WO2011040115A1 - 車両の運動制御装置 - Google Patents

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WO2011040115A1
WO2011040115A1 PCT/JP2010/062996 JP2010062996W WO2011040115A1 WO 2011040115 A1 WO2011040115 A1 WO 2011040115A1 JP 2010062996 W JP2010062996 W JP 2010062996W WO 2011040115 A1 WO2011040115 A1 WO 2011040115A1
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acceleration
lateral
motion control
deceleration
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山門　誠
真二郎 齋藤
横山　篤
絢也 高橋
吉田　龍也
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日立オートモティブシステムズ株式会社
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Definitions

  • This relates to a vehicle motion control device capable of controlling the driving force and braking force of four wheels.
  • Non-Patent Document 1 A command value for automatically performing acceleration / deceleration linked to the steering wheel operation is shown in Non-Patent Document 1, for example (Equation 1).
  • the value obtained by multiplying the lateral jerk G y _dot by the gain C xy and adding the first order delay is used as the front / rear acceleration / deceleration control command G xc (which is the same as the target longitudinal acceleration / deceleration control command (G xt )). It is a control law. It has been confirmed in Non-Patent Document 2 that a part of the linkage control strategy of the expert driver's lateral and back-and-forth motion can be simulated.
  • G x — DC in this equation is a deceleration component not linked to the lateral motion. This term is required when there is a foreseeable deceleration when there is a corner ahead or when there is a section speed command.
  • the sgn (signum) term is a term provided so that the above operation can be obtained for both the right corner and the left corner. Specifically, the vehicle decelerates when turning in at the start of steering, and can stop when decelerating (because the lateral jerk becomes zero), and can perform an operation of accelerating when exiting the corner at the start of steering return.
  • G the combined acceleration of longitudinal acceleration and lateral acceleration
  • G-Vectoring control the acceleration of longitudinal acceleration and lateral acceleration
  • Non-Patent Document 3 a skid prevention device for improving safety performance in the limit operation region is described in Non-Patent Document 3, in which the signs of ⁇ and ⁇ _dot are the same in the phase plane of the vehicle skid angle ⁇ and the vehicle skid angular velocity ( ⁇ _dot) It is reported that it is effective when used to make judgments for the start of skid prevention devices, because it is unstable (divergence direction) when the vehicle behavior transitions to a region far from the origin in the (III quadrant). .
  • Non-Patent Documents 1 and 2 this control method is extracted from the brake and accelerator operations corresponding to the steering operation that is optionally performed by the expert driver.
  • the simulation results show the mechanical rationality, maneuverability and stability improvement of this control method.
  • This means that the acceleration / deceleration is controlled so that the behavior of the vehicle appropriately responds to the driver's steering operation, and as a result, it is possible to prevent the side slip angle of the vehicle from increasing. In particular, it is effective in reducing the so-called “understeer” in which the turning radius becomes too large for steering.
  • this control does not compensate for reliably reducing the skid angle when the skid angle increases for some reason.
  • the lateral acceleration becomes constant and the lateral jerk becomes zero.
  • the acceleration / deceleration control command represented by (Equation 1) becomes zero, and the vehicle is in a stable state while drifting. Although it is stable mechanically, there is no guarantee that all drivers will be able to drive comfortably.
  • skid prevention device described in Non-Patent Document 3 is operated based on the skid information, no skid is generated or a guideline for operation from a small daily area is not shown.
  • side slip prevention device means that a moment is applied only after a large amount of side slip occurs. For this reason, control tends to be performed later, and a large moment is required to reduce understeer. As a result, the understeer reducing effect is reduced, and there is a concern that an uncomfortable feeling may be caused by unnecessarily slowing down.
  • An object of the present invention is to provide a vehicle operation control device that can reliably reduce skid in the limit driving range, have less discomfort, and improve safety performance.
  • the present invention provides a vehicle motion control apparatus capable of independently controlling the driving force and braking force of four wheels, based on a longitudinal acceleration / deceleration control command linked to the lateral motion of the vehicle.
  • a vehicle motion control apparatus capable of independently controlling the driving force and braking force of four wheels, based on a longitudinal acceleration / deceleration control command linked to the lateral motion of the vehicle.
  • the first mode for generating substantially the same driving force and braking force on the left and right wheels of the wheels, and the target yaw moment calculated from the side slip information of the vehicle.
  • a second mode for generating a braking force and the first mode is selected when the target yaw moment is less than or equal to a predetermined threshold, and the second mode is selected when the target yaw moment is greater than the threshold. It is assumed that the configuration is selected.
  • FIG. 1 is a diagram showing an overall configuration of a vehicle motion control device according to the present invention. It is a figure which shows lateral acceleration and lateral jerk estimation using the vehicle model of this invention. It is a figure which shows lateral acceleration and lateral jerk estimation using the acceleration sensor of this invention. It is a figure which shows the concept of the mutual complement by the estimation signal and measurement signal of this invention. It is a figure which shows the mode from the left corner approach of the G-Vectoring control vehicle of this invention to escape. It is a figure which shows the time series data in driving
  • FIG. 1 shows the overall configuration of an embodiment of a vehicle motion control apparatus of the present invention.
  • the vehicle 0 is constituted by a so-called by-wire system, and there is no mechanical coupling between the driver and the steering mechanism, the acceleration mechanism, and the deceleration mechanism.
  • Vehicle 0 is a rear left wheel 63 by the motor 1, to drive the right rear wheel 64, the left front wheel 61 in the left front wheel motor 121, driving the right front wheel 62 at the right front wheel motor 122 four-wheel drive vehicle (A ll W heel D rive: an AWD vehicle).
  • a driving force distribution mechanism 2 that is connected to the motor 1 and can freely distribute the torque of the motor to the left and right wheels is mounted.
  • the present invention is not closely related to differences in power sources such as electric motors and internal combustion engines.
  • the driving force and braking force of the four wheels can be freely controlled. The configuration will be described in detail below.
  • the left front wheel 61, the right front wheel 62, the left rear wheel 63, and the right rear wheel 64 are each equipped with a brake rotor, a wheel speed detection rotor, and a wheel speed pickup on the vehicle side so that the wheel speed of each wheel can be detected. It has become.
  • the depression amount of the accelerator pedal 10 of the driver is detected by the accelerator position sensor 31, and is processed by the central controller 40 which is a vehicle motion control device via the pedal controller 48.
  • This calculation process includes torque distribution information corresponding to “slip prevention control” as an object of the present invention.
  • the power train controller 46 controls the outputs of the motor 1, the left front wheel motor 121, and the right front wheel motor 122 according to this amount.
  • the output of the motor 1 is distributed to the left rear wheel 63 and the right rear wheel 64 at an optimum ratio via the driving force distribution mechanism 2 controlled by the power train controller 46.
  • Accelerator reaction force motor 51 is also connected to accelerator pedal 10, and reaction force is controlled by pedal controller 48 based on a calculation command from central controller 40.
  • the central controller 40 which is a vehicle motion control device, is a vehicle motion control device that can independently control the driving force and braking force of the four wheels.
  • Each of the left front wheel 61, the right front wheel 62, the left rear wheel 63, and the right rear wheel 64 is provided with a brake rotor, and a caliper that decelerates the wheel by sandwiching the brake rotor with a pad (not shown) on the vehicle body side. Is installed.
  • the caliper is a hydraulic type or an electric type having an electric motor for each caliper.
  • Each caliper is basically controlled by a brake controller 451 (for front wheels) and 452 (for rear wheels) based on a calculation command from the central controller 40.
  • the brake reaction force motor 52 is also connected to the brake pedal 11, and the reaction force is controlled by the pedal controller 48 based on the calculation command of the central controller 40.
  • the central controller 40 determines the integrated control command in an integrated manner, the brake controller 451 (for front wheels), 452 (for rear wheels), the powertrain controller 46, the motor 1, the driving force distribution mechanism 2 Is properly controlled through
  • the steering system of the vehicle 0 has a steer-by-wire structure in which there is no mechanical connection between the steering angle of the driver and the tire turning angle.
  • the power steering 7 includes a steering angle sensor (not shown), the steering 16, the driver steering angle sensor 33, and a steering controller 44.
  • the steering amount of the driver's steering wheel 16 is detected by the driver steering angle sensor 33 and is processed by the central controller 40 via the steering controller 44.
  • the steering controller 44 controls the power steering 7 according to this amount.
  • Steer reaction force motor 53 is also connected to the steering wheel 16, and reaction force control is performed by the steering controller 44 based on a calculation command from the central controller 40.
  • the amount of depression of the brake pedal 11 of the driver is detected by the brake pedal position sensor 32 and is processed by the central controller 40 via the pedal controller 48.
  • the sensor for measuring the movement of the vehicle in this embodiment is equipped with an absolute vehicle speedometer, a yaw rate sensor, an acceleration sensor, and the like.
  • vehicle speed and yaw rate are estimated by a wheel speed sensor, and yaw rate and lateral acceleration are estimated simultaneously using a vehicle speed, a steering angle, and a vehicle motion model.
  • the vehicle 0 is mounted millimeter-wave ground vehicle velocity sensor 70, the speed V y of the longitudinal direction of the velocity V x and the lateral direction is independently detectable. Further, the wheel speeds of the respective wheels are inputted to the brake controllers 451 and 452 as described above.
