzact_n.
  • ⁇ 'Fzactji means the maximum frictional force between the n-th wheel Wn and the road surface. Therefore, if the FxdmcLn value is within this range [ ⁇ -Fzact.n, ⁇ 'Fzact_n], FxdmcLn is determined as FxcancLn as it is, and the Fxdmd_n value range [- ⁇ -F zact_n, ⁇ If it deviates from 'Fzact_n], the value close to F xcmd_n of ⁇ ' Fzact_n and 'Fzact_n is determined as FxcancLn.
  • Fx_n the value of Fx_n of the set is determined as Fxmmax_n.
  • FIG. 26 schematically shows the actual vehicle 1 in a plan view, and an ellipse C1 in the figure indicates an ellipse represented by the formula 40 above.
  • the point on the ellipse C1 that corresponds to the Fx_l, Fy_l pair that produces the maximum moment around the center of gravity G of the actual vehicle 1 is the center of the first wheel W1 and the center of gravity of the actual vehicle 1 on the horizontal plane.
  • the straight line um in contact with the ellipse C1 is the contact point Ps of the ellipse C1.
  • Fxcand_l is a negative (braking direction) driving / braking force
  • Fx_l at the contact Ps is also a negative value.
  • Equation 42 The meanings of df and Lf in Equation 42 are the same as those in FIG.
  • Fxmmax— 1 ⁇ estm 'Fzact— 1 / sqrt (l + FyO_l / (tan ⁇ ⁇ ⁇ estm' Fzact— l 2 )
  • Equation 44 This equation 44 and the equation 42 are equations for obtaining Fxmmax_l.
  • Fxcand_l is a positive value
  • Fxmmax_l is a value obtained by inverting the sign of the calculation result on the right side of Equation 44.
  • the actual steering angle is 0, so that value is not necessary.
  • a slip ratio corresponding to Fxcmdji is obtained and determined as a target n-th wheel target slip ratio Scmdji.
  • the target n-th wheel slip ratio Scmd_n is determined on the basis of a predetermined map representing the relationship between the driving force of the n-th wheel Wn and the braking force and the slip ratio.
  • the map used here is a map corresponding to a combination of ⁇ estm and the actual slip angle j8 Lact or 13 r_act (some! / Is Fy0_n) of the n-th wheel Wn.
  • the above conditions S300 to S316 satisfy the same conditions as the above conditions (1) to (3).
  • the target n-th wheel drive and braking force Fxcmdji is determined as follows. If the target n-th wheel driving / braking force Fxcmdji that satisfies all of the conditions (1) to (3) cannot be determined, the target n-th drive is set so that the priority is high and the condition is preferentially satisfied. Wheel drive ⁇ Braking force Fxcmdji is determined.
  • each optimum target n-th driving / braking force determination unit 241b_n includes the FF total n-th wheel driving / braking force FFtotaLn and the unrestricted n-th wheel drive.
  • each optimal target n-th driving'braking force determining unit 241b_n is based on the input estimated friction coefficient estm and the actual road surface reaction force of the n-th wheel Wn.
  • the target n-th wheel driving / braking force Fxcmdji and the target n-th wheel slip ratio Scmdji are determined using the estimated relationship.
  • FIG. 27 is a flowchart showing the processing of each optimum target n-th driving 'braking force determination unit 241b_n in the present embodiment.
  • S400 the same processing as in S300 in FIG. 25 is executed, and the value of Fy0_n in Expression 40 is obtained.
  • a lateral force Fyff_n corresponding to the FF general target n-th wheel drive / braking force FFtotaLn is obtained. That is, by substituting the values of FFtotal_n, Fzact_n, and ⁇ estm for Fx_n, Fz_n, and ⁇ in Equation 40, respectively, and substituting the values obtained in S400 for FyO_n in Equation 40 (in other words, Determine the value of Fyff_n by the formula shown in the figure.
  • the routine proceeds to S406, where the Mff_n obtained as described above and the FB target brake moment MlbdmcLn are added together to obtain a moment around the center of gravity G of the actual vehicle 1 due to the road surface reaction force of the n-th wheel Wn.
  • a temporary target moment candidate M cand_n that is a temporary target value of moment in one direction is calculated.
  • the process proceeds to S408, and the road surface reaction force (the resultant force of the driving / braking force Fx_n and the lateral force Fy_n) of the n-th wheel Wn is the center of gravity G of the actual vehicle 1 with Equation 40 as a constraint.
  • the driving force of the road surface reaction force such that the one-way moment generated around the point is the same as the polarity of the feedback torque moment Ml dmd and the maximum force is applied to the polarity.
  • the road surface reaction force (the resultant force of the driving / braking force Fx_n and the lateral force Fy_n) of the n-th wheel Wn is the center of gravity G of the actual vehicle 1 with Equation 40 as a constraint.
  • the Fx_n when the unidirectional moment generated around is equal to or closest to McancLn is determined as the driving force candidate Fxcandji of the nth wheel Wn (the nth wheel drive 'braking force candidate Fxcandji) .
  • Fxcand_n is determined (in other words, the force of FxcancLn is different from that of Fxmmax_n, or the absolute value of Fxcand_n is less than the absolute value of Fxmmax_n).
  • Fxmmax_n is determined as FxcancLn.
  • Fx_n there are two pairs of Fx_n, Fy_n where the resultant force of Fx_n, Fy_n coincides with Mcand_n with the momentary moment generated around the center of gravity G of the actual vehicle 1.
  • Fxmmax_n ⁇ 0
  • Fx_n that satisfies Fx_n> Fxmmax_n is determined as Fxcand_n.
  • Fxmmax_n> 0, Fx_n that satisfies Fx_n and Fxmmax_n is determined as Fcand_n.
  • the process proceeds to S412 and it is determined whether or not 0> FFtotal_n> FxcancLn. If the determination result is YES, the process proceeds to S414, and the value of FxcancLn is assigned to Fxcmd_n. If the determination result in S412 is NO, the process proceeds to S416, and the value of FFtotal_n is assigned to Fxcmdji. As a result, the target n-th wheel drive / braking force Fxcmd is determined.
  • the same condition as the condition (3) ′ described in the third embodiment is used instead of the condition (3) in the first embodiment.
  • the wheel characteristic relationship in the third embodiment corresponds to the elliptic function of the equation (40). Therefore, more specifically, the condition (3) ′ in the present embodiment is a value within the range of the value of the driving “braking force” that can be generated in the n-th wheel Wn according to the equation (40), and the wheel characteristics.
  • the driving * braking force component is equal to Fxcmdji, etc.
  • the force using the normative rate yd and the slip angle j8 d transverse to the normative vehicle center point as the normative state quantity may be as follows. For example, only the normative rate ⁇ ⁇ is sequentially obtained as the normative state quantity by the normative dynamic characteristic model. Then, the standard dynamic characteristic model and the actuator device 3 of the actual vehicle 1 may be operated so that the state quantity deviation ⁇ err, which is the difference between the actual current rate ⁇ act and the standard current rate ⁇ d, approaches 0. . In this case, instead of the normative dynamic characteristic model 16 expressed by the equation (1), for example, the normative rate ⁇ d may be sequentially determined by the normative dynamic characteristic model 56 shown in FIG.
  • the reference dynamic characteristic model 56 of FIG. 28 includes a steering angle ⁇ h, an actual traveling speed Vact, and an operation of the reference dynamic characteristic model 56.
  • the virtual external force moment (moment in one direction) Mvir as the control input (control input to bring ⁇ err closer to 0) is sequentially input every control processing cycle. Note that 0 h and Vact are the latest values (current value), and Mvir is the previous value.
  • the reference dynamic characteristic model 56 first obtains the settling target rate ⁇ from the input ⁇ h, Vact parameter and the settling target value determination map 56a.
  • the set target target rate ⁇ is the convergence value of the correct rate of the model vehicle (the vehicle on the reference dynamic characteristic model 56 in this embodiment) when ⁇ h and Vact are constantly maintained at their input values.
  • the settling target value determination map 56a is preferably set according to the estimated friction coefficient estm.
  • the previous value of the normative rate yd (the value obtained from the normative dynamic characteristic model 56 in the previous control processing cycle) and the settling target rate ⁇ are input to the flywheel following law 56b.
  • the flywheel FB moment Ml is determined by this flyhole tracking control law 56b.
  • the rotational motion of the model vehicle in the direction of the arrow is expressed by the rotational motion of a horizontal flywheel (a flywheel whose rotation axis is a vertical axis).
  • the rotational angular velocity of the flywheel is output as a reference yorate ⁇ d.
  • the flywheel follow-up law 56b is a feedback control law (for example, a proportional law, a proportional speed, etc.) so that the rotational angular velocity of the flywheel, that is, the reference yorate ⁇ converges to the set target yorate ⁇ .
  • the flywheel FB moment M f as a moment input to the flywheel (control input of the dimension of the external force input to the flyhole) is determined by a differential law.
  • the reference dynamic characteristic model 56 determines an input (moment) of the flywheel by setting the virtual external force moment Mvir to this Mlb. Then, the rotational angular acceleration of the flywheel is obtained by dividing this input moment by the inertia moment J of the flywheel in the processing unit 56d. Furthermore, the value obtained by integrating the rotational angular acceleration (in the figure, the integration is expressed by the operator “lZs”) is output as the normative rate y d.
  • the value of the moment of inertia J of the flywheel may be set to the same force or almost the same value as the value of the moment of inertia around the center of gravity G of the actual vehicle 1, for example.
  • a value identified while the actual vehicle 1 is traveling may be used.
  • processes other than the normative dynamic characteristic model 56 in the modification 1 may be the same as those in the first embodiment, for example.
  • Mvir is determined, and the Mvir is fed back to the reference dynamic characteristic model 56.
  • ⁇ da for example Predict the value of the vehicle slew rate after a specified time on the normative dynamic model 5 6 from the current value of Vact, ⁇ h and the provisional value Mvirtmp of Mvir according to ⁇ err, and use the predicted value as ⁇ da do it.
  • a current value of ⁇ act or a linear combination value of ⁇ act and ⁇ d may be used as ⁇ da.
  • iS err is set to 0, and the processing described in the first embodiment is executed. It should be noted that in this variant 1, the process of the reference manipulated variable determiner 14 is not necessary. Other than this, the processing may be the same as that described in the first embodiment.
  • the base state quantity relating to the translational movement in the lateral direction of the vehicle (actual vehicle 1 and model vehicle) and the base state quantity relating to the rotational motion (as the first state quantity in the present invention)
  • the slip angle ⁇ and the yorate ⁇ across the center of gravity of the vehicle are used, other state quantities may be used.
  • the description of the motion of the vehicle may be converted from a system based on j8 and ⁇ to a system based on a set of other state quantities using an appropriate conversion matrix.
  • the vehicle side slip velocity Vy which is the side slip velocity of the vehicle center of gravity (the lateral component of the travel speed Vact) may be used instead of the vehicle center of gravity side slip angle ⁇ .
  • the vehicle running speed Vact changes slowly compared to the vehicle's center-of-gravity point slip angle j8 rate ⁇ , and the running speed Vact can be considered constant
  • the following formulas 50a, 50b Therefore, ⁇ and d ⁇ / ⁇ (time derivative of ⁇ ) can be converted to Vy and dVy / dt (time fraction of Vy), respectively.
  • vehicle side slip acceleration ay which is the lateral acceleration of the vehicle's center of gravity (the rate of change in time of Vy)
  • yorate ⁇ You can use it as a quantity!
  • Equation 51 the change in the vehicle running speed Vact is slower than the side slip angle ⁇ ⁇ rate y.
  • Vact can be regarded as constant (when it can be regarded as dVact / dt ⁇ O)
  • the following equation 52 is approximately established based on the equations 01 and 51.
  • the vehicle motion description is based on the system based on j8 and ⁇ , the system based on ⁇ ⁇ , and the system based on ay and ⁇ .
  • the “slip angle to the side of the vehicle center of gravity” in each of the above embodiments is set to “the vehicle side slip velocity Vy” or “the vehicle side This should be read as “bending acceleration”. Therefore, an embodiment using a set of Vy and ⁇ or a set of ay and ⁇ as a state quantity can be constructed in the same manner as the first to fifth embodiments.
  • the side slip angle ⁇ and the side slip speed Vy at the center of gravity of the vehicle instead of the side slip angle ⁇ and the side slip speed Vy at the center of gravity of the vehicle, the side slip angle of the vehicle at a position other than the center of gravity (for example, the position of the rear wheel) Side sliding speed, side sliding speed A lateral acceleration or a lateral acceleration may be used.
  • a description of the vehicle motion is described by an appropriate matrix from a system based on the slip angle j8 and ⁇ of the vehicle center of gravity, and the vehicle's side slip at a position other than the center of gravity of the vehicle.
  • the system can be converted to a system based on the angle, side slip velocity, side slip acceleration, or lateral acceleration, and the rate ⁇ .
  • a force using virtual external forces Mvir and Fvir is used as a control input for model operation to bring the state quantity deviations ⁇ err and ⁇ err closer to 0. It is not limited to external force.
  • the model vehicle is caused to generate a compensation amount (required correction amount) of the road surface reaction force corresponding to the virtual external force (and so that the state quantity deviation approaches 0). The angle and the driving / braking force of the wheel of the model vehicle may be operated.
  • the reference dynamic characteristic model is a linear system (a system in which the road reaction force on the reference dynamic characteristic model has no saturation characteristic), the steering angle of the model vehicle and the wheel of the model vehicle By manipulating the driving force and braking force, it is possible to have the same effect as when a virtual external force is applied to the model vehicle.
  • equation 60 may be used instead of the equation 01 as an equation representing the dynamic characteristic of the reference dynamic characteristic model.
  • the reference dynamic characteristic model expressed by Equation 60 is a compensation amount of the steering angle of the front wheel of the model vehicle
  • This model uses feedback control input for operation.
  • al2, a21, a22, bl, and b2 in Formula 60 may be the same as those shown in the proviso of Formula 01 above.
  • the fourth term on the right side of Equation 60 is the moment that the compensation amount Fxllb, Fx21 of the front wheel of the model vehicle is generated around the center of gravity of the model vehicle (this is shown in Fig. 13 above).
  • Model car equipped with four wheels W1 to W4 on the front wheel W1 When Fxllb drive 'braking force is generated on front wheel W1 and Fx21 drive' braking force is generated on front wheel W2 This means the moment generated around.
  • the fifth term is the driving of the rear wheels of the model vehicle 'the braking force compensation amount Fx31, Fx41b is generated around the center of gravity of the model vehicle (this is the four wheels W1 as shown in Fig. 13).
  • the coefficients b5 and b6 in the fourth and fifth terms are coefficients determined in accordance with at least the tread of the front wheel and the tread of the rear wheel, respectively. The coefficient may be corrected according to the steering angle of the front wheel or the rear wheel of the model vehicle.
  • the front wheel rudder angle compensation amount ⁇ fj and the rear wheel rudder angle compensation amount ⁇ rj are expressed by, for example, the following equations 61a and 61b: This should be determined using.
  • the expression 61a is an expression corresponding to the expression 15
  • the expression 61b is an expression corresponding to the expressions 17, 18a, and 18b.
  • ⁇ f_lbtmp and ⁇ r jbtmp mean the provisional value of the compensation amount of the steering angle of the front wheels and the provisional value of the compensation amount of the steering angle of the rear wheels, respectively.
  • JSerr, ⁇ err, ⁇ over, ⁇ over are These are the same as those described in the first embodiment.
  • driving the first to fourth wheels of the model vehicle 'braking force compensation amount (required correction amount) Fxll, Fx 2ft), Fx31b, Fx41, or front wheel driving.
  • Difference in braking force compensation amount (Fx2fc-Fxllb) and rear wheel drive 'braking force compensation amount difference (Fx21-Fxll) may be set to 0, for example.
  • the slip angle j8f_act and the actual rear wheel side slip angle j8r_act were used. However, instead of these, the slip angle j8 act across the center of gravity of the actual vehicle may be used.
  • the front wheel side slip angle j8f_d and the rear wheel side slip angle j8r_d can be used instead of j8f_act and j8r_act, respectively.
  • the weighted average values of j8 f_act and ⁇ r_act of actual vehicle 1 and 13 f_d and j8r_d of the model vehicle can be used instead of j8f_act and j8 r_act respectively, or 13 act and model vehicle of actual vehicle 1 can be used.
  • ⁇ r_act the weighted average value of 13 d may be used.
  • the weight may have a frequency characteristic (for example, a frequency characteristic that functions as a phase compensation element).
  • the input values and output values (detected values, estimated values, target values, etc.) of the respective processing units in the first to fifth embodiments are appropriately selected from filters (low-pass filters, high-nos filters, phase complementary compensation). Element etc.).
  • filters low-pass filters, high-nos filters, phase complementary compensation. Element etc.
  • the processing is converted or the processing order is changed so as to be equivalent to the first to fifth embodiments or to be approximately equivalent. You can change it.
  • each limiter may be a limiter as represented by, for example, an S-shaped graph, instead of the relationship between the input and output being represented by a line graph.
  • the model may be configured with air resistance, the inclination angle of the road surface, and the like.
  • each gain used in each of the above embodiments is sequentially changed in accordance with the actual traveling speed Vact, the estimated friction coefficient ⁇ estm, and the like.
  • the steering device 3B is an active steering device
  • the steering device is an actuator device that performs feedback control in accordance with state quantity deviations such as ⁇ err and ⁇ err (first state quantity deviation in the present invention). Only device 3B may be used.
  • the first state quantity of the actual vehicle 1 and the model vehicle is, for example, an attitude angle in the roll direction of the vehicle body (hereinafter referred to as a roll angle) or its Using the angular velocity, at least one of the deviation between the angular velocity of the roll angle of the actual vehicle 1 and the angular velocity of the roll angle of the model vehicle and the deviation between the roll angle of the actual vehicle 1 and the roll angle of the model vehicle is in the first state.
  • the quantity deviation feedback control corresponding to the deviation may be performed on the suspension device 3C.
  • the roll angle is preferably used as the second state quantity in the present invention.
  • the conditions (1), (2), (3), or the conditions (1), (2), (3) ' are satisfied according to their priorities.
  • the target n-th wheel drive / braking force Fxcmdji and the target n-th wheel slip ratio Scmdji are determined.
  • FxcmcLn and ScmcLn may be determined so as to satisfy only condition (3) or (3)!
  • FxcmcLn and ScmcLn should be determined so that only one of the conditions (1) and (2) and the condition (3) or (3) 'is satisfied according to their priorities. A little.
  • the range may be defined as follows: “A value equal to or less than the value of C1 multiplied by C1”.
  • C1 means a correction coefficient and is set to a value close to 1.
  • the four-wheel vehicle 1 has been described as an example.
  • the present invention can also be applied to a vehicle such as a motorcycle.
  • the present invention is useful as a device that can control the motion of an automobile or a motorcycle to a desired motion with high robustness.
  • FIG. 1 is a block diagram showing a schematic configuration of a vehicle in an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a functional block diagram showing an outline of the overall control processing function of the control device provided in the vehicle in the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 3 is a diagram showing a vehicle structure on a reference dynamic characteristic model (vehicle model) in the first embodiment.
  • FIG. 4 is a functional block diagram showing details of processing functions of the normative manipulated variable determiner in the first embodiment.
  • FIG. 5 is a graph for explaining processing of an excessive centrifugal force prevention limiter provided in the reference manipulated variable determining unit in the first embodiment.
  • FIG. 6 is a graph for explaining another example of processing of the excessive centrifugal force prevention limiter in the first embodiment.
  • FIG. 7 is a graph for explaining another example of the processing of the limiter for preventing excessive centrifugal force in the first embodiment.
  • FIG. 8 is a functional block diagram showing another example of the process for determining the second restricted front wheel steering angle ⁇ f_ltd2 by the reference manipulated variable determining unit in the first embodiment.
  • FIG. 9 is a functional block diagram showing processing functions of the FB distribution rule in the first embodiment.
  • FIG. 10 is a functional block diagram showing another example of processing of the virtual external force determination unit in the first embodiment.
  • FIG. 11 is a graph for explaining another example of processing of the ⁇ ⁇ limiter in the first embodiment.
  • ⁇ 12] Actuator operation in the first embodiment ⁇ Lock diagram showing processing of the FB target value determination unit.
  • Actuator operation in the first embodiment A diagram for explaining variables used in the processing of the FB target value determination unit.
  • FIGS. 14 (a) and 14 (b) are graphs showing examples of setting of the distribution gain used in the processing of the actuator operation FB target value determination unit in the first embodiment.
  • FIGS. 15A to 15E are diagrams illustrating maps used in another example of processing by the actuator operation FB target value determination unit in the first embodiment.
  • FIGS. 16 (a) to 16 (e) are diagrams illustrating maps used in another example of the processing of the actuator operation FB target value determination unit in the first embodiment.
  • ⁇ 21 A functional block diagram showing the processing of the virtual external force determination unit of the FB distribution rule in the second embodiment.
  • ⁇ 23 A functional block diagram showing processing of the action target value synthesis unit in the third embodiment.
  • FIG. 26 is a diagram for explaining an example of the process of S304 in FIG. 25.
  • FIG. 27 is a flowchart showing processing of an optimum target n-th wheel drive'braking force determination unit provided in the actuator operation target synthesis unit in the fifth embodiment.
  • ⁇ 28] A functional lock diagram showing the processing of the reference dynamic characteristic model in the variation 1 of the embodiment of the present invention.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Transportation (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Automation & Control Theory (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Mathematical Physics (AREA)
  • Human Computer Interaction (AREA)
  • Control Of Driving Devices And Active Controlling Of Vehicle (AREA)
  • Steering Control In Accordance With Driving Conditions (AREA)
  • Regulating Braking Force (AREA)

Abstract

　車両モデル１６で決定した規範状態量と実車１の実状態量との差（状態量偏差）を０に近づけるように実車アクチュエータ操作用制御入力と車両モデル操作用制御入力とをＦＢ分配則２０で決定し、それらの制御入力によりそれぞれ実車１のアクチュエータ装置３と車両モデル１６とを操作する。ＦＢ分配則２０では、状態量偏差に応じた実車側フィードバック要求量が不感帯に存するときには、該要求量を所定値として実車アクチュエータ操作用制御入力を決定する。車両モデル操作量制御入力は、実車側フィードバック要求量が不感帯に存するか否かに依存することなく、状態量偏差を０に近づけるように決定される。これにより、制御系の線形性を高め、可能な限り実際の車両の挙動に適したアクチュエータの動作制御を行いつつ、外乱要因あるいはその変化に対するロバスト性を高める。

Description

明 細 書
車両の制御装置
技術分野
[0001] 本発明は自動車 (エンジン自動車)、ハイブリッド車、自動二輪車など、複数の車輪 を有する車両の制御装置に関する。
背景技術
[0002] 自動車などの車両には、主な機構として、車輪にエンジンなどの推進力発生源から 駆動力を伝達したり、あるいは制動力を付与する駆動'制動系と、車両の操舵輪を操 舵するためのステアリング系（操舵系）、車輪に車体を弾力的に支持させるサスペン シヨン系などのシステムが備えられている。そして、近年、例えば特開 2000— 41386 号公報（以下、特許文献 1という）に見られるように、これらのシステムを、運転者によ るステアリングホイール（ノヽンドル）や、アクセルペダル、ブレーキペダルなどの操作（ 人為的操作）に応じて受動的に動作させるだけでなぐ種々の電動式もしくは油圧式 のァクチユエータを備えて、そのァクチユエータの動作を車両の走行状態や環境条 件などに応じて能動的 (積極的）に制御するようにしたものが知られている。
[0003] 特許文献 1には、前輪舵角に応じて後輪舵角のフィードフォワード目標値を決定す ると共に、規範状態量 (規範ョーレートと規範横加速度)と実状態量 (ョーレートの検 出値と横加速度の検出値)との偏差に応じて後輪舵角のフィードバック目標値を決定 し、それらの目標値の和に後輪の舵角を追従させる技術が提案されている。この場 合、規範状態量は、前輪の舵角に応じて設定される。また、フィードフォワード制御部 、フィードバック制御部、規範状態量決定部の伝達関数のパラメータあるいはゲイン は路面の摩擦係数の推定値に応じて調整される。
[0004] し力しながら、前記特許文献 1に見られるような技術では、次のような不都合があつ た。すなわち、実際の車両の挙動は、路面の摩擦係数の変化など、種々様々の外乱 要因の影響を受ける。
[0005] 一方、車両モデルなどを使用して、あらゆる外乱要因を考慮しつつ最適な規範状 態量を逐次生成することは、事実上困難である。例えば特許文献 1のものでは、路面 の摩擦係数の推定値に応じて規範状態量決定部の伝達関数のパラメータなどを調 整しているものの、実際の車両の挙動は、路面の摩擦係数以外にも、車輪のタイヤ の特性のばらつき、ステアリング系などの装置の特性のばらつき、摩擦係数の推定誤 差、規範状態量の生成用のモデルのモデルィ匕誤差など、種々様々の要因の影響を 受ける。
[0006] このため、特許文献 1に見られるような技術では、種々様々な外乱要因によって、規 範状態量が、実際の車両の運動状態に対して比較的大きな乖離が発生する場合が ある。そして、このような場合には、実際の車両の挙動に適合しない制御入力で車両 のァクチユエータの動作が制御されたり、あるいは、ァクチユエータの動作がリミッタに より制限されることとなり、該ァクチユエータの動作を好適に制御することが困難となる
[0007] また、車両のブレーキシステムを自動制御によって頻繁に用いると、ブレーキシステ ム（特にブレーキパッド、ブレーキディスク等）が高温になる恐れがある。そこで、自動 制御におけるブレーキ操作量に不感帯を設けることが一般的に行なわれている。し かし、その結果、車両の制御系が非線形な特性になり、不感帯を設けない場合に比 ベて車両の制御のロバスト性が低下するという不都合があった。
[0008] 本発明は、かかる背景に鑑みてなされたものであり、制御系の線形性を高め、可能 な限り実際の車両の挙動に適したァクチユエータの動作制御を行いつつ、外乱要因 あるいはその変化に対するロバスト性を高めることができる車両の制御装置を提供す ることを目的とする。
発明の開示
[0009] かかる目的を達成するために、本発明の車両の制御装置は、
複数の車輪を有する車両の操縦者による該車両の運転操作状態を示す運転操作 量を検出する運転操作量検出手段と、前記車両の所定の運動を操作可能に該車両 に設けられたァクチユエータ装置と、前記ァクチユエータ装置の動作を逐次制御する ァクチユエータ装置制御手段とを備えた車両の制御装置において、
実際の車両の所定の運動に関する所定の第 1状態量の値である第 1実状態量を検 出または推定する実状態量把握手段と、 前記車両の動特性を表すモデルとしてあら力じめ定められた車両モデル上での車 両の所定の運動に関する前記第 1状態量の値である第 1モデル状態量を少なくとも 前記検出された運転操作量に応じて決定するモデル状態量決定手段と、
前記検出または推定された第 1実状態量と前記決定された第 1モデル状態量との 偏差である第 1状態量偏差を算出する状態量偏差算出手段と、
実際の車両の前記ァクチユエータ装置を操作するための実車ァクチユエータ操作 用制御入力と前記車両モデル上での車両の所定の運動を操作するための車両モデ ル操作用制御入力とを、少なくとも前記算出された第 1状態量偏差に応じて該第 1状 態量偏差を 0に近づけるようにそれぞれ決定する実車側状態量偏差応動制御手段 およびモデル側状態量偏差応動制御手段とを備え、
前記ァクチユエータ装置制御手段は、少なくとも前記決定された実車ァクチユエ一 タ操作用制御入力に応じて前記ァクチユエータ装置の動作を制御する手段であり、 前記モデル状態量決定手段は、少なくとも前記検出された運転操作量と前記決定 された車両モデル操作用制御入力とに応じて前記第 1モデル状態量を決定する手 段であり、
前記実車側状態量偏差応動制御手段は、前記第 1状態量偏差に応じてフィードバ ック制御則により実車側フィードバック要求量を決定する手段と、少なくとも該実車側 フィードバック要求量に応じて前記実車ァクチユエータ操作用制御入力を決定する 手段とから構成されると共に、該実車ァクチユエータ操作用制御入力を決定する手 段は、前記実車側フィードバック要求量が所定の不感帯に存するときには、該実車 側フィードバック要求量の代わりに該不感帯内であら力じめ定めた所定値を使用して 前記実車ァクチユエータ操作用制御入力を決定する手段であり、
前記モデル側状態量偏差応動制御手段は、前記実車側フィードバック要求量が前 記不感帯に存する力否かによらずに、少なくとも前記第 1状態量偏差を 0に近づける ように前記車両モデル操作用制御入力を決定する手段であることを特徴とする（第 1 発明)。
力かる第 1発明によれば、基本的には、前記実車ァクチユエータ操作用制御入力 によって、前記第 1状態量偏差を 0に近づけるように、実際の車両のァクチユエータ装 置の動作力フィードバック制御されると共に、前記モデル操作用制御入力によって、 前記第 1状態量偏差を 0に近づけるように、前記車両モデル上での車両の運動、ひ いては第 1モデル状態量が操作される。このため、実際の車両の運動と車両モデル 上の車両の運動とが外乱要因などの影響で大きく乖離することがない。
[0011] そして、このとき、実車側状態量偏差応動制御手段においては、前記実車側フィー ドバック要求量、すなわち、前記第 1状態量偏差を 0に近づけるための要求量が、所 定の不感帯に存するときには、実車側フィードバック要求量の代わりに、その不感帯 内の所定値を使用して (換言すれば、実車側フィードバック要求量が当該所定値に 保持されているとみなして）、実車ァクチユエータ操作用制御入力を決定する。このた め、実車側フィードバック要求量が、前記不感帯内で変動しても、その変動は実車ァ クチユエータ操作用制御入力には反映されず、ひいては、ァクチユエータ装置の動 作が頻繁に、第 1状態量偏差に応じて変化するのが抑制される。なお、実車側フィー ドバック要求量が不感帯力も逸脱して 、る場合には、該実車フィードバック要求量、 あるいは、実車フィードバック要求量の不感帯力もの逸脱量に応じて実車ァクチユエ ータ操作用制御入力を決定すればよい。また、前記不感帯は、第 1状態量偏差が定 常的に 0に保持された場合の実車側フィードバック要求量の値 (例えば 0)の近傍の 範囲であることが望ましい。そして、該不感帯内の所定値は、第 1状態量偏差が定常 的に 0に保持された場合の実車側フィードバック要求量の値に一致することが望まし い。
[0012] 一方、実車側フィードバック要求量が不感帯に存する場合には、第 1状態量偏差が 0でない場合に決定される実車側ァクチユエータ操作用制御入力は、該第 1状態量 偏差を 0に近づける機能を持たない。し力るに、第 1発明によれば、前記モデル側状 態量偏差応動制御手段は、実車側フィードバック要求量が不感帯に存するか否かに よらずに、少なくとも第 1状態量偏差を 0に近づけるように、前記車両モデル操作用制 御入力を決定する。例えば、前記第 1状態量偏差力もフィードバック制御則により求 められるフィードバック要求量をそのまま使用して (不感帯処理を施したりすることなく )前記車両モデル操作用制御入力を決定する。従って、車両モデル上の車両の運 動に関する第 1状態量が実際の車両の運動に関する第 1状態量に近づけられる。こ のため、第 1状態量偏差を支障なく 0に近づけることができ、車両モデル上の車両の 運動と実際の車両の運動とが乖離するのを回避できる。
[0013] よって、実際の車両のァクチユエータ装置の動作が頻繁に、第 1状態量偏差に応じ て変化するのが抑制され、車両モデル上の車両の運動と実際の車両の運動とが乖 離するのを防止できる。ひいては、第 1発明によれば、可能な限り実際の車両の挙動 に適したァクチユエータの動作制御を行いつつ、外乱要因あるいはその変化に対す るロバスト性を高めることができる。
[0014] なお、前記第 1状態量は、 1つの種類の状態量である必要はなぐ複数種類の状態 量であってもよい。また、実車ァクチユエータ操作用制御入力としては、前記ァクチュ エータ装置の動作を規定する目標値（目標操作量)などが挙げられる。また、実車側 フィードバック要求量としては、実際の車両に付カ卩的に作用させるべき外力（モーメン トもしくは並進力、あるいはその両者)などが挙げられる。また、車両モデル操作用制 御入力としては、車両モデル上の車両に付カ卩的に作用させる仮想的な外力（モーメ ントもしくは並進力、あるいはその両者)などが挙げられる。
[0015] かかる第 1発明では、前記第 1状態量は、車両のョー方向回転運動に関する状態 量を含み、前記ァクチユエータ装置は、実際の車両の少なくとも一組の左右の車輪 の駆動 ·制動力の差である駆動 ·制動力左右差を操作可能なァクチユエータ装置を 含み、前記実車ァクチユエータ操作用制御入力は、少なくとも前記一組の左右の車 輪の目標駆動 ·制動力と目標スリップ比と該目標駆動 ·制動力または該目標スリップ 比に対応する前記ァクチユエータ装置の操作量と前記駆動'制動力左右差の操作量 とのうちの 、ずれか 1つを含むことが好ま 、（第 2発明）。
[0016] この第 2発明によれば、前記実車ァクチユエータ操作用制御入力によって、基本的 には、車両のョー方向回転運動に関する前記第 1状態量偏差 (例えば実際の車両の ョーレートと車両モデル上の車両のョーレートとの偏差）を 0に近づけるように、実際 の車両のァクチユエータ装置の動作が制御される。この場合、前記ァクチユエータ装 置として、実際の車両の左右の車輪の駆動 ·制動力の差である駆動 ·制動力左右差 を操作可能なァクチユエータ装置が含まれるので、前記実車ァクチユエータ操作用 制御入力に、少なくとも車輪の目標駆動 ·制動力と目標スリップ比と該目標駆動 ·制 動力または該目標スリップ比に対応する前記ァクチユエータ装置の操作量と前記駆 動 ·制動力左右差の操作量とのうちの 、ずれか 1つを含めることによって、前記駆動 · 制動力左右差を操作し、第 1状態量偏差を 0に近づけるような外力（モーメント)を実 際の車両に作用させることが可能となる。そして、この場合、前記実車側フィードバッ ク要求量が不感帯に存するときには、車輪の駆動'制動力左右差が頻繁に変動する ような状況の発生を低減できる。
[0017] また、前記第 1または第 2発明では、前記実際の車両の運動に関する第 2状態量と 前記車両モデルにおける車両の運動に関する第 2状態量とのうちの少なくともいずれ か一方に応じて値が定まる制限対象量の所定の許容範囲からの逸脱量を求める手 段を備え、前記モデル側状態量偏差応動制御手段は、前記実車側フィードバック要 求量が前記不感帯に存する力否かによらずに、前記第 1状態量偏差と前記求めた逸 脱量とを 0に近づけるように前記車両モデル操作用制御入力を決定することが好まし い (第 3発明)。
[0018] この第 3発明によれば、前記車両モデル操作用制御入力は、所要の制限対象量の 所定の許容範囲力 の逸脱量と前記第 1状態量偏差とを 0に近づけるように決定され る。このため、車両モデル上の車両の運動力、実際の車両の運動を追従させやすい 運動 (制限対象量が許容範囲内に収まる運動）になるように、第 1モデル状態量を決 定できる。この結果、車両の制御のロノ スト性をより一層高めることができる。
[0019] あるいは、前記第 1または第 2発明では、前記実際の車両の運動に関する第 2状態 量と前記車両モデルにおける車両の運動に関する第 2状態量とのうちの少なくともい ずれか一方に応じて値が定まる制限対象量の所定の許容範囲力 の逸脱量を求め る手段を備え、前記実車側フィードバック要求量を決定する手段は、前記第 1状態量 偏差と前記求めた逸脱量とを 0に近づけるようにフィードバック制御則により前記実車 側フィードバック要求量を決定する手段であることが好まし ヽ (第 4発明）。
[0020] この第 4発明によれば、前記実車ァクチユエータ操作用制御入力は、所要の制限 対象量の所定の許容範囲からの逸脱量と前記第 1状態量偏差とを 0に近づけるよう に決定される。このため、少なくとも前記実車側フィードバック要求量が前記不感帯か ら逸脱するような状況では、前記制限対象量が許容範囲から逸脱するのを抑制する ように実車ァクチユエータ操作用制御入力を決定できる。この結果、車両の制御の口 バスト性をより一層高めることができる。
[0021] あるいは、前記第 1または第 2発明では、前記実際の車両の運動に関する第 2状態 量と前記車両モデルにおける車両の運動に関する第 2状態量とのうちの少なくともい ずれか一方に応じて値が定まる制限対象量の所定の許容範囲力 の逸脱量を求め る手段と、該逸脱量を 0に近づけるようにフィードバック制御則によりフィードバック補 助要求量を求める手段とを備え、前記実車側フィードバック要求量を決定する手段 は、前記第 1状態量偏差を 0に近づけるようにフィードバック制御則により前記実車側 フィードバック要求量を決定する手段であり、実車ァクチユエータ操作用制御入力を 決定する手段は、前記実車側フィードバック要求量が前記不感帯に存するときには、 前記所定値を少なくとも前記フィードバック補助要求量により修正してなる値に応じて 前記実車ァクチユエータ操作用制御入力を決定し、前記実車側フィードバック要求 量が前記不感帯に存しないときには、該実車側フィードバック要求量を少なくとも前 記フィードバック補助要求量により修正してなる値に応じて前記実車ァクチユエータ 操作用制御入力を決定する手段であることが好ましい (第 5発明)。
[0022] この第 5発明によれば、前記実車側フィードバック要求量、すなわち、前記第 1状態 量偏差を 0に近づけるためのフィードバック要求量力 不感帯に存する力否かによら ずに、前記実車ァクチユエータ操作用制御入力は、所要の制限対象量の所定の許 容範囲からの逸脱量を 0に近づけるように決定される。そして、実車側フィードバック 要求量が不感帯に存しないときには、前記実車ァクチユエータ操作用制御入力は、 前記逸脱量を 0に近づけることに加えて前記第 1状態量偏差を 0に近づけるように実 車ァクチユエータ操作用制御入力が決定される。このため、前記制限対象量が許容 範囲から逸脱するのを常時抑制するようにすると同時に、第 1状態量偏差に応じて実 車ァクチユエータ操作用制御入力が頻繁に変動し過ぎないようにして実車ァクチユエ ータ操作用制御入力を決定できる。この結果、車両の制御のロバスト性をより一層高 めることができる。
[0023] なお、前記第 2状態量は、前記第 1状態量と同じ種類の状態量でもよいが、必ずし も、第 1状態量と同じ種類の状態量でなくてもよい。該第 2状態量は、第 1状態量と微 分方程式を介して関連するような状態量であることが好ましい。また、制限対象量や 第 2状態量は、複数種類の状態量であってもよい。また、第 3発明と第 4発明または 第 5発明とを組み合わせてもよい。
[0024] 前記第 3発明〜第 5発明のそれぞれにおいて、前記第 1状態量が、車両のョ一方 向回転運動に関する状態量を含む場合には、前記制限対象量は、実際の車両また は前記車両モデル上での車両の、横方向並進運動に関する状態量の最新値または 該状態量にフィルタリング処理を施した値または該状態量の将来の予測値と、実際 の車両または前記車両モデル上での車両の、ョ一方向回転運動に関する状態量の 最新値または該状態量にフィルタリング処理を施した値または該状態量の将来の予 測値とのうちの少なくともいずれか一つを含むことが好ましい (第 6発明、第 7発明、第 8発明)。
[0025] これらの第 6発明〜第 8発明によれば、前記実車ァクチユエータ操作用制御入力に よって、基本的には、車両のョー方向回転運動に関する前記第 1状態量偏差 (例え ば実際の車両のョーレートと車両モデル上の車両のョーレートとの偏差）を 0に近づ けるように、実際の車両のァクチユエータ装置の動作が制御される。このため、その動 作の制御は、結果的に実際の車両の各車輪に路面から作用する路面反力のうち、 路面もしくは水平面に平行な成分を操作することとなる。この場合、前記制限対象量 に、実際の車両または前記車両モデル上での車両の、横方向並進運動に関する状 態量の最新値または該状態量にフィルタリング処理を施した値または該状態量の将 来の予測値と、実際の車両または前記車両モデル上での車両の、ョー方向回転運 動に関する状態量の最新値または該状態量にフィルタリング処理を施した値または 該状態量の将来の予測値とのうちの少なくともいずれか一つを含めることにより、実 際の車両あるいは車両モデル上での車両の各車輪に路面から作用する路面反力の うちの路面に平行な成分もしくは水平成分、あるいは、該車両に作用する遠心力（各 車輪に作用する路面反力の合力によって該車両に作用する求心力）が過大にならな いようにしつつ、前記第 1モデル状態量を決定することが可能となる。その結果、実際 の車両の運動を車両モデル上の車両の運動に近づけるためのァクチユエータ装置 の動作制御を適切に行ない得るように (実際の車両の運動に関する制限対象量が許 容範囲から逸脱しに《なるように)前記第 1モデル状態量を決定できる。
[0026] なお、第 1状態量には、車両のョー方向回転運動に関する状態量だけでなぐ車両 の横方向並進運動に関する状態量が含まれていてもよい。
[0027] 上記第 6発明〜第 8発明のそれぞれにおいて、前記制限対象量は、実際の車両ま たは前記車両モデル上での車両の、ョーレートの最新値または該ョーレートにフィル タリング処理を施した値または該ョーレートの将来の予測値を含み、
該ョーレートに対する前記許容範囲は、実際の車両の走行速度の値である実走行 速度が高いほど、狭くなるように少なくとも該実走行速度に応じて設定された許容範 囲であることが好ましい (第 9発明、第 10発明、第 11発明）。
[0028] すなわち、ョーレートが一定であるとした場合、車両に発生する遠心力は車両の走 行速度が高いほど、大きくなる。従って、上記第 9発明〜第 11発明によれば、実際の 車両または車両モデル上の車両に発生する遠心力が過大にならないように前記第 1 モデル状態量を決定できる。
[0029] なお、これらの第 9発明〜第 11発明では、車両モデル上の車両の走行速度は、実 際の車両の走行速度と一致するものとする。また、これらの第 9発明〜第 11発明前 記許容範囲は、実走行速度だけでなぐ実際の車両の車輪と路面との間の摩擦特性 (摩擦係数の推定値など）に応じて設定するようにしてもよい。
[0030] 前記第 6発明または第 9発明では、前記制限対象量は、実際の車両または前記車 両モデル上での車両の、横方向並進運動に関する状態量の最新値または該状態量 にフィルタリング処理を施した値または該状態量の将来の予測値を含み、前記車両 モデル操作用制御入力は、少なくとも車両モデル上の車両の重心点のまわりにョー 方向のモーメントを発生させる制御入力成分を含むことが好ましい (第 12発明）。
[0031] この第 12発明によれば、前記車両モデル操作用制御入力は、少なくとも車両モデ ル上の車両の重心点のまわりにョー方向のモーメントを発生させる制御入力成分を 含むので、実際の車両または前記車両モデル上での車両の、横方向並進運動に関 する状態量の最新値または該状態量にフィルタリング処理を施した値または該状態 量の将来の予測値を含む前記制限対象量が許容範囲から逸脱するのを前記車両モ デル操作用制御入力によって適切に防止できる。なお、この第 12発明と同等の技術 を前記第 7発明、第 8発明、第 10発明、第 11発明で採用してもよい。
発明を実施するための最良の形態
[0032] 本発明の車両の制御装置の実施形態を以下に説明する。
[0033] まず、図 1を参照して、本明細書の実施形態における車両の概略構成を説明する。
図 1は、その車両の概略構成を示すブロック図である。なお、本明細書の実施形態で 例示する車両は、 4個の車輪 (車両の前後に 2個ずつの車輪)を備える自動車である 。その自動車の構造自体は、公知のものでよいので、本明細書での詳細な図示およ び説明は省略する。
[0034] 図 1に示す如ぐ車両 1 (自動車）は、公知の通常の自動車と同様に、 4個の車輪 W 1, W2, W3, W4のうちの駆動輪に回転駆動力（車両 1の推進力となる回転力）を付 与し、あるいは各車輪 W1〜W4に制動力（車両 1の制動力となる回転力）を付与する 駆動'制動装置 3A (駆動'制動系）と、 4個の車輪 W1〜W4のうちの操舵輪を操舵す るステアリング装置 3B (ステアリング系）と、 4個の車輪 W1〜W4に車体 1Bを弾力的 に支持するサスペンション装置 3C (サスペンション系）とを備えている。車輪 Wl, W2 , W3, W4は、それぞれ車両 1の左前、右前、左後、右後の車輪である。また、駆動 輪および操舵輪は、本明細書で説明する実施形態では 2つの前輪 Wl, W2である。 従って、後輪 W3, W4は従動輪で、また、非操舵輪である。
[0035] ただし、駆動輪は、 2つの後輪 W3, W4であってもよぐあるいは、前輪 Wl, W2お よび後輪 W3, W4の両者 (4個の車輪 W1〜W4)であってもよい。また、操舵輪は、 2 つの前輪 Wl, W2だけでなぐ後輪 W3, W4も含まれていてもよい。
[0036] これらの装置 3A, 3B, 3Cは、車両 1の運動を操作する機能を持つ。例えば駆動 · 制動装置 3Aは、主に、車両 1の進行方向の運動（車両 1の進行方向の位置、速度、 加速度など）を操作する機能を持つ。ステアリング装置 3Bは、主に、車両 1のョ一方 向の回転運動（車両 1のョ一方向の姿勢、角速度、角加速度など）を操作する機能を 持つ。サスペンション装置 3Cは、主に、車両 1の車体 1Bのピッチ方向およびロール 方向の運動（車体 1Bのピッチ方向およびロール方向の姿勢など）、あるいは車体 1B の上下方向の運動（車体 1Bの路面からの高さ（車輪 W1〜W4に対する車体 1Bの上 下方向の位置)など）を操作する機能を持つ。なお、本明細書では、車両 1あるいは 車体 IBの「姿勢」は空間的な向きを意味する。
[0037] 補足すると、一般に、車両 1の旋回時などに、車輪 W1〜W4の横すべりが発生する 。そして、この横すベりは、車両 1の操舵輪の舵角、車両 1のョーレート（ョ一方向の角 速度）、各車輪 W1〜W4の駆動 '制動力などの影響を受ける。このため、駆動'制動 装置 3Aやステアリング装置 3Bは、車両 1の横方向（左右方向）の並進運動を操作す る機能も持つ。なお、車輪の「駆動'制動力」は、該車輪に路面力 作用する路面反 力のうち、該車輪の前後方向（詳しくは該車輪の回転面 (車輪の中心点を通って該 車輪の回転軸と直交する面）と路面もしくは水平面との交線の方向）の並進力成分を 意味する。また、路面反力のうち、車輪の幅方向（車輪の回転軸に平行な方向）の並 進力成分を「横力」、路面反力のうち、路面もしくは水平面に垂直な方向の並進力成 分を「接地荷重」という。
[0038] 駆動'制動装置 3Aは、詳細な図示は省略するが、より詳しくは車両 1の動力発生源
(車両 1の推進力発生源）としてのエンジン（内燃機関）と、このエンジンの出力（回転 駆動力）を車輪 W1〜W4のうちの駆動輪に伝達する動力伝達系とからなる駆動系と 、各車輪 W1〜W4に制動力を付与するブレーキ装置 (制動系）とを備えている。動力 伝達系には、変速装置、差動歯車装置などが含まれる。
[0039] なお、実施形態で説明する車両 1は、動力発生源としてエンジンを備えるものであ る力 エンジンと電動モータとを動力発生源として備えた車両 ( 、わゆるパラレル型の ノ、イブリツド車両)や電動モータを動力発生源として備えた車両 ( 、わゆる電気自動 車、あるいはシリーズ型のハイブリッド車両）であってもよ!/ヽ。
[0040] また、車両 1 (自動車)を運転者が操縦するために操作する操作器 5 (人為的操作 器）として、ステアリングホイール（ノヽンドル）、アクセルペダル、ブレーキペダル、シフ トレバーなどが車両 1の車室内に備えられている。なお、操作器 5の各要素の図示は 省略する。
[0041] 操作器 5のうちのステアリングホイールは、前記ステアリング装置 3Bの動作に関連 するものである。すなわち、ステアリングホイールを回転操作することで、これに応じて ステアリング装置 3Bが動作して、車輪 W1〜W4のうちの操舵輪 Wl, W2が操舵され る。 [0042] 操作器 5のうちのアクセルペダル、ブレーキペダルおよびシフトレバーは、前記駆動 '制動装置 3Aの動作に関連するものである。すなわち、アクセルペダルの操作量 (踏 み込み量）に応じてエンジンに備えられたスロットル弁の開度が変化し、エンジンの 吸入空気量および燃料噴射量 (ひいてはエンジンの出力）が調整される。また、ブレ ーキペダルの操作量 (踏み込み量）に応じてブレーキ装置が作動し、ブレーキペダル の操作量に応じた制動トルクが各車輪 W1〜W4に付与される。また、シフトレバーを 操作することで、変速装置の変速比等、該変速装置の動作状態が変化し、エンジン 力 駆動輪に伝達される駆動トルクの調整などが行なわれる。
[0043] なお、運転者 (車両 1の操縦者）によるステアリングホイールなどの各操作器 5の運 転操作状態は、図示を省略する適宜のセンサにより検出される。以降、この運転操作 状態の検出値 (センサの検出出力）を運転操作入力と呼ぶ。この運転操作入力には 、ステアリングホイールの回転角であるステアリング角、アクセルペダルの操作量であ るアクセルペダル操作量、ブレーキペダルの操作量であるブレーキペダル操作量、 およびシフトレバーの操作位置であるシフトレバー位置の検出値が含まれる。この運 転操作入力を出力するセンサが本発明における運転操作量検出手段に相当する。
[0044] 本明細書の実施形態では、前記駆動 ·制動装置 3Aおよびステアリング装置 3Bは、 その動作 (ひいては車両 1の運動）を、前記運転操作入力だけでなぐ該運転操作入 力以外の要因（車両 1の運動状態や環境状態など）〖こも応じて能動的に制御可能な ものとされている。ここで、「能動的に制御可能」というのは、装置 3A, 3Bの動作を、 前記運転操作入力に対応する基本的な動作 (運転操作入力に対応して決定される 基本目標動作)を修正してなる動作に制御可能であることを意味する。
[0045] 具体的には、駆動'制動装置 3Aは、前輪 Wl, W2の組と後輪 W3, W4の組とのう ちの少なくともいずれか一方の組について、左側の車輪 Wl, W3の駆動'制動力と 右側の車輪 W2, W4の駆動 '制動力との差もしくは比率を、該駆動'制動装置 3Aに 備えた油圧ァクチユエータ、電動モータ、電磁制御弁などのァクチユエータを介して 能動的に制御可能な機能 (以下、この制御機能を左右動力配分制御機能という）を 持つ駆動 ·制動装置である。
[0046] さらに具体的には、本明細書の実施形態では、駆動 ·制動装置 3Aは、ブレーキ装 置の動作によって各車輪 W1〜W4に作用させる駆動 *制動力（詳しくは、車両 1の制 動方向の駆動 ·制動力）を該ブレーキ装置に備えたァクチユエータを介して能動的に 制御可能な駆動 ·制動装置 (ブレーキ装置によって各車輪 W1〜W4に作用させる駆 動 ·制動力をブレーキペダルの操作量に応じて決定される基本的な駆動 ·制動力か ら増減制御可能な駆動，制動装置)である。従って、駆動，制動装置 3Aは、前輪 W1 , W2の組と後輪 W3, W4の組との両者の組について、ブレーキ装置による左側の車 輪 Wl, W3の駆動'制動力と右側の車輪 W2, W4の駆動'制動力との差もしくは比 率を、ァクチユエータを介して能動的に制御可能な駆動 ·制動装置 (前輪 Wl, W2の 組と後輪 W3, W4の組との両者の組にっ 、て左右動力配分制御機能を持つ駆動 · 制動装置)である。
[0047] なお、駆動 ·制動装置 3Aは、ブレーキ装置の動作による各車輪 W1〜W4の駆動- 制動力を能動的に制御する機能に加えて、駆動，制動装置 3Aの駆動系の動作によ つて駆動輪である前輪 Wl, W2に作用させる駆動 '制動力の差もしくは比率を、該駆 動系に備えたァクチユエータを介して能動的に制御可能な機能を持つものであって ちょい。
[0048] このように左右動力配分制御機能を持つ駆動 ·制動装置 3Aとしては、公知のもの を使用すればよい。
[0049] 補足すると、上記のように左右動力配分制御機能を持つ駆動 ·制動装置 3Aは、そ の制御機能によって、車両 1のョ一方向の回転運動や、横方向の並進運動を能動的 に操作する機能も持つこととなる。
[0050] なお、駆動 ·制動装置 3Aには、左右動力配分制御機能に係わるァクチューエータ のほか、ブレーキ装置の制動トルク発生用のァクチユエータや、エンジンのスロットル 弁を駆動するァクチユエータ、燃料噴射弁を駆動するァクチユエータ、変速装置の変 速駆動を行なうァクチユエータなども含まれる。
[0051] また、前記ステアリング装置 3Bは、例えば、操舵輪である前輪 Wl, W2をステアリ ングホイールの回転操作に応じてラック ·アンド ·ピ-オンなどの操舵機構を介して機 械的に操舵する機能にカ卩えて、必要に応じて電動モータなどのァクチユエータにより 前輪 Wl, W2を補助的に操舵可能なステアリング装置 (前輪 Wl, W2の舵角をステ ァリングホイールの回転角に応じて機械的に定まる舵角力 増減制御可能なステアリ ング装置）である。あるいは、ステアリング装置 3Bは、前輪 Wl, W2の操舵をァクチュ エータの駆動力だけを使用して行なうステアリング装置 (所謂、ステアリング'バイ'ヮ ィャのステアリング装置）である。従って、ステアリング装置 3Bは前輪 Wl, W2の舵角 をァクチユエータを介して能動的に制御可能なステアリング装置（以下、アクティブス テアリング装置という）である。
[0052] ステアリング装置 3Bが操舵輪をステアリングホイールの回転操作に応じて機械的に 操舵することに加えて、補助的にァクチユエータにより操舵輪を操舵するアクティブス テアリング装置（以下、このようなアクティブステアリング装置をァクチユエータ補助型 のステアリング装置という）である場合には、ステアリングホイールの回転操作により機 械的に決定される操舵輪の舵角と、ァクチユエータの動作による舵角（舵角の補正量 )との合成角度が操舵輪の舵角になる。
[0053] また、ステアリング装置 3Bが操舵輪 Wl, W2の操舵をァクチユエータの駆動力だけ を使用して行なうアクティブステアリング装置（以下、このようなアクティブステアリング 装置をァクチユエータ駆動型のステアリング装置という）である場合には、少なくともス テアリング角の検出値に応じて操舵輪の舵角の目標値が決定され、操舵輪の実際の 舵角がその目標値になるようにァクチユエータが制御される。
[0054] このように操舵輪 Wl, W2の舵角をェクチユエータを介して能動的な制御可能なス テアリング装置 3B (アクティブステアリング装置）としては、公知のものを使用すればよ い。
[0055] なお、本明細書の実施形態におけるステアリング装置 3Bは、前輪 Wl, W2の舵角 をァクチユエータを介して能動的に制御可能なアクティブステアリング装置であるが、 ステアリングホイールの回転操作に応じた前輪 Wl, W2の機械的な操舵だけを行な うもの（以下、機械式ステアリング装置という）であってもよい。また、全ての車輪 Wl〜 W4を操舵輪とする車両では、ステアリング装置は、前輪 Wl, W2および後輪 W3, W4の両者の舵角をァクチユエータを介して能動的に制御可能なものであってもよい 。あるいは、該ステアリング装置は、ステアリングホイールの回転操作に応じた前輪 W 1, W2の操舵をラック 'アンド'ピユオンなどの機械的な手段だけで行なうと共に、後 輪 W3, W4の舵角だけをァクチユエータを介して能動的に制御可能なものであって ちょい。
[0056] 前記サスペンション装置 3Cは、本明細書の実施形態では、例えば車両 1の運動に 応じて受動的に動作するサスペンション装置である。
[0057] ただし、サスペンション装置 3Cは、例えば車体 1Bと車輪 W1〜W4との間に介在す るダンパーの減衰力や硬さ等を電磁制御弁や電動モータなどのァクチユエ一タを介 して可変的に制御可能なサスペンション装置であってもよい。あるいは、サスペンショ ン装置 3Cは、油圧シリンダまたは空圧シリンダによってサスペンション（サスペンショ ン装置 3Cのばね等の機構部分）のストローク（車体 1Bと各車輪 W1〜W4との間の上 下方向の変位量）、または車体 1Bと車輪 W1〜W4との間で発生するサスペンション の上下方向の伸縮力を直接的に制御可能なサスペンション装置 (いわゆる電子制御 サスペンション）であってもよ 、。サスペンション装置 3Cが上記のようにダンバの減衰 力や硬さ、サスペンションのストロークもしくは伸縮力を制御可能なサスペンション装 置（以下、アクティブサスペンション装置という）である場合には、該サスペンション装 置 3Cは、その動作を能動的に制御可能である。
[0058] 以降の説明では、駆動'制動装置 3A、ステアリング装置 3B、およびサスペンション 装置 3Cのうち、前記の如く能動的に動作を制御可能なものを総称的にァクチユエ一 タ装置 3ということがある。本明細書の実施形態では、該ァクチユエータ装置 3には、 駆動.制動装置 3Aおよびステアリング装置 3Bが含まれる。なお、サスペンション装置 3Cがアクティブサスペンション装置である場合には、該サスペンション装置 3Cもァク チューエータ装置 3に含まれる。
[0059] また、車両 1には、前記各ァクチユエータ装置 3に備えるァクチユエータの操作量（ ァクチユエータに対する制御入力。以下、ァクチユエータ操作量という）を前記運転操 作入力などに応じて決定し、そのァクチユエータ操作量によって各ァクチユエータ装 置 3の動作を制御する制御装置 10が備えられている。この制御装置 10は、マイクロ コンピュータなどを含む電子回路ユニットから構成され、操作器 5のセンサ力 前記 運転操作入力が入力されると共に、図示しない各種のセンサから、車両 1の走行速 度、ョーレートなどの車両 1の状態量の検出値や車両 1の走行環境の情報などが入 力される。そして、該制御装置 10は、それらの入力を基に、所定の制御処理周期で ァクチユエータ操作量を逐次決定し、各ァクチユエータ装置 3の動作を逐次制御する
[0060] 以上が、本明細書の実施形態における車両 1 (自動車)の全体的な概略構成であ る。この概略構成は、以下に説明するいずれの実施形態においても同じである。
[0061] 補足すると、本明細書の実施形態では、前記駆動'制動装置 3A、ステアリング装置 3B、およびサスペンション装置 3Cのうち、本発明におけるァクチユエータ装置（本発 明を適用して動作制御を行なうァクチユエータ装置）に相当するものは、駆動'制動 装置 3A、あるいは、該駆動 ·制動装置 3Aおよびステアリング装置 3Bである。そして、 制御装置 10は、本発明におけるァクチユエータ装置制御手段に相当する。
[0062] また、制御装置 10は、その制御処理機能によって本発明における種々の手段を実 現している。
[0063]
[第 1実施形態]
次に、第 1実施形態における制御装置 10の制御処理の概略を図 2を参照して説明 する。図 2は制御装置 10の全体的な制御処理機能の概略を示す機能ブロック図で ある。なお、以降の説明では、実際の車両 1を実車 1という。
[0064] 図 2中の実車 1を除く部分 (より正確には、実車 1と、後述のセンサ.推定器 12に含 まれるセンサとを除く部分）が制御装置 10の主な制御処理機能である。図 2中の実車 1は、前記駆動'制動装置 3A、ステアリング装置 3B、およびサスペンション装置 3Cを 備えている。
[0065] 図示の如ぐ制御装置 10は、センサ ·推定器 12、規範操作量決定部 14、規範動特 性モデル 16、減算器 18、フィードバック分配則（FB分配則） 20、フィードフォワード 則 (FF則） 22、ァクチユエータ動作目標値合成部 24、およびァクチユエータ駆動制 御装置 26を主な処理機能部として備えている。なお、図 2中の実線の矢印は、各処 理機能部に対する主たる入力を示し、破線の矢印は、各処理機能部に対する補助 的な入力を示している。
[0066] 制御装置 10は、これらの処理機能部の処理を所定の制御処理周期で実行し、該 制御処理周期毎に逐次、ァクチユエータ操作量を決定する。そして、そのァクチユエ ータ操作量に応じて実車 1のァクチユエータ装置 3の動作を逐次制御する。
[0067] 以下に、制御装置 10の各処理機能部の概要と全体的な処理の概要とを説明する
。なお、以降、制御装置 10の各制御処理周期で決定される変数の値に関し、現在の
(最新の）制御処理周期の処理で最終的に得られる値を今回値、前回の制御処理周 期の処理で最終的に得られた値を前回値と 、う。
[0068] 制御装置 10は、各制御処理周期において、まず、センサ.推定器 12により実車 1の 状態量や実車 1の走行環境の状態量を検出または推定する。本実施形態では、セン サ-推定器 12の検出対象または推定対象には、例えば実車 1のョ一方向の角速度 であるョーレート Y act、実車 1の走行速度 Vact (対地速度）、実車 1の重心点の横す ベり角である車両重心点横すベり角 j8 act、実車 1の前輪 Wl , W2の横すベり角であ る前輪横すベり角 j8 f_act、実車 1の後輪 W3, W4の横すベり角である後輪横すベり 角 i8 r_aCt、実車 1の各車輪 W1〜W4に路面力も作用する反力である路面反力（駆動 •制動力、横力、接地荷重）、実車 1の各車輪 W1〜W4のスリップ比、実車 1の前輪 Wl , W2の舵角 S f_actが含まれる。
[0069] これらの検出対象または推定対象のうちの、車両重心点横すベり角 β actは、実車 1を上方から見たときの（水平面上での）該実車 1の走行速度 Vactのベクトルが実車 1 の前後方向に対してなす角度である。また、前輪横すベり角 jS Lactは、実車 1を上方 力 見たときの（水平面上での）前輪 Wl , W2の進行速度ベクトルが前輪 Wl , W2の 前後方向に対してなす角度である。また、後輪横すベり角 j8 r_actは、実車 1を上方か ら見たときの（水平面上での）後輪 W3, W4の進行速度ベクトルが後輪 W3, W4の前 後方向に対してなす角度である。また、舵角 S f_actは、実車 1を上方力 見たときの（ 水平面上での）前輪 Wl , W2の回転面が実車 1の前後方向に対してなす角度である
[0070] なお、前輪横すベり角 β f_actは、各前輪 Wl , W2毎に検出または推定してもよいが 、いずれか一方の前輪 W1または W2の横すベり角を代表的に |8 f_actとして検出また は推定したり、あるいは、両者の横すベり角の平均値を jS Lactとして検出または推定 してもよい。後輪横すベり角 j8 r_actについても同様である。 [0071] さらに、センサ'推定器 12の推定対象として、実車 1の車輪 W1〜W4とこれに接す る実際の路面との間の摩擦係数 (以下、該摩擦係数の推定値を推定摩擦係数/ z est mという）が含まれる。なお、推定摩擦係数 estmの頻繁な変動を生じないように、摩 擦係数の推定処理にはローパス特性のフィルタリング処理などを介在させることが好 ましい。なお、推定摩擦係数 estmは、本実施形態では、例えば各車輪 W1〜W4と 路面との間の摩擦係数の代表値もしくは平均値の推定値である。ただし、各車輪 W1 〜W4毎に推定摩擦係数/ z estmを求めたり、前輪 Wl, W2の組と後輪 W3, W4の組 とで各別に、あるいは、左側の前輪 W1および後輪 W3の組と、右側の前輪 W2およ び後輪 W4の組とで各別に、推定摩擦係数/ z estmの推定値を求めるようにしてもよい
[0072] センサ ·推定器 12は、上記の検出対象または推定対象を検出または推定するため に実車 1に搭載された種々のセンサを備えている。該センサとしては、例えば実車 1 の角速度を検出するレートセンサ、実車 1の前後方向および左右方向の加速度を検 出する加速度センサ、実車 1の走行速度 (対地速度）を検出する速度センサ、実車 1 の各車輪 W1〜W4の回転速度を検出する回転速度センサ、実車 1の各車輪 Wl〜 W4に路面力 作用する路面反力を検出する力センサなどが含まれる。
[0073] この場合、センサ ·推定器 12は、その検出対象または推定対象のうち、実車 1に搭 載したセンサによって直接的に検出できない推定対象については、その推定対象と 相関性のある状態量の検出値や、制御装置 10が決定したァクチユエータ操作量の 値もしくはそれを規定する目標値を基に、オブザーバなどにより推定する。例えば車 両重心点横すベり角 j8 actは、実車 1に搭載した加速度センサの検出値などを基に 推定される。また、例えば摩擦係数は、加速度センサの検出値などを基に、公知の 手法により推定される。
[0074] 補足すると、センサ ·推定器 12は、本発明における実状態量把握手段としての機能 を持つ。本実施形態では、車両の運動に関する第 1状態量の種類として、車両のョ 一レートと車両重心点横すベり角とを用いる。この場合、ョーレートは、車両のョ一方 向の回転運動に関する状態量としての意味を持ち、車両重心点横すベり角は、車両 の横方向の並進運動に関する状態量としての意味を持つ。そして、前記ョーレート γ actおよび車両重心点横すベり角 β actが本発明における第 1実状態量としてセンサ' 推定器 12により検出または推定される。
[0075] 以降、センサ ·推定器 12により検出または推定する実車 1の状態量などの名称にし ばしば「実」を付する。例えば、実車 1のョーレート y act、実車 1の走行速度 Vact、実 車 1の車両重心点横すベり角 β actをそれぞれ実ョーレート γ act、実走行速度 Vact、 実車両重心点横すベり角 β actという。
[0076] 次いで、制御装置 10は、規範操作量決定部 14により、後述する規範動特性モデ ル 16に対する入力としての規範モデル操作量を決定する。この場合、規範操作量決 定部 14には、前記操作器 5のセンサで検出される運転操作入力が入力され、少なく とも該運転操作入力に基づ ヽて規範モデル操作量が決定される。
[0077] より詳しくは、本実施形態では、規範操作量決定部 14が決定する規範モデル操作 量は、後述する規範動特性モデル 16上での車両の前輪の舵角（以下、モデル前輪 舵角という）である。このモデル前輪舵角を決定するために、前記運転操作入力のう ちのステアリング角 Θ h (今回値）が規範操作量決定部 14に主たる入力量として入力 されると共に、センサ ·推定器 12によって検出または推定された実走行速度 Vact (今 回値)および推定摩擦係数/ z estm (今回値）と、規範動特性モデル 16上での車両の 状態量 (前回値)とが規範操作量決定部 14に入力される。そして、規範操作量決定 部 14は、これらの入力を基にモデル前輪舵角を決定する。なお、モデル前輪舵角は 、基本的には、ステアリング角 Θ hに応じて決定すればよい。但し、本実施形態では、 規範動特性モデル 16に入力するモデル前輪舵角に所要の制限を掛ける。この制限 を掛けるために、規範操作量決定部 14には、ステアリング角 Θ h以外に、 Vact, μ est mなどが入力される。
[0078] 補足すると、規範モデル操作量の種類は、一般的には、規範動特性モデル 16の 形態や、該規範動特性モデル 16により決定しょうとする状態量の種類に依存する。 また、規範動特性モデル 16に規範操作量決定部 14を含めてもよい。規範動特性モ デル 16が運転操作入力そのものを必要入力とするように構成されている場合には、 規範操作量決定部 14を省略してもよい。
[0079] 次いで、制御装置 10は、規範動特性モデル 16により実車 1の規範とする運動（以 降、規範運動という）の状態量である規範状態量を決定して出力する。規範動特性モ デル 16は、車両の動特性を表す、あらカゝじめ定められたモデルであり、前記規範モ デル操作量を含む所要の入力を基に、規範運動の状態量 (規範状態量)を逐次決 定する。該規範運動は、基本的には、運転者にとって好ましいと考えられる実車 1の 理想的な運動もしくはそれに近!、運動を意味する。
[0080] この場合、規範動特性モデル 16には、規範操作量決定部 14で決定された規範モ デル操作量と、後述する FB分配則 20で決定された、規範動特性モデル 16の操作 用の制御入力（フィードバック制御入力） Mvir, Fvirなどが入力され、それらの入力に 基づ 、て規範運動（ひ 、ては規範状態量の時系列）が決定される。
[0081] より詳しくは、本実施形態では、規範動特性モデル 16によって決定して出力する規 範状態量は、車両のョ一方向の回転運動に関する規範状態量と車両の横方向の並 進運動に関する規範状態量との組である。車両のョ一方向の回転運動に関する規 範状態量は、例えばョーレートの規範値 γ d (以降、規範ョーレート γ dということがあ る）であり、車両の横方向の並進運動に関する規範状態量は、例えば車両重心点横 すべり角の規範値 j8 d (以降、規範車両重心点横すベり角 β dということがある）である 。これらの規範状態量 γ d, β dを制御処理周期毎に逐次決定するために、規範モデ ル操作量としての前記モデル前輪舵角（今回値）と、前記フィードッバック制御入力 M vir, Fvir (前回値）とが入力される。この場合、本実施形態では、規範動特性モデル 1 6上の車両の走行速度を実走行速度 Vactに一致させる。このために、規範動特性モ デル 16には、センサ ·推定器 12によって検出または推定された実走行速度 Vact (今 回値)も入力される。そして、規範動特性モデル 16は、これらの入力を基に、該規範 動特性モデル 16上での車両のョーレートおよび車両重心点横すベり角を決定し、そ れを規範状態量 γ d, |8 dとして出力する。
[0082] なお、規範動特性モデル 16に入力するフィードバック制御入力 Mvir, Fvirは、実車 1の走行環境 (路面状態など)の変化 (規範動特性モデル 16で考慮されて 、な 、変 ィ匕)や、規範動特性モデル 16のモデルィ匕誤差、あるいは、センサ'推定器 12の検出 誤差もしくは推定誤差などに起因して、実車 1の運動と規範運動とがかけ離れる（乖 離する）のを防止する (規範運動を実車 1の運動に近づける)ために規範動特性モデ ル 16に付カ卩的に入力するフィードバック制御入力である。該フィードバック制御入力 Mvir, Fvirは、本実施形態では、規範動特性モデル 16上の車両に仮想的に作用さ せる仮想外力である。この仮想外力 Mvir, Fvirのうちの Mvirは、規範動特性モデル 1 6上の車両 1の重心点まわりに作用させるョー方向の仮想的なモーメントであり、 Fvir は該重心点に作用させる横方向の仮想的な並進力である。
[0083] 補足すると、前記規範状態量 γ d, β dは、本発明における第 1モデル状態量に相 当し、規範動特性モデル 16が本発明における車両モデルに相当する。そして、規範 操作量決定部 14および規範動特性モデル 16の処理によって、本発明におけるモデ ル状態量決定手段が構成される。
[0084] 次いで、制御装置 10は、センサ ·推定器 12によって検出または推定された実状態 量 (規範状態量と同じ種類の実状態量)と、規範動特性モデル 16によって決定した 規範状態量との差である状態量偏差を減算器 18で算出する。
[0085] より詳しくは、減算器 18では、実ョーレート Ί actおよび実車両重心点横すベり角 β actのそれぞれの値 (今回値）と、規範動特性モデル 16によって決定した規範ョーレ ート γ dおよび規範車両重心点横すベり角 β dのそれぞれの値 (今回値）との差 γ err (= γ act— γ d) , err (= act— γ d)を状態量偏差として求める。
[0086] 補足すると、減算器 18の処理により、本発明における状態量偏差算出手段が構成 される。そして、この減算器 18により求められる状態量偏差 γ err, β errが本発明に おける第 1状態量偏差に相当する。
[0087] 次 ヽで、制御装置 10は、上記の如く求めた状態量偏差 γ err, β errを FB分配則 2 0に入力し、この FB分配則 20によって、規範動特性モデル 16の操作用のフィードバ ック制御入力である前記仮想外力 Mvir, Fvirと、実車 1のァクチユエータ装置 3の操 作用のフィードバック制御入力であるァクチユエータ動作フィードバック目標値 (ァク チユエータ動作 FB目標値）とを決定する。
[0088] なお、本実施形態では、ァクチユエータ動作 FB目標値には、駆動 ·制動装置 3Aの ブレーキ装置の動作に関するフィードバック制御入力（より詳しくは、該ブレーキ装置 の動作によって各車輪 W1〜W4に作用させる駆動 '制動力を操作するフィードバック 制御入力）が含まれる。あるいは、ァクチユエータ動作 FB目標値には、駆動 ·制動装 置 3Aの動作に関するフィードバック制御入力に加えて、ステアリング装置 3Bの動作 に関するフィードバック制御入力（より詳しくは、ステアリング装置 3Bの動作による前 輪 Wl, W2の横力を操作するフィードバック制御入力）が含まれる。該ァクチユエータ 動作 FB目標値は、換言すれば、実車 1に作用する外力である路面反力を操作する（ 修正する）ためのフィードバック制御入力である。