  • the absolute vehicle speed can be estimated by averaging the wheel speeds of the front wheels (non-drive wheels) from the wheel speeds of these four wheels. In the present invention, the method disclosed in Japanese Patent Laid-open No. Hei 5-16789 is used, and even when the wheel speed drops simultaneously at the four wheels by adding the signal of the acceleration sensor for detecting the wheel speed and the acceleration in the longitudinal direction of the vehicle.
  • the absolute vehicle speed (V x ) is accurately measured.
  • a configuration for estimating the yaw rate of the vehicle body by taking the difference between the left and right wheel speeds of the front wheels (non-driving wheels) is included, thereby improving the robustness of the sensing signal.
  • the estimated absolute vehicle speed is compared and referred to the signal of the millimeter-wave to ground vehicle speed sensor 70, and is configured to complement each other when any of the signals is defective.
  • the lateral acceleration sensor 21, the longitudinal acceleration sensor 22, and the yaw rate sensor 38 are disposed in the vicinity of the center of gravity. Differentiating circuits 23 and 24 are mounted for differentiating the outputs of the respective acceleration sensors to obtain jerk information. Further, a differentiation circuit 25 for differentiating the sensor output of the yaw rate sensor 38 to obtain a yaw angular acceleration signal is mounted.
  • each sensor is installed in order to clarify the existence of the differentiation circuit.
  • the acceleration signal is directly input to the central controller 40 to perform various arithmetic processes and then the differentiation process. May be. Therefore, the yaw angular acceleration of the vehicle body may be obtained by performing differentiation in the central controller 40 using the yaw rate estimated from the wheel speed sensor.
  • an acceleration sensor and a differentiation circuit are used.
  • the jerk sensor disclosed in Japanese Patent Application No. 2002-39435 may be used.
  • a method of estimating the lateral acceleration and the lateral jerk is also employed.
  • FIG. 2 describes a method of estimating the lateral acceleration estimated value G ye and lateral jerk estimate G ye _dot from the steering angle [delta].
  • stability factor A and wheelbase l are parameters specific to the vehicle, and are fixed values obtained experimentally.
  • the lateral acceleration G y of the vehicle can be expressed by the following equation (Equation 3) as the vehicle speed V, the lateral slip angle change speed ⁇ _dot of the vehicle, and the yaw rate r.
  • ⁇ _dot is a motion within the linear range of the tire force and can be omitted as being small.
  • the lateral acceleration G ye-wod is calculated by multiplying the yaw rate r with the dynamic characteristics omitted and the vehicle speed V.
  • This lateral acceleration does not take into account the dynamic characteristics of a vehicle having response delay characteristics in the low frequency region. This is due to the following reason.
  • the method of calculating the lateral acceleration and the lateral jerk using the steering angle has the advantages of suppressing the influence of noise and reducing the response delay between the lateral acceleration and the lateral jerk.
  • this estimation method omits various vehicle slip information and ignores non-linear characteristics of tires. Therefore, when the skid angle increases, it measures the actual vehicle side acceleration and uses it. There is a need to do.
  • FIG. 3 shows a method of obtaining lateral acceleration G ys and lateral jerk information G ys _dot for control using the detection signal G yso of the lateral acceleration sensor 21. Since noise components such as road surface unevenness are included, it is necessary to pass the sensor signal through a low-pass filter (time constant T lpfs ) (not dynamics compensation).
  • the present embodiment employs a method of using both signals in a complementary manner as shown in FIG.
  • the estimated signal (indicated by the subscript e as stimulated) and the detection signal (indicated by the subscript s as sensed) are multiplied by a variable gain based on the skid information (sideslip angle ⁇ , yaw rate r, etc.). Will be added together.
  • variable gain K je (K je ⁇ 1) with respect to the lateral jerk estimation signal G ye —dot is changed to take a large value in a region where the side slip angle is small and to take a small value when the side slip increases.
  • variable gain K js (K js ⁇ 1) with respect to the lateral jerk detection signal G ys —dot is changed to take a small value in a region where the side slip angle is small and to take a large value as the side slip increases.
  • variable gain K ge (K ge ⁇ 1) for the lateral acceleration estimation signal G ye is changed to take a large value in a region where the side slip angle is small, and to take a small value when the side slip increases.
  • variable gain K gs (K gs ⁇ 1) with respect to the lateral acceleration detection signal G ys is changed to take a small value in a region where the side slip angle is small and to take a large value as the side slip increases.
  • Non-Patent Document 1 A guideline for acceleration / deceleration control linked to the lateral motion is disclosed in Non-Patent Document 1, for example.
  • Non-Patent Document 2 a part of the linkage control strategy of the expert driver's lateral and back-and-forth motion can be simulated.
  • G x — DC in ( Equation 1) is a deceleration component (acceleration / deceleration command that is automatically input based on the driver or external information) that is not linked to the lateral motion. This term is required when there is a foreseeable deceleration when there is a corner ahead or when there is a section speed command.
  • the front / rear acceleration / deceleration control command G xc is the same as the target front / rear acceleration / deceleration control command G xt .
  • the sgn (signum) term is a term provided so that the above operation can be obtained for both the right corner and the left corner.
  • the vehicle decelerates when turning in at the start of steering, and can stop when decelerating (because the lateral jerk becomes zero), and can perform an operation of accelerating when exiting the corner at the start of steering return.
  • Acceleration / deceleration according to lateral jerk can be understood as decelerating when lateral acceleration increases and accelerating when lateral acceleration decreases.
  • the combined acceleration (represented as G) of longitudinal acceleration and lateral acceleration is a diagram in which the horizontal axis represents the longitudinal acceleration of the vehicle and the vertical axis represents the lateral acceleration of the vehicle.
  • G-Vectoring control because it is directed to make a transition (Vectoring).
  • FIG. 5 assumes a general traveling scene of entering and exiting a corner, such as a straight path A, a transition section B, a steady turning section C, a transition section D, and a straight section E. At this time, the acceleration / deceleration operation by the driver is not performed.
  • FIG. 6 is a time calendar waveform for steering angle, lateral acceleration, lateral jerk, front / rear acceleration / deceleration control command calculated by (Equation 1), and braking and driving force of four wheels (61, 62, 63, 64).
  • FIG. 6 As will be described in detail later, the front outer ring (62 when turning left), the front inner ring (61), the rear outer ring (64), and the rear inner ring (63) have the same value on the left and right (inner and outer). The braking force and driving force are distributed.
  • the braking / driving force is a generic name for the force generated in the vehicle longitudinal direction of each wheel, the braking force is a force in the direction of decelerating the vehicle, and the driving force is defined as a force in the direction of accelerating the vehicle.
  • the vehicle enters the corner from straight road section A.
  • transient interval B point 1 to the point 3
  • lateral acceleration G y of the vehicle increases.
  • the lateral jerk G y _dot takes a positive value while the lateral acceleration in the vicinity of the point 2 is increasing (returns to zero at the time point 3 at which the lateral acceleration increase ends).
  • the transient interval D points 5-7
  • the lateral acceleration G y of the vehicle decreases by the switching-back operation of the steering of the driver.
  • the lateral jerk G y _dot of the vehicle is negative
  • the longitudinal acceleration / deceleration control command G xc is generated in the control vehicle from (Equation 1).
  • substantially the same magnitude of driving force (+ sign) is applied to the front outer, front inner, rear outer, and rear inner wheels.
  • the lateral jerk G y is 0 and the lateral jerk G y _dot is also zero, so acceleration / deceleration control is not performed.
  • the vehicle decelerates from the turn-in at the start of steering (point 1) to the clipping point (point 3), stops during a steady circular turn (points 3 to 5), and starts steering return (points). Accelerate when exiting the corner from 5) (point 7).
  • G-Vectoring control is applied to the vehicle, the driver can realize acceleration / deceleration motion linked to lateral motion only by steering for turning.
  • this motion is expressed in a “gg” diagram that shows the acceleration mode generated in the vehicle, the longitudinal acceleration is plotted on the horizontal axis and the horizontal acceleration is plotted on the vertical axis, it is a characteristic motion that transitions into a smooth curved line.
  • Become This means that the longitudinal acceleration / deceleration control command is determined so as to make a curved transition on the diagram with the passage of time.
  • This curved transition left corner becomes a transition clockwise as shown in figure
  • the right corner becomes a transition path obtained by inverting the G x-axis, the transition direction is counter-clockwise.
  • the pitching motion generated in the vehicle by the longitudinal acceleration and the roll motion generated by the lateral acceleration are suitably linked, and the peak values of the roll rate and the pitch rate are reduced.
  • FIG. 7 is a schematic diagram showing a situation in which a yaw moment in a direction (positive) that promotes turning is input from the counterclockwise turning standard state (A) of the vehicle 0.
  • equations for the lateral motion and yawing (rotation) motion of the vehicle 0 in the standard state are shown below (Equation 4) and (Equation 5).
  • m mass of the vehicle
  • G y lateral acceleration applied to the vehicle
  • F yf the lateral force of the front 2 wheels
  • F yr lateral force of the rear two wheels
  • M a yaw moment
  • I z vehicle 0
  • r_dot yaw angular acceleration of the vehicle 0 (r is yaw rate)
  • l f distance between the center of gravity of the vehicle 0 and the front axle
  • l r distance between the center of gravity of the vehicle 0 and the rear axle.