[0089] FB分配則 20は、基本的には、入力される状態量偏差 γ err, β errを 0に近づける ように仮想外力 Mvir, Fvirとァクチユエータ動作 FB目標値とを決定する。但し、 FB分 配則 20は、仮想外力 Mvir, Fvirを決定するときに、状態量偏差 γ err, β errを 0に近 づけるだけでなぐ実車 1もしくは規範動特性モデル 16上の車両の所定の制限対象 量が所定の許容範囲から逸脱するのを抑制するように仮想外力 Mvir, Fvirを決定す る。また、 FB分配則 20は、状態量偏差 γ err, β errを 0に近づけるための所要のョー 方向のモーメントを実車 1の重心点のまわりに発生させるように (より一般的には、状 態量偏差 γ err, β errを 0に近づけるための所要の外力（路面反力）を実車 1に作用 させるように）、駆動 ·制動装置 3Aのブレーキ装置の動作に関するフィードバック制御 入力を、あるいは、該フィードバック制御入力とステアリング装置 3Bの動作に関する フィードバック制御入力とをァクチユエータ動作 FB目標値として決定する。
[0090] 前記仮想外力 Mvir, Fvirとァクチユエータ動作 FB目標値とを決定するために、 FB 分配則 20には、状態量偏差 γ err, β errだけでなぐ規範動特性モデル 16の出力 である規範状態量 γ d, |8 dと、センサ ·推定器 12で検出または推定された実状態量 γ act, β actとのうちの少なくともいずれか一方が入力される。さらに、 FB分配則 20 には、センサ ·推定器 12で検出または推定された実走行速度 Vact、実前輪横すベり 角 i8 f_aCt、実後輪横すベり角 i8 r_actなどの実状態量も入力される。そして、 FB分配 則 20は、これらの入力を基に、仮想外力 Mvir, Fvirとァクチユエータ動作 FB目標値 とを決定する。
[0091] 補足すると、仮想外力 Mvir, Fvirは、本発明における車両モデル操作用制御入力 に相当し、ァクチユエータ動作 FB目標値は、本発明における実車ァクチユエータ操 作用制御入力に相当する。従って、 FB分配則 20は、本発明におけるモデル側状態 量偏差応動制御手段と実車側状態量偏差応動制御手段としての機能を持つ。 [0092] 一方、以上説明した規範操作量決定部 14、規範動特性モデル 16、減算器 18およ び FB分配則 20の制御処理と並行して (もしくは時分割処理により）、制御装置 10は 、前記運転操作入力を FF則 22に入力し、該 FF則 22によって、ァクチユエータ装置 3の動作のフィードフォワード目標値 (基本目標値)であるァクチユエータ動作 FF目 標値を決定する。
[0093] 本実施形態では、ァクチユエータ動作 FF目標値には、駆動'制動装置 3Aのブレ ーキ装置の動作による実車 1の各車輪 W1〜W4の駆動 ·制動力に関するフィードフ ォワード目標値と、駆動 ·制動装置 3Aの駆動系の動作による実車 1の駆動輪 Wl, W 2の駆動 ·制動力に関するフィードフォワード目標値と、駆動 ·制動装置 3Aの変速装 置の減速比（変速比）に関するフィードフォワード目標値と、ステアリング装置 3Bによ る実車 1の操舵輪 Wl, W2の舵角に関するフィードフォワード目標値とが含まれる。
[0094] FF貝 IJ22には、これらのァクチユエータ動作 FF目標値を決定するために、前記運転 操作入力が入力されると共に、センサ ·推定器 12で検出または推定された実状態量 (実走行速度 Vactなど）が入力される。そして、 FF則 22は、これらの入力を基に、ァ クチユエータ動作 FF目標値を決定する。該ァクチユエータ動作 FF目標値は、前記 状態量偏差 γ err, β err (第 1状態量偏差）に依存せずに決定される、ァクチユエータ 装置 3の動作目標値である。
[0095] 補足すると、サスペンション装置 3Cがアクティブサスペンション装置である場合には 、ァクチユエータ動作 FF目標値には、一般に、該サスペンション装置 3Cの動作に関 するフィードフォワード目標値も含まれる。
[0096] 次 、で、制御装置 10は、 FF則 22で決定したァクチユエータ動作 FF目標値 (今回 値）と前記 FB分配則 20で決定したァクチユエータ動作 FB目標値 (今回値）とをァク チユエータ動作目標値合成部 24に入力する。そして、制御装置 10は、該ァクチユエ ータ動作目標値合成部 24によって、ァクチユエータ動作 FF目標値とァクチユエータ 動作 FB目標値とを合成し、ァクチユエータ装置 3の動作を規定する目標値であるァ クチユエータ動作目標値を決定する。
[0097] 本実施形態では、ァクチユエータ動作目標値には、実車 1の各車輪 W1〜W4の駆 動 ·制動力の目標値 (駆動 ·制動装置 3Aの駆動系およびブレーキ装置の動作による トータルの駆動'制動力の目標値）と、実車 1の各車輪 W1〜W4のスリップ比の目標 値と、ステアリング装置 3Bによる実車 1の操舵輪 Wl, W2の舵角の目標値と、駆動' 制動装置 3Aの駆動系の動作による実車 1の各駆動輪 Wl, W2の駆動'制動力の目 標値と、駆動'制動装置 3Aの変速装置の減速比の目標値とが含まれる。
[0098] ァクチユエータ動作目標値合成部 24には、これらのァクチユエータ動作目標値を 決定するために、前記ァクチユエータ動作 FF目標値およびァクチユエータ動作 FB 目標値だけでなぐセンサ'推定器 12で検出または推定された実状態量 (前輪 W1, W2の実横すベり角 |8 f_act、推定摩擦係数/ z estmなど)も入力される。そして、了クチ ユエータ動作目標値合成部 24は、これらの入力を基に、ァクチユエータ動作目標値 を決定する。
[0099] 補足すると、ァクチユエータ動作目標値は、上記した種類の目標値に限られるもの ではなぐそれらの目標値に代えて、例えば該目標値に対応する各ァクチユエータ装 置 3のァクチユエータ操作量の目標値を決定するようにしてもよい。ァクチユエータ動 作目標値は、基本的にはァクチユエータ装置の動作を規定できるものであればよい。 例えばブレーキ装置の動作に関するァクチユエータ動作目標値として、ブレーキ圧 の目標値を決定したり、それに対応するブレーキ装置のァクチユエータ操作量の目 標値を決定するようにしてもょ 、。
[0100] 次いで、制御装置 10は、ァクチユエータ動作目標値合成部 24により決定したァク チユエータ動作目標値をァクチユエータ駆動制御装置 26に入力し、該ァクチユエ一 タ駆動制御装置 26により実車 1の各ァクチユエータ装置 3のァクチユエータ操作量を 決定する。そして、その決定したァクチユエータ操作量により実車 1の各ァクチユエ一 タ装置 3のァクチユエータを制御する。
[0101] この場合、ァクチユエータ駆動制御装置 26は、入力されたァクチユエータ動作目標 値を満足するように、あるいは、該ァクチユエータ動作目標値通りにァクチユエータ操 作量を決定する。そして、この決定のために、ァクチユエータ駆動制御装置 26には、 ァクチユエータ動作目標値の他、センサ ·推定器 12で検出または推定された実車 1 の実状態量も入力される。なお、ァクチユエータ駆動制御装置 26の制御機能のうち、 駆動 ·制動装置 3Aのブレーキ装置に関する制御機能には、いわゆるアンチロックブ レーキシステムが組み込まれて 、ることが望まし 、。
[0102] 以上が制御装置 10の制御処理周期毎の制御処理の概要である。
[0103] なお、制御装置 10の各制御処理機能部の処理は、それらの順番を適宜変更しても よい。例えばセンサ ·推定器 12の処理を各制御処理周期の最後に実行し、それによ る検出値または推定値を次回の制御処理周期の処理で使用するようにしてもよい。
[0104]
次に、本実施形態における制御装置 10の制御処理機能部のより詳細な処理を説 明する。
[0105] [規範動特性モデルについて]
まず、本実施形態における前記規範動特性モデル 16を図 3を参照して説明する。 図 3は本実施形態における規範動特性モデル 16上の車両の構造を示す図である。 この規範動特性モデル 16は、車両の動特性を、 1つの前輪 Wfと 1つの後輪 Wrとを前 後に備えた車両の水平面上での動特性 (動力学特性）によって表現するモデル (所 謂 2輪モデル)である。以降、規範動特性モデル 16上の車両 (規範動特性モデル 16 上で実車 1に対応する車両)をモデル車両という。該モデル車両の前輪 Wfは、実車 1 の 2つの前輪 Wl, W2を一体ィ匕した車輪に相当し、モデル車両の操舵輪である。後 輪 Wrは、実車 1の後輪 W3, W4を一体ィ匕した車輪に相当し、本実施形態では非操 舵輪である。
[0106] このモデル車両の重心点 Gdの水平面上での速度ベクトル Vdがモデル車両の前後 方向に対してなす角度 j8 d (すなわち、モデル車両の車両重心点横すベり角 β d)と、 モデル車両の鉛直軸まわりの角速度 γ d (すなわち、モデル車両のョーレート γ d)と 力 Sそれぞれ、前記規範車両重心点横すベり角、規範ョーレートとして規範動特性モ デル 16により逐次決定する規範状態量である。また、モデル車両の前輪 Wfの回転 面と水平面との交線がモデル車両の前後方向に対してなす角度 δ f_dが前記モデル 前輪舵角として規範動特性モデル 16に入力される規範モデル操作量である。また、 モデル車両の重心点 Gdに付加的に作用させる横方向（モデル車両の左右方向）の 並進力 Fvirと、該モデル車両の重心点 Gdのまわりに付カ卩的に作用させるョー方向の (鉛直軸まわりの）モーメント Mvirとが、前記仮想外力として規範動特性モデル 16に 入力されるフィードバック制御入力である。
[0107] なお、図 3中、 Vf_dはモデル車両の前輪 Wfの水平面上での進行速度ベクトル、 Vr_ dはモデル車両の後輪 Wrの水平面上での進行速度ベクトル、 13 f_dは前輪 Wfの横す ベり角（前輪 Wfの進行速度ベクトル Vf_dが前輪 Wfの前後方向（前輪 Wfの回転面と 水平面との交線の方向）に対してなす角度。以下、前輪横すベり角 |8 f_dという）、 β ΐ_ dは後輪 Wrの横すベり角（後輪 Wrの進行速度ベクトル Vr_dが後輪 Wrの前後方向（ 後輪 Wrの回転面と水平面との交線の方向）に対してなす角度。以下、後輪横すベり 角 13 r_dと!、う）、 β IDは、モデル車両の前輪 Wfの進行速度ベクトル Vf_dがモデル車 両の前後方向に対してなす角度 (以下、車両前輪位置横すベり角と 、う）である。
[0108] 補足すると、本明細書の実施形態では、車両もしくは車輪の横すベり角、車輪の舵 角、車両のョーレート、ョー方向のモーメントに関しては、車両の上方から見て、反時 計まわり方向を正方向とする。また、仮想外力 Mvir, Fvirのうちの並進力 Fvirは、車 両の左向きを正の向きとする。また、車輪の駆動'制動力は、車輪の回転面と路面も しくは水平面との交線方向で車両を前方向へ加速させる力（路面反力）の向きを正の 向きとする。言い換えれば、車両の進行方向に対して駆動力となる向きの駆動 ·制動 力を正の値、車両の進行方向に対して制動力となる向きの駆動 '制動力を負の値と する。
[0109] このモデル車両の動特性 (連続系での動特性）は、具体的には、次式 01により表さ れる。なお、この式 01の右辺の第 3項（Fvir, Mvirを含む項）を除いた式は、例えば「 自動車の運動と制御」と題する公知の文献 (著者：安部正人、発行者：株式会社山海 堂、平成 16年 7月 23日第 2版第 2刷発行。以降、非特許文献 1という）に記載されて いる公知の式（3. 12) , (3. 13)と同等である。
[0110] [数 1] ,式 01
Figure imgf000029_0001
但し、
2-(Kf+Kr) •Vd2+2-(Lf-Kf-Lr-Kr) a11 = a12=- m-Vd m-Vd2 "(L " Kf― L 2-(LF-Kf+Lr2-Kr)
a21 = ' i
a22
I ト Vd
2-Kf 2 ' Kf
b1= bi— ， Lf 1
b": b22- m-Vd m-Vd
[0111] この式 01の但し書きにおいて、 mはモデル車両の総質量、 Kfはモデル車両の前輪 Wl¾2つの左右の前輪の連結体とみなしたときの 1輪あたりのコーナリングパワー、 K rはモデル車両の後輪 Wrを 2つの左右の後輪の連結体とみなしたときの 1輪あたりの コーナリングパワー、 Lfはモデル車両の前輪 Wfの中心と重心点 Gdとの前後方向の 距離 (前輪 Wfの舵角が 0であるときの該前輪 Wfの回転軸と重心点 Gdとの前後方向 の距離。図 3参照）、 Lrはモデル車両の後輪 Wrの中心と重心点 Gdとの前後方向の 距離 (後輪 Wrの回転軸と重心点 Gdとの前後方向の距離。図 3参照）、 Iはモデル車 両の重心点 Gdにおけるョー軸まわりのイナーシャ (慣性モーメント）である。これらの パラメータの値は、あら力じめ設定された値である。この場合、例えば m, I, Lf, Lrは 、実車 1におけるそれらの値と同一力、もしくはほぼ同一に設定される。また、 Kf, Kr は、それぞれ実車 1の前輪 Wl, W2、後輪 W3, W4のタイヤの特性（あるいは該タイ ャに要求される特性)を考慮して設定される。なお、 Kf, Krの値 (より一般的には all , al2, a21, a22の値）の設定の仕方によって、アンダーステア、オーバーステア、ニュ 一トラルステアなどのステアリング特性を設定できる。また、実車 1における m、 I、 Kf、 Krの値を実車 1の走行中に同定し、その同定した値をモデル車両の m、 I、 Kf、 Krの 値として使用するようにしてもょ 、。
[0112] 補足すると、モデル車両の 13 f0、 j8 d、 β f_d、 β r_d、 γ d、 δ f_dの間の関係は、次式 02a, 02b, 02cにより表される。
[0113]
β f d= β d+Lf- γ d/Vd- δ fd ……式 02a β r_d= β d-Lr- γ d/Vd ……式 02b
βΐΟ= β f_d+ δ f_d= β d+Lf- γ d/Vd ……式 02c また、図 3に示す如ぐモデル車両の前輪 Wfのコーナリングフォース（ 前輪 Wfの 横力）を Ffy_d、モデル車両の後輪 Wrのコーナリングフォース（=後輪 Wrの横力）を!7 ry_dとおくと、 Ffy_dと j8f_dとの関係、および Fry_dと j8 r_dとの関係は、次式 03a, 03bに より表される。
[0114]
Fly_d= -2-Kf- j8f_d ……式 03a
Fry_d=-2-Kr- βτ_ά ……式 03b 本実施形態における規範動特性モデル 16の処理では、前記式 01の δ f_d、 Fvir、 Mvirを入力として、該式 01の演算処理 (詳しくは、式 01を離散時間系で表現してな る式の演算処理)を制御装置 10の制御処理周期で逐次実行することにより、 βά, γ dが時系列的に逐次算出される。この場合、各制御処理周期において、モデル車両 の走行速度 Vdの値としては、前記センサ'推定器 12により検出もしくは推定された実 走行速度 Vactの最新値 (今回値）が用いられる。つまり、モデル車両の走行速度 Vd は、常に実走行速度 Vactに一致させられる。また、 Fvir, Mvirの値としては、 FB分配 則 20で後述する如く決定された仮想外力の最新値 (前回値)が用いられる。また、 δ f_dの値としては、規範操作量決定部 14で後述する如く決定されたモデル前輪舵角 の最新値 (今回値)が用いられる。なお、新たな i8d, yd (今回値)を算出するために 、 J3d, γ(1の前回値も用いられる。
[0115] 補足すると、モデル車両の動特性は、より一般的には、次式 (4)により表すようにし てもよい。
[0116] [数 2]
b11 0 Fvir
Figure imgf000030_0001
f2( dt8d,<5f_d) + 0 b22 Mvir '式 04
[0117] ここで ί1(γ(1, βά, Sf— d)、および ί2(γ(1, β d, δ f— d)は、それぞれ γ d, β d, δ f d の関数である。前記式 01は、関数 fl, f2の値を y d, β ά, S f_dの線形結合 (一次結 合）によって表した場合の例である。関数 fl, f2は、数式により表現される関数である 必要はなぐその関数値が γ οΐ, β ά, δ f_dの値力もマップにより決定されるような関数 であってもよい。
[0118] なお、本実施形態における実車 1の挙動特性は、本発明を適用しない場合の実車 1のオープン特性 (前記ァクチユエータ FB動作目標値を定常的に 0に維持した場合 の実車 1の挙動特性）と、仮想外力 Mvir, Fvirを定常的に 0に維持した場合の規範動 特性モデル 16の挙動特性との中間的な挙動特性を示す。このため、規範動特性モ デル 16は、一般的には、実車 1のオープン特性よりも、より運転者が好ましいと考える 応答挙動を示すモデルに設定しておくことが望ましい。具体的には、規範動特性モ デル 16は、実車 1よりもリニアリティが高いモデルに設定しておくことが望ましい。例え ば、モデル車両の車輪の横すベり角もしくはスリップ比と、該車輪に路面から作用す る路面反力 (横力もしくは駆動 ·制動力）との関係がリニアな関係もしくはそれに近！、 関係になるように規範動特性モデル 16が設定されることが望ましい。前記式 01により 動特性を表した規範動特性モデル 16は、これらの要求を満足するモデルの一例で ある。
[0119] ただし、規範動特性モデル 16は、モデル車両の各車輪 Wf, Wrに作用する路面反 力が横すベり角もしくはスリップ比の変化に対して飽和するような特性を持たせてもよ い。例えば、前記コーナリングパワー Kf, Krの値を一定値とせずに、それぞれ前輪横 すべり角 i8 f_d、後輪横すベり角 i8 r_dに応じて設定する。そして、このとき、前輪横す ベり角 j8 f_dの絶対値がある程度大きくなつたときに、 j8 f_dに応じて発生する前輪 Wf の横力 Ffy_d (前記式 03aを参照）が β f_dの増加に伴 、飽和するように、 Kfの値を β f dに応じて設定する。同様に、後輪横すベり角 j8 r_dの絶対値がある程度大きくなつた ときに、 β r_dに応じて発生する後輪 Wrの横力 Fry_d (前記式 03bを参照）が β r_dの 増加に伴い飽和するように、 Krの値を j8 r_dに応じて設定する。このようにすることに より、モデル車両の各車輪 Wf, Wrに作用する横力 Ffy_d, Fry_dが横すベり角 j8 f_dま たは j8 r_dに対して飽和特性を持つこととなる。
[0120] [規範操作量決定部について]
次に、前記規範操作量決定部 14の処理の詳細を図 4および図 5を参照して説明す る。図 4は前記規範操作量決定部 14の処理機能の詳細を示す機能ブロック図、図 5 は規範操作量決定部 14に備える遠心力過大化防止リミッタ 14fの処理を説明するた めのグラフである。
[0121] 図 4を参照して、規範操作量決定部 14は、まず、処理部 14aにおいて、入力される 運転操作入力のうちのステアリング角 Θ h (今回値)を、オーバーオールステアリング 比 isにより除算することにより無制限時前輪舵角 S unltdを決定する。この無制限時 前輪舵角 δ Lunltdは、ステアリング角 Θ hに応じたモデル前輪舵角 δ f_dの基本要求 値としての意味を持つ。
[0122] ここで、オーバーオールステアリング比 isは、ステアリング角 Θ hとモデル車両の前輪 Wfの舵角との比率であり、例えば実車 1のステアリング角 Θ hとこれに応じた実車 1の 前輪 Wl, W2の舵角のフィードフォワード値との関係に合わせて設定される。
[0123] なお、オーバーオールステアリング比 isを一定値（固定値）とせずに、センサ'推定 器 12で検出もしくは推定された実車 1の走行速度 Vactに応じて可変的に設定しても よい。この場合には、実車 1の走行速度 Vactが高くなるに伴い、オーバーオールステ ァリング比 isが大きくなるように isを設定することが望ま 、。
[0124] 次!、で、規範動特性モデル 16上のモデル車両の車両前輪位置横すベり角 13 1Όが
jS ffl算出部 14bで求められる。この |8 1Ό算出部 14bには、規範動特性モデル 16で決 定された規範ョーレート y dおよび規範車両重心点横すベり角 β dの前回値が入力さ れ、これらの値から、前記式 02cの演算（式 02cの 2番目の等号の右辺の演算）により jS fflの前回値が求められる。従って、 |8 1Ό算出部 14bで算出される |8 1Όは、前回の制 御処理周期におけるモデル車両の車両前輪位置横すベり角 j8 1Dの値である。。
[0125] なお、 γ d, |8 dの前回値と、規範操作量決定部 14で決定したモデル前輪舵角 δ f_ dの前回値と、実走行速度 Vactの前回値とから、前記式 02aの演算によりモデル車両 の前輪横すベり角 j8 f_dの前回値を求め、この求めた j8 f_dに規範操作量決定部 14で 決定したモデル前輪舵角 δ f_dの前回値をカ卩える（式 02cの 1番目の等号の右辺の演 算を行なう）ことによって、 j8 1Dを求めるようにしてもよい。また、各制御処理周期にお いて、 j8 IDの算出を規範動特性モデル 16の処理で実行するようにして、その算出さ れた β IDの前回値を規範操作量決定部 14に入力するようにしてもよい。この場合に は、規範操作量決定部 14における |81Ό算出部 14bの演算処理は不要である。
[0126] 次 、で、上記の如く求めた車両前輪位置横すベり角 β IDから無制限時前輪舵角 δ Lunltdを減算器 14cで減じることによって、無制限時前輪横すベり角が求められる。こ の無制限時前輪横すベり角は、モデル車両のモデル前輪舵角 δ f_dを前回値から、 無制限時前輪舵角 δ Lunltd (今回値）に瞬時に制御したとした場合に発生するモデ ル車両の前輪横すベり角 β f_dの瞬時予測値を意味する。
[0127] 次いで、規範操作量決定部 14は、この無制限時前輪横すベり角を前輪横すベり角 リミッタ 14dに通すことにより、制限済み前輪横すベり角を決定する。ここで、図中に 示す前輪横すベり角リミッタ 14dのグラフは、無制限時前輪横すベり角と制限済み前 輪横すベり角との関係を例示するグラフであり、そのグラフに関する横軸方向の値は 無制限時前輪横すベり角の値、縦軸方向の値は制限済み前輪横すベり角の値であ る。
[0128] この前輪横すベり角リミッタ 14dは、モデル車両の前輪横すベり角 β f_dの大きさが 過大になるのを抑制する（ひいては、実車 1に対して要求される前輪 Wl, W2の横力 が過大にならないようにする）ためのリミッタである。
[0129] 本実施形態では、前輪横すベり角リミッタ 14dは、規範操作量決定部 14にセンサ' 推定器 12から入力される推定摩擦係数 μ estm (今回値)と実走行速度 Vact (今回値 )とに応じて、前輪横すベり角 β f_dの許容範囲 (詳しくは該許容範囲の上限値 β f ma x ( >0)および下限値 |8 ί·_πιίη (< 0) )を設定する。この場合、基本的には、推定摩擦 係数/ z estmが小さいほど、あるいは、実走行速度 Vactが高いほど、許容範囲 [ j8 f_mi η, β f max]を狭くする（ β f_max, β f_minを 0に近づける）ように該許容範囲が設定さ れる。このとき、該許容範囲 [ j8 f_min, j8 f_max]は、例えば実車 1の前輪 Wl, W2の 横すベり角と横力もしくはコーナリングフォースとの間の関係がほぼリニアな関係（比 例関係）に維持されるような横すベり角の値の範囲内に設定される。
[0130] なお、該許容範囲 [ β f_min, β f_max]は、 μ estmと Vactとのうちの!/ヽずれか一方に 応じて設定してもよぐあるいは、 estmと Vactとによらずにあらかじめ固定的な許容 範囲に設定してもよい。
[0131] そして、前輪横すベり角リミッタ 14dは、入力された無制限時前輪横すベり角が、上 記の如く設定した許容範囲 [ j8 f_min, β f max]内の値であるとき（ β f_min≤無制限時 前輪横すベり角≤ jS Lmaxであるとき）には、無制限時前輪横すベり角の値をそのま ま制限済み前輪横すベり角として出力する。また、該前輪横すベり角リミッタ 14dは、 入力された無制限時前輪横すベり角の値が許容範囲を逸脱している場合には、許 容範囲 [ β f_min, β f_max]の下限値 β f_minまたは上限値 β f_maxを制限済み前輪横 すべり角として出力する。具体的には、無制限時前輪横すベり角〉 j8 f_maxである場 合には、 iS fjnaxが制限済み前輪横すベり角として出力され、無制限時前輪横すベり 角く iS Lminである場合には、 j8 f_minが制限済み前輪横すベり角として出力される。 これにより、制限済み前輪横すベり角は、許容範囲 [ β f min, β f max]内で、無制限 時前輪横すベり角に一致するか、もしくは該無制限時前輪横すベり角に最も近い値 となるように決定される。
[0132] 次いで、前記 β 10算出部 14bで求めた車両前輪位置横すベり角 β ID力 上記の如 く求めた制限済み前輪横すベり角を減算器 14eで減算することにより、第 1制限済み 前輪舵角 S fjtdlが求められる。このようにして求められた第 1制限済み前輪舵角 δ ltdlは、モデル車両の前輪横すベり角 13 f_dが許容範囲 [ 13 f min, β f max]から逸脱 しないように無制限時前輪舵角 S unltdに制限を掛けてなるモデル前輪舵角 S f_dと しての意味を持つ。
[0133] 次いで、規範操作量決定部 14は、この第 1制限済み前輪舵角 δ fjtdlを遠心力過 大化防止リミッタ 14fに通すことにより、第 2制限済み前輪舵角 S f_ltd2を決定する。こ の δ f_ltd2力 規範動特性モデル 16に入力するモデル前輪舵角 δ f_dの値として使用 されるものである。ここで、図中に示す遠心力過大化防止リミッタ 14fのグラフは、第 1 制限済み前輪舵角 S fjtdlと第 2制限済み前輪舵角 S f_ltd2との関係を例示するダラ フであり、そのグラフに関する横軸方向の値は δ fjtdlの値、縦軸方向の値は δ f_ltd2 の値である。
[0134] この遠心力過大化防止リミッタ 14fは、モデル車両に発生する遠心力が過大になら な 、ようにする（ひ ヽては実車 1に対して要求される遠心力が過大にならな 、ようにす る）ためのリミッタである。
[0135] 本実施形態では、遠心力過大化防止リミッタ 14fは、規範操作量決定部 14に入力 される推定摩擦係数/ estm (今回値）と実走行速度 Vact (今回値）とに応じて、モデ ル前輪舵角 δ f_dの許容範囲（詳しくは該許容範囲の上限値 δ f maxOO)および下 限値 δ f_min « 0) )を設定する。この許容範囲 [ δ f_min, δ f_max]は、仮想外力 Mvir , Fvirが定常的に 0に保持されているとした場合に、モデル車両が路面との摩擦限界 を超えずに定常円旋回を行なうことが可能となるモデル前輪舵角 δ f_dの許容範囲で ある。
[0136] 具体的には、まず、規範操作量決定部 14に入力される Vact, μ estmの値 (今回値 )を基に、次式 05を満足するョーレートである定常円旋回時最大ョーレート γ max( > 0)が求められる。
[0137]
πι· γ max' Vact = Cl · μ estm'm'g 式 05 ここで、式 05における mは前記した通り、モデル車両の総質量である。また、 gは重 力加速度、 C1は 1以下の正の係数である。この式 05の左辺は、モデル車両のョーレ ート γ dおよび走行速度 Vdをそれぞれ γ max、 Vactに保持して、該モデル車両の定 常円旋回を行なった場合に該モデル車両に発生する遠心力（より詳しくは該遠心力 の収束予想値）を意味する。また、式 05の右辺の演算結果の値は、 estmに応じて 定まる路面反力（詳しくはモデル車両に車輪 Wf, Wrを介して路面カゝら作用し得るト 一タルの摩擦力（路面反力の並進力水平成分の総和）の大きさの限界値に係数 C1 を乗じた値（≤限界値)である。従って、定常円旋回時最大ョーレート γ maxは、モデ ル車両に作用させる仮想外力 Mvir, Fvirを 0に保持すると共にモデル車両のョーレ ート γ dおよび走行速度 Vdをそれぞれ γ max、 Vactに保持して、該モデル車両の定 常円旋回を行なった場合に該モデル車両に発生する遠心力が、推定摩擦係数/ z es tmに対応してモデル車両に作用し得るトータルの摩擦力（路面反力の並進力水平成 分の総和）の限界値を超えな 、ように決定される。
[0138] なお、式 05の係数 C1の値は、 μ estm, Vactのうちの少なくともいずれか一方の値 に応じて可変的に設定するようにしてもよい。この場合、 estmが小さいほど、あるい は Vactが高いほど、 C1の値を小さくすることが好ましい。
[0139] 次 、で、モデル車両の定常円旋回時の、 γ maxに対応するモデル前輪舵角 δ f_d の値が定常円旋回時限界舵角 S f_max_c ( >0)として求められる。ここで、前記式 01 により表される規範動特性モデル 16では、定常円旋回時のモデル車両のョーレート y dとモデル前輪舵角 S f_dとの間には、次式 06の関係が成立する。
[0140] [数 3]
2 -L2 Kf-Kr 但し、 L=Lf+Lr
[0141] なお、 Vdが十分に小さいとき (Vd2 0とみなせるとき）には、式 06は近似的に次式 07に書き換えることができる。
[0142]
y d= (Vd/L) - 6 f_d ……式 07 そこで、本実施形態では、式 06あるいは式 07における y d, Vdのそれぞれの値を γ max、 Vactとして、 δ f_dについて解くことにより、 γ maxに対応する定常円旋回時限 界舵角 δ f_max_cを求める。
[0143] モデル車両に発生する遠心力が過大にならないようにするためのモデル前輪舵角
δ f_dの許容範囲 [ δ f_min, δ f_max]は、基本的には、許容範囲 [ δ f_max_c, δ f_ma x_c]に設定すればよい。ただし、その場合には、実車 1のカウンタステア状態（実車 1 のョーレートの極性と逆極性の向きに前輪 Wl, W2を操舵する状態）において、モデ ル前輪舵角 δ f_dが不要な制限を受ける場合がある。
[0144] そこで、本実施形態では、モデル車両のョーレート γ dと γ maxとに応じて次式 08a , 08b〖こより S f_max_c、 - δ f_max_cを修正することで、モデル前輪舵角 δ f_dの許容 範囲の上限値 δ f_maxおよび下限値 δ f_minを設定する。
[0145] δ f_max= δ f_max_c+fe(y d, y max) 式 08a
δ f_min=― δ f— max— c— fe (― y ά, — y max) 式 08b 式 08a, 08bにおける fe( γ d, γ max)、 fe (― γ d, — γ max)は、 γ d, γ maxの関数で あり、その関数値が例えば図 5 (a), (b)のグラフに示すように yd, ymaxの値に応じ て変化する関数である。この例では、関数 fe(yd, γ max)の値は、図 5 (a)のグラフに 示す如ぐ ydが 0よりも若干大きい所定の値 γ 1以下の値である場合（γ(1<0の場合 を含む）には、正の一定値 fexになる。そして、 fe( yd, γ max)の値は、 γ(1>γ1であ る場合には、 γοΐが大きくなるに伴い、単調に減少して、 γ dが γ max以下の所定値で ある γ2(>γ1)に達するまでに 0になる。さらに、 fe(yd, γ max)の値は、 γ(1>γ2で ある場合（ y d≥ y maxの場合を含む）には、 0に維持される。
[0146] また、関数 fe (— yd, - y max)は、関数 fe( y d, y max)の変数 y d, y maxの極'性を 反転させた関数であるので、該関数 fe (— yd, - y max)の値は、図 5 (b)のグラフに 示す如く γ dに対して変化する。すなわち、 γ dが 0よりも若干小さい所定の負の値— y 1以上の値である場合（ γ d>0の場合を含む）には、正の一定値 fexになる。そして 、 fe (- yd, - y max)の値は、 γ d<― γ 1である場合には、 γ dが小さくなるに伴い、 単調に減少して、 γ dがー γ max以上の所定値である γ 2に達するまでに 0になる。 さらに、 fe (— yd, - y max)の値は、 γ d<― γ 2である場合（ γ d≤― γ maxの場合を 含む）には、 0に維持される。
[0147] なお、関数 fe( yd, γ max), fe (- y d, - y max)の値を決定するために必要な γ dの 値としては、規範動特性モデル 16で決定した規範ョーレート γ dの前回値を用いれ ばよい。
[0148] また、関数 fe(Yd, γ max)のグラフの折れ点における ydの値 γΐ, γ 2、あるいは、 上記正の一定値 fexは、推定摩擦係数 estmや実走行速度 Vactに応じて可変的に 変更するようにしてもよ ヽ。
[0149] 上記のように δ f_max_cを関数 feの値により補正してモデル前輪舵角 δ f_dの許容範 囲 [ δ f_min, δ f_max]を設定することで、 γ dと逆向きの方向のモデル前輪舵角 δ f_d の限界値 δ f_maxまたは δ f_minの大きさ（絶対値）は、モデル車両に発生させる遠心 力の限界に対応する定常円旋回時限界舵角 S f_maX_Cよりも大きめに設定される。こ のため、実車 1のカウンタステア状態において、モデル前輪舵角 S f_dが不要な制限 を受けるのを防止することができる。なお、該許容範囲 [ δ f min, δ f_max]は、実走 行速度 Vactが高いほど、あるいは、推定摩擦係数/ z estmが小さいほど、狭くなる。
[0150] 上記のようにモデル前輪舵角 δ f_dの許容範囲を設定した後、遠心力過大化防止リ ミッタ 14fは、入力された第 1制限済み前輪舵角 δ fjtdlが許容範囲 [ δ f min, δ f ma x]内の値であるとき（ δ f_min≤ δ fjtdl≤ δ f_maxであるとき）には、 δ fjtdlの値をその まま第 2制限済み前輪舵角 δ f_ltd2 ( =規範動特性モデル 16に入力するモデル前輪 舵角 δ f_d)として出力する。また、該遠心力過大化防止リミッタ 14fは、入力された δ f Jtdlの値が許容範囲 [ δ f_min, δ f max]を逸脱して!/、る場合には、その入力値を強 制的に制限してなる値を第 2制限済み前輪舵角 S f_ltd2として出力する。具体的には 、 δ fjtdl > δ fjnaxである場合には、 δ fjnaxが第 2制限済み前輪舵角 δ f_ltd_2として 出力され、 S fjtdlく S fjninである場合には、 S fjninが第 2制限済み前輪舵角 S fjt d2として出力される。これにより、 δ f_ltd2は、許容範囲 [ δ f_min, δ f max]内で、第 1 制限済み前輪舵角 δ fjtdlに一致するか、もしくは、第 1制限済み前輪舵角 δ fjtdl に最も近 、値になるように決定される。
[0151] なお、前記式 01で表される規範動特性モデル 16では、モデル車両の定常円旋回 時には、 β dと γ dとの間に次式 09の関係が成立する。
[0152] [数 4]
Figure imgf000038_0001
また、 Vdが十分に小さいとき (Vd2 0とみなせるとき）には、式 09は近似的に次式 1 0に書き換えることができる。 j8 d= (Lr/Vd) - y d 式 10 従って、モデル車両の定常円旋回時における γ dあるいは γ maxの値は、式 09また は式 10により 13 dの値に変換できる（但し、 Vd=Vactとする）。このため、上記の如くョ 一レート γ d, γ maxの値に応じてモデル前輪舵角 δ f_dの許容範囲を設定する代わり に、ョーレート Ύ d, γ maxに対応する車両重心点横すベり角 j8 dの値に応じてモデル 前輪舵角 S f_dの許容範囲を設定するようにしてもよい。
[0155] 以上が規範操作量決定部 14の処理の詳細である。
[0156] 以上説明した規範操作量決定部 14の処理によって、規範動特性モデル 16上のモ デル車両の前輪横すベり角 jS !Ldの瞬時値が過大にならず、且つ、モデル車両に発 生する遠心力が過大にならないようにしつつ、運転操作入力のうちのステアリング角 Θ hに応じて、第 2制限済み前輪舵角 δ f_ltd2が規範動特性モデル 16に入力するモ デル前輪舵角 δ f_dとして制御処理周期毎に決定される。
[0157] 補足すると、遠心力過大化防止リミッタ 14fにおいて、規範動特性モデル 16に入力 するモデル前輪舵角 S f_dを上記の如く制限して、モデル車両に発生する遠心力が 過大にならないようにするということは、モデル車両の車両重心点横すベり角 j8 d (も しくは後輪横すベり角 β r_d)が過大にならな 、ようにモデル前輪舵角 δ f_dを制限す ることと同等である。また、一般に、車両の遠心力や車両重心点横すベり角（もしくは 後輪横すベり角）はステアリング操作に対して遅れて発生するので、遠心力過大化防 止リミッタ 14fによるモデル前輪舵角 S f_dの制限処理は、車両の遠心力や車両重心 点横すベり角（もしくは後輪横すベり角）の収束予想値を基に、モデル前輪舵角 δ f_d を制限する処理であると言える。これに対して、前輪横すベり角リミッタ 14dの制限処 理は、モデル車両の前輪横すベり角 j8 f_dの瞬時値が過大にならないようにモデル前 輪舵角 S f_dを制限するための処理であると言える。
[0158] なお、本実施形態では、遠心力過大化防止リミッタ 14fで許容範囲 [ δ f min, δ f_m ax]を設定するために使用する関数 feを前記図 5 (a) , (b)に示した如く設定したが、 これに限定されるものではない。
[0159] 例えば、関数 fe( y d, γ max)を、図 6に実線のグラフで示すように設定してもよい。こ の例では、 fe( y d, γ max)は、その値が γ dの値の増加（負側の値から正側の値への 増カロ）に伴い、単調に減少すると共に、 γ d= γ maxであるときに 0になる。なお、この とき、関数 fe (― y d, - y max)は図 6に破線のグラフで示すものとなる。この場合、前 記式 08aにより決定されるモデル前輪舵角 δ f_dの許容範囲の上限値 δ f_maxは、 γ d が γ maxを超えると、 γ (1の増加に伴い、定常円旋回時限界舵角 δ f— max_cよりも 0に 近づくこととなる。同様に、前記式 08bにより決定されるモデル前輪舵角 S f_dの許容 範囲の下限値 δ f_minは、 γ dが一 γ maxを負側に超えると、 γ dの減少（大きさの増加 )に伴い、 S f_maxよりも 0に近づくこととなる。
[0160] また、前記式 08a, 08bの代わりに、次式 11a, l ibにより、 S f— dの許容範囲の上限 値 δ f_maxおよび下限値 δ f_minを設定するようにすると共に、関数 fe( y d, γ max), fe( - y d, - γ max)をそれぞれ、例えば図 7の実線、破線のグラフで示すように設定し てもよい。
[0161]
0 f— max = o f— max— c · fe( γ d, y max) 式 11 a
δ f_min=― δ f— max— c'fe (― γ d, — γ max) 式丄 lb この例では、 fe( y d, γ max), fe (- γ d, - γ max)は、その値が常に 1以上であり、ま た、図 5 (a) , (b)のものと同様の形態で γ (1に応じて変化する。そして、これらの ί¾( γ d, γ max), fe (― γ d, — γ max)の値をそれぞれ δ f_max_c, δ f_min_cに乗じることによ り、上限値 δ f_maxと下限値 δ f_minとが設定されることとなる。
[0162] また、 δ f_max_cを関数 feの値により補正してモデル前輪舵角 δ f_dの許容範囲 [ δ f min, S fjnax]を設定する代わりに、例えば以下のような処理により第 2制限済み前輪 舵角 S f_ltd2を決定するようにしてもよい。図 8はその処理機能を説明するための機能 ブロック図である。
[0163] すなわち、前記前輪横すベり角リミッタ 14dで決定された第 1制限済み前輪舵角 δ f Jtdlを補正するための前輪舵角補正分 Δ δ 1¾処理部 14gにおいてモデル車両のョ 一レート Y d (前回値）に応じて決定する。このとき、 Δ S fは処理部 14g中のグラフで 示すように、基本的には、 γ οΐが正側で増加するに伴い、 Δ S fの値が正側で単調増 加し、また、 y dが負側で減少するに伴い、 Δ S fの値が負側で単調減少するように決 定される。なお、処理部 14g中のグラフでは、 Δ S fの値には上限値（>0)および下 限値（< 0)が設けられている。この場合、上限値および下限値は、例えばその絶対 値が前記図 5 (a) , (b)に示した一定値 fexと同じ値になるように設定される。
[0164] 次いで、上記の如く決定した前輪舵角補正分 Δ δ 1¾、前記減算器 14e (図 4参照） で算出された第 1制限済み前輪舵角 δ fjtdlに加算器 14hで加えることにより入力補 正付き第 1制限済み前輪舵角を決定する。この場合、 δ fjtdlの向きと y dの向きとが 互いに逆向きである場合には、入力補正付き第 1制限済み前輪舵角の大きさは、 S f Jtdlの大きさよりも小さくなる。ただし、 δ fjtdlの向きと y dの向きとが同じである場合 には、入力補正付き第 1制限済み前輪舵角の大きさは、 δ fjtdlの大きさよりも大きく なる。
[0165] 次いで、この入力補正付き第 1制限済み前輪舵角を遠心力過大化防止リミッタ 14f に通すことで、入力補正付き第 1制限済み前輪舵角をモデル前輪舵角 S f_dの許容 範囲 [ δ f min, δ f max]内の値に制限してなる入力補正付き第 2制限済み前輪舵角 を決定する。すなわち、入力補正付き第 1制限済み前輪舵角が許容範囲内の値であ る場合には、該入力補正付き第 1制限済み前輪舵角がそのまま入力補正付き第 2制 限済み前輪舵角として決定される。また、入力補正付き第 1制限済み前輪舵角が許 容範囲から逸脱している場合には、 δ Lmaxおよび δ f_minのうち、入力補正付き第 1 制限済み前輪舵角に近い方の値が入力補正付き第 2制限済み前輪舵角として決定 される。
[0166] この場合、遠心力過大化防止リミッタ 14fにおけるモデル前輪舵角 δ f_dの許容範 囲の上限値 δ f_max( >0)は、 δ fjtdlの向きと γ dの向きとが同じである場合の δ f ltd 1の補正分を見込んで、前記定常円旋回時舵角限界値 δ f— maX_Cよりも大きめの値（ 例えば δ f_max_c+fex)に設定される。同様に、モデル前輪舵角 δ f_dの許容範囲の 下限値 δ f_min « 0)は、その絶対値が δ f_max_cよりも大きめの値になるように設定さ れる。
[0167] 次いで、上記の如く決定した入力補正付き第 2制限済み前輪舵角から、前記前輪 舵角補正分 Δ δ ί^減算器 14iで減じることにより、第 2制限済み前輪舵角 S f_ltd2を 決定する。
[0168] 上記のように第 2制限済み前輪舵角 δ f_ltd2を決定するようにしても、モデル車両に 発生する遠心力が過大にならないようにし、且つ、実車 1のカウンタステアリング状態 での不要な制限がかかるのを防止しつつ、規範動特性モデル 16に入力するモデル 前輪舵角 S f— d (= S f— ltd2)を決定できる。
[0169] なお、本実施形態では、規範動特性モデル 16に入力するモデル前輪舵角 δ f_dを 決定するために、前記前輪横すベり角リミッタ 14dおよび遠心力過大化防止リミッタ 1 4fの処理を行なうようにしたが、 V、ずれか一方もしくは両者の処理を省略してもよ!/、。 すなわち、処理部 14aで決定される無制限時前輪舵角 δ f_unltd、あるいは、この δ f_ unltdを遠心力過大化防止リミッタ 14fに入力して得られる値、あるいは、前記減算器 14eで決定される第 1制限済み前輪舵角 δ fjtdlを規範動特性モデル 16に入力する モデル前輪舵角 δ f_dとして決定するようにしてもよい。
[0170] 以上説明した如く規範操作量決定部 14で決定されたモデル前輪舵角 S f_dの今回 値（= S f_ltd2の今回値)が規範動特性モデル 16に入力され、その入力値と後述する 如く FB分配則 20で決定された仮想外力 Fvir, Mvir (前回値)とから、該規範動特性 モデル 16によって（前記式 01に従って）、規範ョーレート y dおよび規範車両重心点 横すベり角 dの今回値が新たに決定されることとなる。なお、この処理は、実際には 、式 01を離散時間系で表した式によって行なわれるので、 y d, j8 dの今回値を決定 するために、 γ οΐ, j8 dの前回値も使用されることとなる。
[0171] この場合、規範動特性モデル 16に入力されるモデル前輪舵角 δ f_dは、前記の如く 規範操作量決定部 14で制限されているので、モデル車両のスピンや極端な横すベ りの発生が防止される。
[0172]
[FB分配則について]
次に、 FB分配則 20の処理の詳細を図 9〜図 16を参照して説明する。
[0173] 図 9は FB分配則 20の処理機能を示す機能ブロック図である。図示の如く FB分配 則 20は、その処理機能を大別すると、仮想外力 Mvir, Fvirを決定する処理を行なう 仮想外力決定部 20aとァクチユエータ動作 FB目標値を決定する処理を行なうァクチ ユエータ動作 FB目標値決定部 20bとから構成される。
[0174] なお、仮想外力決定部 20aは、本発明におけるモデル側状態量偏差応動制御手 段に相当し、ァクチユエータ動作 FB目標値決定部 20bは、本発明における実車側 状態量偏差応動制御手段に相当する。
[0175] まず、仮想外力決定部 20aを図 9を参照して説明すると、この仮想外力決定部 20a の処理機能は、仮想外力仮値決定部 201と γ |8制限器 202とに大別される。
[0176] 仮想外力決定部 20aの処理では、まず、前記減算器 18から入力される状態量偏差 γ err ( = γ act— y d) , β βνν ( = β act— β d)に応じて、仮想外力仮値決定部 201に よって仮想外力の仮値 Mvirtmp, Fvirtmpが決定される。仮値 Mvirtmp, Fvirtmpのう ちの Mvirtmpは、状態量偏差 γ err, β errを 0に近づけるために規範動特性モデル 1 6のモデル車両の重心点 Gdのまわりに付カ卩的に発生させるべきモーメント（ョ一方向 のモーメント）、 Fvirtmpは、状態量偏差 γ err, β errを 0に近づけるために規範動特 性モデル 16のモデル車両の重心点 Gdに付カ卩的に作用させるべき並進力（モデル車 両の横方向の並進力）を意味する。
[0177] 具体的には、次式 15で示す如ぐ入力された状態量偏差 γ err, β errからなるベタ トル ( γ err, β err)T (添え字 Τは転置を意味する）に所定のゲインマトリクス KMrを乗じ ることにより、仮想外力の仮値 Mvirtmp, Fvirtmp (以下、仮想外力仮値 Mvirtmp, Fvi rtmpという）が決定される。
[0178] [数 5]
'式 1 5
Figure imgf000043_0001
但し、
fvirl 1 fvir12
Kfvir=
Kfvir21 Kfvir22
[0179] この式 15により、状態量偏差 γ err, β errを 0に近づけるために規範動特性モデル 16にフィードバックする制御入力の仮値としての仮想外力仮値 Mvirtmp, Fvirtmpが 、状態量偏差 Ί err, β err力もフィードバック制御則により決定される。
[0180] なお、以下に詳説する γ β制限器 202が、モデル車両の車両重心点横すベり角 β dもしくは実車 1の実車両重心点横すベり角 β actが所定の許容範囲を超えそうにな つた時、および越えてしまった時にだけ、 j8 dもしくは |8 actを許容範囲に戻す作用を 強く発生するようにしたいならば、 j8 errを時定数の小さい 1次遅れ特性に近い特性で 0に収束させることが望ましい。そのためには、例えばゲインマトリクス KlVirの成分のう ちの KMrl2を 0に設定し、 KlVirl lをその絶対値が大きくなるように設定すればよい。
[0181] 次いで、規範動特性モデル 16上のモデル車両のョーレート γ dおよび車両重心点 横すベり角 β dがそれぞれ所定の許容範囲から逸脱するのを抑制するように仮想外 力仮値 Mvirtmp, Fvirtmpを修正する処理が γ j8制限器 202〖こより実行される。
[0182] 具体的には、 γ β制限器 202は、まず、予測演算部 203の処理を実行し、所定時 間後（1つ以上の所定数の制御処理周期の時間後）のモデル車両のョーレート γ dと 車両重心点横すベり角 i8 dとを予測し、それらの予測値をそれぞれ予測ョーレート γ da、予測車両重心点横すベり角 j8 daとして出力する。
[0183] このとき予測演算部 203には、規範動特性モデル 16で決定された規範ョーレート y d (今回値)および規範車両重心点横すベり角 |8 (1 (今回値)と、センサ ·推定器 12 で検出または推定された実走行速度 Vact (今回値)と、規範操作量決定部 14で決定 された第 2制限済み前輪舵角 S f_ltd2 (今回値)と、仮想外力仮値決定部 201で上記 の如く決定された仮想外力仮値 Mvirtmp, Fvirtmp (今回値）とが入力される。そして 、該予測演算部 203は、モデル前輪舵角 δ が、入力された δ f_ltd2に保持され、且 つ、モデル車両に作用する仮想外力 Mvir, Fvir力 入力された Mvirtmp, Fvirtmpに 保持され、且つ、モデル車両の走行速度 Vdが、入力された Vactに保持されると仮定 して、前記式 01に基づいて、予測ョーレート γ daおよび予測車両重心点横すベり角 j8 daを算出する。
[0184] なお、本実施形態では、この予測ョーレート γ daおよび予測車両重心点横すベり 角 j8 daが本発明における制限対象量に相当する。この場合、モデル車両のョーレー ト γ dおよび車両重心点横すベり角 β dが本発明における第 2状態量として用いられ ている。
[0185] 次いで、 γ j8制限器 202は、上記の如く予測演算部 203で算出した γ da, j8 daを それぞれ γ不感帯処理部 204、 j8不感帯処理部 205に通すことにより、 γ da, β da のそれぞれの、所定の許容範囲からの逸脱量 γ over, β overを求める。図中に示す γ不感帯処理部 204のグラフは、 γ daと γ overとの関係を例示するグラフであり、該 グラフに関する横軸方向の値は Ί daの値、縦軸方向の値は γ overの値である。同様 に、図中に示す j8不感帯処理部 205のグラフは、 j8 daと |8 overとの関係を例示する グラフであり、該グラフに関する横軸方向の値は β daの値、縦軸方向の値は β over の値である。
[0186] ここで、 γ不感帯処理部 204における許容範囲は、その下限値、上限値をそれぞ れ γ damin (< 0) , y damax ( >0)とする許容範囲（ョーレート γ dの許容範囲）であり 、 j8不感帯処理部 205における許容範囲は、その下限値、上限値をそれぞれ jS dami η « 0) , β damax ( >0)とする許容範囲（車両重心点横すベり角 β dの許容範囲）で ある。
[0187] 本実施形態では、ョーレート γ dに関する許容範囲 [ γ damin, γ damax]は、例えば モデル車両の走行速度 Vdを Vact (今回値）に保持すると共に、モデル車両のョーレ ート γ dを γ daminまたは γ damaxに保持して定常円旋回を行なった場合にモデル車 両に発生する遠心力が推定摩擦係数/ z estm (今回値）に応じた摩擦力の限界値を 超えないように設定される。すなわち、次式 16a, 16bを満足するように、 Vact (今回 値）と μ estm (今回値）とに応じて、 γ damax, y daminが設定される。
[0188]
πι· Vact' y damax^ μ estm'm'g 式丄 6a
πι· Vact' y damin >― μ estm'm'g 式 lob y damax, γ daminは、例えばそれぞれの絶対値が前記式 05により決定される定常 円旋回時最大ョーレート y maxと同じ値になるように設定すればよい（ y damax = y m ax、 y damin = y maxとするノ。たたし、 γ damax, y daminを、ての絶对値； 0 y maxと 異なる値 (例えば γ maxよりも小さ 、値）になるように設定してもよ!/、。
[0189] なお、上記のように設定される許容範囲 [ γ damin, γ damax]は、実走行速度 Vact が高いほど、あるいは、推定摩擦係数/ z estmが小さいほど、狭くなる。
[0190] また、車両重心点横すベり角 β dに関する許容範囲 [ β damin, β damax]は、例え ば、実車 1の車両重心点横すベり角と実車 1の重心点に作用する横方向の並進力と の間の関係がほぼリニアな関係 (比例関係）に維持されるような車両重心点横すベり 角の範囲内に設定される。この場合、 Vact (今回値）と/ z estm (今回値）とのうちの少 なくともいずれか一方に応じて j8 damin, β damaxを設定することが望ましい。 [0191] そして、 γ不感帯処理部 204の処理では、具体的には、入力された y daが所定の §午 範囲 [ y damin, y damax]内の であるとき ( γ damin≤ y da^ y damaxであると き)には、 y over= 0とし、 γ da< y daminで fcoときには、 y over= y da— y daminと し、 γ da> γ damaxであるときには、 γ over= γ da— γ damaxとする。これにより、予視 U ョーレート γ daの許容範囲 [ γ damin, y damax]からの逸脱量 γ overが求められる。
[0192] 同様に、 j8不感帯処理部 205の処理は、入力された β daの値が所定の許容範囲 [ β damin, β damax]内の値であるとき（ j8 damin≤ j8 da≤ β damaxであるとき）には、 j8 over= 0とし、 j8 da< β daminであるときには、 j8 over= β da— β daminとし、 j8 da> β damaxであるときには、 β over= β da— β damaxとする。これにより、予測車両重心点 横すベり角 13 daの許容範囲 [ j8 damin, β damax]からの逸脱量 13 overが求められる。
[0193] 次いで、 γ j8制限器 202は、これらの逸脱量 γ over, j8 overを 0に近づけるように、 仮想外力仮値 Mvirtmp, Fvirtmpのネ甫正量である仮値操作量 Mvir_over, Fvir_overを 処理部 206にて算出する。
[0194] 具体的には、次式 17で示す如く、 γ over, j8 overからなるベクトル（ γ over, β over) Tに所定のゲインマトリクス Kfovを乗じることにより、 Mvir.over, Fvir_overが決定される
[0195] [数 6]
'式 1 7
Figure imgf000046_0001
但し、
Kfov 1 1 fovl 2
Kfov =
Kfov21 Kfov22
[0196] 次いで、 γ j8制限器 202は、この仮値操作量 Mvir_over, Fvir_overをそれぞれ仮想 外力仮値 Mvirtmp, Fvirtmpから減算器 207で減じることにより、仮想外力 Mvir, Fvir の今回値を決定する。すなわち、次式 18a, 18bにより仮想外力 Mvir, Fvirが決定さ れる。
[0197]
Mvir = Mvirtmp― Mvir— over 式 18 a
Fvir = Fvirtmp― Fvir_over 式 18b 以上の如く仮想外力決定部 20aの処理が実行されることにより、予測ョーレート γ d aおよび予測車両重心点横すベり角 13 daがそれぞれ許容範囲 [ γ damin, γ damax]、 [ β damin, β damax]から逸脱するのを抑制しつつ、状態量偏差 γ err, β errを 0に近 づけるように仮想外力 Mvir, Fvirが決定されることとなる。
[0198] なお、以上説明した仮想外力決定部 20aの γ β制限器 202は、仮値操作量 Mvir_ over, Fvir_overにより仮想外力仮値 Mvirtmp, Fvirtmpを補正することにより仮想外力 Mvir, Fvirを決定する（より一般的に言えば、 Mvir_overと Mvirtmpとの線形結合、並 びに、 Fvir_overと Fvirtmpとの線形結合によってそれぞれ Mvir, Fvirを決定する）よう にしたが、次のようにして、仮想外力 Mvir, Fvirを決定するようにしてもよい。図 10は その処理を説明するための機能ブロック図である。
[0199] 同図を参照して、この例では、仮想外力仮値決定部 201、予測演算部 203、 γ不 感帯処理部 204、 j8不感帯処理部 205、処理部 206の処理は、図 9のものと同じで ある。一方、本例では、処理部 206で求められた仮値操作量 Fvir_over, Mvir_overは それぞれ処理部 208, 209に入力され、該処理部 208, 209において、仮想外力仮 値 Mvirtmp, Fvirtmpをそれぞれ補正するための補正係数 Kattl (≥0) , Katt2 (≥0) が決定される。これらの補正係数 Kattl , Katt2は、それぞれ仮想外力仮値 Mvirtmp, Fvirtmpに乗じる補正係数である。なお、図中に示す処理部 208に係わるグラフは、 Mvir_overと Katt 1との関係を例示するグラフであり、該グラフに関する横軸方向の値 は Mvir_overの値、縦軸方向の値は Kattlの値である。同様に、図中に示す処理部 2 09に係わるグラフは、 Fvir_overと Katt2との関係を例示するグラフであり、該グラフに 関する横軸方向の値は Fvir_overの値、縦軸方向の値は Katt2の値である。
[0200] 処理部 208の処理では、図中のグラフで示す如ぐ Mvir_overが 0であるときには、 Kattl = lとされ、 Mvir_overの絶対値力Oから増加するに伴い、 Kattlの値が 1から 0 まで単調に減少するように Kattlの値が設定される。そして、 Kattlの値は、 Mvir.over の絶対値が所定値 (Kattlが 0に達する値)を超えると 0に維持される。
[0201] 同様に、処理部 209の処理では、図中のグラフで示す如ぐ Fvir_overが 0であるとき には、 Katt2 = lとされ、 Fvir_overの絶対値力 Oから増加するに伴い、 Katt2の値が 1 力 0まで単調に減少するように Katt2の値が設定される。そして、 Katt2の値は、 Fvir _overの絶対値が所定値 (Katt2が 0に達する値)を超えると 0に維持される。
[0202] 次いで、上記の如く決定された補正係数 Kattl , Katt2は、それぞれ乗算器 210, 2 11〖こて、仮想外力仮値 Mvirtmp、 Fvirtmpに乗算され、これ〖こより、仮想外力 Mvir, F virの今回値が決定される。
[0203] このように、図 10の例では、逸脱量 Mvir_overの絶対値が大きくなるに伴い、仮想外 力 Mvirの大きさを仮想外力仮値 Mvirtmpに対して絞る（0に近づける）ように仮想外 力 Mvirが決定される。同様に、逸脱量 Fvir_overの絶対値が大きくなるに伴い、仮想 外力 Mvirの大きさを仮想外力仮値 Mvirtmpに対して絞る（0に近づける）ように仮想 外力 Fvirが決定される。このように仮想外力 Mvir, Fvirを決定するということは、 γ da , j8 daの許容範囲からの逸脱力 仮想外力 Mvir, Fvirに起因するものであるとみなし て、 y da, j8 daの許容範囲 [ y damin, y damax] , [ β damin, j8 damax]からの逸脱を 抑制しつつ、状態量偏差 γ err, j8 errを 0に近づけるように仮想外力 Mvir, Fvirを決 定することを意味する。この場合は、規範操作量決定部 14において、前記した如ぐ 規範動特性モデル 16に入力するモデル前輪舵角 δ f_dを制限しておくことが望まし い。
[0204] また、以上説明した γ 制限器 202では、予測演算部 203で前記した如く式 01を 用いて求めた予測ョーレート γ daおよび予測車両重心点横すベり角 β daをそれぞれ 制限対象量とし、これらの γ da, β daを γ不感帯処理部 204、 β不感帯処理部 205 に入力して逸脱量 γ over, j8 overを求めた。ただし、 y da, j8 daの代わりに、規範ョ 一レート γ d、規範車両重心点横すベり角 β dの今回値、あるいは、実ョーレート γ ac 実車両重心点横すベり角 j8 actの今回値、あるいは、これらの値に、フィルタリング 処理を施した値を制限対象量として用いてもょ ヽ。
[0205] 例えば、各制御処理周期で γ daの代わりに γ dの今回値を γ不感帯処理部 204に 入力すると共に、規範動特性モデル 16で逐次算出される β dに、伝達関数が（1 +T 1 ' s)Z( l +T2 ' s)という形で表されるフィルタリング処理 (Tl , T2はある時定数、 sは ラプラス演算子）を施してなる値を /3 daの代わりに /3不感帯処理部 205に入力するよ うにしてもよい。この場合、例えば T1 >T2となるように時定数 Tl , Τ2を設定すると、 該フィルタリング処理は、いわゆる位相進み補償要素として機能する。このとき、ある 程度高い周波数域における β dの周波数成分の位相を進め、該周波数成分に対す るゲインを高めることによって、各制御処理周期で決定される j8 dの値自体が許容範 囲 [jSdamin, j8 damax]を逸脱する前から、 j8 overに応じて仮想外力 Mvir, Fvirを制 限することができる。
[0206] また、制限対象量としての γ da, β daを以下のように求めるようにしてもよい。すなわ ち、予測演算部 203では、次式 19a, 19bで示すように、適当な係数 cijを用いて γ d 、 β dの今回値を線形結合してなる値を γ da, β daとして求めるようにしてもよ 、。
[0207]
yda=cll- yd + cl2- j8d ……式 19a
Figure imgf000049_0001
yd+c22- j8d ……式 19b あるいは、次式 20a, 20bで示すように、適当な係数 cijを用いて γ(1、 d, Mvirtmp , Fvirtmp、および δ f_ltd2の今回値を線形結合してなる値を γ da, β daとして求める ようにしてもよい。
[0208]
yda=cll- yd + cl2- βά
+ cl3 · Mvirtmp + cl4 · Fvirtmp + cl5 · δ f ltd2 …… 20a
Figure imgf000049_0002
+ c23 · Mvirtmp + c24 · Fvirtmp + c25 · δ f ltd2 …… 20b なお、これらの式 20a, 20bは、前記した予測演算部 203の処理をより一般化して 表現したものである。
[0209] あるいは、次式 21a, 21bで示すように、適当な係数 cijを用いて γ act、 β actの今回 値を線形結合してなる値を γ da, β daとして求めるようにしてもょ 、。なお、この場合、 γ act, β actが本発明における第 2状態量として用いられることとなる。
[0210]
γ da=cll · γ act + cl2# β act 式 2la
Figure imgf000050_0001
yact + c22- j8 act 式 21b 補足すると、式 02bから明らかなように、 c21 =— Lr/Vd、 c22 = l(ここで、 Vdは、 モデル車両の走行速度（ =実走行速度 Vact) )とすれば、 β daは後輪の横滑り角に 相当する。
[0211] あるいは、次式 22a, 22bで示すように、適当な係数 cijを用いて、 γ d、 j8 d、 j8 dの 時間微分値 d β d/dt、 γ act, β act, β actの時間微分値 d β act/dt、 Mvirtmp, Fvirt mp、および δ f_ltd2の今回値を線形結合してなる値を γ da, β daとして求めるようにし てもよい。なお、この場合、 yd, j8d、 yact, j8 actが本発明における第 2状態量とし て用いられることとなる。
[0212]
yda=cll- yd+cl2- jSd+clS-djSd/dt
+ cl4- yact + cl5- j8 act + cl6-d j8 act/dt
+ c 17 · Mvirtmp + c 18 · Fvirtmp + c 19 · δ f_ltd2 …… 22a
yda=c21- yd + c22- j8 d + c23-d j8 d/dt
+ c24 · γ act + c25 · j8 act + c26 · d j8 act/dt
+ c27 · Mvirtmp + c28 · Fvirtmp + c29 · δ f_ltd2 …… 22b あるいは、式 20aの右辺の演算結果の値と式 21aの右辺の演算結果の値との加重 平均値、並びに、式 20bの右辺の演算結果の値と式 21bの右辺の演算結果の値との 加重平均値をそれぞれ yda、 j8 daとして求めるようにしてもよい。なお、これは、式 22 a、式 22bにより γ da、 β daを求める場合の一 f列となる。また、式 20a、式 20b、ある!/ヽ は、式 22a、式 22bにおける Mvirtmp, Fvirtmpの項を省略してもよい。
[0213] あるいは、所定時間後までの各制御処理周期における γ d、 |8 dの予測値を前記式 01に基づいて求め、その求めた yd, j8dのうちのピーク値を yda, j8 daとして決定す るようにしてちょい。
[0214] さら【こ、式 20a,式 20b、ある!/ヽ ίま、式 21a,式 21b、ある!/ヽ ίま、式 22a,式 22bの!ヽ ずれを用いて γ da, β daを求める場合であっても、それらの式の係数 cijに、周波数 特性をもたせる（換言すれば cijを掛ける変数の値にローパスフィルタなどのフィルタリ ング処理を施す)ようにしてもよい。あるいは、係数 cijを掛ける変数の値に、該変数の 時間的変化率の制限を掛けるようにしてもょ 、。
[0215] 補足すると、前記式 21a,式 21b、あるいは、式 22a,式 22bにより γ da, β daを決 定するようにした場合、その γ da, β daが、ある所定時間後の実車 1の実ョーレート γ act,実車両重心点横すベり角 j8 actの予測値としての意味を持つように各係数 cijを 設定することが望ましい。
[0216] また、規範動特性モデル 16が前記式 01で表されるように線形なモデルである場合 、 20a, 20b、ある!/ヽ ί¾、 ^21a, 21b、ある!/ヽ ί¾、 ^22a, 22bの!ヽずれを 用いても、実車 1あるいはモデル車両のある所定時間後のョーレートおよび車両重心 点横すベり角の予測値としての Ί da、 β daを適切に求めることができる。
[0217] なお、 γ da, β daの代わりに γ act, β actの今回値、もしくは、 γ act, β actにフィル タリング処理を施してなる値を用いた場合、あるいは、前記式 21a,式 21b、もしくは、 式 22a,式 22bにより γ da, j8 daを決定するようにした場合には、実車 1の実ョーレー ト γ actおよび実車両重心点横すベり角 β actの今回値もしくはフィルタリング値もしく は予測値力 それぞれ許容範囲 [ γ damin, y damax] , [ β damin, β damax]力ら逸 脱するのを抑制しつつ、状態量偏差 γ err, β errを 0に近づけるように仮想外力 Mvir , Fvirを決定することとなる。
[0218] 補足すると、仮想外力決定部 20aの処理では、より一般的には、次式 200により仮 想外力 Mvir, Fvirを決定するようにしてもよい。
[0219] [数 7]
Fvir — Kft>1 1 Kfb12 Kf 13 Kfb 14 Kfb15 Kfb16
—Mvir— Kft21 Kft22 fb23 Kfb24 Kfb25 Kfb26
Figure imgf000051_0001
fb_ (5 l '
+ ■8 f M2 '式 200
Kfb— (5 2
[0220] また、前記 γ β制限器 202の γ不感帯処理部 204および β不感帯処理部 205に ぉ 、ては、それぞれ各別に γ da, β daの許容範囲 [ γ damin, γ damax] , [ β damin, β damax]を設定して、逸脱量 γ over, β overを決定するようにしたが、 γ daと j8 daと の間の相関性を考慮し、 Ί da, β daの組に対して許容範囲 (許容領域)を設定して、 逸脱量 γ over, β overを決定するようにしてもよ!、。
[0221] 例えば図 11に示す如ぐ γ daを横軸、 j8 daを縦軸とする座標平面上での直線 1〜
4により囲まれた領域 A (平行四辺形状の領域)を γ da, β daの組の許容領域 Αとし て設定する。この場合、直線 1, 3は、それぞれ γ daの下限値、上限値を規定する直 線である。その下限値、上限値は、例えば前記 γ不感帯処理部 204における許容範 囲 [ γ damin, γ damax]の下限値 γ damin,上限値 γ damaxと同様に設定される。また 、直線 2, 4は、それぞれ j8 daの下限値、上限値を規定する直線である。この例では、 該下限値および上限値がそれぞれ γ daに応じてリニアに変化するように設定される。 そして、逸脱量 T over、 j8 overを例えば次のように決定する。すなわち、 γ da, β da の組が、図 11に点 PIで示す如ぐ許容領域 A内に存するときには、 Y over= j8 over =0とする。一方、 y da, |8 daの組力 例えば図 11に点 P2で示す如ぐ許容領域 A 力も逸脱している場合には、点 P2を通って所定の傾きを有する直線 5上の点のうち、 点 P2に最も近 ヽ許容領域 Aの境界の点 P3 (直線 5上で許容領域 A内に存する点の うち、 P2に最も近い点 P3)を決定する。そして、点 P2における y daの値と点 P3にお ける γ daの値との差が逸脱量 γ overとして決定されると共に、点 P2における j8 daの 値と点 P3における 13 daの値との差が逸脱量 13 overとして決定される。なお、 γ da, β daの組に対応する点力 例えば図 11に示す点 P4であるような場合、すなわち、 y da , β daの組に対応する点 Ρ4を通る所定の傾き（直線 5と同じ傾き）を有する直線 6が、 許容領域 Αと交わらな ヽような場合 (直線 6上に許容範囲 A内の点が存在しな 、場合 )には、該直線 6に最も近い許容領域 Aの境界の点 P5を決定する。そして、点 P4〖こ おける γ daの値と点 Ρ5における γ daの値との差を逸脱量 γ overとして決定し、点 P4 における j8 daの値と点 P5における 13 daの値との差を逸脱量 13 overとして決定すれば よい。
[0222] 補足すると、 γ da, β daの組の許容領域は、平行四辺形状の領域である必要ななく 、例えば、図 11に破線で示す如ぐ境界部を滑らかに形成した (角部を持たないよう に形成した)領域 A，であってもよ 、。
[0223] また、前記 γ j8制限器 202では、 γ da, j8 daの両者について、 [ γ damin, γ damax 」， [ j8 damin, ；8 damax]からの逸脱量 y over, β overを永め、それに J心じて仮 feMvir tmp, Fvirtmpを補正するようにしたが、 γ over, j8 overのいずれか一方だけに応じて 仮値 Mvirtmp, Fvirtmpを補正するようにしてもよい。この場合には、前記処理部 206 の処理において、 y over, j8 overのいずれか一方の値を 0に固定して、仮値操作量 Mvir_over, Fvir_overを求めるようにすればよ！、。
[0224]
次に、ァクチユエータ動作 FB目標値決定部 20bの処理を図 12〜図 14を参照して 説明する。なお、以降の説明では、各車輪 W1〜W4を第 n輪 Wn(n= l, 2, 3, 4)と いうことがある。
[0225] 図 12は、該ァクチユエータ動作 FB目標値決定部 20bの処理を示す機能ブロック図 である。同図を参照して、ァクチユエータ動作 FB目標値決定部 20bは、まず、処理部 220にお 、て、入力された状態量偏差 γ err, β errに応じて、該状態量偏差 γ err, j8 errを 0に近づけるために実車 1の重心点 Gのまわりに発生させるべきョー方向のモ 一メントの基本要求値であるフィードバックョーモーメント基本要求値 Mlbdmdを実車 1のァクチユエータ装置 3に対するフィードバック制御入力の基本要求値として決定 する。
[0226] Mlbdmdは、状態量偏差 γ err, β errからフィードバック制御則により決定されるフィ ードバック要求量である。具体的には、次式 23の如ぐ jS err, γ errからなるベクトル（ β err, γ err)Tに所定のゲインマトリクス Kl dmdを乗じる（ β err, y errを線形結合する )ことにより、 Mlbdmdが決定される。
[0227] [数 8]
β
fbdmd = Kfbdmd '式 23
err
但し、
Kfbdmd≡ I Kfbdmdl Kfbdmd2 I
[0228] なお、 jS err, γ errと、 j8 errの 1階微分値 d j8 err/dtとに応じて Mlbdmdを決定するよ うにしてもよい。例えば、 jS err, γ err, d j8 err/dtからなるベクトルに適当なゲインマト リクスを乗じる（ j8 err, γ err, d err/dtを適当な係数によって線形結合する）ことで M i dmdを決定するようにしてもょ 、。
[0229] また、ゲインマトリクス Kl dmdの要素 Klbdmdlおよび Kl dmd2のうちの少なくともい ずれか一方に、伝達関数が（ 1 +Tcl · s) Z ( 1 +Tc2 · s)で表される位相補償要素を 乗じるよう〖こしてもよい。例えば、 j8 errに乗じる Klbdmdlに上記位相補償要素を乗じ るようにして、且つ、 Tel >Tc2となるように時定数 Tel, Tc2の値を設定する。このよう にした場合には、 Klbdmdlを β errに乗じてなる項は、 β errとその微分値とを線形結 合したものをノヽィカットフィルタに通したものと等価になる。
[0230] 補足すると、フィードバックョーモーメント基本要求値 Ml dmdは、本発明における実 車側フィードバック要求量に相当する。
[0231] 次!、で、ァクチユエータ動作 FB目標値決定部 20bは、この Mlbdmdを不感帯処理 部 221に通すことによって、不感帯超過フィードバックョーモーメント要求値 Ml dmcLa を決定する。なお、図中の不感帯処理部 221のグラフは、 Mlbdmdと Ml dmcLaとの関 係を例示するグラフであり、該グラフに関する横軸方向の値は Mlbdmdの値、縦軸方 向の値は MlbdmcLaの値である。
[0232] 本実施形態では、実車 1のァクチユエータ装置 3のフィードバック制御においては、 状態量偏差 0 err, errを 0に近づけるために、主に、ァクチユエータ装置 3のうちの 駆動.制動装置 3Aのブレーキ装置を操作する。この場合、上記の如く決定される Mf bdmdに応じてブレーキ装置を操作すると、該ブレーキ装置が頻繁に操作される恐れ がある。本実施形態では、これを防止するために、 Mlbdmdを不感帯処理部 221に通 して得られる不感帯超過フィードバックョーモーメント要求値 MlbdmcLaに応じてブレ ーキ装置を操作することとした。
[0233] 該不感帯処理部 221の処理は、具体的には次のように実行される。すなわち、該不 感帯処理部 221は、 Mlbdmdの値力 ^近傍に定めた所定の不感帯に存するときには 、 Mlbdmd_a=0とする。また、 Mlbdmdが該不感帯の上限値（>0)よりも大きいときに は、 MlbdmcLa = Mlbdmd—上限値とし、 Mlbdmdが該不感帯の下限値（< 0)よりも小さ いときには、 MlbdmcLa = Mlbdmd—下限値とする。換言すれば、 Mlbdmdの不感帯か らの超過分（逸脱量）を Ml dmcLaとして決定する。このようにして決定される Ml dmd_ aに応じて駆動 ·制動装置 3Aのブレーキ装置を操作するようにすることで、状態量偏 差 γ err, β errに応じたブレーキ装置の頻繁な操作を抑制しつつ、該状態量偏差 γ err, β errを 0に近づけるようにブレーキ装置を操作できる。
[0234] 補足すると、本実施形態では、不感帯処理部 221の不感帯が本発明における不感 帯に相当している。そして、この不感帯内の所定値を 0としている。
[0235] 次いで、この不感帯超過フィードバックョーモーメント要求値 MlbdmcLaに応じて、前 記ァクチユエータ動作 FB目標値 (ァクチユエータ装置 3に対するフィードバック制御 入力）を決定する処理がァクチユエータ動作 FB目標値分配処理部 222により実行さ れる。
[0236] 該ァクチユエータ動作 FB目標値分配処理部 222は、その処理を概略的に説明す ると、実車 1の重心点のまわりに MlbdmcLaを発生させるように（ひいては γ err, j8 err を 0に近づけるように）、駆動 ·制動装置 3Aのブレーキ装置の動作による各車輪 W1 〜W4の駆動'制動力のフィードバック目標値（ γ err, β errを 0に近づけるためのブレ ーキ装置のフィードバック制御入力）である FB目標第 n輪ブレーキ駆動 ·制動力 Fxlb dmd_n (n= l, 2, 3, 4)を決定する。あるいは、 Fxl dmd— n (n= 1, 2, 3, 4)にカロえて 、ステアリング装置 3Bの動作による前輪 Wl, W2の横力のフィードバック目標値であ るアクティブ操舵用 FB目標横カ Fyibdmd_i¾決定する。
[0237] この場合、本実施形態では、不感帯超過フィードバックョーモーメント要求値 Mlbdm d_aが正方向のモーメント（実車 1の上方から見て反時計まわり方向のモーメント）であ る場合には、基本的には、実車 1の左側の車輪 Wl, W3の駆動'制動力を制動方向 に増カロさせ、それによつて、実車 1の重心点 Gのまわりに MlbdmcLaを発生させるよう に FB目標第 n輪ブレーキ駆動 ·制動力 Fxlbdmd_n (n= l, 2, 3, 4)が決定される。さ らに、このとき、実車 1の重心点 Gのまわりに MlbdmcLaを発生させるための左側の車 輪 Wl, W3に関する FB目標第 1輪ブレーキ駆動'制動力 FxlbdmcLlおよび FB目標 第 3輪ブレーキ駆動'制動力 Fxlbdmd_3は、そのそれぞれの変化と、 MlbdmcLaとの変 化との関係が比例関係になるように決定される。以降、この比例関係における Mlbdm d_aの変化に対する Fxlbdmd_l、 Fxl dmd_3のそれぞれの変化の割合を、それぞれ前 輪側ゲイン GA1、後輪側ゲイン GA3という。本実施形態では、 Ml dmcLaが正方向の モーメントである場合に、 Fxl dmd_l、 Fxl dmd_3は、それぞれ MlbdmcLaに GA1、 GA 3を乗じた値 (MlbdmcLaに比例する値）に決定される。
[0238] また、 MlbdmcLaが負方向のモーメント（実車 1の上方から見て時計まわり方向のモ ーメント）である場合には、基本的には、実車 1の右側の車輪 Wl, W3の駆動'制動 力を制動方向に増加させ、それによつて、実車 1の重心点 Gのまわりに MlbdmcLaを発 生させるように FB目標第 n輪ブレーキ駆動 ·制動力 Fxl dmd_n (n= l, 2, 3, 4)が決 定される。さらに、このとき、実車 1の重心点 Gのまわりに MlbdmcLaを発生させるため の右側の車輪 W2, W4に関する FB目標第 2輪ブレーキ駆動 ·制動力 Fxlbdmd_2およ び FB目標第 4輪ブレーキ駆動'制動力 Fxlbdmd_4は、そのそれぞれの変化と、 Ml d md_aとの変化との関係が比例関係になるように決定される。以降、この比例関係にお ける MlbdmcLaの変化に対する Fxl dmd_2、 Fxl dmd_4のそれぞれの変化の割合を、 それぞれ前輪側ゲイン GA2、後輪側ゲイン GA4という。本実施形態では、 Ml dmd.a が負方向のモーメントである場合に、 Fxl dmd_2、 Fxl dmd_4は、それぞれ MlbdmcLa に GA2、 GA4を乗じた値（MlbdmcLaに比例する値）に決定される。
[0239] 以降の説明では、図 13に示す如ぐ実車 1の前輪 Wl, W2の間隔 (すなわち前輪 Wl, W2のトレッド）を df、後輪 W3, W4の間隔（すなわち後輪 W3, W4のトレッド）を dr、前輪 Wl, W2の実舵角（実前輪舵角）を δ f_actとする。また、実車 1を上方から見 たときに、第 n輪 Wnの前後方向と直交する方向（水平面上で直交する方向）での該 第 n輪 Wnと実車 1の重心点 Gとの距離を Ln (n= l, 2, 3, 4)とする。また、本実施形 態では、後輪 W3, W4は非操舵輪であるので図示は省略する力 後輪 W3, W4の 実舵角（実後輪舵角）を δ r_actとする。本実施形態では、 δ r_act = 0であり、 L3 = L4 = drZ2である。
[0240] なお、図 13中の Lfは、実車 1の重心点 Gと前輪 Wl, W2の車軸との前後方向距離 、 Lrは実車 1の重心点 Gと後輪 Wl, W2の車軸との前後方向距離である。これらの Lf , Lrの値は、前記図 3で示したモデル車両に関する Lf, Lrの値と同じである。
[0241] ァクチユエータ動作 FB目標値分配処理部 222の処理を以下に具体的に説明する 。まず、実車 1の直進走行状態（ S f_act = 0であるときの走行状態)を想定し、この直 進走行状態で、実車 1の重心点 Gまわりに、 Ml dmcLaに等しいョー方向のモーメント を発生させるために必要な第 n輪 Wn(n= l, 2, 3, 4)の駆動'制動力である第 n輪 駆動'制動力フル要求値 Fxfolll dmcLnをそれぞれ処理部 222a_n (n= l, 2, 3, 4)に より決定する。
[0242] 具体的には、 Fxiulli dmd_n (n= l, 2, 3, 4)は、各処理部 222a_nにおいて、次式 2
4a〜24dの乗算演算により決定される。
[0243]
Fxlulli dmdJ = - (2/df) · Ml dmd— a ……式 24a
Fxlulli dmd_2 = (2/df) · Mlbdmd— a ……式 24b
Fxfolll dmd— 3 = - (2/dr) · Mlbdmd— a ……式 24c
Fxlulli dmd_4= (2/dr) -Mlbdmd.a ……式 24d 次いで、ァクチユエータ動作 FB目標値分配処理部 222は、実前輪舵角 S f— actに 応じて、第 1輪分配比率補正値 Kl_strおよび第 2輪分配比率補正値 K2_strをそれぞ れ処理部 222b_l, 222b_2において決定すると共に、実後輪舵角 δ r_actに応じて、 第 3輪分配比率補正値 K3_strおよび第 4輪分配比率補正値 K4_strをそれぞれ処理 部 222b_3, 222b_4において決定する。これらの第 n輪分配比率補正値 Kn_str(n= 1 , 2, 3, 4)は、それぞれ Fxfolll dmcLnに乗じる補正係数である。
[0244] ここで、実前輪舵角 δ f_actが 0から変化すると、実車 1の重心点 Gのまわりに Ml dm d_aに等しいョー方向のモーメントを発生する第 1輪 W1および第 2輪 W2の駆動'制 動力は、それぞれ前記式 24a, 24bにより決定される Fxfolll dmd_l、 Fxfolll dmd_2か ら変化する。同様に、後輪 W3, W4が操舵輪である場合には、実後輪舵角 δ r_actが 0から変化すると、実車 1の重心点 Gのまわりに MlbdmcLaに等し!/、ョ一方向のモーメ ントを発生する第 3輪 W3および第 4輪 W4の駆動'制動力は、それぞれ前記式 24c, 24dにより決定される Fxfolll dmd_3、 Fxfolll dmd_4から変化する。第 n輪分配比率補 正値 Kn_strは、基本的には、このような舵角の影響を考慮して Fxfolll dmd_n (n= l, 2, 3, 4)を補正し、 MlbdmcLaに等しいか、もしくはこれに近いョー方向のモーメントを 実車 1の重心点 Gのまわりに発生する第 n輪 Wnの駆動 '制動力を決定するための補 正係数である。
[0245] ただし、本実施形態では、後輪 W3, W4は非操舵輪であるので、常に δ r_act = 0 である。このため、 K3_strおよび K4_strは実際には、常に「1」に設定される。従って、 処理部 222b_3, 222b_4は省略してもよい。
[0246] 一方、前輪 Wl, W2に関する Kl_str, K2_strは、それぞれ処理部 222b_l, 222b_2 において次のように決定される。すなわち、まず、図 13に示した LI, L2の値力 あら 力じめ設定された df, Lfの値と、 δ f_actの値と力 、次式 25a, 25bの幾何学演算によ り算出される。なお、この演算における S f_actの値としては、センサ'推定器 12で検 出または推定された値 (今回値)を用いればよいが、実車 1の前輪 Wl, W2の舵角の 目標値 (各制御処理周期で最終的に決定される目標値)の前回値を使用してもよ!ヽ 。また、ステアリング装置 3Bが、機械式ステアリング装置である場合には、該機械式ス テアリング装置のオーバーオールステアリング比と前記運転操作入力のうちのステア リング角 Θ hとから決定してもよい。あるいは、前記規範操作量決定部 14の処理部 14 aで決定した無制限時前輪舵角 δ Lunltdの今回値を使用してもよい。
[0247]
L丄 = (df/ 2) 'cos δ f— act— Lf'sin δ f— act 式 25a
L2= (df/2) - cos δ f_act+Lf-sin δ f act ……式 25b ここで、前輪 Wl, W2のそれぞれの駆動'制動力に LI, L2をそれぞれ乗じたもの 力 実車 1の重心点 Gのまわりに発生するョ一方向のモーメントである。従って、基本 的には、 Kl_str= (df/2) /Ll, K2_str= (dfZ2)ZL2として、これらをそれぞれ Fxf ulllbdmd_l、 Fxfolll dmd_2に乗じることで、重心点 Gのまわりに Ml dmd_aに等しいョー 方向のモーメントを発生させる前輪 Wl, W2の駆動'制動力を決定できる。
[0248] ただし、このようにすると、 L1または L2が小さいときに、 Kl_strまたは K2_strが過大 になって、状態量偏差 Ί err, β errに応じた実車 1の全体のフィードバックループゲイ ンが過大になり、制御系の発振などが生じやすい。
[0249] そこで、本実施形態では、次式 26a, 26bにより、 Kl_str, K2_strを決定する。
[0250] Kl_str= (df/2) /max(Ll, Lmin) ……式 26a
K2_str= (df/2) /max (L2, Lmin) ……式 26b ここで、式 26a、式 26b【こお!ヽて、 max (a, b) (a, biま一般変数） ίま、変数 a, bのうち の大きい方の値を出力する関数、 Lminは、 dfZ2よりも小さい正の定数である。これに より、 KLstr, K2_strが過大になるのを防止した。換言すれば、本実施形態では、 (df /2) /Lmin ( > l) ^Kl_str, K2_strの上限値とし、この上限値以下で、実前輪舵 δ f_ actに応じて Kl_str, K2_strが設定される。
[0251] なお、本実施形態では、後輪 W3, W4は非操舵輪であるので、前記した通り K3_str
=K4_str= lである。ただし、後輪 W3, W4が操舵輪である場合には、実前輪舵角 δ f_actに応じて上記の如く Kl_str, K2_strを設定した場合と同様に、実後輪舵角 δ r_ac tに応じて K3_str, K4_strを設定することが望まし!/、。
[0252] 次いで、ァクチユエータ動作 FB目標値分配処理部 222は、処理部 222c_n (n= 1, 2, 3, 4)において、第 n輪分配ゲイン Knを実前輪横すベり角 iS Lact (今回値)もしく は実後輪横すベり角 i8 r_act (今回値）に応じて決定する。この Knは、これを第 η輪駆 動 ·制動力フル要求値 Fxfolll dmcLnに乗じることで、 Fxfolll dmd_nを補正する補正係 数（ 1よりも小さ!、正の値)である。
[0253] この場合、第 n輪分配ゲイン Knは、各処理部 222 nにお ヽて次のように決定される
[0254] 実車 1の左側で前後に配置される第 1輪 W1および第 3輪 W3に関する第 1輪分配 ゲイン K1と第 3輪分配ゲイン K3とは、それぞれ図 14 (a) , (b)の実線のグラフで示す 如く jS !Lact, j8 r_actに応じて実質的に連続的に変化するように決定される。また、実 車 1の右側で前後に配置される第 2輪 W2および第 4輪 W4に関する第 2輪分配ゲイ ン K2と第 4輪分配ゲイン K4とは、それぞれ図 14 (a) , (b)の破線のグラフで示す如く j8 f_act, j8 r_actに応じて実質的に連続的に変化するように決定される。なお、 Knは、 いずれも 1よりも小さい正の値である。また、「実質的に連続」というのは、アナログ量 を離散系で表したときに必然的に生じる値の飛び (量子化）は、アナログ量の連続性 を損なうものではな ヽと 、うことを意味する。 [0255] この場合、さらに詳細には、第 1輪分配ゲイン K1および第 3輪分配ゲイン K3に関し 、K1は、図 14 (a)の実線のグラフで示す如ぐ j8 f_actが負の値力 正の値に増加す るに伴い、所定の下限値力 所定の上限値まで単調に増加していくように β Lactの 値に応じて決定される。従って、 K1は、 j8 f_actが正の値であるときに、負の値である ときよりも値が大きくなるように決定される。
[0256] 一方、 K3は、図 14 (b)の実線のグラフで示す如ぐ j8 r_actが負の値力も正の値に 増加するに伴い、所定の上限値力 所定の下限値まで単調に減少していくように β r _actの値に応じて決定される。従って、 K3は、 j8 r_actが負の値であるときに、正の値 であるときよりも値が大きくなるように決定される。
[0257] なお、図 14 (a) , (b)の実線のグラフは、 j8 f_act, j8 r_actが互いに一致もしくはほぼ 一致するとき、それらの j8 Lact, j8 r_actに対応する Kl, K3の値の和がほぼ 1になる ように設定されている。
[0258] また、第 2輪分配ゲイン K2および第 4輪分配ゲイン K4に関し、 K2は、図 14 (a)の 破線のグラフで示す如ぐ j8 f_actが負の値力 正の値に増加するに伴い、所定の上 限値カゝら所定の下限値まで単調に減少して ヽくように β f_actの値に応じて決定される 。この場合、 K2と β f_actとの関係を表す破線のグラフ力 K1と |8 f_actとの関係を表 す実線のグラフを、縦軸 ( β f_act = 0の線)を中心にして左右を反転させてなるグラフ と同じである。従って、 j8 f_actの各値における K2の値は、 j8 f_actの正負を反転させた 値における K1の値に等しくなるように決定される。
[0259] また、 K4は、図 14 (b)の破線のグラフで示す如ぐ β r_actが負の値から正の値に 増加するに伴 、、所定の下限値力 所定の上限値まで単調に増加して 、くように |8 r _actの値に応じて決定される。この場合、 K4と |8 r_actとの関係を表す破線のグラフが 、 K3と β r_actとの関係を表す実線のグラフを、縦軸 ( β r_act = 0の線）を中心にして 左右を反転させてなるグラフと同じである。従って、 j8 r_actの各値における K4の値は 、 β r_actの正負を反転させた値における Κ3の値に等しくなるように決定される。
[0260] 以上のように第 n輪分配ゲイン Kn (n= l, 2, 3, 4)を決定することで、実車 1の定常 走行時など、 β Lactと β r_actとがほぼ同じ値となる状況では、前輪 W1に対応する第 1輪分配ゲイン K1と該前輪 W1の真後ろの後輪 W3に対応する第 3輪分配ゲイン K2 との比率が、 K1と K3との和をほぼ一定に保ちつつ、 13 f_actおよび 13 r_actの変化に 対して単調に変化することとなる。同様に、前輪 W2に対応する第 2輪分配ゲイン K2 と該前輪 W2の真後ろの後輪 W4に対応する第 4輪分配ゲイン K4との比率力 K2と K4との和をほぼ一定に保ちつつ、 β f_actおよび β r_actの変化に対して単調に変化 することとなる。
[0261] 第 n輪分配ゲイン Kn (η= 1, 2, 3, 4)を β f act, β r_actに応じて上記の如く決定す る理由については後述する。
[0262] 補足すると、本実施形態では、 i8 f_act, r_actをそれぞれ前輪側ゲイン調整パラメ ータ、後輪側ゲイン調整パラメータとして用い、それに応じて上記の如く第 n輪分配ゲ イン Knを変化させるようにしている。そして、これによつて、後述する如ぐ前記前輪 側ゲイン GA1, GA2を前輪側ゲイン調整パラメータとしての iS Lactに応じて変化させ 、また、後輪側ゲイン GA3, GA4を後輪側ゲイン調整パラメータとしての |8 r_actに応 じて変化させるようにしている。この場合、 j8 f_actは、前輪 Wl, W2の横方向運動に 関する状態量としての意味を持ち、 j8 r_actは、後輪 W3, W4の横方向運動に関する 状態量としての意味を持つ。なお、前輪 Wl, W2に関する第 n輪分配ゲイン Kn (n= 1, 2)をそれぞれ決定するために、各前輪 Wl, W2毎に検出または推定された |8 f_a ctを使用してもよ 、が、 V、ずれか一方の前輪 W1または W2につ 、て検出または推定 された j8 f_act、あるいは、各前輪 Wl, W2毎に検出または推定された |8 f_actの平均 値 _を実前輪横すベり角の代表値とし、この代表値に応じて分配ゲイン Kl, K2の両 者を決定するようにしてもよい。このことは、後輪 W3, W4に関する分配ゲイン K3, K 4を決定する場合にっ 、ても同様である。
[0263] 上記の如く Kn_str、 Kn (n= l, 2, 3, 4)を決定した後、ァクチユエータ動作 FB目標 値分配処理部 222は、各第 η輪駆動'制動力フル要求値 Fxfolll dmd_n (n= l, 2, 3 , 4)に、処理部 222b_n、 222c_n〖こてそれぞれ、 Kn_str、 Knを乗じることで、第 n輪分 配駆動 ·制動力基本値 Fxl jiを決定する。すなわち、第 n輪分配駆動，制動力基本 値 Fxl— n (n= l, 2, 3, 4)を次式 27a〜27dにより決定する。
[0264]
Fxl _l =Fxiulli dmd_l ·Κ1— str'Kl ……式 27a Fxl _2 = Fxlulli dmd_2 - K2_str - K2 ……式 27b
Fxl _3 = Fxlulli dmd_3 - K3_str - K3 ……式 27c
Fxl _4 = Fxlulli dmd_4 · K4_str · K4 ……式 27d なお、このように Fxlb_n(n=l, 2, 3, 4)を決定したとき、 MlbdmcLa >0であるときに は、左側の車輪 Wl, W3に係わる Fxl _l, Fxl _3が制動方向の駆動 '制動力（負の 駆動 '制動力）となり、右側の車輪 W2, W4に係わる Fxl _2, Fxl _4が駆動方向の駆 動'制動力（正の駆動 ·制動力）となる。また、 MlbdmcLaく 0であるときには、左側の車 輪 Wl, W3に係わる Fxl _l, Fxl _3が駆動方向の駆動 '制動力（正の駆動 '制動力） となり、右側の車輪 W2, W4に係わる Fxl _2, Fxl _4が制動方向の駆動 '制動力（負 の駆動 ·制動力）となる。さらに、第 n輪分配駆動'制動力基本値 Fxl jiはいずれも、 MlbdmcLaに比例するものとなる。
[0265] 次 、で、ァクチユエータ動作 FB目標値分配処理部 222は、上記の如く決定した第 n輪分配駆動'制動力基本値 Fxl _n(n=l, 2, 3, 4)を、それぞれ第 n輪 Wnに対応 するリミッタ 222d_nに通すことにより、駆動 ·制動装置 3Aのブレーキ装置の動作によ る第 n輪 Wnの駆動 ·制動力のフィードバック目標値である FB目標第 n輪ブレーキ駆 動 ·制動力 Fxl dmcLnをそれぞれ決定する。
[0266] ここで、図 12中の各リミッタ 222d_n(n=l, 2, 3, 4)のグラフは、 Fxl _nと FxlbdmcLn との関係を表すグラフであり、該グラフに関する横軸方向の値が Fxl jiの値、縦軸方 向の値が FxlbdmcLnの値である。
[0267] このリミッタ 222d_nは、それに入力される Fxl _nの値が 0または負の値であるときに のみ、 Fxl _nをそのまま FxlbdmcLnとして出力し、 Fxlb_nが正の値であるときには、そ の Fxlb_nの値によらずに出力する FxlbdmcLnの値を 0とする。換言すれば、 0を上限 値として Fxl _nに制限を掛けることにより FxlbdmcLnを決定する。
[0268] 上記のように FB目標第 n輪ブレーキ駆動 ·制動力 Fxl dmdjiをそれぞれ決定するこ とにより、前記したように、 Mlbdmd_a>0である場合には、実車 1の左側の車輪 W1, W3の駆動.制動力を制動方向に増加させ（Fxlbdmd_l<0、 Fxlbdmd_3く 0とする）、 それによつて、実車 1の重心点 Gのまわりに MlbdmcLaを発生させるように FB目標第 n 輪ブレーキ駆動'制動力 Fxl dmd_n (n= l, 2, 3, 4)が決定される。なお、この場合 には、右側の車輪 W2, W4に関しては、本実施形態では Fxl dmd_2=Fxi dmd_4= 0とされる。
[0269] そして、この場合における左側の車輪 Wl, W3に関する Fxl dmd_l、 Fxl dmd_3は それぞれ、前記式 27a, 27cにより決定される Fxl _l、 Fxl _3に等しい。従って、 Ml d md_a>0である場合における左側の車輪 Wl, W3に関する Fxlbdmd_l、 Fxlbdmd_3は それぞれ MlbdmcLaに比例する。ひいては、 MlbdmcLaの変化と Fxlbdmd_l、 Fxlbdmd. 3のそれぞれの変化との関係が比例関係になる。さらに、この場合、前記式 24aと式 2 7aとから明らかなように、前輪 W1に関する前輪側ゲイン GA1は、 GA1 =— (2Zdf) •Kl_str'Klであるから、 K1に比例する。そして、この K1は、前記したように前輪側 ゲイン調整パラメータとしての実前輪横すベり角 β f_actに応じて変化するように決定 されるので、前輪側ゲイン GA1も、 j8 f_actに応じて変化することとなる。従って、 Fxlbd md_lは、 MlbdmcLaの変化と FxlbdmcLlの変化との関係が比例関係になり、且つ、そ の比例関係における前輪側ゲイン GA1が前輪側ゲイン調整パラメータとしての β f ac tに応じて変化するように決定されていることとなる。同様に、前記式 24cと式 27cとか ら明らかなように、後輪 W3に関する後輪側ゲイン GA3は、 GA3=— (2Zdr) -K3_st r'K3であるから、 K3に比例する。そして、この Κ3は、前記したように後輪側ゲイン調 整パラメータとしての実後輪横すベり角 β r_actに応じて変化するように決定されるの で、後輪側ゲイン GA3も、 j8 r_actに応じて変化することとなる。従って、 Fxl dmd_3は 、 MlbdmcLaの変化と Fxl dmd_3の変化との関係が比例関係になり、且つ、その比例 関係における後輪側ゲイン GA3が後輪側ゲイン調整パラメータとしての β r_actに応 じて変化するように決定されて 、ることとなる。