  • (B) shows an example in which only the inner rear wheel (left rear wheel 63) is braked to give a braking force (F xrl ), and (C) in addition to this, the inner front wheel is braked and braking force is applied.
  • (D) is an example in which driving forces (F xfr , F xrr ) are given to the outer front and rear wheels in addition to (C).
  • the following yawing moment acts on the vehicle 0 (Equation 6).
  • the force in the forward direction that is, the driving direction is positive
  • the force in the braking direction is negative
  • d indicates the distance (tread) between the left and right wheels.
  • the combined braking / driving force of the left front and rear wheels is F xl
  • the combined braking / driving force of the right front and rear wheels is F xr .
  • FIG. 8 shows a distribution of braking / driving force that generates a negative moment, that is, a yaw moment in a negative direction, that is, a clockwise (restoring side) yaw when turning left. Also in this case, the equation of yawing motion is (Expression 6).
  • the longitudinal acceleration G x and the lateral acceleration G y of the measured vehicle, positive direction of the vehicle acceleration in a lateral axis, in the negative direction takes deceleration, left of the vehicle in the positive direction of the longitudinal axis
  • the target yaw moment M t is a clockwise value when viewed from the top of the vehicle in the diagram showing the lateral acceleration in the direction and the right acceleration in the negative direction
  • the left wheel has a greater deceleration than the right wheel.
  • the right wheel is given a greater driving force than the left wheel, and when the target yaw moment M t is counterclockwise when viewed from above the vehicle, the right wheel is given a greater deceleration than the left wheel Suppose that the left wheel is given a greater driving force than the right wheel.
  • the measured longitudinal acceleration G x and lateral acceleration G y of the vehicle are obtained by taking the acceleration of the vehicle in the positive direction of the horizontal axis and the deceleration in the negative direction, and in the left direction of the vehicle in the positive direction of the vertical axis.
  • acceleration in the right direction in the negative direction when starting counterclockwise movement when viewed from above the vehicle, it shows a clockwise curvilinear transition over time
  • acceleration / deceleration in the front-rear direction is determined according to lateral motion so as to show a counterclockwise curvilinear transition as time passes.
  • FIG. 9 shows a case where “understeer” and “oversteer” are as follows for the traveling scenes of entry into and exit from a corner, such as a straight path A, a transition section B, a steady turning section C, a transition section D, and a straight section E.
  • the result of performing the “slip prevention control” in a situation where the vehicle slips and the vehicle deviates from the course is shown.
  • FIG. 10 shows a steering angle, a yaw rate including an estimated value, an estimated vehicle side slip angle, a yaw moment command obtained therefrom, and braking of four wheels (61, 62, 63, 64), which are used for the intervention condition of the “slip prevention control”.
  • Driving force, vehicle longitudinal acceleration and lateral acceleration at this time are shown as time calendar waveforms.
  • the yaw rate r ⁇ obtained from the steering is calculated using (Equation 2) using the stability factor A, the wheel base 1, the vehicle speed V, and the steering angle ⁇ . Since the steering angle of the driver is used as an input, it can be considered that the intention of the driver is reflected best.
  • the yaw rate r Gy obtained from the lateral acceleration is obtained by omitting the side slip angle change ⁇ _dot and dividing the lateral acceleration by the vehicle speed as in (Equation 7) as in (Equation 3). Is.
  • This value is considered to indicate the revolution speed of the vehicle, and is considered to be an amount indicating the vehicle turning limit.
  • the yaw rate r s detected by the yaw rate sensor 38 indicates the actual rotation speed of the vehicle.
  • the skid angle ⁇ is defined as the arc tangent arctan (v / u) obtained by using the vehicle speed u in the longitudinal direction and the vehicle speed v in the lateral direction.
  • the arrow passing through the center of gravity of the vehicle in FIGS. 7 and 8 indicates the vehicle traveling direction, the angle formed by this and the longitudinal direction of the vehicle is the side slip angle, and the vehicle fixed coordinate system counterclockwise is positive.
  • FIG. 7 shows a state in which oversteer ⁇ spin is induced when the side slip angle is negative and large.
  • FIG. 8 shows a state in which understeer ⁇ path protrusion is induced in a state where the side slip angle is positive and large.
  • the side slip angle ⁇ ⁇ obtained from the steering can be calculated as follows using the vehicle motion model.
  • m vehicle mass, K r is a cornering stiffness representing the gain of the lateral force per unit side slip angle of the rear wheels.
  • the side slip angle is detected by the millimeter-wave-to-ground vehicle speed sensor 70 independently of the longitudinal velocity V x and the lateral velocity V y , and may be obtained by the following (Equation 9) or as (Equation 10).
  • An integration method may be used.
  • ⁇ a method similar to that disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 09-315277 is used to determine (1) the “side slip prevention control” intervention condition and (2) the yaw moment control amount.
  • Intervention conditions The yaw rate obtained from the lateral acceleration is compared with the actual yaw rate. When the actual yaw rate is small, it is determined that the vehicle is understeer, when it is large, it is oversteered. The The threshold value, dead zone, and the like at this time are adjusted by a sensitivity test such as a test driver.
  • Yaw moment control amount Basically, the yaw moment is added so that the actual value is close to the yaw rate obtained from the steering and the side slip angle. Further, the side slip angle differential value or the like is multiplied by a gain adjusted to fit the feeling, and correction is performed using a value obtained by adding these.
  • the equivalent cornering stiffness of the rear wheels is relatively lowered in the maximum lateral acceleration state, and it is likely that oversteer will occur to induce spin. This can be detected because the actual yaw rate r s is larger than the yaw rate r Gy obtained from the lateral acceleration, and the side slip angle is larger than the threshold value ⁇ th , resulting in a large side slip angle. It can be detected from being.
  • braking force is generated on both the right (outer) front wheel and the rear wheel, and a clockwise moment is applied. Due to this braking force, as shown in the longitudinal acceleration (second from the bottom) in FIG. 10, the deceleration of the profile similar to the sum of the braking forces of the front outer wheel and the rear outer wheel acts.
  • the front outer ring (62 when turning left), the front inner ring (61), the rear outer ring (64) and the rear inner ring (63) have different values on the left and right (inner and outer).
  • the braking force is distributed so that
  • the present invention addresses such problems by automatically performing acceleration / deceleration linked to the steering operation operated from the daily operation range (G-Vectoring), and reliably reducing the side slip in the limit operation range (side slip prevention control). By fusing together, there is little sense of incongruity and safety performance can be improved.
  • G-Vectoring acceleration / deceleration linked to the steering operation operated from the daily operation range
  • side slip prevention control side slip prevention control
  • FIG. 11 schematically shows the relation between the arithmetic control logic of the central controller 40 and the observer that estimates the skid angle based on signals from the vehicle 0, the sensor group, and the sensors (although calculation is performed in the central controller 40). It is shown in.
  • the entire logic is roughly composed of a vehicle lateral motion model 401, a G-Vectoring controller unit 402, a yaw moment controller unit 403, and a braking force / driving force distribution unit 404.
  • the vehicle lateral motion model 401 uses the steering angle ⁇ input from the driver steering angle sensor 33 and the vehicle speed V to calculate the estimated lateral acceleration (G ye ), target, using ( Equation 2), (Equation 3), or (Equation 8).
  • the yaw rate r t and the target skid angle ⁇ t are estimated.
  • the target yaw rate r t is set to be the same as the yaw rate r ⁇ obtained from the steering described above.
  • the logic 410 is a logic that calculates a lateral acceleration and a lateral jerk based on the estimated lateral acceleration (G ye ) estimated and the actual lateral acceleration actually measured.
  • the G-Vectoring controller 402 uses these lateral acceleration and lateral jerk to determine the component linked to the current vehicle lateral motion in the target longitudinal acceleration / deceleration control command G Xt according to (Equation 1). Furthermore, a target longitudinal acceleration / deceleration control command G Xt is calculated by adding G x — DC which is a deceleration component not linked to the current lateral vehicle motion, and is output to the braking force / driving force distribution unit 404.
  • G x_DC is a term that is necessary when there is a predictive deceleration when there is a corner ahead or when there is a section speed command. Since the section speed command is information determined by the coordinates at which the vehicle is present, it can be determined by checking the coordinate data obtained by GPS or the like against the map information on which the section speed command is posted. . Next, foreseeable deceleration with respect to the front corner, although details of detection are omitted in the present embodiment, for example, a camera such as a monocular camera, a stereo camera, a ranging radar such as a laser and a millimeter wave, or GPS information, etc.
  • the target yaw rate r t (r ⁇ ), the target skid angle ⁇ t , the actual yaw rate, and the actual (estimated) according to the logic described above.
  • a target yaw moment M t is calculated based on the deviations ⁇ r and ⁇ from the sideslip angle and output to the braking force / driving force distribution unit 404.
  • the braking force / driving force distribution unit 404 determines the braking / driving forces (F xfl , F xfr , F xrl , F xrr) of the four wheels of the vehicle 0 based on the target longitudinal acceleration / deceleration control command G Xt or the target yaw moment M t. ).
  • the target longitudinal acceleration / deceleration control command G Xt or the target yaw moment M t. shows a basic distribution law, which in addition to the characteristic in the "G-Vectoring" control in the present invention, indirect yaw moment control: for (IYC I ndirect Y aw-moment C ontrol) effect
  • Equation 11 Equation 12
  • Equation 13 Equation 14
  • the front / rear acceleration / deceleration control command by “G-Vectoring” control and the moment command by “slip prevention control” can be made compatible. ⁇
  • the driving force could be distributed.