[0270] また、 MlbdmcLaく 0である場合には、実車 1の右側の車輪 W2, W4の駆動'制動力 を制動方向に増加させ (Fxl dmd_2< 0、 Fxl dmd_4< 0とする）、それによつて、実車 1の重心点 Gのまわりに MlbdmcLaを発生させるように FB目標第 n輪ブレーキ駆動 ·制 動力 Fxl dmd_n (n= l, 2, 3, 4)が決定される。なお、この場合には、左側の車輪 W 1, W3に関しては、本実施形態では、 FxlbdmcLl =Fxl dmd_3 = 0とされる。
[0271] そして、この場合における右側の車輪 W2, W4に関する Fxl dmd_2、 Fxl dmd_4は それぞれ、前記式 27b, 27dにより決定される Fxl _2、 Fxl _4に等しい。従って、 Ml d md_aく 0である場合における右側の車輪 W2, W4に関する Fxlbdmd_2、 Fxlbdmd_4は それぞれ Ml dmcLaに比例する。ひいては、 Ml dmd_aの変化と Fxlbdmd_2、 Fxlbdmd. 4のそれぞれの変化との関係が比例関係になる。さらに、この場合、前記式 24bと式 2 7bとから明らかなように、前輪 W2に関する前輪側ゲイン GA2は、 GA2= (2/df) · K2_str'K2であるから、 K2に比例する。そして、この Κ2は、前記したように前輪側ゲ イン調整パラメータとしての実前輪横すベり角 f actに応じて変化するように決定さ れるので、前輪側ゲイン GA2も、 j8 f_actに応じて変化することとなる。従って、 Fxl dm d_2は、 MlbdmcLaの変化と Fxl dmd_2の変化との関係が比例関係になり、且つ、その 比例関係における前輪側ゲイン GA2が前輪側ゲイン調整パラメータとしての β f_act に応じて変化するように決定されていることとなる。同様に、前記式 24dと式 27dと力 ら明らかなように、後輪 W4に関する後輪側ゲイン GA4は、 GA4= (2/dr) -K4_str- K4であるから、 Κ4に比例する。そして、この Κ4は、前記したように後輪側ゲイン調整 パラメータとしての実後輪横すベり角 β r_actに応じて変化するように決定されるので 、後輪側ゲイン GA4も、 j8 r_actに応じて変化することとなる。従って、 Fxl dmd_4は、 MlbdmcLaの変化と Fxlbdmd_4の変化との関係が比例関係になり、且つ、その比例関 係における後輪側ゲイン GA4が後輪側ゲイン調整パラメータとしての β r_actに応じ て変化するように決定されて 、ることとなる。
[0272] また、 、ずれの場合でも、前記第 n輪分配ゲイン Kn (η= 1, 2, 3, 4)は、 β f_actま たは β r_actに応じて実質的に連続的に変化するように決定されるので、 Fxl dmcLnが 不連続的に変化するような事態が防止される。
[0273] また、 Ml dmd_a>0となる場合での実車 1の定常走行時など、 13 f_actと 13 r_actとが ほぼ同じ値となる状況では、左側の前輪 W1および後輪 W3に対応する第 1輪分配ゲ イン K1と第 3輪分配ゲイン K2との比率、ひいては、前輪側ゲイン GA1と後輪側ゲイ ン GA3との比率である前後車輪比率が、 13 f_actおよび 13 r_actの値の変化に対して 単調に変化することとなる。同様に、 MlbdmcLaく 0となる場合での実車 1の定常走行 時など、 β Lactと β r_actとがほぼ同じ値となる状況では、右側の前輪 W2および後輪 W4に対応する第 2輪分配ゲイン K2と第 4輪分配ゲイン K4との比率、ひいては、前 輪側ゲイン GA2と後輪側ゲイン GA4との比率である前後車輪比率力 β f_actおよび ι8 r_actの値の変化に対して単調に変化することとなる。
[0274] ここで、第 n輪分配ゲイン Kn (η= 1, 2, 3, 4)を j8 f_act, β r_actに応じて前記したよ うな傾向で決定した理由を以下に説明する。
[0275] まず、 Ml dmd_a>0である場合には、前記したように実車 1の左側の車輪である第 1 輪 W1および第 3輪 W3の駆動 ·制動力を制動方向に増加させるように FB目標第 n輪 ブレーキ駆動 ·制動力 Fxl dmcLnが決定されることとなる。
[0276] そして、この場合に、 β f_act< 0, β r_act< 0となる状況を想定する。このような状況 で、仮に K1の値を大きめに設定する（ひいては Fxl dmcLlが制動方向に大きくなるよ うにする）と共に、 K3の値を小さめに設定する（ひ 、ては Fxlbdmd_3が制動方向に大 きくなるのを抑制する）と、第 1輪 W1の横力（これは Ml dmcLaと同方向のモーメントを 実車 1の重心点まわりに発生させるように機能する）が小さくなり、また、第 3輪 W3の 横力（これは Ml dmcLaと逆方向のモーメントを実車 1の重心点まわりに発生させるよう に機能する）が大きめになる。このため、実車 1の重心点 Gのまわりに、 MlbdmcLaによ り要求される正方向のモーメント (ョー軸まわりのモーメント）を十分に発生することが 困難となる恐れがある。そこで、 j8 f_actく 0, j8 r_actく 0となる状況では、第 1輪分配 ゲイン K1を小さめの値に決定すると共に、第 3輪分配ゲイン K3を大きめの値に決定 するようにした。
[0277] さらに、 MlbdmcLa >0である場合に、 j8 f_act >0, j8 r_act>0となる状況を想定する 。このような状況で、仮に K1の値を小さめに設定する（ひいては FxlbdmcLlが制動方 向に大きくなるのを抑制する）と共に、 K3の値を大きめに設定する（ひ ヽては Fxl dm d_3が制動方向に大きくなるようにする）と、第 1輪 W1の横力（これは Mfcdmd_aと逆方 向のモーメントを実車 1の重心点まわりに発生させるように機能する）が大きめになり、 また、第 3輪 W3の横力（これは MlbdmcLaと同方向のモーメントを実車 1の重心点まわ りに発生させるように機能する）が小さくなる。このため、実車 1の重心点 Gのまわりに 、 MlbdmcLaにより要求される正方向のモーメント（ョー軸まわりのモーメント）を十分に 発生することが困難となる恐れがある。そこで、 j8 f_act>0, |8 r_act >0となる状況で は、第 1輪分配ゲイン K1を大きめの値に決定すると共に、第 3輪分配ゲイン K3を小 さめの値に決定するようにした。
[0278] また、 Ml dmd_a< 0である場合には、前記したように実車 1の右側の車輪である第 2 輪 W2および第 4輪 W4の駆動 ·制動力を制動方向に増加させるように FB目標第 n輪 ブレーキ駆動 ·制動力 Fxl dmcLnが決定されることとなる。
[0279] そして、この場合に、 β f_act< 0, β r_act< 0となる状況を想定する。このような状況 で、仮に K2の値を小さめに設定する（ひ 、ては Fxl dmd_2が制動方向に大きくなるの を抑制する）と共に、 K4の値を大きめに設定する（ひいては Fxl dmd_4が制動方向に 大きくなるようにする）と、第 2輪 W2の横力（これは Ml dmcLaと逆向きのモーメントを実 車 1の重心点まわりに発生させるように機能する）が大きめになり、また、第 4輪 W4の 横力（これは MlbdmcLaと同じ向きのモーメントを実車 1の重心点まわりに発生させるよ うに機能する）が小さくなる。このため、実車 1の重心点 Gのまわりに、 MlbdmcLaにより 要求される負方向のモーメント（ョー軸まわりのモーメント）を十分に発生することが困 難となる恐れがある。そこで、 iS Lactく 0, j8 r_actく 0となる状況では、第 2輪分配ゲイ ン K2を大きめの値に決定すると共に、第 4輪分配ゲイン K4を小さめの値に決定する よつにした。
[0280] さらに、 Ml dmd_a< 0である場合に、 j8 f_act>0, j8 r_act>0となる状況を想定する 。このような状況で、仮に K2の値を大きめに設定する（ひいては Fxl dmd_2が制動方 向に大きくなるようにする）と共に、 K4の値を小さめに設定する（ひいては Fxlbdmd_4 が制動方向に大きくなるのを抑制する）と、第 2輪 W2の横力（これは Mi dmd_aと同じ 向きのモーメントを実車 1の重心点まわりに発生させるように機能する）が小さくなり、 また、第 4輪 W4の横力（これは MlbdmcLaと逆向きのモーメントを実車 1の重心点まわ りに発生させるように機能する）が大きめになる。このため、実車 1の重心点 Gのまわり に、 MlbdmcLaにより要求される負方向のモーメント（ョー軸まわりのモーメント）を十分 に発生することが困難となる恐れがある。そこで、 j8 f_act>0, j8 r_act>0となる状況 では、第 2輪分配ゲイン K2を小さめの値に決定すると共に、第 4輪分配ゲイン K4を 大きめの値に決定するようにした。
[0281] 以上のように、第 n輪分配ゲイン Kn (n= l, 2, 3, 4)を前記したように決定すること で、 MlbdmcLaのョ一方向モーメントを実車 1の重心点 Gのまわりに発生させる上で有 効となる横力が小さくなり過ぎないようにしつつ、 Ml dmcLaのョ一方向モーメントを実 車 1の重心点 Gのまわりに発生させる上で妨げとなる横力が過大にならないようにす ることがでさる。
[0282] また、前記のように第 n分配ゲイン Kn (n= 1, 2, 3, 4)を決定することで、実車 1の 定常円旋回時や定常直進時のように、 β f_actと /3 r_actとが一致またはほぼ一致する 状況では、 K1の値と K3の値との和、および K2の値と K4の値との和は、それぞれほ ぼ 1になる。このことは、 FB目標第 n輪ブレーキ駆動'制動力 Fxl dmcLnに従って忠 実に駆動'制動装置 3Aのブレーキ装置が動作すれば、 MlbdmcLa力 実車 1の重心 点 Gのまわりに実際に発生するモーメント（ョ一方向のモーメント)までの伝達関数の ゲインがほぼ 1になる（実際に発生するョ一方向のモーメントが MlbdmcLaにほぼ等しく なる）ことを意味する。
[0283] 補足すると、実車 1の過渡的な運動状況などにおいて、 β f_actと β r_actとの差が大 きくなることがある。そして、この場合には、 K1の値と K3の値との和、および K2の値 と K4の値との和は、それぞれ 1から大きくずれることとなる。これを解消するために、 K 1, K3の値を前記した如く決定した後、それらの値の比を一定に保ちながら Kl, K3 の値を修正して、その修正後の Kl, K3の値の和がほぼ 1になるか、あるいは、修正 前の Kl, K3の値の和よりも 1に近づくようにすることが好ましい。同様に、 K2, K4の 値を前記した如く決定した後、それらの値の比を一定に維持しつつ、 K2, K4の値を 修正して、その修正後の K2, K4の値の和がほぼ 1になる力 あるいは、修正前の K2 , K4の値の和よりも 1に近づくようにすることが好ましい。具体的には、例えば第 n分 配ゲイン Kn (n= l, 2, 3, 4)を前記図 14 (a) , (b)のグラフに従って決定した後、 K1 ' =K1Z (Kl +K3)、 K3， =K3/ (Kl +K3) , K2' =Κ2/ (Κ2+Κ4)、 Κ4， =Κ 4/ (Κ2+Κ4)によって、 Κ1，， Κ2' , Κ3' , Κ4，を求める。そして、 Κ , Κ2' , Κ3， , Κ4，をそれぞれ改めて、 Κ1, Κ2, Κ3, Κ4の値として決定するようにすればよい。
[0284] なお、この例では、 K1と Κ3との和、並びに、 Κ2と Κ4との和が常に、 1に維持される こととなるが、必ずしも、 1に一致させる必要はなぐそれらの和力 1の近傍の範囲内 の値になるように、 Κ1〜Κ4の値を修正するようにしてもよい。あるいは、 K1と Κ3との 和、並びに、 Κ2と Κ4との和がより 1に近づくように Κ1〜Κ4を修正するようにしてもよ い。
[0285] また、本実施形態のァクチユエータ動作 FB目標値分配処理部 222は、前記したよ うに FB目標第 n輪ブレーキ駆動 ·制動力 Fxl dmcLnを決定することに加えて、前記フ イードバックョーモーメント要求値 Mfbdmdを処理部 222eに入力し、該処理部 222e により、ステアリング装置 3Bの動作による前輪 Wl, W2の横力のフィードバック目標 値であるアクティブ操舵用 FB目標横力 Fyl dmdj^決定する。ここで、図中の処理部 222eのグラフは、 Ml dmdと FylbdmcLfとの関係を表すグラフであり、該グラフに関す る横軸方向の値が Ml dmdの値、縦軸方向の値が FylbdmcLfの値である。このグラフ に見られるように、処理部 222eでは、基本的には、 Mlbdmdの増加に伴い、 Fylbdmd. 1 ^単調に増加していくように Fylbdmdj ^決定される。この場合、 FylbdmcLfは、処理 部 222eに入力される Mlbdmdの値から、例えばマップを用いて決定される。
[0286] なお、 FylbdmcLfは、 Mlbdmdに所定のゲインを乗じることにより決定するようにしても よい。また、 FylbdmcLfは、所定の上限値（>0)と下限値（< 0)との間の範囲内で Mlb dmdに応じて決定するようにしてもょ 、。
[0287] 補足すると、処理部 222eの処理は、ステアリング装置 3Bがアクティブステアリング 装置である力機械式ステアリング装置であるかによらずに省略してもよ!/、。処理部 22 2eの処理によって、アクティブ操舵用 FB目標横力 Fyl dmdj^決定し、これに応じて ステアリング装置 3Bの動作を操作する場合には、 FB目標第 n輪ブレーキ駆動'制動 力 FxlbdmcLn (n= l, 2, 3, 4)によって実車 1の重心点 Gのまわりに発生させようとす るョ一方向のモーメントと、アクティブ操舵用 FB目標横カ FylbdmcLfによって実車 1の 重心点 Gのまわりに発生するョ一方向のモーメントとの和が前記フィードバックョーモ 一メント基本要求値 Mlbdmdにほぼ等しくなるように、 FxlbdmcLn (n= l, 2, 3, 4)およ び FylbdmcLf^決定することがより好ましい。例えば、 Mlbdmdと Mlbdmd_aとの差に応 じてアクティブ操舵用 FB目標横カ Fyl dmdj^決定するようにしてもょ ヽ。この場合に は、 Ml dmd_a=0であるときに、 FylbdmcLfによって、実車 1の重心点 Gのまわりに Mlb dmdにほぼ等し!/、ョ一方向のモーメントを発生させるように Fyl dmdj^決定すること が望ましい。
[0288] 以上が本実施形態におけるァクチユエータ動作 FB目標値決定部 20bの処理の詳 細である。この処理によって、前記した如ぐ Ml dmdを 0に近づけるように（ひいては 状態量偏差 Ί err, β errを 0に近づけるように）、 FB目標第 n輪ブレーキ駆動 ·制動力 Fxlbdmd_n (n= l, 2, 3, 4)が、あるいは、 Fxl dmd_n (n= 1, 2, 3, 4)とアクティブ操 舵用 FB目標横カ FylbdmcLfとがァクチユエータ動作 FB目標値として決定される。
[0289] なお、前記リミッタ 222d_n (n= 1, 2, 3, 4)は、それに入力される Fxlb_nを 0よりも若 干大きい所定の正の上限値以下に制限してなる値を Fxl dmcLnとして出力するように してもよい。例えば、 Fxl _nが該上限値以下の値であるときには、 Fxlb_nをそのまま Fx I dmcLnとして出力し、 Fxlb_nが上限値よりも大きい正の値であるときには、該上限値 を FxlbdmcLnとして出力する。このようにした場合には、正の値の FxlbdmcLnは、ブレ ーキ装置による第 n輪 Wnの制動方向の駆動 '制動力の大きさを減少させるように機 能するフィードバック制御入力となる。
[0290] また、各車輪 Wn (n= 1, 2, 3, 4)に対して、処理部 222a_nからリミッタ 222d_nまで の処理（Ml dmd_aと、 δ f_actもしくは δ r_actと、 j8 f_actもしくは j8 r_actとを基に Fxl dm d_nを決定する処理）、あるいは、処理部 222b_nからリミッタ 222d_nまでの処理 (Fxfoll IbdmcLnと、 δ f_actもしくは δ r_actと、 j8 f_actもしくは j8 r_actとを基に FxlbdmcLnを決定 する処理）、あるいは、処理部 222c_nからリミッタ 222d_nまでの処理（処理部 222b_n の出力と、 j8 f_actもしくは j8 r_actとを基に FxlbdmcLnを決定する処理）、あるいは、処 理部 222a_nからリミッタ 222d_nまでの処理のうちの 2以上の部分を合わせた処理（例 えば処理部 222b_n力 処理部 222c_nまでの処理）を、それらの処理に必要な入力 値力もマップや関数式を使用して出力を決定するように変更してもよ!/、。
[0291] 例えば、処理部 222c_nからリミッタ 222d_nまでの処理をマップを使用して行なう場 合には、第 1輪用のマップを、例えば図 15 (a)〜（e)に示す如く設定しておき、第 3輪 用のマップを、例えば図 16 (a)〜（e)に示す如く設定しておけばよい。この場合、図 1 5 (a)〜（e)のそれぞれのグラフは、 /3 f_actの代表的な複数種類の値のそれぞれに対 応して、処理部 222b_lの出力（ = Fxfolllbdmd_l 'Kl_str)と Fxl dmd_lとの関係を、そ れぞれの値をグラフの横軸方向の値、縦軸方向の値として表している。また、図 16 (a )〜（e)のそれぞれのグラフは、 /3 r_actの代表的な複数種類の値のそれぞれに対応 して、処理部 222b_3の出力（ = Fxfolllbdmd_3 'K3_str)と Fxl dmd_3との関係を、それ ぞれの値をグラフの横軸方向の値、縦軸方向の値として表している。また、図 15にお
V、て、 β f_actの値に関し、「 β f—」は、絶対値が比較的大き 、負の値を意味し、「 β f- 」は、絶対値が比較的小さい負の値を意味し、「j8 f+」は、絶対値が比較的小さい正 の値を意味し、「j8 f++」は、絶対値が比較的大きい正の値を意味する。同様に、図 16 において、 j8 r_actの値に関し、「j8 r—」は、絶対値が比較的大きい負の値を意味し、
「 β r -」は、絶対値が比較的小さ!、負の値を意味し、「 β r+jは、絶対値が比較的小さ
V、正の値を意味し、「 /3 r++jは、絶対値が比較的大き 、正の値を意味する。
[0292] なお、第 2輪用のマップは、図示を省略する力 処理部 222b_2の出力（ = Fxfolllbd md_2 -K2_str)と Fxl dmd_2との関係が、 13 f_actの各値にお!、て、その値の符号を反転 させた値に対応する第 1輪用のマップと同じになる（例えば β f_act= β f-であるときの 処理部 222b_2の出力（ = Fxfolllbdmd_2 'K2_str)と Fxl dmd_2との関係が、 13 f_act = β f+であるときの処理部 222b_lの出力と FxlbdmcLlとの関係（図 15 (c)のグラフで示 す関係）と同じになる）ように設定しておけばよい。同様に、第 4輪用のマップは、図示 を省略するが、処理部 222b_4の出力（ = Fxfollibdmd_4'K4_str)と Fxl dmd_4との関係 力 jS actの各値において、その値の符号を反転させた値に対応する第 3輪用のマ ップと同じになる（例えば 13 r_act= β r-であるときの処理部 222b_4の出力（ = Fxfolll dmd_4'K4_str)と Fxl dmd_4との関係が、 j8 r_act= j8 r+であるときの処理部 222b_3の 出力と Fxl dmd_3との関係（図 16 (c)のグラフで示す関係）と同じになる）ように設定し ておけばよい。
[0293] なお、この例では、処理部 222b_n (n= l, 2, 3, 4)の出力が 0以下の値であるとき は、前記図 12に示したものと同様に Fxl dmcLnが決定される。一方、処理部 222b_n ( n= l, 2, 3, 4)の出力が正の値であるときは、前記の如くリミッタ 222d_nにおける上 限値を正の値に設定した場合と同様に、 FxlbdmcLnが比較的小さ 、値の範囲内で正 の値になる。
[0294] 補足すると、第 3輪 W3と第 4論 W4とに関する前記処理部 222b_3, 222b_4では、い ずれも、その入力値と出力値が等しくなるので、第 3輪 W3と第 4論 W4とに関して、処 § 223c— 3力らジミッタ 222d— 3までの; ¾i 、お Jび § 222c— 4力らジミッタ 222d— 4 までの処理を上記の如くマップを使用して行なうということは、処理部 222b_3からリミ ッタ 222d_3までの処理と、処理部 222b_4からリミッタ 222d_4までの処理をマップを使 用して行なうことと同じである。
[0295] また、前輪 Wl, W2に関する第 n輪分配ゲイン Kn (n= 1, 2)を決定する（ひいては 、前輪側ゲイン GA1, GA2を操作する）ための前輪側ゲイン調整パラメータとして、 j8 f— act以外にも次のようなものを使用してもよい。
[0296] 例えば、 j8 f_actの代わりに、実車 1の前輪 Wl, W2の横すベり速度（前輪 Wl, W2 の進行速度ベクトルのうちの、前輪 Wl, W2の回転軸方向成分)の検出値もしくは推 定値や、前輪 Wl, W2の横加速度 (前輪 Wl, W2の加速度ベクトルの横方向成分） の検出値もしくは推定値を前輪側ゲイン調整パラメータとして使用してもよい。なお、 前輪 Wl, W2の横すベり速度あるいは横加速度は、 |8 f_actと同様に、該前輪 W1, W2の横方向運動に関する状態量の例である。また、これらの横すベり速度や横カロ 速度は、前輪 Wl, W2毎の検出値もしくは推定値でもよいが、これらの平均値やい ずれか一方の前輪 Wl, W2につ!/、ての検出値もしくは推定値であってもよ！/、。
[0297] あるいは、実車 1の前部の所定位置 (例えば、前輪 Wl, W2の車軸上の中央位置） の実横すベり角の検出値もしくは推定値、または、該所定位置の横すベり速度 (該所 定位置の進行速度ベクトルの横方向成分)の検出値もしくは推定値、または、該所定 位置の横加速度 (該所定位置の加速度ベクトルの横方向成分)の検出値もしくは推 定値を前輪側ゲイン調整パラメータとして使用してもよい。なお、該所定位置の横す ベり角、横すベり速度、横加速度は、該所定位置の横方向運動に関する状態量の例 である。
[0298] あるいは、前輪 Wl, W2の横力の検出値もしくは推定値を前輪側ゲイン調整パラメ ータとして使用してもよい。なお、該横カは、前輪 Wl, W2毎の検出値もしくは推定 値でもよいが、これらの平均値やいずれか一方の前輪 Wl, W2についての検出値も しくは推定値であってもよ 、。
[0299] 上記したいずれの前輪側ゲイン調整パラメータを使用する場合にあっても、該前輪 側ゲイン調整パラメータと第 n輪分配ゲイン Kn (η= 1, 2)との関係は、 β f_actと K1, K2との関係と同様に設定すればよい。
[0300] あるいは、上記したような実車 1の前輪 Wl, W2の横方向運動に関する状態量（ |8 f _actなど）と、実車 1の前部の所定位置の横方向運動に関する状態量と、前輪 W1 , W2の横力とのうちのいずれ力と相関性を有するパラメータを前輪側ゲイン調整パラメ ータとして使用してもよい。例えば、当該横方向運動に関する状態量または横力の検 出値もしくは推定値にほぼ比例するような任意のパラメータを前輪側ゲイン調整パラ メータとして使用してもよい。また、当該横方向運動に関する状態量または横力の値 を規定するような 1つ以上のノ メータを前輪側ゲイン調整パラメータとして使用して もよい。例えば j8 f_actは、基本的には、実車両重心点横すベり角 j8 actと、実ョーレー ト γ actと、実走行速度 Vactと、実前輪舵角 δ f_actとに応じて規定され (前記式 02aを 参照）、 j8 f_actは、 jS act, y act, Vact, δ f_actの関数として表現できる。従って、これ らの jS act, y act, Vact, δ f_actを前輪側ゲイン調整パラメータとして用い、この前輪 側ゲイン調整パラメータに応じてマップもしくは関数式により前輪 Wl , W2に関する 第 n輪分配ゲイン Kn (n= l , 2)を決定するようにしてもよい。より具体的には、例えば 、前記モデル車両に係わる前記式 02aの β f_d、 j8 d、 γ d、 Vd、 δ f_dをそれぞれ β f_a ct、 β act, γ act, Vact, δ f_actに置き換えた式を基に、前記した j8 f_actと第 1輪分配 ゲイン K1および第 2輪分配ゲイン K2との関係（前記図 14 (a)のグラフで示す関係） を、 13 act, γ act, Vact, δ f_actと、 Klおよび K2との関係に変換しておく。そして、そ の変換してなる関係に基づいて、 jS act, γ act, Vact, δ f_actに応じて Klおよび K2 を決定するようにすればょ 、。
[0301] 上記と同様に、後輪 W3, W4に関する第 η輪分配ゲイン Κη (η= 3, 4)を決定する（ ひ ヽては後輪側ゲイン GA3, GA4を操作する）ための前輪側ゲイン調整パラメータと して、 j8 r_act以外にも次のようなものを使用してもよい。
[0302] 例えば、 j8 r_actの代わりに、実車 1の後輪 W3, W4の横すベり速度（後輪 W3, W4 の進行速度ベクトルのうちの、後輪 W3, W4の回転軸方向成分)の検出値もしくは推 定値や、後輪 W3, W4の横加速度 (後輪 W3, W4の加速度ベクトルの横方向成分） の検出値もしくは推定値を後輪側ゲイン調整パラメータとして使用してもよい。なお、 後輪 W3, W4の横すベり速度あるいは横加速度は、 |8 r_actと同様に、該後輪 W3, W4の横方向運動に関する状態量の例である。また、これらの横すベり角、横すベり 速度や横加速度は、後輪 W3, W4毎の検出値もしくは推定値でもよいが、これらの 平均値や!、ずれか一方の後輪 W3, W4〖こつ!/、ての検出値もしくは推定値であっても よい。
[0303] あるいは、実車 1の後部の所定位置（例えば、後輪 W3, W4の車軸上の中央位置） の横すベり角の検出値もしくは推定値、または、該所定位置の横すベり速度 (該所定 位置の進行速度ベクトルの横方向成分)の検出値もしくは推定値、または、該所定位 置の横加速度 (該所定位置の加速度ベクトルの横方向成分)の検出値もしくは推定 値を後輪側ゲイン調整パラメータとして使用してもよい。なお、該所定位置の横すベ り角、横すベり速度、横加速度は、該所定位置の横方向運動に関する状態量の例で ある。
[0304] あるいは、実車 1の後輪 3, W4の横力の検出値もしくは推定値を後輪側ゲイン調整 ノ メータとして使用してもよい。なお、該横カは、後輪 W3, W4毎の検出値もしくは 推定値でもよいが、これらの平均値やいずれか一方の後輪 W3, W4についての検出 値もしくは推定値であってもよ 、。
[0305] 上記したいずれの後輪側ゲイン調整パラメータを使用する場合にあっても、該後輪 側ゲイン調整パラメータと第 n輪分配ゲイン Kn (n= 3, 4)との関係は、 |8 r_actと Κ3, K4との関係と同様に設定すればよい。
[0306] あるいは、上記したような実車 1の後輪 W3, W4の横方向運動に関する状態量（ _actなど）と、実車 1の後部の所定位置の横方向運動に関する状態量と、後輪 W3, W4の横力とのうちのいずれカゝと相関性を有するパラメータを後輪側ゲイン調整パラメ ータとして使用してもよい。例えば、当該横方向運動に関する状態量または横力の検 出値もしくは推定値にほぼ比例するような任意のパラメータを後輪側ゲイン調整パラ メータとして使用してもよい。また、当該横方向運動に関する状態量または横力の値 を規定するような 1つ以上のノ メータを後輪側ゲイン調整パラメータとして使用して もよい。例えば j8 r_actは、基本的には、実車両重心点横すベり角 j8 actと、実ョーレ ート γ actと、実走行速度 Vactとに応じて規定され (前記式 02bを参照）、 |8 r_actは、 β act, γ act, Vactの関数として表現できる。従って、これらの β act, γ act, Vactを 後輪側ゲイン調整パラメータとして用い、この後輪側ゲイン調整パラメータに応じてマ ップもしくは関数式により後輪 W3, W4に関する第 n輪分配ゲイン Kn (n= 3, 4)を決 定するようにしてもよい。より具体的には、例えば、前記モデル車両に係わる前記式 0 2bの j8 r_d、 j8 d、 γ d、 Vdをそれぞれ j8 r_act、 j8 act、 γ act、 Vactに置き換えた式を 基に、前記した β r_actと第 3輪分配ゲイン Κ3および第 4輪分配ゲイン Κ4との関係（ 前記図 14 (b)のグラフで示す関係）を、 β act, γ act, Vactと、 K3および K4との関係 に変換しておく。そして、その変換してなる関係に基づいて、 jS act, γ act, Vactに応 じて K3および K4を決定するようにすればよ!、。
[0307] さらに、上記した如ぐ実車 1の前輪 Wl, W2の横方向運動に関する状態量と、実 車 1の前部の所定位置の横方向運動に関する状態量と、実車 1の前輪 Wl, W2の横 力と、これらの状態量および横力のいずれかと相関性を有するパラメータを前輪側ゲ イン調整パラメータとして使用する代わりに、これらに対応する、規範動特性モデル 1 6上のモデル車両における状態量や横力、パラメータを前輪側ゲイン調整パラメータ として使用してもょ 、。例えば、 β f_actの代わりにモデル車両の β f_dを前輪側ゲイン 調整パラメータとして使用して、第 1輪分配ゲイン K1および第 2輪分配ゲイン K2を決 定するようにしてもよい。同様に、実車 1の後輪 W3, W4の横方向運動に関する状態 量と、実車 1の後部の所定位置の横方向運動に関する状態量と、実車 1の後輪 W3, W4の横力と、これらの状態量および横力のいずれかと相関性を有するパラメータを 後輪側ゲイン調整パラメータとして使用する代わりに、これらに対応する、規範動特 性モデル 16上のモデル車両における状態量や横力、パラメータを後輪側ゲイン調 整パラメータとして使用してもよ 、。例えば、 13 r_actの代わりにモデル車両の 13 r_dを 後輪側ゲイン調整パラメータとして使用して、第 3輪分配ゲイン K3および第 4輪分配 ゲイン K4を決定するようにしてもょ 、。
[0308] あるいは、実車 1の前輪 Wl, W2もしくは前部の所定位置の横方向運動に関する 状態量と、モデル車両の前輪 Wl¾しくは前部の所定位置の横方向運動に関する状 態量 (実車 1側の状態量と同じ種類の状態量)との合成値、または、実車 1の前輪 W1 , W2の横力とモデル車両の前輪 Wfの横力との合成値を前輪側ゲイン調整パラメ一 タと使用してもよい。同様に、実車 1の後輪 W3, W4もしくは後部の所定位置の横方 向運動に関する状態量と、モデル車両の後輪 Wrもしくは後部の所定位置の横方向 運動に関する状態量 (実車 1側の状態量と同じ種類の状態量)との合成値、または、 実車 1の後輪 W3, W4の横力とモデル車両の後輪 Wrの横力との合成値を後輪側ゲ イン調整パラメータと使用してもよい。例えば、実車 1の j8 f_actとモデル車両の |8 f_dと の重み付き平均値に応じて第 1輪分配ゲイン K1および第 2輪分配ゲイン K2を決定 すると共に、実車 1の 13 r_actとモデル車両の 13 r_dとの重み付き平均値に応じて第 3 輪分配ゲイン K3および第 4輪分配ゲイン K4を決定するようにしてもょ ヽ。この場合、 該重み付き平均値に係わる重みに周波数特性 (例えば位相補償要素として機能す る周波数特性)を持たせるようにしてもょ ヽ。
[0309] あるいは、前輪 Wl, W2に関する第 n輪分配ゲイン Kn (n= 1, 2)のそれぞれの第 1の仮値を、実車 1の前輪 Wl, W2もしくは前部の所定位置の横方向運動に関する 状態量、または実車 1の前輪 Wl, W2の横力に応じて決定すると共に、前輪 Wl, W 2に関する第 η輪分配ゲイン Κη (η= 1, 2)のそれぞれの第 2の仮値を、モデル車両 の前輪 W しくは前部の所定位置の横方向運動に関する状態量、またはモデル車 両の前輪 Wfの横力に応じて決定し、それらの第 1仮値および第 2仮値の加重平均値 もしくは重み付き平均値などの合成値を第 n輪分配ゲイン Kn(n= 1, 2)として決定 するようにしてもよい。例えば、第 1輪 W1に関する K1の第 1仮値を |8 f_actに応じて、 前記図 14 (a)に示したグラフに示した如く決定すると共に、 K1の第 2仮値を β f_dに 応じて第 1仮値と同様に決定する。この場合、 i8 f_dに対する第 2仮値の変化の傾向 は、 j8 f_actに対する第 1仮値の変化の傾向と同じでよい。そして、これらの第 1仮値と 第 2仮値との加重平均値を第 1輪分配ゲイン K1として決定する。第 2輪分配ゲイン K 2についても同様である。
[0310] 同様に、後輪 W3, W4に関する第 n輪分配ゲイン Kn (n= 3, 4)のそれぞれの第 1 の仮値を、実車 1の後輪 W3, W4もしくは後部の所定位置の横方向運動に関する状 態量、または実車 1の後輪 W3, W4の横力に応じて決定すると共に、後輪 W3, W4 に関する第 η輪分配ゲイン Κη (η= 3, 4)のそれぞれの第 2の仮値を、モデル車両の 後輪 Wrもしくは後部の所定位置の横方向運動に関する状態量、またはモデル車両 の後輪 Wrの横力に応じて決定し、それらの第 1仮値および第 2仮値の加重平均値も しくは重み付き平均値などの合成値を第 n輪分配ゲイン Kn (η= 3, 4)として決定す るようにしてもよい。例えば、第 3輪 W3に関する Κ3の第 1仮値を |8 r_actに応じて、前 記図 14 (b)に示したグラフに示した如く決定すると共に、 K3の第 2仮値を |8 r_dに応 じて第 1仮値と同様に決定する。この場合、 i8 r_dに対する第 2仮値の変化の傾向は、 iS rjctに対する第 1仮値の変化の傾向と同じでよい。そして、これらの第 1仮値と第 2仮値との加重平均値を第 3輪分配ゲイン K3として決定する。第 4輪分配ゲイン K4 についても同様である。
[0311] さらに、第 n輪分配ゲイン Kn (n= l, 2, 3, 4)の値を、 j8 f_act、 j8 r_actなどの前輪 側ゲイン調整パラメータまたは後輪側ゲイン調整パラメータに応じて変化させるだけ でなぐ推定摩擦係数/ estmにも応じて変化させるように決定することがより望ましい 。例えば、本実施形態に関して前記したように β f_act、 β r_actに応じて第 η輪分配ゲ イン Κηを決定する場合において、 estmが小さくなるほど、 f_actが絶対値の大き い負の値であるときの第 1輪分配ゲイン K1をより小さくするように K1を決定することが 望ましい。また、 estmが小さくなるほど、 j8 r_actが絶対値の大きい正の値であるとき の第 3輪分配ゲイン K3をより小さくするように K3を決定することが望ま 、。同様に、 μ estmが小さくなるほど、 j8 f_actが絶対値の大きい正の値であるときの第 2輪分配ゲ イン K2をより小さくするように K2を決定することが望ましい。また、 estmが小さくなる ほど、 β r_actが絶対値の大き 、負の値であるときの第 4輪分配ゲイン K4をより小さく するように K4を決定することが望ましい。これは、 estmが小さくなるほど、第 n輪 Wn (n= l, 2, 3, 4)の制動方向の駆動 '制動力を増カロさせたときの該第 n輪 Wnの横力 の低下が著しくなる力 である。
[0312] また、第 n輪分配ゲイン Kn (η= 1, 2, 3, 4)の値（ β f act, β r_actなどの前輪側ゲ イン調整パラメータまたは後輪側ゲイン調整パラメータに応じて設定した値)を、第 n 輪の実接地荷重 (第 n輪に作用する路面反力のうちの鉛直方向または路面に垂直な 方向の並進力の検出値もしくは推定値）にも応じて調整するようにしてよい。この場合 、第 n輪分配ゲイン Knの値を、第 n輪 Wnの実接地荷重が小さくなるほど、小さくする ように決定することが望まし 、。
[0313] あるいは、各第 n輪 Wnの実接地荷重を Fzact_n (n= l, 2, 3, 4)、それらの総和を ∑Fzact ( = Fzact— 1 + Fzact— 2 + Fzact— 3 + Fzact— 4)とおいたとき、前輪 Wl, W2に関 する第 n輪分配ゲイン Kl, K2の値を、各前輪 Wl, W2の実接地荷重の和（ = Fzact_ 1 + Fzact_2)に応じて調整したり、その和の∑Fzactに対する割合（= (Fzact.l + Fzac t_2)Z∑Fzact)に応じて調整するようにしてもよい。同様に、後輪 W3, W4に関する 第 n輪分配ゲイン K3, K4を、各後輪 W3, W4の実接地荷重の和（ = Fzact_3 + Fzact _4)に応じて調整したり、その和の∑Fzactに対する割合（= (Fzact_3 + Fzact_4) /∑ Fzact)に応じて調整するようにしてもよい。もしくは、各第 n輪分配ゲイン Kn (n= l, 2 , 3, 4)の値を、それぞれ第 η輪 Wnの実接地荷重の∑Fzactに対する割合（ = Fzact_ n/∑ Fzact)に応じて調整するようにしてもよ！、。
[0314] また、本実施形態では、駆動 ·制動装置 3Aのブレーキ装置に対するフィードバック 制御入力として (ァクチユエータ動作 FB目標値として)、 FB目標第 n輪ブレーキ駆動 •制動力 Fxl dmd_n (n= l, 2, 3, 4)を決定するようにした力 Fxl dmd_nの代わりに、 ブレーキ装置による各車輪 Wn (n= l, 2, 3, 4)の目標スリップ比を決定したり、ある いは、該目標スリップ比と Fxl dmcLnとの両者を決定するようにしてもよい。
[0315] また、フィードバックョーモーメント基本要求値 Ml dmdを、状態量偏差 γ err, β err を 0に近づけるだけでなぐ前記仮想外力決定部 20aの γ j8制限器 202で求められ る逸脱量 γ over, β overを 0に近づけるように（ひ!/、ては前記 γ da, β daがそれぞれ の許容範囲 [ γ damin, γ damax]、 [ β damin, β damax]から逸脱するのを抑制するよ うに）、 Ml dmdを決定するようにしてもよい。例えば適当な係数 Kl dmdl〜Ki dmd4を 用いて、次式 28aにより、 Mlbdmdを決定してもよい。
[0316]
Mlbdmd = Kl dmdl · γ err+Klbdmd2 - β err
-Klbdmd3 - y over-Klbdmd4- β over ……式 28a なお、この式 28aにより Mlbdmdを決定するということは、状態量偏差 γ err, β errを 0に近づけるフィードバック制御則により決定した Mlbdmdの仮値 (式 28aの右辺の第 1項および第 2項の和）を、逸脱量 γ over, β overを 0に近づけるように修正すること によって、 Mlbdmdを決定することと同等である。
[0317] あるいは、前記式 23により状態量偏差 γ err, j8 errを 0に近づけるように決定した M i dmdを不感帯処理部 221に通してなる値である前記不感帯超過フィードバックョー モーメント要求値 MlbdmcLaを、次式 28b (上記式 28aの右辺の第 1項および第 2項の 和の値の代わりに MlbdmcLaを使用した式）により修正してなる値 Mlbdmd_a，を改めて MlbdmcLaとして用いるようにしてもよい。換言すれば、 Mlbdmdを不感帯処理部 221 に通してなる値を MlbdmcLaの仮値とし、この仮値を逸脱量 over, β overを 0に近づ けるように修正することによって、 MlbdmcLaを決定するようにしてもよ!、。
[0318]
Mlbdmd— a， = Ml dmd.a - Klbdmd3 - γ over— Klbdmd4' β over ……式 28b 補足すると、本実施形態では、前記した如ぐ γ j8制限器 202によって、 y over, β overを 0に近づけるように仮想外力仮値 Mvirtmp, Fvirtmpを操作して仮想外力 Mvir , Fvirを決定するようにしている。これだけでも、モデル車両の γ d, j8 dがそれぞれ許 容範囲 [ γ damin, γ damax]、 [ β damin, β damax]を逸脱しな 、ように変ィ匕する。そし て、これに伴い、実車 1の γ act, β actをそれぞれ γ d, β dに近づけるようにァクチュ エータ動作 FB目標値が変化する。このため、 y err, errだけを 0に近づけるように ァクチユエータ動作 FB目標値を決定した場合であっても、結果的に、 γ act, β actも 許容範囲 [ γ damin, γ damax]、 [ β damin, β damax]から逸脱するのを抑制できる。 ただし、上記のように、 y err, j8 errに加えて、 γ over, j8 overをも 0に近づけるように Mlbdmdまたは MlbdmcLaを決定する（ひ!/、てはァクチユエータ動作 FB目標値を決定 する）ようにすることで、 γ act, β actがそれぞれ許容範囲 [ γ damin, γ damax]、 [ j8 d amin, β damax]から逸脱するのをより一層効果的に抑制できる。
[0319] また、上記の如く γ err, j8 errに加えて、 γ over, j8 overをも 0に近づけるように Mlbd mdまたは MlbdmcLaを決定するようにした場合には、仮想外力 Mvir, Fvirは、必ずし も over, β overを 0に近づけるように決定する必要はなぐ単に γ err, β errを 0に近 づけるように仮想外力 Mvir, Fvirを決定するようにしてもよい。この場合には、前記仮 想外力仮値決定部201で求められる仮想外力仮値 Mvirtmp, Fvirtmpをそれぞれそ のまま仮想外力 Mvir, Fvirとして決定すればよい。そして、 Mlbdmdまたは MlbdmcLa を決定する処理、および仮想外力 Mvir, Fvirを決定する処理以外は、本実施形態と 同じでょ 、。このようにしても、 γ act, β actがそれぞれ許容範囲 [ γ damin, γ damax] 、 [ β damin, β damax]力 逸脱するのを抑制するようにァクチユエータ動作 FB目標 値を決定できる。また、この場合であっても、状態量偏差 γ err, β errを 0に近づける ように、仮想外力 Mvir, Fvirが決定されるので、結果的に、モデル車両の γ d, j8 dが それぞれ許容範囲 [ γ damin, γ damax]、 [ β damin, β damax]から逸脱するのが抑 制されるように、 y d, j8 dが決定されることとなる。
[0320] なお、前記式 28bを使用して Mfcdmd_a( = Ml dmd_a' )を決定するようにした場合 には、その式 28bの右辺の第 2項および第 3項の和は、本発明におけるフィードバッ ク補助要求量に相当する。この場合、 Ml dmdが不感帯処理部 221の不感帯に存す るときには、式 28aの右辺の MlbdmcLaは該不感帯内の所定値としての 0であるので、 その 0を当該フィードバック補助要求量に応じて修正してなる Ml dmcLa'に応じて実 車ァクチユエータ操作用制御入力としての FB目標第 n輪ブレーキ駆動'制動力 Fxl d md_nが決定されることとなる。また、 Mlbdmdが不感帯処理部 221の不感帯に存しな いときには、式 28aの右辺の MlbdmcLaは該不感帯内からの Mlbdmdの超過分である ので、結果的に、 Mlbdmdを少なくとも当該フィードバック補助要求量に応じて修正し てなる MlbdmcLa'に応じて実車ァクチユエータ操作用制御入力としての FB目標第 n 輪ブレーキ駆動 ·制動力 Fxl dmcLnが決定されることとなる。
[0321]
[FF則について]
次に、前記 FF則 22の処理を図 17を参照してより詳細に説明する。図 17は、 FF則 22の処理を示す機能ブロック図である。
[0322] 前記したように、本実施形態では、 FF則 22が決定するフィードフォワード目標値（ 運転操作入力に応じたァクチユエータ装置 3の基本目標値）には、駆動 ·制動装置 3 Aのブレーキ装置による実車 1の各車輪 W1〜W4の駆動'制動力のフィードフォヮ一 ド目標値 (以降、 FF目標第 n輪ブレーキ駆動，制動力 (n= l, 2, 3, 4)という）と、駆 動 ·制動装置 3Aの駆動系による実車 1の駆動輪 Wl , W2の駆動 ·制動力のフィード フォワード目標値 (以降、 FF目標第 n輪駆動系駆動 ·制動力 (n= 1 , 2)という）と、駆 動 ·制動装置 3Aの変速装置の減速比 (変速比）のフィードフォワード目標値 (以降、 FF目標ミッション減速比という）と、ステアリング装置 3Bによる実車 1の操舵輪 Wl, W 2の舵角のフィードフォワード目標値 (以降、 FF目標前輪舵角 δ f_ffという）とが含まれ る。
[0323] 図 17に示す如ぐ FF目標前輪舵角 δ f_ffは、運転操作入力のうちのステアリング角
Θ hに応じて（あるいは Θ hと Vactとに応じて）処理部 230により決定される。図 17では 、ステアリング装置 3Bが前記ァクチユエータ駆動型のステアリング装置である場合を 想定している。この場合には、処理部 230は、前記規範操作量決定部 14の処理部 1 4aの処理と同じ処理によって FF目標前輪舵角 δ ¾決定する。すなわち、ステアリ ング角 Θ hを、所定のオーバーオールステアリング比 is、あるいは、 Vactに応じて設定 したオーバーオールステアリング比 isで除算することにより δ ϊ^決定する。このよう にして決定される δ f_ffの値は、前記規範操作量決定部 14の処理部 14aにより決定さ れる無制限時前輪舵角 δ Lunltdの値と同じである。
[0324] なお、ステアリング装置 3Bが前記ァクチユエータ補助型のステアリング装置である 場合、あるいは、機械式ステアリング装置である場合には、 δ f_ff¾決定する必要はな い。あるいは、 δ fj¾常に 0に設定しておけばよい。但し、ステアリング装置 3Bがァク チユエータ補助型のステアリング装置であって、ステアリング角 Θ hに応じて機械的に 定まる前輪 Wl, W2の舵角を Vactに応じて補正する機能をもつような場合には、そ の補正分を Vactに応じて決定し、それを δ f_ffとして決定するようにしてもよい。
[0325] 補足すると、ステアリング装置 3Bがァクチユエータ補助型のステアリング装置である 場合には、前輪 Wl, W2の基本的な舵角（ δ f_actの基本値）は、ステアリング角 Θ h に応じて機械的に定まるので、 S f_ffはァクチユエータによる前輪 Wl, W2の舵角の 補正量のフィードフォワード目標値としての意味を持つものとなる。
[0326] また、 FF目標第 η輪ブレーキ駆動 ·制動力 (η= 1, 2, 3, 4)は、運転操作入力のう ちのブレーキペダル操作量に応じて、それぞれ処理部 231a_n (n= l, 2, 3, 4)によ り決定される。図中の各処理部 231a_nに示したグラフは、それぞれ、ブレーキペダル 操作量と FF目標第 n輪ブレーキ駆動 ·制動力（n= l, 2, 3, 4)との関係を例示する グラフであり、該グラフにおける横軸方向の値がブレーキペダル操作量の値、縦軸方 向の値力FF目標第 n輪ブレーキ駆動'制動力である。図示のグラフに示されるように 、 FF目標第 n輪ブレーキ駆動'制動力（< 0)は、基本的には、ブレーキペダル操作 量の増加に伴い、その大きさ（絶対値)が単調増加するように決定される。なお、図示 の例では、 FF目標第 n輪ブレーキ駆動 ·制動力は、その大きさが過大にならないよう に、ブレーキペダル操作量が所定量を超えると飽和する（ブレーキペダル操作量の 増加に対する FF目標第 n輪ブレーキ駆動 '制動力の絶対値の増加率が 0に近づぐ もしくは 0になる）ようになって!/、る。
[0327] FF目標第 n輪駆動系駆動 ·制動力 (n= l, 2)と FF目標ミッション減速比とは、運転 操作入力のうちのアクセルペダル操作量およびシフトレバー位置と Vactとに応じて、 駆動系ァクチユエータ動作 FF目標値決定部 232により決定される。この駆動系ァク チユエータ動作 FF目標値決定部 232の処理は、公知の通常の自動車において、ァ クセルペダル操作量と Vactと変速装置のシフトレバー位置とに応じて、エンジンから 駆動輪に伝達する駆動力と変速装置の減速比とを決定する手法と同じでよいので、 本明細書での詳細な説明は省略する。
[0328] 以上が本実施形態における FF則 22の具体的な処理の内容である。
[0329]
[ァクチユエータ動作目標値合成部につ ヽて]
次に、前記ァクチユエータ動作目標値合成部 24の処理を詳細に説明する。図 18 は、このァクチユエータ動作目標値合成部 24の処理を示す機能ブロック図である。
[0330] 同図を参照して、ァクチユエータ動作目標値合成部 24は、第 1輪 W1に関して、前 記ァクチユエータ動作 FF目標値のうちの FF目標第 1輪ブレーキ駆動 ·制動力と、 FF 目標第 1輪駆動系駆動'制動力との和を加算器 240で求める。そして、その和を FF 総合目標第 1輪駆動，制動力 FFtotaLlとして最適目標第 1駆動，制動力決定部 241a _1に入力する。さらに、この FFtotaLlと、前記ァクチユエータ動作 FB目標値のうちの F B目標第 1輪ブレーキ駆動'制動力 Fxlbdmd_lとの和を加算器 242で求める。そして、 その和を無制限目標第 1輪駆動 ·制動力 Fxdmd_lとして最適目標第 1駆動 ·制動力決 定部 241a_lに入力する。
[0331] また、ァクチユエータ動作目標値合成部 24は、第 2輪 W2に関して、前記ァクチユエ ータ動作 FF目標値のうちの FF目標第 2輪ブレーキ駆動 ·制動力と、 FF目標第 2輪 駆動系駆動'制動力との和を加算器 243で求める。そして、その和を FF総合目標第 2輪駆動 ·制動力 FFtotal_2として最適目標第 2駆動 ·制動力決定部 241a_2に入力す る。さらに、この FFtotal_2と、前記ァクチユエータ動作 FB目標値のうちの FB目標第 2 輪ブレーキ駆動.制動力 Fxfbdmd_2との和を加算器 244で求める。そして、その和を 無制限目標第 2輪駆動 ·制動力 Fxdmd_2として最適目標第 2駆動 ·制動力決定部 24 la_2に入力する。
[0332] また、ァクチユエータ動作目標値合成部 24は、第 3輪 W3に関して、前記ァクチユエ ータ動作 FF目標値のうちの FF目標第 3輪ブレーキ駆動 ·制動力をそのまま FF総合 目標第 3輪駆動 ·制動力 FFtotal_3として最適目標第 3駆動 ·制動力決定部 241a_3に 入力する。さらに、この FFtotal_3と、前記ァクチユエータ動作 FB目標値のうちの FB目 標第 3輪ブレーキ駆動'制動力 Fxl dmd_3との和を加算器 245で求める。そして、そ の和を無制限目標第 3輪駆動 ·制動力 Fxdmd_3として最適目標第 3駆動 ·制動力決 定部 241a_3に入力する。
[0333] また、ァクチユエータ動作目標値合成部 24は、第 4輪 W4に関して、前記ァクチユエ ータ動作 FF目標値のうちの FF目標第 4輪ブレーキ駆動 ·制動力をそのまま FF総合 目標第 4輪駆動 ·制動力 FFtotal_4として最適目標第 4駆動 ·制動力決定部 241a_4に 入力する。さらに、この FFtotal_4と、前記ァクチユエータ動作 FB目標値のうちの FB目 標第 4輪ブレーキ駆動'制動力 Fxl dmd_4との和を加算器 246で求める。そして、そ の和を無制限目標第 4輪駆動 ·制動力 Fxdmd_4として最適目標第 4駆動 ·制動力決 定部 241a_4に入力する。
[0334] ここで、前記 FF総合目標第 n輪駆動'制動力 FFt0tal_n (n= l, 2, 3, 4)は、それを 一般ィ匕して言えば、駆動'制動装置 3Aの駆動系の動作による第 n輪 Wnの駆動'制 動力のフィードフォワード目標値 (FF目標第 n輪駆動系駆動 ·制動力）とブレーキ装 置の動作による第 n輪 Wnの駆動 ·制動力のフィードフォワード目標値 (FF目標第 n輪 ブレーキ駆動 ·制動力）との総和を意味する。この場合、本明細書の実施形態では、 実車 1の駆動輪を前輪 Wl, W2とし、後輪 W3, W4は従動輪としているので、後輪 W 3, W4に関しては、 FF目標第 n輪ブレーキ駆動 ·制動力（n= 3, 4)がそのまま、 FF 総合目標第 n輪駆動 ·制動力 FFtotaLnとして決定される。
[0335] また、前記無制限目標第 n輪駆動，制動力 Fxdmd_n (n= l, 2, 3, 4)は、前記 FF総 合目標第 n輪駆動 ·制動力 FFtotaLnと、前記 FB第 n輪ブレーキ駆動 ·制動力との和 であるから、駆動 ·制動装置 3Aのフィードフォワード制御動作 (少なくとも運転操作入 力に応じたフィードフォワード制御動作）とフィードバック制御動作 (少なくとも状態量 偏差 Ί err, β errに応じたフィードバック制御動作）とにより要求される第 n輪のトータ ルの駆動 ·制動力を意味する。
[0336] そして、ァクチユエータ動作目標値合成部 24は、最適目標第 n駆動'制動力決定 部 241a_n (n= l, 2, 3, 4)により、それぞれ第 n輪 Wnの駆動 '制動力の最終的な目 標値である目標第 n輪駆動 ·制動力 Fxcmdjiを決定すると共に、第 n輪のスリップ比の 最終的な目標値である目標第 n輪スリップ比を決定する。
[0337] この場合、最適目標第 n駆動'制動力決定部 241a_n (n= l, 2, 3, 4)には、 FFtota l_nおよび FxdmcLnにカ卩えて、第 n輪 Wnの実横すベり角（詳しくは、 n= l, 2であるとき は、実前輪横すベり角 i8 f_aCt、 n= 3, 4であるときは実後輪横すベり角 r_act)の最 新値 (今回値)と推定摩擦係数/ z estmの最新値 (今回値)とが入力される。なお、図 示は省略するが、前輪 Wl, W2に係わる最適目標第 n駆動 ·制動力決定部 241a_n ( n= l, 2)には、実前輪舵角 S f_actの最新値 (今回値)も入力される。そして、最適目 標第 n駆動 ·制動力決定部 241a_n (n= l, 2, 3, 4)は、それぞれに与えられる入力 を基に、目標第 n輪駆動 ·制動力 Fxcmdjiと目標第 n輪スリップ比とを後述するように 決定する。
[0338] また、ァクチユエータ動作目標値合成部 24は、前記ァクチユエータ動作 FB目標値 のうちのアクティブ操舵用 FB目標横カ FylbdmcLfと、前記ァクチユエータ動作 FF目標 値のうちの FF目標前輪舵角 δ f_ffとを最適目標アクティブ舵角決定部 247に入力し、 該最適目標アクティブ舵角決定部 247により前輪 Wl, W2の最終的な舵角の目標 値である目標前輪舵角 δ fcmdを決定する。なお、この δ fcmdは、ステアリング装置 3 Bが前記ァクチユエータ駆動型のステアリング装置である場合には、ァクチユエータの 動作による前輪 Wl, W2の舵角そのもの（実車 1の前後方向を基準とした舵角）の最 終的な目標値を意味する。一方、ステアリング装置 3Bが前記ァクチユエータ補助型 のステアリング装置である場合には、ァクチユエータの動作による前輪 Wl, W2の舵 角の補正量の最終的な目標値を意味する。 [0339] なお、ァクチユエータ動作目標値合成部 24は、前記ァクチユエータ動作 FF目標値 のうちの FF目標第 n輪駆動系駆動 ·制動力 (n= l, 2)をそのまま、駆動'制動装置 3 Aの駆動系の動作による第 n輪 Wnの駆動 ·制動力の最終的な目標値である目標第 n 輪駆動系駆動'制動力として出力する。さらに、ァクチユエータ動作目標値合成部 24 は、前記ァクチユエータ動作 FF目標値のうちの FF目標ミッション減速比をそのまま、 駆動 ·制動装置 3Aの変速装置の減速比 (変速比)の最終的な目標値である目標ミツ シヨン減速比として出力する。
[0340] 前記最適目標第 n駆動'制動力決定部 241a_n (n= l, 2, 3, 4)の処理を以下に詳 説する。図 19は、各最適目標第 n駆動 '制動力決定部 241a_nの処理を示すフローチ ヤートである。
[0341] 同図を参照して、まず、 S100において、第 n輪 Wn (n= l, 2, 3, 4)の横すベり角 が実横すベり角（詳しくは、 n= l, 2であるときは実前輪横すベり角 |8 f_act、 n= 3, 4 であるときは実後輪横すベり角 ι8 まであって、路面摩擦係数 (第 η輪 Wnと路面と の間の摩擦係数）が推定摩擦係数 estmであることを前提条件とする。そして、この 前提条件の基で、無制限目標第 n輪駆動 ·制動力 Fxdmdjiに最も近 、 (一致する場 合を含む)第 n輪 Wnの駆動 ·制動力の値である第 n輪駆動 ·制動力候補 Fxcandjiと、 それに対応する第 n輪 Wnのスリップ比の値である第 n輪スリップ比候補 ScancLnとを 求める。
[0342] ここで、一般に、各車輪の横すベり角と路面反力（駆動'制動力、横力、および接地 荷重）とスリップ比と路面摩擦係数との間には、該車輪のタイヤの特性ゃサスペンショ ン装置の特性に応じた一定の相関関係がある。例えば、各車輪の横すベり角と路面 反力（駆動'制動力、横力、および接地荷重)とスリップ比と路面摩擦係数との間には 、前記非特許文献 1の式（2. 57) , (2. 58) , (2. 72) , (2. 73)により表されるような 相関関係がある。また、例えば接地荷重および路面摩擦係数を一定とした場合、各 車輪の横すベり角と駆動，制動力と横力とスリップ比との間には、前記非特許文献 1 の図 2. 36に示されるような相関関係がある。従って、横すベり角および路面摩擦係 数がそれぞれある値であるときの各車輪の路面反力とスリップ比とは、それぞれが独 立的な値を採り得るわけではなぐそれぞれの値は、上記の相関関係（以下、車輪特 性関係という）に従って変化する。なお、スリップ比は、駆動'制動力が駆動方向の駆 動 ·制動力（>0)であるときは負の値であり、駆動 *制動力が制動方向の駆動 ·制動 力（< 0)であるときは正の値である。
[0343] そこで、本実施形態における S100の処理では、第 n輪 Wnの横すベり角と路面摩 擦係数と駆動 '制動力とスリップ比との関係を表す、あらかじめ作成されたマップに基 づ ヽて、第 n輪 Wnの実横すベり角 β f_actまたは β r_act (最新値）と推定路面摩擦係 数; z estm (最新値)とから、無制限目標第 n輪駆動 ·制動力 Fxdmdjiに最も近いか、ま たは一致する駆動 ·制動力（Fxdmdjiとの差の絶対値が最小となる駆動 *制動力）と、 この駆動 '制動力に対応するスリップ比とを求める。そして、このようにして求めた駆動 •制動力とスリップ比とをそれぞれ第 n輪駆動 ·制動力候補 Fxcandju第 n輪スリップ 比候補 ScancLnとして決定する。
[0344] なお、この処理で使用するマップは、例えば前記車輪特性関係を種々の実験など を通じて、あるいは、車輪 W1〜W4のタイヤ特性やサスペンション装置 3Cの特性に 基づいて、あらかじめ特定もしくは推定しておき、その特定もしくは推定した車輪特性 関係に基づいて作成すればよい。また、そのマップには、第 n輪 Wnの接地荷重を変 数パラメータとして加えてもよい。この場合には、第 n輪 Wnの実接地荷重 Fzact_nを最 適目標第 n駆動 ·制動力決定部 241a_nに入カするようにして、第 n輪 Wnの実横すベ り角 β f_actまたは β r_actと、推定摩擦係数 μ estmと、実接地荷重 Fzact_nとから Fxcan d_n、 ScancLnを決定するようにすればよい。ただし、実接地荷重 Fzact_nの変動は一般 に比較的小さ 、ので、該実接地荷重 Fzact_nを一定値とみなしてもよ 、。
[0345] 補足すると、第 n輪 Wnの実横すベり角 β f_actまたは β r_actと推定路面摩擦係数 μ estmとの組に対応して、あるいは、これらと実接地荷重 Fzact_nとの組に対応して、第 n輪 Wnで発生可能 (路面から作用可能な)な駆動 '制動力（前記車輪特性関係に従 つて発生可能な駆動.制動力）の値の範囲内に FxdmcLnが存在する場合には、その F xdmd_nをそのまま FxcancLnとして決定すればよい。そして、 Fxdmdjiが当該範囲を逸 脱している場合には、当該範囲のうちの上限値（>0)および下限値（< 0)のうち、 Fx dmd_nに近 、方を FxcancLnとして決定すればよ!、。
[0346] また、第 n輪 Wnの実横すベり角 13 f_a または 13 r_actと推定路面摩擦係数 μ estmと の組に対応して、あるいは、これらと実接地荷重 Fzact_nとの組に対応して、第 n輪 W nで発生可能なスリップ比と駆動 *制動力との関係 (前記車輪特性関係に従って発生 可能なスリップ比と駆動 '制動力との関係）は、一般に、該スリップ比の変化に対して、 駆動 ·制動力がピーク値 (極値)を持つような関係となる (スリップ比を横軸の値、駆動 '制動力の大きさを縦軸の値としたときのグラフが上に凸のグラフとなる）。このため、 そのピーク値よりも絶対値が小さい駆動'制動力の値に対応するスリップ比の値は 2 種類存在する場合がある。このように FxcancLn対応するスリップ比の値が 2種類存在 する場合には、その 2種類のスリップ比の値のうち、 0により近い方のスリップ比の値を 第 n輪スリップ比候補 Scandjiとして決定すればよい。換言すれば、第 n輪 Wnのスリツ プ比と駆動，制動力との関係 (前記車輪特性関係に従う関係）において、駆動 '制動 力がピーク値となるスリップ比の値と 0と間の範囲内で、第 n輪スリップ比候補 Scandji を決定すればよい。
[0347] 補足すると、駆動 '制動力がピーク値となるスリップ比の値と 0との間の範囲内では、 スリップ比の絶対値が 0から増加するに伴い、駆動 '制動力の絶対値は単調に増加 する。
[0348] 次いで、 S102に進んで、 S100と同じ前提条件の基で、最大モーメント発生時第 n 輪駆動 ·制動力 Fxmmaxjiと、これに対応するスリップ比である最大モーメント発生時 第 n輪スリップ比 Smmaxjiとを決定する。ここで、最大モーメント発生時第 n輪駆動'制 動力 Fxmmaxjiは、第 n輪 Wnの横すベり角が実横すベり角 j8 f_actまたは j8 r_actであ つて、路面摩擦係数が推定摩擦係数/ z estmであるときに、第 n輪 Wnで発生可能な 路面反力（詳しくは前記車輪特性関係に従って第 n輪 Wnに路面から作用可能な駆 動 ·制動力と横力との合力）のうち、該路面反力によって実車 1の重心点 Gのまわりに 発生するョ一方向のモーメントが、前記フィードバックョーモーメント基本要求値 Ml d mdの極性と同じ極性（向き）に向力つて最大となるような路面反力の駆動 *制動力成 分の値を意味する。なお、この場合、 Fxmmaxji, Smmaxjiは、第 n輪 Wnの駆動'制 動力とスリップ比との関係（前記車輪特性関係に従う関係）において、スリップ比の絶 対値が 0から増加するに伴い駆動 '制動力の絶対値が単調に増加する領域内で決 定される。従って、 Smmaxjiは、駆動'制動力がピーク値となるスリップ比の値と 0との 間で決定される。
[0349] S 102では、前輪 Wl , W2に関しては（n= 1または 2であるとき）、例えば実前輪横 すべり角 f actと、推定摩擦係数； z estmと、実前輪舵角 δ f_actとから、あら力じめ作 成されたマップ (前輪横すベり角と路面摩擦係数と前輪舵角と最大モーメント発生時 駆動 ·制動力と最大モーメント発生時スリップ比との関係 (前記車輪特性関係に従う 関係）を表すマップ）に基づいて、最大モーメント発生時第 n輪駆動 ·制動力 Fxmmax_ nとこれに対応する最大モーメント発生時第 n輪スリップ比 Smmax_nとが決定される。あ るいは、前輪横すベり角と路面摩擦係数とスリップ比と駆動，制動力と横力との関係を 表すマップと、実前輪舵角 S f_actとに基づき、 |8 f_actと/ z estmとの組に対応して発生 可能な第 n輪 Wn (n= 1または 2)の駆動 '制動力と横力との組のなかから、それらの 合力が実車 1の重心点 Gのまわりに発生するョ一方向のモーメントが最大となる駆動
•制動力と横力との組を探索的に決定する。そして、その組に対応する駆動 ·制動力 とスリップ比とをそれぞれ Fxmmax_n, Smmax_nとして決定するようにしてもよ!、。
[0350] また、後輪 W3, W4に関しては (n= 3または 4であるとき）、例えば、実後輪すベり 角 i8 r_actと推定摩擦係数 estmとから、あらかじめ作成されたマップ (後輪横すベり 角と路面摩擦係数と最大モーメント発生時駆動 ·制動力と最大モーメント発生時スリツ プ比との関係 (前記車輪特性関係に従う関係）を表すマップ）に基づいて、最大モー メント発生時第 n輪駆動 ·制動力 Fxmmax nとこれに対応する最大モーメント発生時第 n輪スリップ比 Smmaxjiとが決定される。あるいは、後輪横すベり角と路面摩擦係数と スリップ比と駆動 '制動力と横力との関係を表すマップに基づき、 r_actと μ estmとの 組に対応して発生可能な第 n輪 Wn (n = 3または 4)の駆動 ·制動力と横力との組のな かから、それらの合力が実車 1の重心点 Gのまわりに発生するョ一方向のモーメント が最大となる駆動 '制動力と横力との組を探索的に決定する。そして、その組に対応 する駆動 ·制動力とスリップ比とをそれぞれ Fxmmax_n, Smmaxjiとして決定するように してちよい。
[0351] なお、 S 102の処理では、前記 S 100の処理に関して説明した場合と同様に、第 n 輪 Wnの実接地荷重 Fzact_nを変数パラメータとして含めてもよい。
[0352] 次いで、 S 104〜S 1 12の処理が後述するように実行され、目標第 n輪駆動'制動力 Fxcmdjiが決定される。この場合、目標第 n輪駆動 ·制動力 Fxcmdjiは、次の条件（1) 〜（3)を満足するように決定される。ただし、条件（1)〜（3)は、条件（1)、（2)、 (3) の順に、優先順位が高い条件とされる。そして、条件（1)〜（3)の全てを満たす目標 第 n輪駆動 ·制動力 Fcmd_nを決定できな 、場合には、優先順位の高 、条件を優先 的に満足するように目標第 n輪駆動 ·制動力 Fxcmdjiが決定される。
[0353]
条件（ 1)： FF総合目標第 n輪駆動 ·制動力 FFtotaLnと目標第 n輪駆動 ·制動力 Fxcmd _nとが制動方向の駆動 ·制動力であるときには、目標第 n輪駆動 ·制動力 Fxcmdjiの 大きさ（絶対値)が FF総合目標第 n輪駆動 ·制動力 FFtotaLnの大きさ (絶対値)よりも zj、さくならないこと。換言すれば、 0> Fxcmdji > FFtotaLnとならないこと。
条件 (2)：目標第 n輪駆動 ·制動力 Fxcmdjiが最大モーメント発生時第 n輪駆動 '制動 力 Fxmmax_nと同極性になるときには、 Fxcmdjiの大きさ（絶対値）が Fxmmax_nの大き さ（絶対値）を超えないこと。換言すれば、 Fxcmdji >Fxmmax_n>0、または、 Fxcmd_ n< Fxmmax_n< 0とならな！/、こと。
条件 (3)：目標第 n輪駆動，制動力 Fxcmdjiは、可能な限り第 n輪駆動，制動力候補 F xcand_nに一致すること（より正確には、 Fxcmdjiと Fxcand_nとの差の絶対値を最小に すること） ここで、条件（1)は、目標第 n輪駆動'制動力 Fxcmdjiが、実車 1の運転者がブレー キペダルの操作によって要求している実車 1の第 n輪 Wnの制動方向の駆動 '制動力 (これは FFtotaLnに相当する）よりも小さくならないようにするための条件である。補足 すると、本明細書の実施形態では、後輪 W3, W4は従動輪であるので、後輪 W3, W 4に関する FF総合目標第 n輪駆動 ·制動力 FFtotaLn (n= 3, 4)および目標第 n輪駆 動 ·制動力 Fxcmdji (n= 3, 4)は、常に 0以下の値である。従って、後輪 W3, W4に 関しては、条件（1)は、「目標第 n輪駆動 ·制動力 Fxcmdjiの大きさ（絶対値)が FF総 合目標第 n輪駆動 ·制動力 FFtotaLnの大きさ（絶対値)よりも小さくならな!/、こと。」と!、 う条件と同じである。
[0354] また、条件（2)は、目標第 n輪駆動 ·制動力 Fxcmdjiに対応して第 n輪 Wnで発生す る横力が小さくなり過ぎな 、ようにするための条件である。
[0355] また、条件（3)は、前記ァクチユエータ動作 FB目標値決定部 20bと FF則 22とで決 定された、ァクチユエータ装置 3の動作の制御要求（目標）をできるだけ満足するため の条件である。なお、 Fxcandjiは、前記したように、前記車輪特性関係（第 n輪 Wnの 横すベり角が実横すベり角 jS tacほたは であって、路面摩擦係数が推定摩擦 係数 estmであることを前提条件としたときの車輪特性関係）に従って第 n輪 Wnで 発生可能な駆動 ·制動力の値の範囲内で前記無制限目標第 n輪駆動 ·制動力 Fxdm d_nに最も近い（一致する場合を含む)駆動 '制動力の値である。従って、条件（3)は 別の言い方をすれば、目標第 n輪駆動 ·制動力 Fxcmdjiは、前記車輪特性関係 (第 n 輪 Wnの横すベり角が実横すベり角 |8 f_acほたは |8 r_actであって、路面摩擦係数が 推定摩擦係数/ z estmであることを前提条件としたときの車輪特性関係）に従って第 n 輪 Wnで発生可能な駆動 '制動力の値の範囲内の値となり、且つ、可能な限り無制限 目標第 n輪駆動 ·制動力 Fxdmdji (制御要求に従う駆動 ·制動力）に一致する力もしく は近いこと (FxdmcLnとの差の絶対値が最小になること）、という条件と同等である。
[0356] 前記 S104〜S112の処理は、具体的には、次のように実行される。まず、 S104に 進んで、 S100で決定した Fxcandjiと S102で決定した Fxmmax_nとの大小関係力 0 >Fxmmax— n Fxcand— nまたは 0< Fxmmax— n Fxcand— nである力 Λ否力 半 [J断する。こ の判断結果が NOである場合には、 S 106に進んで、目標第 n輪駆動'制動力 Fxcmd_ nに Fxcandjiの値を代入する。すなわち、 Fxcandjiと Fxmmax_nとが互いに異なる極性 である場合、あるいは、 Fxcandjiと Fxmmax_nとが同極性であって、且つ Fxcandjiの大 きさ（絶対値）が Fxmmax_nの大きさ（絶対値）以下である場合には、 Fxcandjiの値が そのまま Fxcmdjiに代入される。なお、 Fxcandji =0であるとき（このとき、 Fxdmdjiも 0 である）にも、 Fxcandjiの値が Fxcmdjiに代入される（Fxcmd_n = 0とする）。
[0357] 一方、 S104の判断結果が YESである場合には、 S108に進んで、目標第 n輪駆動 •制動力 Fxcmdjiに Fxmmax_nの値（S 102で決定した値）を代入する。
[0358] ここまでの処理により、前記条件（2)、（3)を満足するように (ただし、条件（2)が優 先されるように）、 Fxcmdjiが決定される。
[0359] S106または S108の処理の後、 S110に進んで、前記 FF総合目標第 n輪駆動'制 動力 FFtotaLnと今現在の目標第 n輪駆動'制動力 Fxcmd_n (S106または S108で決 定された値）との大小関係力 0>Fxcmd_n>FFtotal_nであるか否かを判断する。こ の判断結果が、 YESである場合には、 S112に進んで、目標第 n輪駆動'制動力 Fxc md_nに改めて FFtotaLnを代入する。すなわち、 FF総合目標第 n輪駆動'制動力 FFt otaLnと S106または S108で決定された第 n輪駆動 '制動力候補 Fxcmdjiとが制動方 向の駆動'制動力で、且つ、 FxcmcLnの大きさ（絶対値）力 FFtotaLnの大きさ（絶対 値）よりも小さい場合には、 FFtotaLnの値を FxcmcLnに代入する。なお、 S110の判断 結果が NOであるときには、その時の FxcmcLnの値がそのまま維持される。
[0360] 以上の S104〜S112の処理によって、前記した通り、基本的には、前記条件（1) 〜（3)を満足するように目標第 n輪駆動 ·制動力 Fxcmdjiが決定される。そして、条件 ( 1)〜（3)の全てを満たす目標第 n輪駆動 ·制動力 Fxcmdjiを決定できな 、場合には 、優先順位の高 、条件を優先的に満足するように目標第 n輪駆動 ·制動力 Fxcmdji が決定される。
[0361] S110の判断結果が YESであるとき、あるいは、 S112の処理の後、 S114にの処理 が実行される。この S114では、上記の如く S106〜S112の処理で決定した FxcmcLn に対応するスリップ比を目標第 n輪スリップ比 Scmdjiとして決定する。この場合、前記 S104〜S112の処理によって、 FxcmcLnは、 Fxcand_n、 Fxmmax_n、 FFtotaLnのいず れかの値である。そして、 FxcmcLn =Fxcand_nであるときには、 S100で求められた第 n輪スリップ比候補 Scand_nが Scmd_nとして決定される。また、 Fxcmdji =Fxmmax_nで あるときには、 S102で決定された最大モーメント発生時第 n輪スリップ比 Smmaxjiが S cmd_nとして決定される。また、 Fxcmd_n=FFtotal_nであるときには、例えば前記 S10 0の処理で使用するマップに基づいて、 FFtotaLnに対応するスリップ比を求め、その 求めたスリップ比を Scmdjiとして決定すればよい。この場合、 FFtotaLnに対応するス リップ比の値が 2種類存在する場合には、 0に近 、方のスリップ比の値 (第 n輪 Wnの 駆動.制動力がピーク値となるスリップ比の値と 0との間の範囲内の値）を Scmd_nとし て決定すればよい。また、 FFtotaLnが該マップにおいて、第 n輪 Wnで発生可能な駆 動'制動力の値の範囲を逸脱している場合には、その範囲内で、 FFtotaLnに最も近 V、駆動 ·制動力の値に対応するスリップ比を Scmdjiとして決定すればょ 、。 [0362] 以上が最適目標第 n駆動'制動力決定部 241a_n (n= l, 2, 3, 4)の処理の詳細で ある。
[0363] なお、本実施形態では、 目標第 n輪駆動 ·制動力 Fxcmdjiを決定してから、これに 対応する目標第 n輪スリップ比 Scmdjiを決定したが、これと逆に、 目標第 n輪スリップ 比 Scmdjiを決定してから、これに対応する目標第 n輪駆動'制動力 Fxcmdjiを決定す るようにしてもよい。この場合には、前記条件（1)〜（3)に対応する目標第 n輪スリツ プ比 Scmd_nに関する条件に基づいて、前記 S104〜S112と同様の処理〖こよって、 目標第 n輪スリップ比 Scmdjiを決定する。そして、その後に、この Scmd_nに対応する F xcmd_nを決定するようにすればよい。なお、この場合、 Scmdjiは、第 n輪 Wnの前記 車輪特性関係に従うスリップ比と駆動 '制動力との関係において、駆動 '制動力がピ ーク値となるスリップ比の値と 0との間の範囲内で決定される。
[0364] 次に、前記最適目標アクティブ舵角決定部 247の処理を説明する。図 20は、この 最適目標アクティブ舵角決定部 247の処理を示す機能ブロック図である。
[0365] 同図を参照して、最適目標アクティブ舵角決定部 247は、まず、前記ァクチユエ一 タ動作 FB目標値決定部 20bで決定されたアクティブ操舵用 FB目標横カ Fyl dmcLf を実車 1に前輪 Wl , W2に発生させる（詳しくは前輪 W1の横力と前輪 W2の横力と の合力を Fyf dmdj^け変化させる）ために要求される前輪 Wl, W2の舵角の変化量 である FBアクティブ舵角 δ fj を、 Fyl dmdj^基に処理部 247aで決定する。この場 合、処理部 247aでは、例えば第 1輪 W1の実接地荷重 FzacUに応じて所定の関数 式あるいはマップにより第 1輪 W1のコーナリングパワー Kf_lを求めると共に、第 2輪 W 2の実接地荷重 Fzact_2に応じて所定の関数式あるいはマップにより第 2輪 W2のコー ナリングパワー Kf_2を求める。上記関数式あるいはマップは、実車 1の前輪 Wl, W2 のタイヤ特性に基づいてあら力じめ設定される。そして、このコーナリングパワー Kf_l , Kf_2を用いて、次式 30により、 FBアクティブ舵角 δ fj を決定する。
[0366]
6 f ft)= (l/ (Kf 1 + Kf_2) ) - Fylbdmd— f ……式 30 このようにして求められる FBアクティブ舵角 δ fj は、前輪 Wl, W2の横力の合力 を、 Fyl dmd け変化させるのに要求される前輪横すベり角の修正量に相当する。
[0367] なお、通常、実接地荷重 Fzact_l, Fzact_2の変化は小さいので、式 30で Fyl dmd_f に乗じる係数（1Z (Kf_l + Kf_2) )を一定値としてもよ!ヽ。
[0368] 次 、で、最適目標アクティブ舵角決定部 247は、上記の如く決定した δ fjbを加算 器 247bで FF目標前輪舵角 S f_ffに加えることにより、 目標前輪舵角 S fcmdを決定す る。
[0369] なお、前記状態量偏差 γ err, β errに応じたアクティブ操舵用 FB目標横カ Fyl dm d_fの決定を行なわず、あるいは、常に Fyi dmd_f=0とする場合には、 δ f_ff¾そのまま 目標前輪舵角 S f_cmdとして決定すればよい。
[0370] 以上が、前記ァクチユエータ動作目標値合成部 24の処理の詳細である。
[0371]
[ァクチユエータ駆動制御装置につ 、て]
前記ァクチユエータ駆動制御装置 26は、前記ァクチユエータ動作目標値合成部 2 4で決定された目標値を満足するように実車 1のァクチユエータ装置 3を動作させる。 例えば、駆動 ·制動装置 3Aの駆動系の動作による第 1輪 W1の駆動 '制動力（駆動 方向の駆動 ·制動力）が前記目標第 1輪駆動系駆動 ·制動力になるように該駆動系 のァクチユエータ操作量を決定し、それに応じて該駆動系を動作させる。さらに、第 1 輪 W1の実路面反力のうちの駆動 *制動力（駆動系の動作による第 1輪 W1の駆動 · 制動力とブレーキ装置の動作による第 1輪 W1の駆動 '制動力（制動方向の駆動-制 動力）との和）が、前記目標第 1輪駆動 ·制動力 Fxcmd_lになるように、ブレーキ装置 のァクチユエータ操作量を決定し、それに応じて該ブレーキ装置を動作させる。そし て、この場合、第 1輪 W1の実スリップ比と前記目標第 1輪スリップ比 Scmd_lとの差が 0 に近づくように駆動系またはブレーキ装置の動作が調整される。他の車輪 W2〜W4 についても同様である。
[0372] また、ステアリング装置 3Bがァクチユエータ駆動型のステアリング装置である場合に は、実前輪舵角 S f_actが前記目標前輪舵角 S fcmdに一致するようにステアリング装 置 3Bのァクチユエータ操作量が決定され、それに応じてステアリング装置 3Bの動作 が制御される。なお、ステアリング装置 3Bがァクチユエータ補助型のステアリング装 置である場合には、実前輪舵角 S f_actが、前記目標前輪舵角 S f_cmdとステアリング 角 Θ hに応じた機械的な舵角分との和に一致するようにステアリング装置 3Bの動作 が制御される。
[0373] また、駆動，制動装置 3Aの駆動系の変速装置の減速比は、前記目標ミッション減 速比に従って制御される。
[0374] なお、各車輪 W1〜W4の駆動 ·制動力や横力などの制御量は、駆動'制動装置 3 A、ステアリング装置 3B、サスペンション装置 3Cの動作が互いに干渉しやすい。この ような場合には、該制御量を目標値に制御するために、駆動'制動装置 3A、ステアリ ング装置 3B、サスペンション装置 3Cの動作を非干渉ィヒ処理によって統合的に制御 することが望ましい。
[0375]
[第 2実施形態]
次に、本発明の第 2実施形態を図 21を参照して説明する。なお、本実施形態は、 前記第 1実施形態と一部の処理のみが相違するので、その相違する部分を中心に 説明し、同一部分については説明を省略する。また、本実施形態の説明では、第 1 実施形態と同一の構成部分もしくは同一の機能部分については第 1実施形態と同じ 参照符号を使用する。
[0376] ァクチユエータ動作 FB目標値は、本来、状態量偏差 γ err, β errに応じたフィード ノ ックョーモーメント基本要求値 Ml dmdを満足するように決定されること力 フィード ノ ック制御理論上は、理想的である。し力るに、前記第 1実施形態では、不感帯処理 部 221、リミッタ 222d_nなどの処理に起因して、ァクチユエータ動作 FB目標値によつ て実車 1の重心点 Gのまわりに発生するョ一方向のモーメントには、 Ml dmdに対して 過不足を生じる。さらに、ァクチユエータ動作 FB目標値力 ァクチユエータ動作目標 値までの各処理機能部 (ァクチユエータ動作目標値合成部 24など）における非線形 性 (リミッタや飽和特性など）の影響によって、ァクチユエータ動作 FB目標値に応じて 実車 1の各車輪 W1〜W4で発生する路面反力がァクチユエータ動作 FB目標値に対 して過不足を生じる場合がある。従って、実車 1の各車輪 W1〜W4で発生する路面 反力は、状態量偏差 γ err, β errを 0に近づけるための理想的な路面反力に対して 過不足を生じる場合がある。
[0377] 一方、実車 1の運動の状態量とモデル車両の運動の状態量との差に対する影響に 関しては、その差を実車 1のァクチユエータ装置 3にフィードバックして付カ卩的な路面 反力（当該差を 0に近づけるための路面反力）を実車 1に作用させることと、この付カロ 的な路面反力を（一 1)倍してなる外力をモデル車両に作用させることとは等価である
[0378] そこで、本実施形態では、実車 1の各車輪 W1〜W4で発生する路面反力の、理想 的な路面反力に対する過不足分に応じて、モデル車両に作用させる仮想外力を修 正し、それによつて、該過不足分を補償する。
[0379] 以下、図 21を参照して説明すると、本実施形態では、 FB分配則 20の仮想外力決 定部 20aは、前記第 1実施形態における機能に加えて、処理部 215を備えている。
[0380] 処理部 215では、まず、ァクチユエータ動作 FB目標値決定部 20bで前述の通り決 定されたァクチユエータ動作 FB目標値 (今回値)を処理部 215aに入力する。そして 、この処理部 215aによって、該ァクチユエータ動作 FB目標値に起因して実車 1の各 車輪 Wl〜W4に作用する路面反力の補正量 (ァクチユエータ動作 FF目標値に対応 して発生する路面反力からの補正量)である路面反力補正量を算出する。この場合、 路面反力補正量は、次にように求められる。
[0381] すなわち、ァクチユエータ動作 FB目標値 (今回値）とァクチユエータ動作 FF目標値
(今回値)とを基にァクチユエータ動作目標値合成部 24で決定される目標第 n輪駆動 •制動力 Fxcmd_n (n= l, 2, 3, 4)および目標スリップ比 Sxcmd— n (n= l, 2, 3, 4)に 応じて、第 n輪 Wnに作用する路面反力（駆動 ·制動力および横力）を推定する。この とき、第 n輪 Wnの駆動 '制動力の推定値は、 Fxcmdjiとし、横力は例えば前記車輪特 性関係に基づくマップなどを使用して求めればよい。より具体的には、例えば後述す る S200および S202、式 40などを使用して横力を求めればよい。また、ァクチユエ一 タ動作 FB目標値を 0としてァクチユエータ動作目標値合成部 24と同じ処理を実行す ることにより、ァクチユエータ動作 FB目標値を 0とした場合の各第 n輪 Wn (n= l, 2, 3, 4)の目標駆動'制動力および目標スリップ比を求め、それに応じて第 n輪 Wnに作 用する路面反力（駆動 ·制動力および横力）を推定する。そして、上記のようにァクチ ユエータ動作 FB目標値を異なるものとして求めた第 n輪 Wnの路面反力の差を求め 、その差を第 n輪 Wnの路面反力補正量として決定する。
[0382] 次いで、上記の如く求めた路面反力補正量を処理部 215bに入力する。そして、こ の処理部 215bによって、各車輪 W1〜W4の路面反力補正量 (路面反力補正量のう ちの駆動 *制動力成分および横力成分の合力）に起因して、実車 1の重心点 Gのま わりに発生するトータルのモーメント Ml (ョ一方向のモーメント）を算出する。具体的 には、各第 n輪 Wn (n= l, 2, 3, 4)の路面反力補正量と、実前輪舵角 δ f_act等 (各 車輪 W1〜W4と実車 1の重心点との幾何学的関係を規定するパラメータ）とを基に、 第 n輪 Wnの路面反力補正量が実車 1の重心点 Gのまわりに発生するョ一方向のモ 一メントを求める。そして、それを全ての車輪 W1〜W4について合成することにより、 Mlが求められる。
[0383] 次!、で、このモーメント Ml力 ァクチユエータ動作 FB目標値決定部 20bの処理部 220で決定されたフィードバックョーモーメント基本要求値 Ml dmd (今回値）を減算 器 215cで減じることにより、実車ョーモーメント偏差 Ml _err ( = Mlb— Mlbdmd)を求め る。なお、この実車ョーモーメント偏差 Ml _err力 ァクチユエータ動作 FB目標値に起 因して実車 1で発生するョ一方向のモーメントの、 Mlbdmdからの過不足分を意味す る。
[0384] 次いで、この実車ョーモーメント偏差 Ml _errに、乗算部 215dにて所定のゲイン Cl を乗じることにより仮想外力補償モーメント Mvir_cを決定する。ゲイン Cl は、 0く Clb ≤1となる値（1以下の正の値）である。この仮想外力補償モーメント Mvir_cは、ァクチ ユエータ動作 FB目標値に起因して実車 1で発生するョ一方向のモーメントの、 Mlbd mdからの過不足分に起因して発生する実車 1とモデル車両との間の状態量偏差を 0 に近づけるようにモデル車両の重心点 Gdのまわりに発生させるべきョー方向のモー メントを意味する。
[0385] 次 ヽで、前記 γ β制限器 202で前述した如く決定される仮想外力（前記減算器 20 7の出力)を第 2仮値 Mvir 、=Mvirtmp— Mvir— over) , Fvir 、 = Fvirtmp— Fvir— over) とし、この第 2仮値 Mvir' , Fvir'と仮想外力補償モーメント Mvir_cとを加算器 215eで 加え合わせる。これにより、仮想外力 Mvir, Fvir (今回値)を決定する。具体的には、 第 2仮値 Mvir，と Mvir_cとの和を Mvirとして決定し、第 2仮値 Fvir，をそのまま Fvirとし て決定する。
[0386] 以上説明した以外の構成および処理は、前記第 1実施形態と同じである。
[0387] 本実施形態によれば、状態量偏差 γ err, β errカもァクチユエータ動作目標値まで の非線形性が、 jS err, γ errの挙動に与える影響が低減され、 γ err, errは、線形 性を高く保ちながら 0に収束しょうとする。換言すれば、状態量偏差 γ err, β errを 0 に収束させるためのフィードバックゲインの総和力 前記式 23におけるゲインマトリク ス Kl dmdと式 15におけるゲインマトリクス KMrとの差（Klbdmd— KlVir)に近いものとな る。
[0388] 換言すれば、仮想外力の上記第 2仮値 Mvir' , Fvir'をそのまま仮想外力 Mvir, Fvi rとして規範動特性モデル 16に入力したとした場合に前記モデル車両に作用する外 力（ョ一方向のモーメント）と前記ァクチユエータ動作 FB目標値に起因して実車 1に 作用する外力（ョ一方向のモーメント Ml )との差と、状態量偏差 γ err, β errとの間の 関係に比べて、第 2仮値 Mvir' , Fvir，を仮想外力補償モーメント Mvir_cで修正してな る仮想外力 Mvir, Fvirを規範動特性モデル 16に入力した場合に前記モデル車両に 作用する外力（ョ一方向のモーメント）と前記ァクチユエータ動作 FB目標値に起因し て実車 1に作用する外力（ョ一方向のモーメント Mlb)との差と、状態量偏差 γ err, β e rrとの間の関係がより線形性の高い関係になる。
[0389]
[第 3実施形態]
次に、本発明の第 3実施形態を図 22〜図 24を参照して説明する。なお、本実施形 態は、前記第 1実施形態と一部の処理のみが相違するので、その相違する部分を中 心に説明し、同一部分については説明を省略する。また、本実施形態の説明では、 第 1実施形態と同一の構成部分もしくは同一の機能部分については第 1実施形態と 同じ参照符号を使用する。
[0390] 前記第 1実施形態では、駆動'制動装置 3Aに対するァクチユエータ動作 FB目標 値として、駆動'制動装置 3Aのブレーキ装置の動作によって第 n輪 Wn (n= l, 2, 3 , 4)に作用させる駆動 '制動力の補正要求値 (状態量偏差 γ err, errを 0に近づけ るための補正要求値)を意味する前記 FB目標第 n輪ブレーキ駆動 ·制動力 Fxl dmd_ nを求めるようにした。本実施形態では、これに代えて、駆動'制動装置 3Aに対する ァクチユエータ動作 FB目標値として、 FB目標第 n輪ブレーキモーメント Ml dmc (n = 1, 2, 3, 4)を決定する。この FB目標第 n輪ブレーキモーメント MlbdmcLnは、駆動' 制動装置 3Aのブレーキ装置の動作によって各車輪 W1〜W4に作用させる路面反 力（詳しくは駆動 '制動力および横力の合力）が実車 1の重心点 Gのまわりに発生す るョ一方向のモーメントの補正要求値 (状態量偏差 Ύ err, β errを 0に近づけるため の補正要求値)を意味する。そして、本実施形態では、この FB目標第 n輪ブレーキモ 一メント Ml dmcLnを使用して、ァクチユエータ動作目標値を決定する。
[0391] 従って、本実施形態では、 FB分配則 20のァクチユエータ動作 FB目標値決定部 2 Obの処理と、ァクチユエータ動作目標値合成部 24の処理とが前記第 1実施形態と相 違する。そして、これ以外の構成および処理は、第 1実施形態と同じである。
[0392] 以下に本実施形態におけるァクチユエータ動作 FB目標値決定部 20bの処理と、ァ クチユエータ動作目標値合成部 24の処理とを説明する。
[0393] 図 22は本実施形態におけるァクチユエータ動作 FB目標値決定部 20bの処理機能 を示す機能ブロック図である。同図を参照して、ァクチユエータ動作 FB目標値決定 部 20bは、まず、処理部 220, 221により第 1実施形態と同じ処理を実行し、それぞれ 前記フィードバックョーモーメント基本要求値 Ml dmdと、不感帯超過フィードバックョ 一モーメント要求値 Ml dmcLaとを決定する。
[0394] 次 、で、ァクチユエータ動作 FB目標値決定部 20bは、ァクチユエータ動作 FB目標 値分配処理部 222の処理を実行してァクチユエータ動作 FB目標値を決定する。この 場合、本実施形態では、各 FB目標第 n輪ブレーキモーメント Mi dmd_n (n= l, 2, 3 , 4)は、処理部 222f_n, 222g_nを介して決定される。また、アクティブ操舵用 FB目標 横力 Fyl dmdj^処理部 222eにより決定される。処理部 222eの処理は、前記第 1実 施形態と同じである。なお、処理部 222eは省略してもよい。
[0395] 各 FB目標第 n輪ブレーキモーメント Ml dmd_n (n= l, 2, 3, 4)は、次のように決定 される。すなわち、基本的には、 Ml dmcLaが正であるときには、そのモーメントを実車 1の左側の車輪 Wl, W3の路面反力の操作 (補正）によって発生させ、 MlbdmcLaが 負であるときには、そのモーメントを実車 1の右側の車輪 W2, W4の路面反力の操作 (補正）によって発生させるように、 FB目標第 n輪ブレーキモーメント MlbdmcLn (n= 1 , 2, 3, 4)が決定される。
[0396] 具体的には、まず、各車輪 W1〜W4に対応する処理部 222f_n (n= 1, 2, 3, 4)に よって、それぞれ第 n輪分配ゲイン Knを決定する。この第 η輪分配ゲイン Κηの決定 の仕方は、前記第 1実施形態と同じである。すなわち、前輪 Wl, W2に係わる Kl, Κ 2は、それぞれ前輪側ゲイン調整パラメータとしての実前輪横すベり角 iS Lactに応じ て、例えば前記図 14 (a)のグラフで示す如く決定される。また、後輪 W3, W4に係わ る K3, K4は、それぞれ後輪側ゲイン調整パラメータとしての実後輪横すベり角 j8 r_ac tに応じて、例えば前記図 14 (b)のグラフで示す如く決定される。そして、各処理部 2 22f_n (n= l, 2, 3, 4)は、この第 n輪分配ゲイン Knを MlbdmcLaに乗じることにより、 第 n輪分配モーメント基本値 Mlb_nを決定する。なお、このように決定される Ml _nの極 性（向き）は、 MlbdmcLaと同じである。また、第 n輪分配ゲイン Knは、 13 f_actまたは 13 r _actに応じて上記の如く決定する以外に、前記第 1実施形態で説明したいずれの形 態で決定するようにしてもよい。そして、この場合、前輪側ゲイン調整パラメータおよ び後輪側ゲイン調整パラメータは、前記第 1実施形態と同様に、 i8 f_act, |8 以外 のパラメータを使用してもょ 、。
[0397] 次 、でァクチユエータ動作 FB目標値分配処理部 222は、上記の如く決定した第 n 輪分配モーメント基本値 Mi _n (n= l, 2, 3, 4)を、それぞれ第 n輪 Wnに対応するリ ミッタ 222g_nに通すことにより、 FB目標第 n輪ブレーキモーメント MlbdmcLnをそれぞ れ決定する。
[0398] ここで、図 22中の各リミッタ 222g_n (n= l, 2, 3, 4)のグラフは、 Ml _nと MlbdmcLnと の関係を表すグラフであり、該グラフに関する横軸方向の値が Ml _nの値、縦軸方向 の値が MlbdmcLnの値である。
[0399] このリミッタ 222g_nのうち、第 1輪 W1および第 3輪 W3に係わるリミッタ 222g_l, 222 g_3は、それに入力される Ml _n (n= l, 3)の値が 0または正の値であるときにのみ、 M l _nをそのまま MlbdmcLnとして出力し、 Ml _nが負の値であるときには、その Mlb_nの値 によらずに出力する MlbdmcLnの値を 0とする。換言すれば、 0を下限値として、 Mlb_n に制限を掛けることにより MlbdmcLnを決定する。
[0400] 一方、第 2輪 W1および第 4輪 W3に係わるリミッタ 222g_2, 222g_4は、それに入力 される Ml _n (n= 2, 4)の値力 0または負の値であるときにのみ、 Ml _nをそのまま Ml dmd_nとして出力し、 Ml _nが正の値であるときには、その Ml _nの値によらずに出力す る MlbdmcLnの値を 0とする。換言すれば、 0を上限値として、 Ml _nに制限を掛けること により MlbdmcLnを決定する。
[0401] このように FB目標第 n輪ブレーキモーメント MlbdmcLn (n= l, 2, 3, 4)を決定する ことにより、 Ml dmd_a>0である場合には、実車 1の左側の車輪 Wl, W3の路面反力 の補正によって MlbdmcLaにほぼ等しいョー方向のモーメントを実車 1の重心点 Gのま わりに発生させるベく MlbdmcLnが決定される。この場合、第 1輪 W1および第 3輪 W3 のそれぞれの Ml dmd_l、 Ml dmd_3は、 Ml dmd_aに比例するもの（Ml dmd_aに K1 または K3を乗じてなる値）となる。ひいては、 MlbdmcLaの変化と、 Ml dmd_l、 Mlbdm d_3の変化との関係が比例関係になる。そして、その比例関係における前輪側ゲイン としての第 1輪分配ゲイン K1と後輪側ゲインとしての第 3輪分配ゲイン K3とがそれぞ れ前輪側ゲイン調整パラメータ (本実施形態では β f_act)、後輪側ゲイン調整パラメ ータ (本実施形態では β r_act)に応じて変化することとなる。
[0402] また、 MlbdmcLaく 0である場合には、駆動 ·制動装置 3Aのブレーキ装置 3Aの動作 による実車 1の右側の車輪 W2, W4の路面反力の補正によって MlbdmcLaにほぼ等し V、ョ一方向のモーメントを実車 1の重心点 Gのまわりに発生させるベく MlbdmcLnが決 定される。この場合、第 2輪 W2および第 4輪 W4のそれぞれの Ml dmd_2、 Ml dmd_4 は、 MlbdmcLaに比例するもの（MlbdmcLaに K2または K4を乗じてなる値）となる。ひ いては、 MlbdmcLaの変化と、 Ml dmd_2、 Mlbdmd_4の変化との関係が比例関係にな る。そして、その比例関係における前輪側ゲインとしての第 2輪分配ゲイン K2と後輪 側ゲインとしての第4輪分配ゲイン K4とがそれぞれ前輪側ゲイン調整パラメータ (本 実施形態では β f_act)、後輪側ゲイン調整パラメータ (本実施形態では β r_act)に応 じて変ィ匕することとなる。
[0403] なお、第 1輪 W1および第 3輪 W3に係わるリミッタ 222g_n (n= l, 3)は、 0よりも若 干小さい値を MlbdmcLnの下限値として Ml _nに制限を掛けることにより MlbdmcLnを決 定するようにしてもよい。同様に、第 2輪 W2および第 4輪 W4に係わるリミッタ 222g_n ( n= 2, 4)は、 0よりも若干大きい値を Ml dmcLnの上限値として Ml _nに制限を掛ける ことにより Ml dmcLnを決定するようにしてもよ!、。
[0404] 以上が本実施形態におけるァクチユエータ動作 FB目標値決定部 20bの処理の詳 細である。
[0405] 次に、本実施形態におけるァクチユエータ動作目標値合成部 24の処理を図 23お よび図 24を参照して説明する。図 23はァクチユエータ動作目標値合成部 24の処理 機能を示す機能ブロック図、図 24はその処理機能のうちの最適目標第 n駆動 '制動 力決定部の処理を示すフローチャートである。
[0406] 図 23を参照して、本実施形態におけるァクチユエータ動作目標値合成部 24は、目 標第 n輪駆動 ·制動力 Fxcmdjiおよび目標第 n輪スリップ比 Scmdjiを決定する最適目 標第 n駆動 ·制動力決定部 241b_n (n= l, 2, 3, 4)と、目標前輪舵角 δ fcmdを決定 する最適アクティブ舵角決定部 247とを備えて 、る。
[0407] 最適アクティブ舵角決定部 247の処理は、第 1実施形態と同じである。一方、最適 目標第 n駆動'制動力決定部 241b_nの処理は、第 1実施形態と相違している。また、 ァクチユエータ動作目標値合成部 24は、前記第 1実施形態と同様に、前記 FF則 22 で決定されたァクチユエータ動作 FF目標値のうちの FF目標第 1輪駆動系駆動 ·制 動力、 FF目標第 2輪駆動系駆動 '制動力、および FF目標ミッション減速比をそれぞ れ目標第 1輪駆動系駆動'制動力、目標第 2輪駆動系駆動，制動力、目標ミッション 減速比として出力するようにして ヽる。
[0408] 本実施形態では、前輪 Wl, W2に係わる最適目標第 n駆動 '制動力決定部 241b_ n (n= l, 2)には、それぞれ、前記 FF則 22で決定されたァクチユエータ動作 FF目標 値のうちの FF目標第 n輪ブレーキ駆動 ·制動力と FF目標第 n輪駆動系駆動 ·制動力 との和である FF総合目標第 n輪駆動 ·制動力 FFtotaLn (これは第 1実施形態と同様 に加算器 240で求められる）と、前記ァクチユエータ動作 FB目標値決定部 20bで決 定されたァクチユエータ動作 FB目標値のうちの FB目標第 n輪ブレーキモーメント Ml dmd_nとが入力される。なお、前輪 Wl, W2に係わる最適目標第 n駆動'制動力決定 部 241b_n (n= l, 2)には、第 1実施形態の場合と同様に、実前輪横すベり角 f_act の最新値 (今回値)および推定摩擦係数/ z estmの最新値 (今回値)も入力される。さ らに、図示は省略するが、実前輪舵角 S f_actの最新値 (今回値)も最適目標第 n駆動 •制動力決定部 241b_n (n= l, 2)に入力される。