  • these are distributed to the front and rear wheels according to the vertical load ratio of the front and rear wheels. Assuming that the height of the sprung center of gravity of the vehicle 0 from the ground is h, and the vehicle 0 is accelerating and decelerating with the target longitudinal acceleration / deceleration control command G xt , the load for the two wheels of the front wheel and the rear wheel ( W f , W r ) are as follows (Equation 21) and (Equation 22), respectively.
  • Equation 28 The details of (Equation 28) are calculated using a method similar to that disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 09-315277.
  • the central controller 40 which is a vehicle motion control device of the present invention, it is necessary to fuse and decouple the “G-Vectoring control” that works from the daily range and the “side slip prevention device” that works in the limit range.
  • yawing motion Considering vehicle motion as motion on a plane, it can be described by (1) back-and-forth motion, (2) lateral motion, and rotation around the center of gravity, that is, (3) yawing motion.
  • “G-Vectoring control” that realizes acceleration / deceleration linked to lateral movement is (1) controlling acceleration / deceleration in the front-rear direction, and (3) not directly controlling yawing moment.
  • the yawing moment is “arbitrary” and has a degree of freedom.
  • the “side skid prevention device” directly controls (3) the yaw moment, not (1) acceleration / deceleration. That is, the longitudinal acceleration / deceleration is “arbitrary” and has a degree of freedom.
  • the longitudinal acceleration is controlled according to the acceleration / deceleration control command linked to the lateral motion determined by the “G-Vectoring control”, and the “skid prevention control device” is determined.
  • the yawing moment may be controlled in accordance with the yaw moment command to be performed.
  • the device is configured to have the following two modes.
  • the commanded acceleration / deceleration can be realized while maintaining the commanded yawing moment (the fusion of the two controls and the non-interference).
  • the first mode (G) generates substantially the same driving force and braking force on the left and right wheels of the four wheels based on the longitudinal acceleration / deceleration control command G xc linked to the lateral movement of the vehicle. -Vectoring control) and different driving force and control for the left and right wheels of the four wheels based on the target yaw moment M t calculated from the side slip information of the vehicle (steer angle ⁇ , vehicle speed V, yaw rate r, side slip angle ⁇ ).
  • a second mode for generating power (side slip prevention control), and when the target yaw moment M t is less than or equal to a predetermined threshold value M th, the first mode is selected and the target yaw moment is less than the threshold value.
  • a desired driving force may not be generated.
  • “side skid prevention control” is given priority, and a moment is surely generated to ensure safety.
  • the tire lateral force is proportional to the tire side slip angle when the side slip angle is small, and has a saturation characteristic when it is large. Since it is assumed that the loads on the front and rear wheels are equal, the same lateral force is generated for the same side slip angle.
  • the front wheel load increases as shown in ( Expression 21), and the rear wheel load decreases as shown in (Expression 22).
  • the lateral force F yf of the front wheels increases and the lateral force F yr of the rear wheels decreases. If this phenomenon is considered based on the yawing equation of motion of (Equation 17), a moment that promotes turning will work. Further, if the vehicle accelerates during turning, the restoring side yaw moment acts as shown in the lower part of FIG.
  • the lateral acceleration increases, that is, the vehicle decelerates when starting a turn, and therefore the yaw moment in the direction of promoting the turn works. Further, when the lateral acceleration decreases, that is, when the turn is finished, the acceleration is performed, so that the yaw moment in the direction toward restoring the turn and going straight goes on.
  • Step (1) the vehicle speed V, the yaw rate r, the lateral acceleration G y, lateral jerk G y _dot, sideslip angle beta, the slip angular velocity ⁇ _dot detected or estimated (Step (1)), linked to the lateral motion based on the G-Vectoring control law
  • the target longitudinal acceleration / deceleration control command G xt is calculated (step (2)).
  • (1) intervention conditions and (2) a control amount, that is, a target yaw moment M t is calculated so as to reduce the side slip of the vehicle (step (3)).
  • some explanation is added about the target yaw moment M t .
  • a cornering force approximately proportional to the cornering stiffness (unit N / rad) representing the lateral stiffness of the tire is generated.
  • the cornering force generated by the front wheels and the turn acceleration side yaw moment expressed by the product of the distance from the vehicle center of gravity to the front axle, and the cornering force generated by the rear wheels and the turn expressed by the distance from the vehicle center of gravity to the rear axle
  • the combined moment of the yaw moment on the stop side is the restored yaw moment that naturally occurs in the vehicle when a side slip occurs.
  • the target yaw moment command is less than or equal to the restored yaw moment, it naturally converges to a state of small skid without intentionally adding yaw moment control. If the control is applied in such a state, it gives an impression of excessive control as a driver feeling. In order to avoid such a phenomenon, the yaw moment control is not performed below a threshold value that is a restored yaw moment unique to the vehicle. In the current skid prevention device, a test drive is repeatedly performed by a test driver, and this dead zone is set based on feeling evaluation.
  • the target yaw moment command M t obtained in step (3) indicates a specific control command value in a situation where control is required as a value equal to or greater than the dead zone (a value obtained simply from skid information). However, if it is below the dead zone, M t is zero).
  • This yaw moment command is a basic yaw moment command when acceleration / deceleration is not performed.
  • step (4) it is determined whether or not there is a longitudinal acceleration / deceleration control command.
  • step (5) the control law is switched based on the magnitude of the target yaw moment M t .
  • the target yaw moment M t is compared with a preset threshold value M th to determine whether yaw moment control is performed so that the braking and driving forces of the left and right wheels are separately distributed ((7) to (10). )), It is determined whether to perform only G-Vectoring that distributes substantially equal braking and driving force between the left and right wheels (5).
  • the restoration yaw moment for determining the dead zone can be roughly set from the tire characteristics and vehicle specifications.
  • the tire characteristics have load dependency as described in the explanation of FIG.
  • the restored yaw moment changes in an equivalent manner and the required amount of yaw moment control is further reduced.
  • step (6) compared with the absolute value of the basic yaw moment command M t determined in step (3), when M t is equal to or less than M th , acceleration / deceleration control with equal distribution of left and right wheels by G-Vectoring control is performed. It is the structure to perform (step (6)).
  • the G-Vectoring control when the G-Vectoring control is operating as shown in FIG. 14, the left / right distribution of the braking force / driving force is not performed unless the yaw moment control amount exceeds a certain threshold. It is configured to include such logic.
  • the first mode G-Vectoring (step (6))
  • the second mode side slip prevention control (step ( 7) to (10)).
  • the vehicle longitudinal acceleration realized in the second mode that generates different braking / driving forces on the left and right wheels of the four wheels is different from the (G-Vectoring) longitudinal acceleration / deceleration control command. Is corrected so that substantially equal braking / driving force is applied to the left and right wheels of the four wheels (see also step (9) (Equation 23) to (Equation 26)).
  • the left and right of the four wheels are not necessarily
  • the vehicle longitudinal acceleration realized in the second mode (side slip prevention control) that generates different braking / driving forces on the wheels does not coincide with the longitudinal acceleration / deceleration control command in (G-Vectoring).
  • step (10) if brake control is performed when the G-Vectoring command is zero, deceleration will inevitably occur (step (10)).
  • the G-Vectoring control command is larger than the deceleration generated by the skid prevention control command, the braking / driving is substantially equal to the left and right wheels of the four wheels so that the difference from the G-Vectoring control command is close.
  • Correction control can be performed so as to apply force, and there are scenes that solve the problems of the present invention, and are within the scope of the present invention.
  • the present invention determines target longitudinal deceleration control command G xt is whether zero, if target longitudinal deceleration control command G xt is not zero, and the threshold target yaw moment M t is predetermined M
  • the braking / driving force distribution unit 404 determines the braking driving force (F xfl , F xfr , F xrl , F xrr ) of each wheel of the vehicle based on the target longitudinal acceleration / deceleration control command G xt
  • the brake driving force is calculated so as to be distributed approximately equally.
  • target longitudinal deceleration control command G xt is whether zero, if target longitudinal deceleration control command G xt is zero, or if the target longitudinal acceleration or deceleration control command G xt is not 0, and
  • the braking force / driving force distribution unit 404 uses the braking yaw moment (F xfl , F xfr , F xrl) of each wheel of the vehicle based on the target yaw moment M t. , F xrr ) are calculated so as to distribute the braking driving force of the left and right wheels separately.
  • FIGS. 15, 16, and 17 are examples in which the present invention is applied to scenes to which only the “slip prevention control” shown in FIGS. 9 and 10 is applied. Further, FIG. 16 assumes the case where “under steer” and “over steer” occur at the same point as in FIGS. 10 and 15, but with a slight change in the steer characteristic.
  • FIG. 15 shows the longitudinal acceleration / deceleration control command, yaw moment control command, wheel braking / drive distribution determined according to the lateral motion generated according to the steering angle, vehicle yaw moment, vehicle longitudinal acceleration realized thereby, The vehicle lateral acceleration is shown.
  • the dotted line is the front / rear acceleration / deceleration control command for only “G-Vectoring” control
  • the broken line is the deceleration amount based on the yaw moment command for “side slip prevention control”.
  • the longitudinal acceleration follows the command of the “G-Vectoring” control, and the yaw moment required by the “slip prevention control” You can see that it has been realized. Further, at points 4 to 5, the braking force of the front outer wheel and the rear outer wheel is reduced, the driving force is given to the front inner wheel and the rear inner wheel, and the vehicle longitudinal acceleration is controlled by the command of the “G-Vectoring” control. It can be seen that the vehicle is following the command of “slip prevention control”.
  • a yaw moment command for reducing understeer is generated from points 2 to 3, but the longitudinal acceleration / deceleration control command is Since the yaw moment command is smaller than the threshold value M th in a certain state, the left and right wheel independent braking / driving control is omitted (the same braking force for the left and right wheels, step (6) in FIG. 14).
  • the yaw moment command is smaller than the threshold value M th , but there is no front-rear acceleration / deceleration control command by “G-Vectoring”, and load movement does not occur on the front and rear wheels.
  • the actual longitudinal acceleration Gx is measured by the longitudinal acceleration sensor 22, and multiplied by the gain K1 or differentiated to obtain the longitudinal jerk, the value multiplied by the gain K2 and the target longitudinal acceleration / deceleration. It is only necessary to compare the control command G xt and determine the braking force, driving force F xff and F xrr based on the deviation ⁇ G x .
  • “S” of K2s is a Laplace operator, and a differential value is slightly fed back to improve responsiveness.
  • the gain K2 is intended to improve control responsiveness and is not an essential configuration.
  • the actual acceleration of the vehicle may be measured by using a differential value of the wheel speed or the like to estimate the inclination.
  • the actual longitudinal acceleration can be made to follow the target longitudinal acceleration regardless of disturbances such as tilt, and control deterioration can be reduced.
  • the threshold value is used, and the longitudinal acceleration command below the threshold value is configured not to perform control and to reduce the jerky feeling.
  • a threshold value is provided for the absolute value of the longitudinal acceleration control command.
  • a low-pass filter that passes only the frequency of the lateral motion of the vehicle (at most 2 Hz) is passed.
  • Actual actuator control may be performed based on the vehicle longitudinal acceleration command. As a result, the jerky feeling in the front-rear direction can be reduced even when the road surface is uneven.
  • the lateral acceleration which is an estimated value using a vehicle model for the steering angle as shown in FIG.
  • a difference in amplitude and a phase occur between the lateral jerk, the lateral acceleration actually measured by the lateral acceleration sensor 21, and the lateral jerk obtained by time differentiation.
  • the measured value is delayed with respect to the model estimated value.
  • the lateral movement is performed using (Equation 1). A linked vehicle longitudinal acceleration command was formed.
  • the target front / rear acceleration / deceleration control command G xt includes a plurality of modes having different calculation methods depending on the traveling road surface, and switching means for switching the plurality of modes.
  • control mode can be switched by a driver with a control selector 81 (switching means) installed in the passenger compartment.
  • AUTOMATIC automatically switches modes, and in accordance with changes in road surface conditions such as the friction coefficient, the gains of linear combination, select high, lateral jerk due to model estimates, and lateral jerk due to measured values Configured to adjust. For example, braking force and driving force control is performed in accordance with the longitudinal acceleration command, the actual longitudinal acceleration is detected, and if the actual longitudinal acceleration is significantly smaller than the command value, select high control is performed assuming that the friction coefficient is small. It is configured to improve the feeling of feeling by automatically selecting or increasing the gain of jerk on the model estimated value side.
  • These mode switching and gain switching may be in a map format corresponding to the estimated friction coefficient. Accordingly, it is possible to automatically obtain a longitudinal acceleration / deceleration control command linked to a suitable lateral movement according to the road surface condition. Furthermore, although detailed description is omitted in the present embodiment, the AUTOMATIC mode is further subdivided, and the model estimated jerk gain is increased so that the model moves sharply with respect to steering. Comfort mode, etc. that can increase the acceleration gain and realize a relaxed movement may be set. Moreover, you may switch a gain and a mode as emergency avoidance mode by taking in external information.
  • modes other than AUTOMATIC are modes that the driver can select arbitrarily.
  • TARMAC is assumed to be used mainly for traveling on dry pavement, and jerk linear combination mode is used. Since the responsiveness of the vehicle motion to the steering is high, the model estimated lateral jerk and the lateral jerk by the measurement value are almost the same value. Further, the gain of the model estimated lateral jerk and the gain of the lateral jerk based on the measured value are substantially the same.
  • GRAVEL is assumed to be used mainly for traveling on wet roads and dirt roads, and the control threshold shown in FIG. 21 is set to be slightly larger. Further, although the linear combination mode is adopted, the gain of the model estimated lateral jerk is slightly larger than the gain of the lateral jerk based on the measured value, so that the steering is improved.
  • SNOW is assumed to be mainly used for running on snowy roads, and the control threshold shown in FIG. 21 is set to be slightly larger than GRAVEL.
  • select high control is adopted.
  • the model estimated lateral jerk gain is larger than the lateral jerk gain measured. This ensures good steering and continuity of motion for lateral motion with delayed response.
  • the change in the vehicle response accompanying the change in the road surface condition has a great influence on the driving operation of the driver, and the vehicle movement itself also changes greatly. It is important to perform an appropriate driving operation with respect to the vehicle response that changes from time to time.
  • the control state and the motion state of the vehicle are displayed on the multi-information display 82 in the passenger compartment, thereby supporting the driver's precise driving operation.
  • the display mode shows the current vehicle motion state by showing the “gg” diagram with the vehicle's longitudinal acceleration on the horizontal axis and the vehicle's lateral acceleration on the vertical axis, and time-series data of acceleration. It has a plurality of modes for displaying reference information for determining driving operations.
  • tire braking / driving force or generated yaw moment is displayed to clarify the control state, and whether the current vehicle is in the “G-Vectoring control state” or “DYC state” Is displayed.
  • This is intended to clarify the control effect on the currently occurring vehicle motion and to make the driver perform the vehicle driving operation more accurately.
  • “G-Vectoring control” imitates “acceleration / deceleration operation linked to lateral movement” performed by an expert driver, and does not independently control braking / driving force of four wheels. For this reason, if the driver can perform an equivalent acceleration / deceleration operation, there is a possibility that an equivalent movement can be realized without the system side actively controlling. It is considered that the driver is more likely to be able to perform “G-Vectoring control” himself / herself by experiencing his / her driving operation and the accompanying vehicle motion, and by viewing the control state on the multi-information display 82.
  • the conventional skid prevention device controls the left and right braking force or driving force after the skid occurs.
  • emergency avoidance to avoid obstacles ahead, the driver performs a sudden steering operation.When understeer occurs, the driver must apply left and right braking forces to wait for understeer and generate a moment to counteract understeer. Will be added. That is, during the occurrence of understeering ⁇ detection, the vehicle is in a no-brake state and the vehicle approaches an obstacle.
  • the present invention since the braking force is generated from the moment when the driver starts steering, the relative speed with respect to the obstacle can obviously be reduced, and the emergency avoidance performance can be greatly improved.
  • the absolute value of the initial steering angle for avoidance becomes smaller, and the return steering after avoidance can be reduced. For this reason, a stable avoidance operation can be realized without making the vehicle response self-vibrating due to a delay in the steering response (this can provide a similar effect even when turning a sharp curve).

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Abstract

　違和感が少なく、安全性能向上を可能とする車両の運転制御装置を提供する。四輪の駆動力と制動力を独立に制御可能な車両の運動制御装置において、車両の横運動に連係した前後加減速制御指令に基づいて、四輪のうちの左右輪に略同一の駆動力及び制動力を発生する第１のモード（Ｇ－Vectoring制御）と、車両の横滑り情報から算出した目標ヨーモーメントに基づいて、四輪のうちの左右輪に異なる駆動力及び制動力を発生する第２のモード（横滑り防止制御）と、を有し、目標ヨーモーメントが予め定めた閾値以下のときは第１のモードが選択され、目標ヨーモーメントが閾値よりも大きいときは第２のモードが選択される（図１１）。

Description

車両の運動制御装置
　四輪の駆動力と制動力とを制御可能な車両の運動制御装置に関する。
　ハンドル操作に連係した加減速を自動的に行うための指令値は、例えば非特許文献１に示されている（（数１））。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
　基本的に横加加速度Ｇy_dotにゲインＣxyを掛け、一次遅れを付与した値を前後加減速制御指令Ｇxc（目標前後加減速制御指令（Ｇxt）と同意である）にするというシンプルな制御則である。これによりエキスパートドライバの横と前後運動の連係制御ストラテジの一部が模擬できることが非特許文献２で確認されている。この式のＧx_DCは横運動に連係していない減速度成分である。前方にコーナーがある場合の予見的な減速、あるいは区間速度指令がある場合に必要となる項である。また、sgn（シグナム）項は、右コーナー、左コーナーの両方に対して上記の動作が得られるように設けた項である。具体的には、操舵開始のターンイン時に減速し、定常旋回になると（横加加速度がゼロとなるので）減速を停止し、操舵戻し開始時のコーナー脱出時に加速する動作が実現できる。
　このように制御されると、前後加速度と横加速度の合成加速度（Ｇと表記）が、横軸に車両の前後加速度、縦軸に車両の横加速度をとるダイアグラムで、時間の経過とともに曲線的な遷移をするように方向付けられる（Vectoring）のため、「Ｇ－Vectoring制御」と呼ばれている。
　また、限界運転領域での安全性能向上のための横滑り防止装置については非特許文献３において、車両横滑り角βと車両横滑り角速度（β_dot）の位相平面でβとβ_dotの符号が同じ（第Ｉ，III象限）で原点から離れている領域に車両挙動が遷移していくと不安定（発散方向）であるので、横滑り防止装置の起動のための判断に用いると効果的であると報告されている。横滑り情報に基づいて左右の輪に異なるブレーキ油圧を作用させて、左右異なる減速力を発生させ、横滑り角が小さくなる方向にヨーモーメントを発生させることにより、車両を安定化させることが開示されている。
M. Yamakado, M. Abe: Improvement of Vehicle Agility and Stability by G-Vectoring Control, Proc. of AVEC2008-080420. M. Yamakado, M. Abe: Proposal of the longitudinal driver model in coordination with vehicle lateral motion based upon jerk information, Review of Automotive Engineering, Vol.29.No.4.October 2008,P.533～541. S. Inagaki, I. Kushiro, M. Yamamoto: Analysis on Vehicle Stability in Critical Cornering Using Phase-Plane Method, Proc. of AVEC1994- 9438411
　非特許文献１、２には、この制御手法がエキスパートドライバが随意に行うステア動作に応じたブレーキ、アクセル動作から抽出したものであり、通常領域から自動的に介入しても違和感が少ない可能性があるとともに、この制御手法の力学的な合理性，操縦性と安定性の向上がシミュレーション結果として示されている。これはドライバのステア動作に対して車両の挙動が適切に応答するように連係して加減速が制御されるので、結果として車両の横滑り角が大きくなることを防ぐことができるということである。特に操舵に対して旋回半径が大きくなりすぎてしまう、いわゆる「アンダーステア」を低減するのに効果的である。
　一方、この制御は、何らかの理由で横滑り角が大きくなってしまったときに、確実にそれを低減することを補償するものではない。たとえば、横滑り角が大きくなったドリフト状態で車両横運動が安定すると、横加速度が一定となり、横加加速度がゼロとなる。結果として（数１）で示される加減速制御指令はゼロとなり、車両ドリフトしたままで安定状態となる。力学的には安定でも、すべてのドライバに違和感のない運転を実現しているという保証はない。
　また、非特許文献３に記載されている横滑り防止装置は横滑り情報に基づいて稼動されるが、横滑りが発生していない、あるいは小さい日常領域からの稼動についての指針は示されていない。さらに「Ｇ－Vectoring制御」が得意とする「アンダーステア」防止という観点からは、「横滑り防止装置」は、横滑りがある程度大きく発生してから初めてモーメントが入るということになる。このため制御が後手にまわりがちで、アンダーステアを低減させるために大きなモーメントが必要となってしまう。結果的に、アンダーステア低減効果が少なくなってしまうとともに、必要以上の減速で、違和感を生じさせることが懸念される。
　また、横滑り防止装置がヨーモーメントを発生させるときに発生する減速度に対する配慮はされておらず、発生しようとするモーメントが、まず決定され、左右制動力の合力により車両の加減速が決定されてしまう。これでは横運動と連係した加減速とは言いきれない。
　本発明の目的は、限界運転領域で横滑りを確実に低減させ、違和感が少なく、安全性能向上を可能とする車両の運転制御装置を提供することである。
　上記の目的を達成させるために本発明は、四輪の駆動力と制動力を独立に制御可能な車両の運動制御装置において、車両の横運動に連係した前後加減速制御指令に基づいて、四輪のうちの左右輪に略同一の駆動力及び制動力を発生する第１のモードと、車両の横滑り情報から算出した目標ヨーモーメントに基づいて、四輪のうちの左右輪に異なる駆動力及び制動力を発生する第２のモードと、を有し、目標ヨーモーメントが予め定めた閾値以下のときは第１のモードが選択され、目標ヨーモーメントが閾値よりも大きいときは第２のモードが選択される構成とする。
　違和感が少なく、安全性能向上を可能とする車両の運転制御装置を提供できる。
　本明細書は、本願の優先権の基礎である日本国特許出願2009-225938号の明細書及び／または図面に記載されている内容を包含する。
本発明に係る車両の運動制御装置の全体構成を示す図である。 本発明の車両モデルを用いた横加速度，横加加速度推定を示す図である。 本発明の加速度センサを用いた横加速度，横加加速度推定を示す図である。 本発明の推定信号と計測信号による相互補完の概念を示す図である。 本発明のＧ－Vectoring制御車両の左コーナー進入から脱出までの様子を示す図である。 図５の走行路を走行中の時系列データを示す図である。 本発明の左右差動制動・駆動力による正のヨーイングモーメント付加を示す図である。 本発明の左右差動制動・駆動力による負のヨーイングモーメント付加を示す図である。 本発明の横滑り防止制御車両の左コーナー進入から脱出までの様子を示す図である。 図９の走行路を走行中の時系列データを示す図である。 本発明に係る車両の運動制御装置の制御ブロックを示す図である。 車両に加わる力と加速度、ヨーイング運動を示す図である。 本発明のＧ－Vectoring制御の荷重移動に起因するヨーモーメントを示す図である。 本発明のＧ－Vectoring制御と横滑り防止制御のフローチャートを示す図である。 本発明のＧ－Vectoringと横滑り防止の融合制御時の時系列データを示す図である。 本発明のＧ－Vectoringと横滑り防止の融合制御時の時系列データを示す図である。 本発明の“ｇ－ｇ”ダイアグラムに現れる制御効果を示す図である。 降雪地帯の山岳地を走っている状況を示す図である。 スロープを降りている状況を示す図である。 本発明の前後加速度フィードバックループを示す図である。 凹凸路走行状況を示す図である。 路面性状変化による操舵応答の変化を示す図である。 本発明の制御セレクター，マルチインフォメーションディスプレイを示す図である。
０　車両
１　モータ
２　駆動力配分機構
７　パワーステアリング
１０　アクセルペダル
１１　ブレーキペダル
１６　ステアリング
２１　横加速度センサ
２２　前後加速度センサ
２３，２４，２５　微分回路
３１　アクセルセンサ
３２　ブレーキセンサ
３３　舵角センサ
３８　ヨーレイトセンサ
４０　中央コントローラ
４４　ステアリングコントローラ
４６　パワートレインコントローラ
４８　ペダルコントローラ
５１　アクセル反力モータ
５２　ブレーキ反力モータ
５３　ステアリング反力モータ
６１　左前輪
６２　右前輪
６３　左後輪
６４　右後輪
７０　ミリ波対地車速センサ
８１　制御セレクター
８２　マルチインフォメーションディスプレイ
１２１　左前輪モータ
１２２　右前輪モータ
４５１，４５２　ブレーキコントローラ
　図１に、本発明の車両の運動制御装置の一実施形態の全体構成を示す。
　本実施例において車両０はいわゆるバイワイヤシステムで構成され、ドライバと操舵機構，加速機構，減速機構の間に機械的な結合は無い。
＜駆動＞
　車両０はモータ１により左後輪６３、右後輪６４を駆動するとともに、左前輪モータ１２１で左前輪６１を、右前輪モータ１２２で右前輪６２を駆動する四輪駆動車（All Wheel Drive：ＡＷＤ車）である。モータ１に連接して、モータのトルクを左右輪に自由に配分することが可能な駆動力配分機構２が装着されている。ここで、特に電気モータや内燃機関などの動力源の差異については、本発明に密接な関係は無い。本発明を示す、最も好適な例として、また、あとで示す四輪独立ブレーキと組み合わせることにより、四輪の駆動力および制動力を自由に制御できるような構成となっている。以下、詳細に構成を示していく。
　左前輪６１，右前輪６２，左後輪６３，右後輪６４には、それぞれブレーキロータ，車輪速検出用ロータと、車両側に車輪速ピックアップが搭載され、各輪の車輪速が検出できる構成となっている。そして、ドライバのアクセルペダル１０の踏み込み量は、アクセルポジションセンサ３１により検出され、ペダルコントローラ４８を経て、車両の運動制御装置である中央コントローラ４０で演算処理される。この演算処理の中には本発明の目的としての「横滑り防止制御」に応じたトルク分配情報も含まれている。そしてパワートレインコントローラ４６は、この量に応じて、モータ１，左前輪モータ１２１，右前輪モータ１２２の出力を制御する。また、モータ１の出力はパワートレインコントローラ４６により制御される駆動力配分機構２を経由し、最適な比率にて左後輪６３，右後輪６４に分配される。
　アクセルペダル１０にはまた、アクセル反力モータ５１が接続され、中央コントローラ４０の演算指令に基づき、ペダルコントローラ４８により、反力制御される。
　なお、車両の運動制御装置である中央コントローラ４０は、四輪の駆動力と制動力を独立に制御可能な車両の運動制御装置である。
＜制動＞
　左前輪６１，右前輪６２，左後輪６３，右後輪６４には、それぞれブレーキロータが配備され、車体側にはこのブレーキロータをパッド（図示せず）で挟み込むことにより車輪を減速させるキャリパーが搭載されている。キャリパーは油圧式、あるいはキャリパー毎に電機モータを有する電機式である。
　それぞれのキャリパーは、基本的には中央コントローラ４０の演算指令に基づき、ブレーキコントローラ４５１（前輪用），４５２（後輪用）により制御される。
　ブレーキペダル１１にはまた、ブレーキ反力モータ５２が接続され、中央コントローラ４０の演算指令に基づき、ペダルコントローラ４８により、反力制御される。
＜制動・駆動の統合制御＞
　本発明においては、横滑り角情報に基づいて左右輪に異なる制動力や駆動力を発生させることになるが、ヨーモーメントとして寄与するのは左右の制動力あるいは駆動力の差分である。したがってこの差分を実現するために片側は駆動して、反対側を制動するなどの通常とは異なる動作もありうる。このような状況での統合制御指令は中央コントローラ４０が統合的に指令を決定し、ブレーキコントローラ４５１（前輪用），４５２（後輪用），パワートレインコントローラ４６，モータ１，駆動力配分機構２を介して適切に制御される。
＜操舵＞
　車両０の操舵系はドライバの舵角とタイヤ切れ角の間に機械的な結合の無い、ステアバイワイヤ構造となっている。内部に舵角センサ（図示せず）を含むパワーステアリング７とステアリング１６とドライバ舵角センサ３３とステアリングコントローラ４４で構成されている。ドライバのステアリング１６の操舵量は、ドライバ舵角センサ３３により検出され、ステアリングコントローラ４４を経て、中央コントローラ４０で演算処理される。そしてステアリングコントローラ４４はこの量に応じて、パワーステアリング７を制御する。
　ステアリング１６にはまた、ステア反力モータ５３が接続され、中央コントローラ４０の演算指令に基づき、ステアリングコントローラ４４により、反力制御される。
　ドライバのブレーキペダル１１の踏み込み量は、ブレーキペダルポジションセンサ３２により検出され、ペダルコントローラ４８を経て、中央コントローラ４０で演算処理される。
＜センサ＞
　つぎに本発明の運動センサ群について述べる。本実施例における車両の運動を計測するセンサについては、絶対車速計，ヨーレイトセンサ，加速度センサなどを搭載している。これに加え、車速，ヨーレイトについては車輪速センサによる推定，ヨーレイト，横加速度については、車速と操舵角と車両運動モデルを用いた推定などを同時に行っている。
　車両０にはミリ波対地車速センサ７０が搭載されており、前後方向の速度Ｖxと横方向の速度Ｖyは、独立して検出可能である。また、ブレーキコントローラ４５１，４５２には前出したように各輪の車輪速が入力されている。これら４輪の車輪速より前輪（非駆動輪）の車輪速を平均処理することにより絶対車速を推定することができる。本発明においては、特開平５－１６７８９号公報で開示されている方法を用い、この車輪速および車両前後方向の加速度を検出する加速度センサの信号を加えることにより四輪同時に車輪速度が落ち込む場合でも、絶対車速（Ｖx）を正確に測定するように構成されている。また前輪（非駆動輪）の左右輪速度の差分をとることにより車体のヨーレイトを推定するような構成も内包しており、センシング信号のロバスト性の向上を図っている。
　そしてこれらの信号は中央コントローラ４０内にて、共有情報として、常にモニタリングされている。推定絶対車速は、ミリ波対地車速センサ７０の信号と比較・参照されいずれかの信号に不具合が生じたときにお互いに補完しあうように構成されている。
　図１に示すように、横加速度センサ２１と前後加速度センサ２２およびヨーレイトセンサ３８は、重心点近辺に配置されている。また夫々の加速度センサの出力を微分して加加速度情報を得る、微分回路２３，２４が搭載されている。さらにヨーレイトセンサ３８のセンサ出力を微分してヨー角加速度信号を得るための微分回路２５が搭載されている。
　本実施例では微分回路の存在を明確化するために各センサに設置しているように図示したが、実際は中央コトローラ４０に直接加速度信号を入力して各種演算処理をしてから微分処理をしてもよい。したがって、先の車輪速センサから推定されたヨーレイトを用い中央コントローラ４０内で微分処理をして車体のヨー角加速度を得ても良い。
　また、加加速度を得るために、加速度センサと微分回路を利用しているが、特願２００２－３９４３５で開示されている加加速度センサを用いても良い。
　また、本実施例においては、横加速度、横加加速度を推定する方法も採用している。図２を用いて、操舵角δから横加速度推定値Ｇyeと横加加速度推定値Ｇye_dotを推定する方法について述べる。
　まず車両横運動モデルにおいて、操舵角δ［deg］と車両速度Ｖ［ｍ／ｓ］を入力として、動的特性を省略した定常円旋回時のヨーレイトｒを以下（数２）で算出する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
　この式において、スタビリティファクタＡ，ホイールベースｌは車両固有のパラメータであり、実験的に求めた固定値である。また、車両の横加速度Ｇyは、車両速度Ｖ，車両の横すべり角変化速度β_dot、そしてヨーレイトｒとして、以下（数３）の式で表記できる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000004
　β_dotはタイヤ力の線形範囲内の運動であり小さいとして省略しうる量である。ここでは、先に述べたように動的特性を省略したヨーレイトｒと車速Ｖを乗じて、横加速度Ｇye-wodを算出する。この横加速度は低周波領域では応答遅れ特性を有する車両の動的特性を考慮していない。これは以下の理由による。車両の横加加速度情報Ｇy_dotを得るためには横加速度Ｇyを離散時間微分する必要がある。
　この際に信号のノイズ成分が増強される。この信号を制御に用いるためにはローパスフィルター（ＬＰＦ）を通す必要があるが、これは位相遅れを発生させてしまう。そこで動的特性を省略した、本来の加速度よりも位相の早い加速度を算出し、離散微分を行った後で時定数ＴlpfeのＬＰＦを通すという方法を採用し、加加速度を得ることにした。これはＬＰＦによる遅れで横加速度の動的特性を表現し、得られた加速度を単に微分したと考えても良い。横加速度Ｇyも同じ時定数ＴlpfのＬＰＦに通す。これで加速度に対しても動的特性を与えられたことになり、図は省略するが、線形範囲においては、実際の加速度応答を良く表現できていることを確認している。
　以上のように、操舵角を用いて横加速度および横加加速度を算出する方法は、ノイズの影響を抑え、かつ横加速度と横加加速度の応答遅れを小さくするという利点がある。
　しかしながら本推定方法は、車両の横滑り情報を諸略したり、タイヤの非線形特性を無視したりしているため、横滑り角が大きくなってきた場合には、実際の車両の横加速度を計測して利用する必要性がある。
　図３は、横加速度センサ２１の検出信号Ｇysoを用いて、制御のための横加速度Ｇys、横加加速度情報Ｇys_dotを得る方法を示している。路面の凹凸などのノイズ成分を含んでいるために、センサ信号についてもローパスフィルター（時定数Ｔlpfs）を通す必要がある（ダイナミクス補償ではない）。
　上述のような、横加速度、加加速度の推定、計測のそれぞれのメリットを両立させるため、本実施例においては、図４に示すように両者の信号を相補的に用いる方法を採用している。推定信号（estimatedとしてｅという添え字で示す）と検出信号（sensedとして、ｓという添え字で示す）は、横滑り情報（横滑り角β，ヨーレイトｒなど）に基づいて可変となるゲインを掛けて足し合わせることになる。
　この、横加加速度推定信号Ｇye_dotに対する可変ゲインＫje（Ｋje＜１）は、横滑り角が少ない領域において大きな値をとり、横滑りが増加してくると小さな値をとるように変更される。
　また、横加加速度検出信号Ｇys_dotに対する可変ゲインＫjs（Ｋjs＜１）は、横滑り角が少ない領域において小さな値をとり、横滑りが増加してくると大きな値をとるように変更される。
　同様に横加速度推定信号Ｇyeに対する可変ゲインＫge（Ｋge＜１）は、横滑り角が少ない領域において大きな値をとり、横滑りが増加してくると小さな値をとるように変更される。また、横加速度検出信号Ｇysに対する可変ゲインＫgs（Ｋgs＜１）は、横滑り角が少ない領域において小さな値をとり、横滑りが増加してくると大きな値をとるように変更される。
　このように構成することにより、横滑り角が小さい通常領域から、横滑りが大きくなった限界領域までノイズが少なく、制御に適した加速度、加加速度信号を得ることができるような構成となっている。なお、これらのゲインは、横滑り情報の関数、あるいはマップにより決定する。
　ここまでは本発明の第一実施例の装置構成および、横加速度、横加加速度を推定する方法（これらは、中央コントローラ４０内のロジックとして内包されている）について述べた。さて、ここからは「横運動に連係した前後加減速制御指令」と「車両の横滑り情報から算出したヨーモーメント制御指令」について述べる。
＜横運動に連係した前後加減速制御指令：Ｇ－Vectoring＞
　横運動に連係した加減速制御の指針は、例えば非特許文献１に示されている。
　基本的に横加加速度Ｇy_dotにゲインＣxyを掛け、一次遅れを付与した値を前後加減速制御指令にするというシンプルな制御則である。これによりエキスパートドライバの横と前後運動の連係制御ストラテジの一部が模擬できることが非特許文献２で確認されている。
　この（数１）のＧx_DCは横運動に連係していない減速度成分（ドライバ、あるいは外部情報に基づいて自動的に入力する加減速指令）である。前方にコーナーがある場合の予見的な減速、あるいは区間速度指令がある場合に必要となる項である。なお、前後加減速制御指令Ｇxcは、目標前後加減速制御指令Ｇxtと同意である。
　また、sgn（シグナム）項は、右コーナー、左コーナーの両方に対して上記の動作が得られるように設けた項である。具体的には、操舵開始のターンイン時に減速し、定常旋回になると（横加加速度がゼロとなるので）減速を停止し、操舵戻し開始時のコーナー脱出時に加速する動作が実現できる。横加加速度に応じて加減速するということは、横加速度が増加するときに減速し、横加速度が減少するときに加速すると捉えることができる。
　また、（数２），（数３）を参考にすると、操舵角が増加するときに車両は減速し、操舵角が減少するときに車両は加速すると解釈することもできる。
　さて、このように制御されると、前後加速度と横加速度の合成加速度（Ｇと表記）が、横軸に車両の前後加速度、縦軸に車両の横加速度をとるダイアグラムで、時間の経過とともに曲線的な遷移をするように方向付けられる（Vectoring）のため、「Ｇ－Vectoring制御」と呼ばれている。
　（数１）の制御を適用した場合の車両運動に関して、具体的な走行を想定して説明する。図５は、直進路Ａ，過渡区間Ｂ，定常旋回区間Ｃ，過渡区間Ｄ，直進区間Ｅという、コーナーへの進入，脱出の一般的な走行シーンを想定している。このとき、ドライバによる加減速操作は行わないものとする。
　また、図６は操舵角，横加速度，横加加速度、（数１）にて計算した前後加減速制御指令、そして四輪（６１，６２，６３，６４）の制動，駆動力について時刻暦波形として示した図である。後で詳細に説明するが、前外輪（左旋回においては６２となる）と前内輪（６１），後外輪（６４）と後内輪（６３）は、左右（内外）それぞれ同じ値と成るように制動力・駆動力が配分されている。
　ここで制駆動力とは各輪の車両前後方向に発生する力の総称で、制動力は車両を減速する向きの力であり、駆動力は車両を加速する向きの力と定義する。
　まず直進路区間Ａから車両がコーナーに進入する。過渡区間Ｂ（点１～点３）では、ドライバが徐々に操舵を切増すに従い、車両の横加速度Ｇyが増加していく。横加加速度Ｇy_dotは、点２近辺の横加速度が増加している間、正の値をとることになる（横加速度増加が終了する３の時点ではゼロに戻る）。
　このとき、（数１）より、制御車両には横加速度Ｇyの増加に伴い、減速（Ｇxcは負）指令が発生する。これに伴い、前外，前内，後外，後内の各輪に略同じ大きさの制動力（マイナス符号）が加わることになる。
　その後、車両が定常旋回区間Ｃ（点３～点５）に入ると、ドライバは操舵の切増しを止め、操舵角を一定に保つ。このとき、横加加速度Ｇy_dotは０となるため、前後加減速制御指令Ｇxcは０となる。よって、各輪の制動力・駆動力もゼロとなる。
　つぎに、過渡区間Ｄ（点５～７）では、ドライバの操舵の切戻し操作によって車両の横加速度Ｇyが減少していく。このとき車両の横加加速度Ｇy_dotは負であり、（数１）より制御車両には前後加減速制御指令Ｇxcが発生する。これに伴い、前外，前内，後外，後内の各輪に略同じ大きさの駆動力（プラス符号）が加わることになる。
　また直進区間Ｅでは横加加速度Ｇyが０となり横加加速度Ｇy_dotもゼロとなるため加減速制御は行われない。以上のように、操舵開始のターンイン時（点１）からクリッピングポイント（点３）にかけて減速し、定常円旋回中（点３～点５）には減速を止め、操舵切戻し開始時（点５）からコーナー脱出時（点７）には加速する。このように、車両にＧ－Vectoring制御を適用すれば、ドライバは旋回のための操舵をするだけで、横運動に連係した加減速運動を実現することが可能となる。
　また、この運動を前後加速度を横軸、横加速度を縦軸にとり、車両に発生している加速度様態を示す“ｇ－ｇ”ダイアグラムに表すと、滑らかな曲線状に遷移する特徴的な運動になる。これは時間の経過と共にダイアグラム上で曲線的な遷移をするように前後加減速制御指令が決定されることである。この曲線状の遷移は左コーナーについては、図に示すように時計回りの遷移となり、右コーナーについては、Ｇx軸について反転した遷移経路となり、その遷移方向は反時計回りとなる。このように遷移すると前後加速度により車両に発生するピッチング運動と、横加速度により発生するロール運動が好適に連係し、ロールレイト、ピッチレイトのピーク値が低減される。
＜ヨーモーメント制御指令＞
　つぎに、左右輪駆動・制動力配分によるヨーモーメント制御について図面を用いて簡単に示す。図７は車両０の反時計回りの旋回標準状態（Ａ）から旋回を促進する方向（正）のヨーモーメントを入力した状況を示す模式図である。まず、標準状態での車両０の横方向の運動方程式とヨーイング（回転）運動の方程式を以下（数４）（数５）に示す。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000005
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000006
　ただしｍ：車両０の質量、Ｇy：車両０に加わる横方向の加速度、Ｆyf：前２輪の横力、Ｆyr：後２輪の横力、Ｍ：ヨーモーメント、Ｉz：車両０のヨーイング慣性モーメント、ｒ_dot：車両０のヨー角加速度（ｒはヨーレイト）、ｌf：車両０の重心点と前車軸間の距離、ｌr：車両０重心点と後車軸間の距離である。定常円旋回状態ではヨーイング運動は釣り合い（ヨーモーメントがゼロ）を示し、角加速度はゼロとなる。
　この状態から（Ｂ）は内側の後輪（左後輪６３）のみにブレーキを掛け制動力（Ｆxrl）を与えた例、（Ｃ）はこれに加え内側の前輪にもブレーキを掛け制動力（Ｆxfl）を与えた例、（Ｄ）は（Ｃ）に加え外側前後輪に駆動力（Ｆxfr，Ｆxrr）を与えた例である。この場合、車両０には、以下（数６）のヨーイングモーメントが働くことになる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000007
　ここで、前進方向、すなわち駆動方向の力を正とし、制動方向の力を負としており、ｄは左右輪間の距離（トレッド）を表している。さらに、左側前後輪の合成制動・駆動力をＦxl、右側前後輪の合成制動・駆動力をＦxrとしている。
　また、同様に図８は負のモーメント、すなわち左旋回しているときに、負の方向の、すなわち時計回りの（復元側の）ヨーモーメントを発生させる制動・駆動力の配分である。この場合も、ヨーイング運動の方程式は（数６）となる。
　車両０においては、中央コトローラ４０の指令により四輪のそれぞれに、自由に制動，駆動力を発生させることができるため、正負両方のヨーモーメントを発生することができる。
　本発明は、計測された車両の前後加速度Ｇxと横加速度Ｇyを、横軸の正の方向に車両の加速度、負の方向に減速度をとり、縦軸の正の方向に車両の左方向の横加速度、負の方向に右方向の加速度をとるダイアグラムに示した場合に、目標ヨーモーメントＭtが車両の上方から眺めて時計回りの値であるときには、左輪に右輪よりも大きな減速力を与えるか、右輪に左輪よりも大きな駆動力を与え、目標ヨーモーメントＭtが車両の上方から眺めて反時計回りの値であるときには、右輪に左輪よりも大きな減速力を与えるか、左輪に右輪よりも大きな駆動力を与えるとする。
　また、計測された車両の前後加速度Ｇxと横加速度Ｇyを、横軸の正の方向に車両の加速度、負の方向に減速度をとり、縦軸の正の方向に車両の左方向の横加速度、負の方向に右方向の加速度をとるダイアグラムに示した場合に、車両の上方から眺めて反時計回りの運動を開始するときには、時間の経過とともに時計回りの曲線的な遷移を示し、車両の上方から眺めて時計回りの運動を開始するときには、時間の経過とともに反時計回りの曲線的な遷移を示すように横運動に応じて前後方向の加減速が決定されるとする。
　さて、つぎに具体的な走行を想定して、このようなヨーモーメント制御の「横滑り防止」への適用について、その稼動条件の概要も含めて説明する。図９は、直進路Ａ，過渡区間Ｂ，定常旋回区間Ｃ，過渡区間Ｄ，直進区間Ｅという、コーナーへの進入，脱出の走行シーンについて、以下のように「アンダーステア」，「オーバーステア」が発生して車両に横滑りが発生し、コースから逸脱する状況において、「横滑り防止制御」を行った結果を示している。
　図１０の３つのヨーレイト、横滑り角を用いて、「アンダーステア」，「オーバーステア」の判定について簡単に説明する。図１０は操舵角、「横滑り防止制御」介入条件に用いる、推定値を含むヨーレイト，推定車両横滑り角、そしてこれらから求めたヨーモーメント指令、そして四輪（６１，６２，６３，６４）の制動，駆動力、このときの車両前後加速度，横加速度について時刻暦波形として示した図である。
　まず操舵から求めたヨーレイトｒδであるが、これは（数２）を用いて、スタビリティファクタＡ，ホイールベースｌ，車両速度Ｖ，操舵角δを用いて算出したものである。ドライバの操舵角を入力としているため、ドライバの意思を最も良く反映したものと捉えることができる。
　つぎに、横加速度から求めたヨーレイトｒGyであるが、これは（数３）同様に、横滑り角変化β_dotを省略して（数７）のようにし横加速度を車両速度で除して求めたものである。