[0409] また、後輪 W3, W4に係わる最適目標第 n駆動 '制動力決定部 241b_n (n= 3, 4) には、それぞれ、前記 FF則 22で決定されたァクチユエータ動作 FF目標値のうちの F F目標第 n輪ブレーキ駆動 ·制動力が FF総合目標第 n輪駆動 ·制動力 FFtotaLnとし て入力されると共に、前記ァクチユエータ動作 FB目標値決定部 20bで決定されたァ クチユエータ動作 FB目標値のうちの FB目標第 n輪ブレーキモーメント MlbdmcLnとが 入力される。なお、後輪 W3, W4に係わる最適目標第 n駆動 '制動力決定部 241b_n (n= 3, 4)には、第 1実施形態の場合と同様に、実後輪横すベり角 i8 r_actの最新値 (今回値)および推定摩擦係数 μ estmの最新値 (今回値)も入力される。
[0410] そして、最適目標第 n駆動'制動力決定部 241b_n (n= l, 2, 3, 4)は、それぞれ、 与えられた入力を基に、目標第 n輪駆動 ·制動力 Fxcmdjiと目標第 n輪スリップ比 Scm d_nとを決定して出力する。
[0411] 以下に、図 24を参照して、各最適目標第 n駆動，制動力決定部 241b_n (n= l, 2, 3, 4)の処理を説明する。
[0412] まず、 S200において、第 n輪 Wn(n= l, 2, 3, 4)の横すベり角が実横すベり角（ 詳しくは、 n= lまたは 2であるときは実前輪横すベり角 |8 f_act、 n= 3または 4であると きは実後輪横すベり角 ι8 まであって、路面摩擦係数 (第 n輪 Wnと路面との間の 摩擦係数)が推定摩擦係数/ z estmであることを前提条件とする。そして、この前提条 件の基で、前記 FF総合目標第 n輪駆動 ·制動力 FFtotaLnに対応するスリップ比 Sff_n を求める。より詳しくは、該前提条件の基で、第 n輪 Wnで発生可能な駆動'制動力の うち、 FFtotaLnに一致する力、もしくは最も近い駆動 '制動力に対応するスリップ比の 値を Sff_nとして求める。この場合、例えば前記第 1実施形態における図 19の S100の 処理で使用するマップに基づいて、 FFtotaLnに対応するスリップ比を求め、その求め たスリップ比を Sff_nとして決定すればよい。なお、 FFtotaLnに対応するスリップ比の値 力^種類存在するような場合には、 0に近い方のスリップ比が Sff_nとして決定される。 換言すれば、第 n輪 Wnのスリップ比と駆動 '制動力との関係 (前記車輪特性関係に 従う関係）において、駆動 '制動力がピーク値 (極値）となるスリップ比の値と 0との間 の範囲内において、 Sff_nが決定される。また、 FFtotaLnが上記前提条件の基で、第 n 輪 Wnで発生可能な駆動 ·制動力の値の範囲を逸脱して 、る場合には、 FFtotaLnに 最も近い駆動 '制動力の値に対応するスリップ比の値が Sff_nとして決定される。
[0413] 次いで、 S202に進んで、第 n輪 Wnのスリップ比が Sff_nであるときの第 n輪 Wnの横 力 FyflLnを求める。この場合、例えば第 n輪 Wnの横すベり角と路面摩擦係数とスリツ プ比と横力との関係 (前記車輪特性関係に従う関係)を表す、あらかじめ作成された マップに基づいて、第 n輪 Wnの実横すベり角 j8 f_actまたは j8 r_actの値と、推定路面 摩擦係数 estmの値と、 Sff_nの値とから横力 Fyff_nを求めるようにすればよい。なお、 そのマップには、第 n輪 Wnの実接地荷重 Fzact_nを変数パラメータとして含めてもよ い。
[0414] 次いで、 S204に進んで、スリップ比力 ff_nであるときの第 n輪 Wnの駆動 '制動力で ある FFtotaLnと、該第 n輪 Wnの横力である Fyff_nとの合力ベクトル力 実車 1の重心 点 Gのまわりに発生するョ一方向のモーメント Mff_nを求める。具体的には、第 n輪 Wn が前輪 Wl, W2であるとき (n= lまたは 2であるとき）には、実前輪舵角 δ f_actを基に 、第 n輪 Wnから見た実車 1の重心点 Gの位置ベクトル（水平面上での位置ベクトル） を求める。そして、その位置ベクトルと上記合力ベクトルとの外積 (ベクトル積)を演算 することによって、 Mff_nを求めればよい。また、第 n輪 Wnが後輪 W3, W4であるとき（ n= 3または 4であるとき）には、第 n輪 Wnから見た実車 1の重心点 Gの位置ベクトル（ 水平面上での位置ベクトル。これはあら力じめ設定される）と上記合力ベクトルとの外 積（ベクトル積）を演算することによって、 Mff_nを求めればよい。なお、 Mff_nは、 FFtot al_nと FyflLnと実前輪舵角 S f_actとから（n= lまたは 2である場合）、あるいは、 FFtotal _nと Fyffjiとから（n= 3または 4である場合）、あらかじめ作成したマップに基づ!/、て求 めるようにしてもよい。このようにして求められる Mff_nは、第 n輪のフィードフォワード 要求モーメント（MlbdmcLn =0である場合の要求モーメント）に相当するものである。
[0415] 次いで、 S206に進んで、上記の如く求めた Mff_nと前記 FB目標ブレーキモーメント MlbdmcLnとを加え合わせることにより、第 n輪 Wnの路面反力による実車 1の重心点 G まわりのモーメント (ョ一方向のモーメント）の仮目標値である仮目標モーメント候補 M cand_nが算出される。この Mcand_nは、第 n輪 Wnで制御要求に従って実車 1の重心 点 Gのまわりに発生すべきョー方向のモーメントを意味する。
[0416] 次いで、 S208に進んで、第 n輪 Wn(n= l, 2, 3, 4)の横すベり角が実横すベり角
(詳しくは、 n= lまたは 2であるときは実前輪横すベり角 |8 f_act、 n= 3または 4である ときは実後輪横すベり角 ι8 まであって、路面摩擦係数 (第 n輪 Wnと路面との間の 摩擦係数)が推定摩擦係数/ z estmであることを前提条件として、最大モーメント発生 時第 n輪スリップ比 Smmaxjiを決定する。この処理は、前記第 1実施形態における図 1 9の S102で最大モーメント発生時第 n輪スリップ比 Smmax_nを求める場合と同様に実 行される。但し、 Smmaxjiは、それに対応して第 n輪 Wnで発生する駆動'制動力と横 力との合力によって実車 1の重心点 Gのまわりに発生するモーメント (最大モーメント） が前記フィードバックョーモーメント基本要求値 Ml dmdの極性（向き）に向かって最 大となるように決定される。
[0417] 次いで、 S210に進んで、上記の如く求めた Smmaxjiの値と 0との間で、ョー方向の モーメントが S206で求めた Mcand_nに一致し、または Mcand_nに最も近くなるときのス リップ比 ScancLnを求める。このように Scand_nを決定することは、前記条件（2)、 （3)を 満たすような (より詳しくは、条件 (2)を満たす範囲内で、条件 (3)を満たすような)、 駆動 ·制動力に対応するスリップ比を決定することと等価である。
[0418] この S210の処理では、例えば第 n輪 Wnの実横すベり角と路面摩擦係数とスリップ 比と駆動'制動力と横力との関係 (前記車輪特性関係に従う関係)を表す、あらかじ め作成されたマップと、実前輪舵角 S f_actとに基づいて (n= lまたは 2である場合）、 あるいは、該マップに基づいて (n= 3または 4である場合）、前記前提条件の基で、 探索的に、 ScancLnを求めればよい。
[0419] 次いで、 S212力ら S216の処理によって、目標第 n輪スリップ比 Scmd_nが決定され る。この場合、 ScancLnおよび Sff_nが共に正の値であるとき（すなわち、 ScancLn, Sff_n にそれぞれ対応する第 n輪 Wnの駆動 *制動力が共に制動方向の駆動 *制動力であ るとき）には、 Scmdjiに対応する駆動 *制動力（制動方向の駆動 *制動力）の絶対値が 、前記 FF総合目標第 n輪駆動 ·制動力 FFtotaLnの絶対値よりも小さくならな 、ように S cmd_nが決定される。 [0420] 具体的には、 S212において、 Scand_n > Sff_n > 0であるか否かが判断され、この判 断結果が YESであるときには、 S214に進んで、 Scmd_nに ScancLnの値が代入される 。また、 S212の判断結果が NOであるときには、 S216に進んで、 Scmd_nに Sff_nの値 が代入される。
[0421] 次いで、 S218に進んで、上記の如く決定した Scmd_nに対応する第 n輪 Wnの駆動' 制動力が目標第 n輪駆動 ·制動力 Fxcmdjiとして決定される。この場合、例えばスリツ プ比と駆動 '制動力との関係を表す、あら力じめ作成されたマップに基づいて、 Scmd_ nの値に対応する Fxcmdjiが決定される。
[0422] 以上が、本実施形態における最適目標第 n駆動'制動力決定部 242b_nの処理で ある。
[0423] 補足すると、本実施形態では、前記第 1実施形態における条件（3)の代わりに、目 標第 n輪駆動 ·制動力 Fxcmdjiは、前記車輪特性関係 (第 n輪 Wnの横すベり角が実 横すベり角 /3 f_actまたは 13 r_actであって、路面摩擦係数が推定摩擦係数 μ estmで あることを前提条件としたときの車輪特性関係）に従って第 n輪 Wnで発生可能な駆 動 ·制動力の値の範囲内の値となり、且つ、該車輪特性関係に従って第 n輪 Wnで発 生可能な路面反力のうち、その駆動 ·制動力成分が Fxcmdjiに等 U、路面反力によ つて実車 1の重心点 Gのまわりに発生するョ一方向のモーメントが可能な限り前記 Mc and_nに一致する力もしくは近いこと (Mcand_nとの差の絶対値が最小になること）、とい う条件が用いられている。そして、この条件 (以下、条件（3) 'という）と、前記条件（1) 、（2)とのうち、前記条件（1)を最上位の条件、条件 (2)を次順位の条件とし、これら の条件（1)、（2)、（3) 'をその優先順位に従って満足するように目標第 n輪駆動 ·制 動力 Fxcmdjiが決定されている。この場合、前記 S210までの処理によって、結果的 に、条件 (2)を満たし得る範囲内で、条件 (3) 'をできるだけ満たすように、 Fxcmdjiが 決定されることとなる。すなわち、 S210の処理で決定される ScancLnに対応する駆動' 制動力（S212の判断結果が YESである場合における Scmdjiに対応する駆動 '制動 力）を目標第 n輪駆動 ·制動力 Fxcmdjiとして決定したとき、その Fxcmdjiは条件（2) を優先条件として、条件（2)、（3) 'を満足するものとなる。さらに、 S212〜S216の処 理を経ることで、最優先の条件（1)を満たすように Fxcmdjiが決定されることとなる。 [0424]
[第 4実施形態]
次に、本発明の第 4実施形態を図 25および図 26を参照して説明する。なお、本実 施形態は、前記第 1実施形態と一部の処理のみが相違するので、その相違する部分 を中心に説明し、同一部分については説明を省略する。また、本実施形態の説明で は、第 1実施形態と同一の構成部分もしくは同一の機能部分については第 1実施形 態と同じ参照符号を使用する。
[0425] 本実施形態が、第 1実施形態と相違する点は、前記図 18に示したァクチユエータ 動作目標値合成部 24の最適目標第 n駆動 ·制動力決定部 241a_n (n= l, 2, 3, 4) の処理だけである。この場合、本実施形態では、図示は省略するが、各最適目標第 n駆動 ·制動力決定部 241a_nには、前記 FF総合第 n輪駆動 ·制動力 FFtotaLnおよ び無制限時第 n輪駆'制動力 FxdmcLnにカ卩えて、推定摩擦係数/ z estmと、第 n輪 Wn の実路面反力（実駆動 ·制動力 Fxac u実横力 Fyact_n、実接地荷重 Fzactji)とが入 力される。そして、各最適目標第 n駆動'制動力決定部 241a_nは、入力された推定 摩擦係数 estmと、第 n輪 Wnの実路面反力とを基に、第 n輪 Wnの駆動'制動力と 横力との関係を推定する。さらに、その推定した関係を利用して、目標第 n輪駆動'制 動力 FxcmcLnと目標第 n輪スリップ比 Scmd_nとを決定する。
[0426] ここで、前記非特許文献 1の式（2. 42)に見られるように、各第 n輪 Wn (n= l, 2, 3 , 4)の実横すベり角がある値であるときに、該第 n輪 Wnに路面力 作用する横力 Fy_ nと駆動 ·制動力 Fx_nとの関係は、一般に、以下に示す楕円の式によって近似できる
[0427] [数 9]
Figure imgf000105_0001
[0428] なお、式 40において、 μは路面摩擦係数、 Fz_nは第 η輪 Wnの接地荷重、 Fy0_nは 第 n輪 Wnの駆動'制動力 Fx_n力^であるときの横力である。 Fy0_nは一般には、第 n 輪 Wnの横すベり角に応じて変化する。 Fy0_nの極性は、第 n輪 Wnの実すベり角の極 '性と逆になる。
[0429] 本実施形態では、この式 40が、第 n輪 Wnの駆動.制動力と横力との関係を規定す る式であるとして、この式 40を利用して、 FxcmcLnと Scmd_nとを決定する。この場合、 式 40の FyO_nを特定するために、実路面反力の値を使用する。
[0430] 以下に図 25を参照して、本実施形態での最適目標第 n駆動 ·制動力決定部 241a_ n (n= l, 2, 3, 4)の処理を説明する。図 25は、その処理を示すフローチャートであ る。
[0431] まず、 S300〖こおいて、第 n輪 Wnの実路面反力 Fxact_n, Fyact.n, Fzact_n (検出値 もしくは推定値の最新値)と推定摩擦係数 μ estm (最新値)とを基に、前記式 40の Fy 0_nの値（駆動.制動力が 0であるときの横力の値）を求める。すなわち、式 40の Fx_n、 Fy_n、 Fz_n、 μにそれぞれ Fxact_n、 Fyact_n、 Fzact_n、 μ estmの値を代入する。そし て、 FyO_nについて解くことにより（換言すれば、図中に示す式によって）、 FyO_nの値 を決定する。なお、図中の sqrt (A)は (Aは一般変数）、 Aの平方根を求める関数であ る。また、 FyO_nの極性 (符号）は、 Fyact_nと同じである。
[0432] 次!、で、 S302に進んで、前記式 40 (FyO_nの値が S300で決定した値である場合 の式 40)を制約条件 (Fx_nと Fy_nとの関係を規定する制約条件)として、前記無制限 時第 n輪駆動 ·制動力 Fxdmdjiに最も近 ヽ (一致する場合を含む)駆動 ·制動力 Fx_n を求め、これを第 n輪駆動 '制動力候補 Fxcandjiとする。この場合、式 40の制約条件 の基で、駆動'制動力 Fx_nが採り得る値の範囲は、 / z 'Fzactjiと 'Fzact_nとの間 の範囲である。なお、 μ 'Fzactjiは、第 n輪 Wnと路面との間の最大摩擦力を意味す る。従って、 FxdmcLnの値力 この範囲 [ μ -Fzact.n, μ 'Fzact_n]内の値である場 合には、 FxdmcLnがそのまま FxcancLnとして決定され、 Fxdmd_nの値力 範囲 [― μ -F zact_n, μ 'Fzact_n]を逸脱している場合には、― μ 'Fzact_nと 'Fzact_nとのうちの F xcmd_nに近 、方の値が、 FxcancLnとして決定される。
[0433] 次!、で、 S304に進んで、前記式 40 (FyO_nの値が S300で決定した値である場合 の式 40)を制約条件として、第 n輪の路面反力（駆動，制動力 Fx_nと横力 Fy_nとの合 力）が実車 1の重心点 Gのまわりに発生するョ一方向のモーメントが最大となるような 駆動 ·制動力 Fx_nの値を求め、これを最大モーメント発生時第 n輪駆動 ·制動力 Fxm max_nとする。より詳しくは、前記式 40の関係に従う Fx_nと Fy_nとの組のうち、それらの 合力が実車 1の重心点 Gのまわりに発生するョ一方向のモーメントが最大となる Fx_n , Fy_nの組を求め、その組の Fx_nの値を Fxmmax_nとして決定する。ここでの最大モー メントは、前記フィードバックョーモーメント基本要求値 Ml dmdと同じ極性に向かって 最大となるモーメントである。なお、 FxcancLnに対応する横力の極性は、 S300で求め た Fy0_nの極性（ = Fyact_nの極性）と同じである。
[0434] この場合、前輪 Wl, W2に係わる Fxmmax_n (n= 1または 2である場合の Fxmmax_n )は、推定摩擦係数/ z estm (最新値)と第 n輪 Wnの実接地荷重 Fzactjiと実前輪舵角 S f_actとから算出される。また、後輪 W3, W4に係わる Fxmmax_n (n= 3または 4であ る場合の Fxmmaxji)は、推定摩擦係数 estm (最新値）と第 n輪 Wnの実接地荷重 Fz act_nとカゝら算出される。
[0435] ここで、代表的に、第 1輪 W1に係わる Fxmmax_lの算出の仕方を図 26を参照して 説明する。同図 26は、実車 1を平面視で模式的に示しており、図中の楕円 C1は、前 記式 40により表される楕円を示している。実車 1の重心点 Gのまわりに発生するモー メントが最大となるような Fx_l, Fy_lの組に対応する楕円 C1上の点は、水平面上で第 1輪 W1の中心点と実車 1の重心点 Gとを結ぶ直線 uOと平行な直線のうち、楕円 C1 に接する直線 umと楕円 C1との接点 Psである。なお、この例では、 Fxcand_lが負の（ 制動方向の）駆動 ·制動力であるとし、接点 Psにおける Fx_lも負の値であるとしている
[0436] ここで、第 1輪 W1の前後方向に対して直線 um (または uO)がなす角度を図示の如 く Θとおくと、接点 Psにおける、 Fy_lの Fx_lに対する変化率 d Fy_l/ d Fx_lは、次式 41で示す如く tan Θに等しい。さらに、 tan Θは、実前輪舵角 δ から、次式 42の幾 何学的演算により求められる。
[0437]
d Fy_l/ d Fx— 1 =tan Θ ……式 41 tan θ = (— Lf'sin δ f— act
+ (df/2) · cos δ f— act) / (Lf · cos δ f— act + (df/2) - sin δ f act)……式 42 なお、式 42の df、 Lfの意味は、前記図 13と同じである。
[0438] 一方、前記式 40によってから、次式 43が得られる。
[0439]
d Fy_l/ d Fx— 1 = (Fy0_l/ ( μ estm ' Fzact— I))2 · (Fx_l/Fy_l) ……式 43 前記式 41、 43と前記式 40と力ゝら、接点 Psにおける Fx_lの値、すなわち、 Fxmmax.l は、次式 44〖こより与えられることとなる。
[0440]
Fxmmax— 1 = μ estm ' Fzact— 1/ sqrt(l + FyO_l / (tan θ · μ estm ' Fzact— l 2)
……式 44 この式 44と前記式 42とが、 Fxmmax_lを求めるための式である。なお、 Fxcand_lが 正の値であるときには、 Fxmmax_lは、式 44の右辺の演算結果の符合を反転させた 値となる。
[0441] 他の車輪 W2〜W4についても、上記と同様に Fxmmax_n (n= l , 2, 3)を算出する ことができる。なお、後輪 W3, W4については、実舵角は 0であるので、その値は、必 要ない。
[0442] 図 25のフローチャートの説明に戻って、 S306力 S314まで、前記第 1実施形態に おける図 19の S 104〜S 112までの処理と同じ処理が実行され、これにより、目標第 n 輪駆動 ·制動力 Fxcmdjiが決定される。
[0443] 次いで、 S316に進んで、 Fxcmdjiに対応するスリップ比を求め、それを目標第 n輪 目標スリップ比 Scmdjiとして決定する。この場合、例えば、第 n輪 Wnの駆動'制動力 とスリップ比との関係を表す、あら力じめ定められたマップに基づいて、目標第 n輪ス リップ比 Scmd_nが決定される。なお、ここで使用するマップは、 μ estmと、第 n輪 Wnの 実横すベり角 j8 Lactまたは 13 r_act (ある!/、は Fy0_n)との組に対応するマップである。
[0444] 以上の S300〜S316の処理によって、前記条件（1)〜（3)と同等の条件を満足す るように目標第 n輪駆動 ·制動力 Fxcmdjiが決定される。そして、条件（1)〜（3)の全 てを満たす目標第 n輪駆動 ·制動力 Fxcmdjiを決定できな 、場合には、優先順位の 高 、条件を優先的に満足するように目標第 n輪駆動 ·制動力 Fxcmdjiが決定される。
[0445]
[第 5実施形態]
次に、本発明の第 5実施形態を図 27を参照して説明する。なお、本実施形態は、 前記第 3実施形態と一部の処理のみが相違するので、その相違する部分を中心に 説明し、同一部分については説明を省略する。また、本実施形態の説明では、第 3 実施形態と同一の構成部分もしくは同一の機能部分については第 3実施形態と同じ 参照符号を使用する。
[0446] 本実施形態が、第 3実施形態と相違する点は、前記図 23に示したァクチユエータ 動作目標値合成部 24の最適目標第 n駆動 ·制動力決定部 241b_n (n= l, 2, 3, 4) の処理だけである。この場合、本実施形態では、図示は省略するが、各最適目標第 n駆動 ·制動力決定部 241b_nには、前記 FF総合第 n輪駆動 ·制動力 FFtotaLnおよ び無制限時第 n輪駆'制動力 FxdmcLnにカ卩えて、推定摩擦係数/ z estmと、第 n輪 Wn の実路面反力（実駆動 ·制動力 Fxac u実横力 Fyact_n、実接地荷重 Fzactji)とが入 力される。そして、各最適目標第 n駆動'制動力決定部 241b_nは、入力された推定 摩擦係数 estmと、第 n輪 Wnの実路面反力とを基に、前記式 40により表される第 n 輪 Wnの駆動《制動力と横力との関係を推定する。さらに、その推定した関係を利用 して、目標第 n輪駆動 ·制動力 Fxcmdjiと目標第 n輪スリップ比 Scmdjiとを決定する。
[0447] 図 27は本実施形態における各最適目標第 n駆動 '制動力決定部 241b_nの処理を 示すフローチャートである。以下、説明すると、まず、 S400において、前記図 25の S 300と同じ処理が実行され、式 40の Fy0_nの値が求められる。
[0448] 次 、で、 S402に進んで、前記 FF総合目標第 n輪駆動 ·制動力 FFtotaLnに対応す る横力 Fyff_nを求める。すなわち、前記式 40の Fx_n、 Fz_n、 μにそれぞれ FFtotal_n、 Fzact_n、 μ estmの値を代入すると共に、式 40の FyO_nに S400で求めた値を代入し て、 Fy_nについて解くことにより（換言すれば図中に示す式によって）、 Fyff_nの値を 決定する。 [0449] 次いで、 S404に進んで、第 n輪 Wnの駆動'制動力が FFtotaLnで、且つ横力が Fyff _nであったときに、これらの合力が実車 1の重心点 Gのまわりに発生するョ一方向の モーメントを求め、これを第 n輪 FFモーメント Mff_nとする。この処理は、前記図 24の S 204の処理と同様に行なわれる。このようにして求められる Mff_nは、第 n輪のフィード フォワード要求モーメント（Ml dmd_n=0である場合の要求モーメント）に相当するも のである。
[0450] 次いで、 S406に進んで、上記の如く求めた Mff_nと前記 FB目標ブレーキモーメント MlbdmcLnとを加え合わせることにより、第 n輪 Wnの路面反力による実車 1の重心点 G まわりのモーメント (ョ一方向のモーメント）の仮目標値である仮目標モーメント候補 M cand_nが算出される。
[0451] 次 、で、 S408に進んで、前記式 40を制約条件として、第 n輪 Wnの路面反力（駆 動 ·制動力 Fx_nと横力 Fy_nとの合力）が実車 1の重心点 Gのまわりに発生するョ一方 向のモーメントが前記フィードバックョーモーメント基本要求値 Ml dmdの極性と同じ 極性に向力つて最大となるような路面反力の駆動 ·制動力 Fx_nを求め、これを最大モ 一メント発生時第 n輪駆動 ·制動力 Fxmmax_nとする。この処理は、前記図 25の S304 の処理と同じである。
[0452] 次 、で、 S410に進んで、前記式 40を制約条件として、第 n輪 Wnの路面反力（駆 動 ·制動力 Fx_nと横力 Fy_nとの合力）が実車 1の重心点 Gのまわりに発生するョ一方 向モーメントが McancLnに一致または最も近くなるときの Fx_nを求め、これを第 n輪 Wn の駆動 '制動力の候補 Fxcandji (第 n輪駆動 '制動力候補 Fxcandji)とする。ただし、 0 > Fxmmax— n > Fxcand— nまたは 0< Fxmmax— n< Fxcand— nとならな！/、よつに (換言す れば、 FxcancLnの符号が Fxmmax_nの符号と異なる力、または、 Fxcand_nの絶対値が Fxmmax_nの絶対値以下になるように）、 Fxcand_nが決定される。
[0453] この場合、 McancLnの絶対値が Fxmmax_nに対応する最大モーメントの絶対値以上 である場合には、 Fxmmax_nが FxcancLnとして決定される。
[0454] また、 McancLnの絶対値力 Fxmmax_nに対応する最大モーメントの絶対値よりも小 さい場合には、式 40の関係を満たす Fx_n, Fy_nの組のなかから、それらの合力が実 車 1の重心点 Gのまわりに発生するョ一方向のモーメントが McancLnに一致するような Fx_n, Fy_nの組が探索的に求められる。そして、その求められた Fx_nが、 Fxcand_nとし て決定される。なお、この処理では、前輪 Wl, W2に関しては、式 40だけでなく、実 前輪舵角 S f_actの値も使用される。
[0455] この場合、 Fx_n, Fy_nの合力が実車 1の重心点 Gのまわりに発生するョ一方向のモ 一メントが Mcand_nに一致するような Fx_n, Fy_nの組は、 2組存在するものの、 Fxmmax _n< 0であるときには、 Fx_n>Fxmmax_nとなる方の Fx_nが Fxcand_nとして決定され、 F xmmax_n>0であるときには、 Fx_nく Fxmmax_nとなる Fx_nが Fcand_nとして決定される
[0456] 力力る S410の処理により、式 40が満たされる範囲内において、 0 > Fxmmax_n > Fx cand_nまたは 0く Fxmmax_n< Fxcand_nとならな!/、ようにしつつ、実車 1の重心点まわ りに発生するョ一方向のモーメントが McancLnに一致する力 もしくは最も近くなるよう に FxcancLnが決定される。
[0457] 次いで、 S412に進んで、 0>FFtotal_n> FxcancLnであるか否かを判断する。そし て、この判断結果が YESであるときには、 S414に進んで、 FxcancLnの値を Fxcmd_n に代入する。また、 S412の判断結果が NOであるときには、 S416に進んで、 FFtotal _nの値を Fxcmdjiに代入する。これにより、目標第 n輪駆動 ·制動力 Fxcmdが決定され る。
[0458] 次!、で、 S418に進んで、 Fxcmdjiに対応するスリップ比を目標第 n輪スリップ比 Scm d_nとして決定する。この処理は、図 25の S316の処理と同じである。
[0459] 以上が、本実施形態における最適目標第 n駆動'制動力決定部 241b_nの処理の 詳細である。
[0460] 補足すると、本実施形態では、前記第 1実施形態における条件（3)の代わりに、前 記第 3実施形態に関して説明した条件 (3) 'と同様の条件が用いられている。ただし 、この場合、前記第 3実施形態における車輪特性関係が、前記式 (40)の楕円関数 に相当する。従って、本実施形態における条件（3) 'は、より詳しくは、前記式 (40)に 従って第 n輪 Wnで発生可能な駆動 '制動力の値の範囲内の値となり、且つ、該車輪 特性関係に従って第 n輪 Wnで発生可能な路面反力のうち、その駆動 *制動力成分 が Fxcmdjiに等 、路面反力によって実車 1の重心点 Gのまわりに発生するョ一方向 のモーメントが可能な限り前記 McancLnに一致する力もしくは近 、こと (Mcand_nとの差 の絶対値が最小になること)、という条件である。そして、この条件 (3) 'と、前記条件（ 1)、 （2)とのうち、前記条件（1)を最上位の条件、条件 (2)を次順位の条件とし、これ らの条件（1)、 （2)、 （3) 'をその優先順位に従って満足するように目標第 n輪駆動 · 制動力 FxcmcLnが決定されている。この場合、前記 S410までの処理によって、結果 的に、条件 (2)を満たし得る範囲内で、条件 (3) 'をできるだけ満たすように、 Fxcmd_ nが決定されることとなる。さらに、 S412〜S416の処理を経ることで、最優先の条件（ 1)を満たすように FxcmcLnが決定されることとなる。
[0461]
次に、前記第 1〜第 5実施形態の変形態様をいくつか説明する。
[変形態様 1]
前記第 1〜第 5実施形態では、規範状態量として規範ョーレート y dと規範車両重 心点横すベり角 j8 dとを用いた力 次のようにしてもよい。例えば規範動特性モデル により規範ョーレート γ οΐだけを規範状態量として逐次求める。そして、実ョーレート Ύ actとその規範ョーレート γ dとの差である状態量偏差 γ errを 0に近づけるように、規 範動特性モデルと実車 1のァクチユエータ装置 3とを操作するようにしてもよい。この 場合、前記式（1)により表した規範動特性モデル 16の代わりに、例えば、図 28に示 す規範動特性モデル 56によって、規範ョーレート γ dを逐次決定するようにしてもよ い。
[0462] 以下、図 28の規範動特性モデル 56をより詳細に説明すると、この規範動特性モデ ル 56には、ステアリング角 Θ hと、実走行速度 Vactと、規範動特性モデル 56の操作 用の制御入力（ γ errを 0に近づけるための制御入力）としての仮想外力モーメント（ョ 一方向のモーメント） Mvirとが制御処理周期毎に逐次入力される。なお、 0 hと Vact は最新値 (今回値)であり、 Mvirは前回値である。
[0463] そして、規範動特性モデル 56は、まず、入力された Θ h, Vactカゝら整定目標値決定 用マップ 56aにより、整定目標ョーレート γ∞を求める。該整定目標ョーレート γ∞は 、 Θ hと Vactとがそれらの入力値に定常的に維持されたとした場合のモデル車両 (本 実施形態での規範動特性モデル 56上の車両)のョーレートの収束値を意味する。な お、整定目標値決定用マップ 56aは、推定摩擦係数 estmに応じて設定しておくこ とが望ましい。
[0464] 次 、で、規範ョーレート y dの前回値 (規範動特性モデル 56から前回の制御処理 周期で求めた値）と、上記整定目標ョーレート γ∞とが、フライホイール追従則 56bに 入力される。そして、このフライホール追従制御則 56bにより、フライホイール用 FBモ 一メント Ml を決定する。ここで、本実施形態では、モデル車両のそのョー方向の回 転運動を水平なフライホイール（回転軸が鉛直方向の軸であるフライホイール)の回 転運動により表現する。そして、そのフライホイールの回転角速度を規範ョーレート γ dとして出力する。
[0465] そこで、フライホイール追従則 56bは、そのフライホイールの回転角速度、すなわち 、規範ョーレート γ οΐを前記整定目標ョーレート γ∞に収束させるように、フィードバッ ク制御則 (例えば比例則、比例 ·微分則など）により、フライホイールに入力するモー メント（フライホールに入力する外力の次元の制御入力）としての前記フライホイール 用 FBモーメント Mf を決定する。
[0466] 次いで、規範動特性モデル 56は、加算器 56cにおいて、この Mlbに、仮想外力モ 一メント Mvirをカ卩ぇ合わせることにより、フライホイールの入力（モーメント）を決定する 。そして、この入力モーメントを、処理部 56dにおいて、フライホイールの慣性モーメン ト Jにより除算することにより、フライホイールの回転角加速度を求める。さらにその回 転角加速度を積分してなる値（図では、その積分を演算子「lZs」により表している） を規範ョーレート y dとして出力する。
[0467] なお、フライホイールの慣性モーメント Jの値は、例えば実車 1の重心点 Gのまわりの 慣性モーメントの値と同一力、もしくはほぼ同一の値に設定しておけばよい。あるいは 、実車 1の走行中に同定した値を使用してもよい。
[0468] 以上が、規範動特性モデル 56の処理の詳細である。
[0469] 補足すると、この変形態様 1における規範動特性モデル 56以外の処理については 、例えば前記第 1実施形態と同様でよい。だだし、前記第 1実施形態の仮想外力決 定部 20aの処理では、例えば、 j8 err、 j8 da、 j8 overを 0として、 Mvirを決定し、その M virを規範動特性モデル 56にフィードバックする。この場合、 γ daに関しては、例えば Vact, Θ hの今回値と、 γ errに応じた Mvirの仮値 Mvirtmpとから規範動特性モデル 5 6上の車両のョーレートの所定時間後の値を予測し、その予測値を γ daとして使用す ればよい。あるいは、例えば γ actの今回値、もしくは、 γ actと γ dとの線形結合値を γ daとして使用するようにしてもよい。また、ァクチユエータ動作 FB目標値決定部 20 bの処理では、 iS errを 0として、前記第 1実施形態で説明した処理を実行する。なお、 この変形態様 1では、規範操作量決定部 14の処理は不要である。これ以外は、前記 第 1実施形態で説明した処理と同じでよい。
[0470]
[変形態様 2]
前記第 1〜第 5実施形態では、車両 (実車 1およびモデル車両)の横方向の並進運 動に関する基底の状態量、回転運動に関する基底の状態量として (本発明における 第 1状態量として）、車両重心点横すベり角 β、ョーレート γを使用したが、これら以 外の状態量を使用してもよい。すなわち、適当な変換マトリクスによって、車両の運動 の記述を j8と γとを基底とする系から、それ以外の状態量の組を基底とする系に変 換してちよい。
[0471] 例えば、車両の重心点の横すベり速度（走行速度 Vactの横方向成分)である車両 横すベり速度 Vyを車両重心点横すベり角 βの代わりに用いてもよい。補足すると、 車両重心点横すベり角 j8ゃョーレート γに比べて、車両の走行速度 Vactの変化が 緩慢であり、該走行速度 Vactが一定であるとみなせる場合には、次式 50a, 50bによ つて、 βならびに d β /άί ( βの時間微分値)を、それぞれ、 Vy、 dVy/dt (Vyの時間微 分値）に変換することができる。
[0472]
Vy=Vact - β ……式 50a
dVy/dt = Vact - ά β /dt ……式 50b また、例えば車両の重心点の横すベり加速度 (Vyの時間的変化率)である車両横 すべり加速度 a yとョーレート γとを基底の状態量として使用してもよ!、。
[0473] 補足すると、車両横すベり加速度 a yは、車両横すベり速度 Vy= Vact ' βの時間微 分値である。すなわち、次式 51が成り立つ。
[0474]
ay=d(Vact- j8 )/dt = dVact/dt- β +Vact-dj8/dt ……式 51 さらに、横すベり角 βゃョーレート yに比べて車両の走行速度 Vactの変化が緩慢 であり、 Vactが一定とみなせる場合 (dVact/dt^Oとみなせる場合）には、前記式 01と 式 51とに基づいて、近似的に次式 52が成立する。
[0475]
y = Vact · d j8 /dt = al 1 · Vact - β +al2-Vact- y ……式 52 従って、次式 53で示す変換式によって、 j8と γとを基底とする系は、 ayと γとを基 底とする系に変換される。
[0476] [数 10] 式 53
Figure imgf000115_0001
[0477] 上記のように、適当なマトリスクによって、車両の運動の記述を j8と γとを基底とする 系から、 Νγ≥ γとを基底とする系や、 ayと γとを基底とする系などに変換することが できる。そして、このように車両の運動の基底を変換した場合には、前記第 1〜第 5実 施形態で説明した、状態量 (ョーレートおよび車両重心点横すベり角）に係わる行列 の各要素値は、該実施形態と異なるものになるものの、それ以外に関しては、前記各 実施形態における「車両重心点横すベり角」を「車両横すベり速度 Vy」、あるいは、「 車両横すベり加速度」に読み替えればよいこととなる。従って、 Vyと γとの組、あるい は、 ayと γとの組を状態量として使用した実施形態を前記第 1〜第 5実施形態と同 様に構築できる。
[0478] なお、車両横すベり加速度 ayの代わりに、これに車両の求心加速度（= Vact' γ ) を加えた横加速度 ay， (= ay+Vact' γ)を用いてもよい。
[0479] さらに、車両の重心点での横すベり角 βや横すベり速度 Vyの代わりに、重心点以 外の位置 (例えば後輪の位置）における車両の横すベり角や横すベり速度、横すベ り加速度、あるいは横加速度を用いてもよい。この場合も、適当なマトリクスによって、 車両の運動の記述を、車両重心点横すベり角 j8とョーレート γとを基底とする系から 、車両の重心点以外の位置における車両の横すベり角や横すベり速度、横すベり加 速度、あるいは横加速度と、ョーレート γとを基底とする系に変換することができる。
[0480] また、前記 FB分配則 20における制限対象量にあっても、実車 1あるいはモデル車 両の車両重心点横すベり角 /3の代わりに、その重心点の横すベり速度や横すベり加 速度、あるいは横加速度の予測値や今回値 (最新値）、あるいはフィルタリング値を使 用するようにしてもよい。さらに、車両の重心点以外の位置における車両の横すベり 角や横すベり速度、横すベり加速度、あるいは横加速度の予測値や今回値 (最新値 )、あるいは、フィルタリング値を制限対象量として使用するようにしてもよい。
[0481]
[変形態様 3]
前記第 1〜第 5実施形態では、状態量偏差 γ err, β errを 0に近づけるためのモデ ル操作用の制御入力として、仮想外力 Mvir, Fvirを使用した力 車両モデル操作用 制御入力は仮想外力に限られるものではない。例えば、実車 1が全ての車輪 Wl〜 W4を操舵可能とするステアリング装置を備えているか否かによらずに、モデル車両 の全ての車輪を操舵輪とする。そして、仮想外力に相当する路面反力の補償量 (補 正要求量)をモデル車両に発生させるように（ひ 、ては状態量偏差を 0に近づけるよ うに）、モデル車両の操舵輪の舵角とモデル車両の車輪の駆動 ·制動力とを操作する ようにしてもよい。この場合、規範動特性モデルが線形系（規範動特性モデル上の路 面反力に飽和特性を持たな 、系）である場合には、モデル車両の操舵輪の舵角とモ デル車両の車輪の駆動'制動力とを操作することで、モデル車両に仮想外力を付与 する場合と同等の効果を持たせることができる。
[0482] 例えば、規範動特性モデルの動特性を表す式として前記式 01の代わりに、次式 6 0を用いてもよい。
[0483] [数 11] — — — a1 1 —
r d— — 22 r d + b1
( fifjtd2+ 5f_ft)
a21 a _b2_
+ 0
6 rjb + b5-
Fx2ft— Fxlfb
0
+ t>6 ' -式 60
Fx4fb― Fx3fb
[0484] この式 60により表される規範動特性モデルは、モデル車両の前輪の舵角の補償量
S fj と、後輪の舵角の補償量 (補正要求量） S rj と、第 1〜第 4輪の駆動'制動力 の補償量（補正要求量） Fxll , Fx21 , Fx31b, Fx41 とをモデル操作用のフィードバッ ク制御入力とするモデルである。なお、式 60における all, al2, a21, a22, bl, b2は、 前記式 01の但し書きで示したものと同じでよい。また、 b3, b4は、例えば b3 = 2'KrZ (m.Vd)、 b4= 2'Lr'KrZlとすればよい。また、式 60の右辺の第 4項は、モデル車 両の前輪の駆動'制動力の補償量 Fxllb, Fx21 がモデル車両の重心点のまわりに発 生するモーメント（これは、前記図 13のように 4個の車輪 W1〜W4を備えたモデル車 両の前輪 W1に Fxllbの駆動'制動力を発生させ、前輪 W2に Fx21 の駆動'制動力を 発生させた場合に、該モデル車両の重心点のまわりに発生するモーメントを意味す る）である。また、第 5項は、モデル車両の後輪の駆動 '制動力の補償量 Fx31 , Fx41b がモデル車両の重心点のまわりに発生するモーメント（これは、前記図 13のように 4 個の車輪 W1〜W4を備えたモデル車両の後輪 W3に Fx31 の駆動'制動力を発生さ せ、後輪 W4に Fx41 の駆動 '制動力を発生させた場合に、該モデル車両の重心点の まわりに発生するモーメントを意味する）である。従って、これらの第 4項および第 5項 の係数 b5, b6は、それぞれ、少なくともモデル車両の前輪のトレッド、後輪のトレッドに 応じて定まる係数である。該係数は、モデル車両の前輪の舵角あるいは後輪の舵角 に応じて補正してもよい。
[0485] このような式 60により表される規範動特性モデルを使用した場合、前輪の舵角の補 償量 δ fj および後輪の舵角の補償量 δ rj は、例えば次式 61a, 61bを用いて決定 するようにすればよい。式 61aは前記式 15に対応する式であり、式 61bは前記式 17 、 18a, 18bに対応する式である。
[0486] [数 12] "(5f_fbtmp Kmd trtmpl ι Kmd!strtmp12 β
'式 61 ;
β rjbtm j Kmdlstrtmp21 Kmdlstrtmp22 7 err fib |5ifbtinp Kmdlstrovl 1 Kmdlstrov12 β over
\8 rj一 δ r_fbtmpj Kmdistrov21 Kmdlstrov22 overj
'式 61b
[0487] δ f_lbtmp、 δ r jbtmpは、それぞれ前輪の舵角の補償量の仮値、後輪の舵角の補 償量の仮値を意味し、 jSerr, γ err, β over, γ overは、前記第 1実施形態で説明し たものと同じである。
[0488] また、モデル車両の第 1〜第 4輪の駆動 '制動力の補償量 (補正要求量) Fxll , Fx 2ft), Fx31b, Fx41、あるいは、前輪の駆動.制動力の補償量の差（Fx2fc— Fxllb)およ び後輪の駆動 '制動力の補償量の差 (Fx21 — Fxll )は、例えば 0とすればよい。
[0489]
[その他の変形態様]
前記第 1〜第 3実施形態では、ァクチユエータ動作目標値合成部 24の各最適目標 第 n駆動'制動力決定部 241a_nまたは 241b_n(n=l, 2, 3, 4)の処理で、実前輪横 すべり角 j8f_act、実後輪横すベり角 j8r_actを使用した。ただし、これらの代わりに、実 車両重心点横すベり角 j8 actを使用してもよい。あるいは、 j8f_act、 j8r_actのそれぞ れの代わりに、それぞれモデル車両の前輪横すベり角 j8f_d、後輪横すベり角 j8r_dを 使用したり、 j8f_act、 j8r_actの代わりに、モデル車両の車両重心点横すベり角 j8dを 使用してもよ 、。あるいは、実車 1の j8 f_act、 β r_actのそれぞれとモデル車両の 13 f_d 、 j8r_dのそれぞれとの重み付き平均値を、それぞれ j8f_act、 j8 r_actの代わりに使用 したり、実車 1の 13 actとモデル車両の 13 dとの重み付き平均値を 13 fact, β r_actの代 わりに使用してもよい。この場合、その重みに周波数特性 (例えば位相補償要素とし て機能する周波数特性)を持たせるようにしてもょ ヽ。
[0490] また、前記第 1〜第 5実施形態における各処理部の入力値や出力値 (検出値、推 定値、目標値など）は、適宜、フィルタ（ローパスフィルタ、ハイノ スフィルタ、位相補 償要素など）に通すようにしてもよい。 [0491] また、制御装置 10の各処理機能部では、第 1〜第 5実施形態と等価になるように、 あるいは、近似的に等価になるように、処理を変換したり、処理の順番を変更してもよ い。
[0492] また、各リミッタは、その入力と出力との関係が折れ線状のグラフで表されるもので なくても、例えば S字状のグラフで表されるようなリミッタを用いてもよい。
[0493] また、規範動特性モデルの精度を高めるために、該モデルを空気抵抗や、路面の 傾斜角などを加味して構成してもよ ヽ。
[0494] また、前記各実施形態で使用する各ゲインは、実走行速度 Vact、推定摩擦係数 μ estm等に応じて、逐次変更することが望ましい。
[0495] また、ステアリング装置 3Bがアクティブステアリング装置である場合には、 γ err, β errなどの状態量偏差 (本発明における第 1状態量偏差）に応じたフィードバック制御 を行なうァクチユエータ装置として、ステアリング装置 3Bだけを使用してもよい。
[0496] また、サスペンション装置 3Cがアクティブサクペンション装置である場合には、実車 1およびモデル車両の第 1状態量として、例えば車体のロール方向の姿勢の角度（以 下、ロール角という）もしくはその角速度を使用し、実車 1のロール角の角速度とモデ ル車両のロール角の角速度との偏差、および実車 1のロール角とモデル車両のロー ル角との偏差の少なくともいずれか一方を第 1状態量偏差として、その偏差に応じた フィードバック制御をサスペンション装置 3Cに対して行なうようにしてもよい。この場合 、本発明における第 2状態量としては、例えばロール角を使用することが好適である。
[0497] また、前記第 1〜第 5実施形態では、条件（1)、 （2)、 （3)、あるいは、条件（1)、 (2) 、（3) 'をそれらの優先順位に従って満足するように目標第 n輪駆動 ·制動力 Fxcmdji および目標第 n輪スリップ比 Scmdjiを決定するようにした。ただし、例えば条件（3)ま たは（3)，だけを満足するように FxcmcLnおよび ScmcLnを決定するようにしてもよ!、。 あるいは、条件（1)、 （2)のいずれかと、条件（3)または（3) 'との 2つの条件だけをそ れらの優先順位に従って満足するように FxcmcLnおよび ScmcLnを決定するようにして ちょい。
[0498] また、前記条件（1)あるいは（2)を満たすための各車輪 W1〜W4の駆動 *制動力 あるいはスリップ比を制限する範囲に関しては、「〇〇以下」（〇〇は、ある境界値を 意味する） t 、うように規定する代わりに、「〇〇に C1を乗じてなる値以下」と 、うよう に当該範囲を規定するようにしてもよい。ここで、 C1は補正係数を意味し、 1に近い 値に設定される。
[0499] また前記第 1〜第 5実施形態では、 4輪の車両 1を例に採って説明したが、自動二 輪車などの車両においても本発明を適用することができる。 産業上の利用可能性
[0500] 以上説明したことから明らかなように、本発明は、自動車や自動二輪車の運動を高 いロバスト性で所望の運動に制御し得るものとして有用である。 図面の簡単な説明
[0501] [図 1]本発明の実施形態における車両の概略構成を示すブロック図。
[図 2]本発明の第 1実施形態における車両に備えた制御装置の全体的な制御処理 機能の概略を示す機能ブロック図。
[図 3]第 1実施形態における規範動特性モデル (車両モデル)上の車両の構造を示 す図。
[図 4]第 1実施形態における規範操作量決定部の処理機能の詳細を示す機能ブロッ ク図。
[図 5]第 1実施形態における規範操作量決定部に備える遠心力過大化防止リミッタの 処理を説明するためのグラフ。
[図 6]第 1実施形態における遠心力過大化防止リミッタの処理の他の例を説明するた めのグラフ。
[図 7]第 1実施形態における遠心力過大化防止リミッタの処理の他の例を説明するた めのグラフ。
[図 8]第 1実施形態における規範操量決定部で第 2制限済み前輪舵角 δ f_ltd2を決 定するための処理の他の例を示す機能ブロック図。
[図 9]第 1実施形態における FB分配則の処理機能を示す機能ブロック図。
[図 10]第 1実施形態における仮想外力決定部の処理の他の例を示す機能ブロック図
[図 11]第 1実施形態における γ β制限器の処理の他の例を説明するためのグラフ。 圆 12]第 1実施形態におけるァクチユエータ動作 FB目標値決定部の処理を示す機 會 ロック図。
圆 13]第 1実施形態におけるァクチユエータ動作 FB目標値決定部の処理で使用す る変数を説明するための図。
圆 14]図 14 (a) , (b)は、第 1実施形態におけるァクチユエータ動作 FB目標値決定 部の処理で使用する分配ゲインの設定例を示すグラフ。
[図 15]図 15 (a)〜 (e)は、第 1実施形態におけるァクチユエータ動作 FB目標値決定 部の処理の他の例で使用するマップを例示する図。
[図 16]図 16 (a)〜 (e)は、第 1実施形態におけるァクチユエータ動作 FB目標値決定 部の処理の他の例で使用するマップを例示する図。
圆 17]第 1実施形態における FF則の処理を示す機能ブロック図。
圆 18]第 1実施形態におけるァクチユエータ動作目標合成部の処理を示す機能プロ ック図。
圆 19]第 1実施形態におけるァクチユエータ動作目標合成部に備えた最適目標第 n 輪駆動'制動力決定部の処理を示すフローチャート。
圆 20]第 1実施形態におけるァクチユエータ動作目標合成部に備えた最適目標ァク ティブ舵角決定部の処理を示す機能ブロック図。
圆 21]第 2実施形態における FB分配則の仮想外力決定部の処理を示す機能ブロッ ク図。
圆 22]第 3実施形態におけるァクチユエータ動作 FB目標値決定部の処理を示す機 會 ロック図。
圆 23]第 3実施形態におけるァクチユエータ動作目標値合成部の処理を示す機能ブ ロック図。
圆 24]第 3実施形態におけるァクチユエータ動作目標合成部に備えた最適目標第 n 輪駆動'制動力決定部の処理を示すフローチャート。
圆 25]第 4実施形態におけるァクチユエータ動作目標合成部に備えた最適目標第 n 輪駆動'制動力決定部の処理を示すフローチャート。
[図 26]図 25の S304の処理の一例を説明するための図。 [図 27]第 5実施形態におけるァクチユエータ動作目標合成部に備えた最適目標第 n 輪駆動'制動力決定部の処理を示すフローチャート。
圆 28]本発明の実施形態の変形態様 1における規範動特性モデルの処理を示す機 會 ロック図。

Claims

請求の範囲
複数の車輪を有する車両の操縦者による該車両の運転操作状態を示す運転操作 量を検出する運転操作量検出手段と、前記車両の所定の運動を操作可能に該車両 に設けられたァクチユエータ装置と、前記ァクチユエータ装置の動作を逐次制御する ァクチユエータ装置制御手段とを備えた車両の制御装置において、
実際の車両の所定の運動に関する所定の第 1状態量の値である第 1実状態量を検 出または推定する実状態量把握手段と、
前記車両の動特性を表すモデルとしてあら力じめ定められた車両モデル上での車 両の所定の運動に関する前記第 1状態量の値である第 1モデル状態量を少なくとも 前記検出された運転操作量に応じて決定するモデル状態量決定手段と、
前記検出または推定された第 1実状態量と前記決定された第 1モデル状態量との 偏差である第 1状態量偏差を算出する状態量偏差算出手段と、
実際の車両の前記ァクチユエータ装置を操作するための実車ァクチユエータ操作 用制御入力と前記車両モデル上での車両の所定の運動を操作するための車両モデ ル操作用制御入力とを、少なくとも前記算出された第 1状態量偏差に応じて該第 1状 態量偏差を 0に近づけるようにそれぞれ決定する実車側状態量偏差応動制御手段 およびモデル側状態量偏差応動制御手段とを備え、
前記ァクチユエータ装置制御手段は、少なくとも前記決定された実車ァクチユエ一 タ操作用制御入力に応じて前記ァクチユエータ装置の動作を制御する手段であり、 前記モデル状態量決定手段は、少なくとも前記検出された運転操作量と前記決定 された車両モデル操作用制御入力とに応じて前記第 1モデル状態量を決定する手 段であり、
前記実車側状態量偏差応動制御手段は、少なくとも前記第 1状態量偏差に応じて フィードバック制御則により実車側フィードバック要求量を決定する手段と、少なくとも 該実車側フィードバック要求量に応じて前記実車ァクチユエータ操作用制御入力を 決定する手段とから構成されると共に、該実車ァクチユエータ操作用制御入力を決 定する手段は、前記実車側フィードバック要求量が所定の不感帯に存するときには、 該実車側フィードバック要求量の代わりに該不感帯内であら力じめ定めた所定値を 使用して前記実車ァクチユエータ操作用制御入力を決定する手段であり、 前記モデル側状態量偏差応動制御手段は、前記実車側フィードバック要求量が前 記不感帯に存する力否かによらずに、少なくとも前記第 1状態量偏差を 0に近づける ように前記車両モデル操作用制御入力を決定する手段であることを特徴とする車両 の制御装置。
[2] 前記第 1状態量は、車両のョー方向回転運動に関する状態量を含み、前記ァクチ ユエータ装置は、実際の車両の少なくとも一組の左右の車輪の駆動'制動力の差で ある駆動 ·制動力左右差を操作可能なァクチユエータ装置を含み、前記実車ァクチュ エータ操作用制御入力は、少なくとも前記一組の左右の車輪の目標駆動 '制動力と 目標スリップ比と該目標駆動 ·制動力または該目標スリップ比に対応する前記ァクチ ユエータ装置の操作量と前記駆動.制動力左右差の操作量とのうちのいずれか 1つ を含むことを特徴とする請求項 1記載の車両の制御装置。
[3] 前記実際の車両の運動に関する第 2状態量と前記車両モデルにおける車両の運 動に関する第 2状態量とのうちの少なくともいずれか一方に応じて値が定まる制限対 象量の所定の許容範囲からの逸脱量を求める手段を備え、前記モデル側状態量偏 差応動制御手段は、前記実車側フィードバック要求量が前記不感帯に存するか否か によらずに、前記第 1状態量偏差と前記求めた逸脱量とを 0に近づけるように前記車 両モデル操作用制御入力を決定することを特徴とする請求項 1記載の車両の制御装 置。
[4] 前記実際の車両の運動に関する第 2状態量と前記車両モデルにおける車両の運 動に関する第 2状態量とのうちの少なくともいずれか一方に応じて値が定まる制限対 象量の所定の許容範囲からの逸脱量を求める手段を備え、前記実車側フィードバッ ク要求量を決定する手段は、前記第 1状態量偏差と前記求めた逸脱量とを 0に近づ けるようにフィードバック制御則により前記実車側フィードバック要求量を決定する手 段であることを特徴とする請求項 1記載の車両の制御装置。
[5] 前記実際の車両の運動に関する第 2状態量と前記車両モデルにおける車両の運 動に関する第 2状態量とのうちの少なくともいずれか一方に応じて値が定まる制限対 象量の所定の許容範囲からの逸脱量を求める手段と、該逸脱量を 0に近づけるよう にフィードバック制御則によりフィードバック補助要求量を求める手段とを備え、前記 実車側フィードバック要求量を決定する手段は、前記第 1状態量偏差を 0に近づける ようにフィードバック制御則により前記実車側フィードバック要求量を決定する手段で あり、実車ァクチユエータ操作用制御入力を決定する手段は、前記実車側フィードバ ック要求量が前記不感帯に存するときには、前記所定値を少なくとも前記フィードバ ック補助要求量により修正してなる値に応じて前記実車ァクチユエータ操作用制御 入力を決定し、前記実車側フィードバック要求量が前記不感帯に存しないときには、 該実車側フィードバック要求量を少なくとも前記フィードバック補助要求量により修正 してなる値に応じて前記実車ァクチユエータ操作用制御入力を決定する手段である ことを特徴とする請求項 1記載の車両の制御装置。
[6] 前記第 1状態量は、車両のョー方向回転運動に関する状態量を含み、前記制限対 象量は、実際の車両または前記車両モデル上での車両の、横方向並進運動に関す る状態量の最新値または該状態量にフィルタリング処理を施した値または該状態量 の将来の予測値と、実際の車両または前記車両モデル上での車両の、ョー方向回 転運動に関する状態量の最新値または該状態量にフィルタリング処理を施した値ま たは該状態量の将来の予測値とのうちの少なくともいずれか一つを含むことを特徴と する請求項 3記載の車両の制御装置。
[7] 前記第 1状態量は、車両のョー方向回転運動に関する状態量を含み、前記制限対 象量は、実際の車両または前記車両モデル上での車両の、横方向並進運動に関す る状態量の最新値または該状態量にフィルタリング処理を施した値または該状態量 の将来の予測値と、実際の車両または前記車両モデル上での車両の、ョー方向回 転運動に関する状態量の最新値または該状態量にフィルタリング処理を施した値ま たは該状態量の将来の予測値とのうちの少なくともいずれか一つを含むことを特徴と する請求項 4記載の車両の制御装置。
[8] 前記第 1状態量は、車両のョー方向回転運動に関する状態量を含み、前記制限対 象量は、実際の車両または前記車両モデル上での車両の、横方向並進運動に関す る状態量の最新値または該状態量にフィルタリング処理を施した値または該状態量 の将来の予測値と、実際の車両または前記車両モデル上での車両の、ョー方向回 転運動に関する状態量の最新値または該状態量にフィルタリング処理を施した値ま たは該状態量の将来の予測値とのうちの少なくともいずれか一つを含むことを特徴と する請求項 5記載の車両の制御装置。
[9] 前記制限対象量は、実際の車両または前記車両モデル上での車両の、ョーレート の最新値または該ョーレートにフィルタリング処理を施した値または該ョーレートの将 来の予測値を含み、
該ョーレートに対する前記許容範囲は、実際の車両の走行速度の値である実走行 速度が高いほど、狭くなるように少なくとも該実走行速度に応じて設定された許容範 囲であることを特徴とする請求項 6記載の車両の制御装置。
[10] 前記制限対象量は、実際の車両または前記車両モデル上での車両の、ョーレート の最新値または該ョーレートにフィルタリング処理を施した値または該ョーレートの将 来の予測値を含み、
該ョーレートに対する前記許容範囲は、実際の車両の走行速度の値である実走行 速度が高いほど、狭くなるように少なくとも該実走行速度に応じて設定された許容範 囲であることを特徴とする請求項 7記載の車両の制御装置。
[11] 前記制限対象量は、実際の車両または前記車両モデル上での車両の、ョーレート の最新値または該ョーレートにフィルタリング処理を施した値または該ョーレートの将 来の予測値を含み、
該ョーレートに対する前記許容範囲は、実際の車両の走行速度の値である実走行 速度が高いほど、狭くなるように少なくとも該実走行速度に応じて設定された許容範 囲であることを特徴とする請求項 8記載の車両の制御装置。
[12] 前記制限対象量は、実際の車両または前記車両モデル上での車両の、横方向並 進運動に関する状態量の最新値または該状態量にフィルタリング処理を施した値ま たは該状態量の将来の予測値を含み、前記車両モデル操作用制御入力は、少なく とも車両モデル上の車両の重心点のまわりにョー方向のモーメントを発生させる制御 入力成分を含むことを特徴とする請求項 6記載の車両の制御装置。
PCT/JP2006/325535 2005-12-27 2006-12-21 車両の制御装置 WO2007074716A1 (ja)

Priority Applications (6)

Application Number Priority Date Filing Date Title
EP06835096A EP1967432B1 (en) 2005-12-27 2006-12-21 Vehicle control device
US12/095,397 US8024091B2 (en) 2005-12-27 2006-12-21 Vehicle control device
DE602006016865T DE602006016865D1 (de) 2005-12-27 2006-12-21 Fahrzeugsteuervorrichtung
CN2006800475644A CN101331045B (zh) 2005-12-27 2006-12-21 车辆控制装置
JP2007533814A JP4143113B2 (ja) 2005-12-27 2006-12-21 車両の制御装置
CA2631442A CA2631442C (en) 2005-12-27 2006-12-21 Vehicle control device

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2005376538 2005-12-27
JP2005-376538 2005-12-27

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2007074716A1 true WO2007074716A1 (ja) 2007-07-05

Family

ID=38217937

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2006/325535 WO2007074716A1 (ja) 2005-12-27 2006-12-21 車両の制御装置

Country Status (8)

Country Link
US (1) US8024091B2 (ja)
EP (1) EP1967432B1 (ja)
JP (1) JP4143113B2 (ja)
KR (1) KR101008320B1 (ja)
CN (1) CN101331045B (ja)
CA (1) CA2631442C (ja)
DE (1) DE602006016865D1 (ja)
WO (1) WO2007074716A1 (ja)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN113200038A (zh) * 2021-06-17 2021-08-03 清华大学 一种适用于电动车的增量式速度控制方法

Families Citing this family (45)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR100649006B1 (ko) 2004-12-30 2006-11-27 동부일렉트로닉스 주식회사 시모스 이미지 센서의 제조방법
NL1030943C2 (nl) * 2006-01-18 2007-07-19 Tomtom Int Bv Werkwijze voor het opslaan van de positie van een geparkeerd voertuig en navigatieapparaat dat daarvoor is ingericht.
JP4835189B2 (ja) * 2006-02-16 2011-12-14 日産自動車株式会社 旋回挙動制御装置、自動車、及び旋回挙動制御方法
JP4413931B2 (ja) * 2007-01-18 2010-02-10 株式会社日立製作所 自動車及び自動車の制御装置
EP2052891B1 (en) * 2007-10-26 2013-02-27 Honda Motor Co., Ltd. Control device for a variable damper
US8234042B2 (en) * 2008-03-05 2012-07-31 GM Global Technology Operations LLC Authority limits for a vehicle steering system
DE602009001128D1 (de) * 2008-03-26 2011-06-09 Honda Motor Co Ltd Vorrichtung zur Regelung einer Radaufhängung
DE102008041353A1 (de) * 2008-08-19 2010-02-25 Robert Bosch Gmbh Verfahren zur Kompensation von Volumenänderungen eines Hydraulikfluids in einer hydraulischen Betätigungseinrichtung zur Betätigung einer Kupplung, sowie hydraulische Betätigungseinrichtung
US8126612B2 (en) * 2008-10-27 2012-02-28 Concordia University Steering system and method for independent steering of wheels
KR101553190B1 (ko) * 2009-08-18 2015-09-14 도요타 지도샤（주） 차량 제어 시스템
US8775040B2 (en) 2009-08-18 2014-07-08 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Vehicle control system
CN102470863B (zh) * 2009-08-18 2014-12-31 丰田自动车株式会社 车辆的控制装置
US8930079B2 (en) * 2009-10-22 2015-01-06 GM Global Technology Operations LLC Systems and methods for driver intervention in an automatic steering system
JP4918149B2 (ja) * 2010-03-05 2012-04-18 本田技研工業株式会社 車両の運動制御装置
FR2959836B1 (fr) * 2010-05-07 2012-06-01 Messier Bugatti Procede de gestion d'un mouvement de lacet d'un aeronef roulant au sol.
DE102010036619B4 (de) * 2010-07-26 2020-08-27 Dr. Ing. H.C. F. Porsche Aktiengesellschaft Verfahren zum Betreiben eines Lenksystems
US8315764B2 (en) * 2010-09-07 2012-11-20 GM Global Technology Operations LLC Optimal corner control for vehicles
US8467948B2 (en) * 2010-09-29 2013-06-18 Honda Motor Co., Ltd. Omnidirectional moving body operation system and omnidirectional moving body operation method
EP2657106B1 (en) * 2010-12-20 2015-08-26 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Vehicular steering control device
US8924084B2 (en) * 2011-10-26 2014-12-30 Nissan Motor Co., Ltd. Steering control apparatus and steering control method
JP5962906B2 (ja) * 2012-06-22 2016-08-03 株式会社アドヴィックス 車両の制動力制御装置
JP5892012B2 (ja) * 2012-09-11 2016-03-23 日本精工株式会社 車載電子制御装置
JP2014075868A (ja) * 2012-10-03 2014-04-24 Ntn Corp 電気自動車のモータ異常検出装置
JP5644836B2 (ja) * 2012-11-12 2014-12-24 トヨタ自動車株式会社 操舵装置
JP5862636B2 (ja) * 2013-10-16 2016-02-16 トヨタ自動車株式会社 車両用制駆動力制御装置
JP5844331B2 (ja) * 2013-10-21 2016-01-13 ヤマハ発動機株式会社 縦力制御装置およびそれを備えた鞍乗り型車両
JP5896173B2 (ja) * 2013-12-09 2016-03-30 トヨタ自動車株式会社 車両用制駆動力制御装置
BR102014027008B1 (pt) 2013-12-11 2020-07-21 Cnh Industrial America Llc. veículo agrícola e método relacionado
US9199667B2 (en) * 2014-03-14 2015-12-01 Mitsubishi Electric Research Laboratories, Inc. System and method for semi-autonomous driving of vehicles
CN104709341B (zh) * 2015-01-19 2017-05-17 盐城工学院 车辆后轮辅助转向的控制系统及其控制方法
US9371073B1 (en) * 2015-06-19 2016-06-21 GM Global Technology Operations LLC Real-time determination of tire normal forces
ITUB20154207A1 (it) * 2015-10-07 2017-04-07 Ferrari Spa Metodo di controllo di un veicolo stradale con ruote posteriori sterzanti durante la percorrenza di una curva
DE102017200144B4 (de) * 2016-01-22 2019-05-02 Ford Global Technologies, Llc Rückfallbetriebsmodus für ein Verfahren für das Betreiben eines Kraftfahrzeugs mit einem aktiven Querstabilisator und einer aktiven Lenkung
US10029729B2 (en) * 2016-03-15 2018-07-24 GM Global Technology Operations LLC Systems and methods for corner based reference command adjustment for chassis and active safety systems
JP6666304B2 (ja) * 2017-06-02 2020-03-13 本田技研工業株式会社 走行制御装置、走行制御方法、およびプログラム
US10207559B2 (en) 2017-06-15 2019-02-19 GM Global Technology Operations LLC Systems and methods for the real-time determination of tire normal forces
US10706563B2 (en) * 2018-05-15 2020-07-07 Qualcomm Incorporated State and position prediction of observed vehicles using optical tracking of wheel rotation
JP7124772B2 (ja) * 2019-03-12 2022-08-24 トヨタ自動車株式会社 車両用操舵装置
US11052757B2 (en) * 2019-04-05 2021-07-06 GM Global Technology Operations LLC Methods of controlling axle torque distribution
EP3983270B1 (en) * 2019-06-14 2023-07-19 Volvo Truck Corporation A method for validating a model associated with vehicle dynamics
CN111619574B (zh) * 2020-05-18 2022-06-10 奇瑞汽车股份有限公司 车辆控制方法、装置、控制器和存储介质
DE102021201141A1 (de) * 2021-02-08 2022-08-11 Continental Automotive Gmbh Regelungseinrichtung und Verfahren zur Lenkwinkelregelung eines Fahrzeugs
CN113086012A (zh) * 2021-05-24 2021-07-09 安徽信息工程学院 一种底盘可调节式移动机器人
CN113665575B (zh) * 2021-08-31 2024-06-14 中国第一汽车股份有限公司 一种适时四驱控制方法、车辆及存储介质
US11673582B1 (en) * 2021-12-06 2023-06-13 GM Global Technology Operations LLC Control allocation system for path tracking in a vehicle

Citations (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US545570A (en) 1895-09-03 Electric coal or rock drill
JPH09328785A (ja) * 1996-04-10 1997-12-22 Komatsu Ltd 建設機械の作業機制御装置
US5701248A (en) 1994-11-25 1997-12-23 Itt Automotive Europe Gmbh Process for controlling the driving stability with the king pin inclination difference as the controlled variable
JP2000041386A (ja) 1998-05-26 2000-02-08 Eastman Kodak Co モ―タ速度制御方法
JP2003170822A (ja) * 2001-12-07 2003-06-17 Honda Motor Co Ltd ヨーモーメントフィードバック制御方法
JP2003291840A (ja) * 2002-03-29 2003-10-15 Toyoda Mach Works Ltd 車両制御装置
JP2005041386A (ja) * 2003-07-24 2005-02-17 Aisin Seiki Co Ltd 車両の操舵制御装置
WO2006013922A1 (ja) * 2004-08-06 2006-02-09 Honda Motor Co., Ltd. 車両の制御装置

Family Cites Families (15)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE4305155C2 (de) * 1993-02-19 2002-05-23 Bosch Gmbh Robert Vorrichtung zur Regelung der Fahrdynamik
US6547343B1 (en) * 1997-09-08 2003-04-15 General Motors Corporation Brake system control
WO1999056994A1 (fr) * 1998-05-07 1999-11-11 Unisia Jecs Corporation Dispositif pour reguler les mouvements d'embardee d'un vehicule
JP3539722B2 (ja) * 2000-11-16 2004-07-07 富士重工業株式会社 車両の路面摩擦係数推定装置
US6453226B1 (en) * 2001-01-25 2002-09-17 Delphi Technologies, Inc. Integrated control of active tire steer and brakes
DE60305232T2 (de) * 2002-04-23 2007-03-08 Aisin Seiki K.K., Kariya Vorrichtung zur Schätzung des Haftungsfaktors eines Fahrzeugrades
US6819998B2 (en) * 2002-11-26 2004-11-16 General Motors Corporation Method and apparatus for vehicle stability enhancement system
US7451032B2 (en) * 2004-06-02 2008-11-11 Ford Global Technologies, Llc System and method for determining desired yaw rate and lateral velocity for use in a vehicle dynamic control system
US7349778B2 (en) * 2004-06-09 2008-03-25 General Motors Corporation Real-time vehicle dynamics estimation system
EP1627790B1 (en) * 2004-08-19 2008-02-20 HONDA MOTOR CO., Ltd. Estimating method for road friction coefficient and vehicle slip angle estimating method
US7668645B2 (en) * 2004-10-15 2010-02-23 Ford Global Technologies System and method for dynamically determining vehicle loading and vertical loading distance for use in a vehicle dynamic control system
US7668637B2 (en) * 2005-07-22 2010-02-23 O'dea Kevin Austin Technique for determining motor vehicle slip angle while accounting for road banks
US7600826B2 (en) * 2005-11-09 2009-10-13 Ford Global Technologies, Llc System for dynamically determining axle loadings of a moving vehicle using integrated sensing system and its application in vehicle dynamics controls
CN101193785B (zh) * 2005-12-27 2011-07-06 本田技研工业株式会社 车辆控制装置
US7835836B2 (en) * 2006-11-08 2010-11-16 Gm Global Technology Operations, Inc. Methods, systems, and computer program products for calculating a torque overlay command in a steering control system

Patent Citations (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US545570A (en) 1895-09-03 Electric coal or rock drill
US5701248A (en) 1994-11-25 1997-12-23 Itt Automotive Europe Gmbh Process for controlling the driving stability with the king pin inclination difference as the controlled variable
JPH09328785A (ja) * 1996-04-10 1997-12-22 Komatsu Ltd 建設機械の作業機制御装置
JP2000041386A (ja) 1998-05-26 2000-02-08 Eastman Kodak Co モ―タ速度制御方法
JP2003170822A (ja) * 2001-12-07 2003-06-17 Honda Motor Co Ltd ヨーモーメントフィードバック制御方法
JP2003291840A (ja) * 2002-03-29 2003-10-15 Toyoda Mach Works Ltd 車両制御装置
JP2005041386A (ja) * 2003-07-24 2005-02-17 Aisin Seiki Co Ltd 車両の操舵制御装置
WO2006013922A1 (ja) * 2004-08-06 2006-02-09 Honda Motor Co., Ltd. 車両の制御装置
EP1775188A1 (en) 2004-08-06 2007-04-18 HONDA MOTOR CO., Ltd. Control device for vehicle

Non-Patent Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
MASATO ABE: "Motion and Control of Automobile", SANKAIDO CO., LTD.
See also references of EP1967432A4

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN113200038A (zh) * 2021-06-17 2021-08-03 清华大学 一种适用于电动车的增量式速度控制方法

Also Published As

Publication number Publication date
DE602006016865D1 (de) 2010-10-21
KR20080064895A (ko) 2008-07-09
EP1967432A4 (en) 2009-10-21
EP1967432A1 (en) 2008-09-10
CA2631442C (en) 2011-04-19
EP1967432B1 (en) 2010-09-08
JP4143113B2 (ja) 2008-09-03
CN101331045B (zh) 2011-06-15
US8024091B2 (en) 2011-09-20
CA2631442A1 (en) 2007-07-05
KR101008320B1 (ko) 2011-01-13
CN101331045A (zh) 2008-12-24
JPWO2007074716A1 (ja) 2009-06-04
US20090319114A1 (en) 2009-12-24

Similar Documents

Publication Publication Date Title
WO2007074716A1 (ja) 車両の制御装置
JP4226060B2 (ja) 車両の制御装置
JP4672761B2 (ja) 車両の制御装置
JP4143112B2 (ja) 車両の制御装置
JP4226058B2 (ja) 車両の制御装置
JP4143111B2 (ja) 車両の制御装置
JP4370605B2 (ja) 車両の制御装置

Legal Events

Date Code Title Description
WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 200680047564.4

Country of ref document: CN

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2007533814

Country of ref document: JP

121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application
WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2006835096

Country of ref document: EP

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2631442

Country of ref document: CA

Ref document number: 1020087012781

Country of ref document: KR

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 12095397

Country of ref document: US

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE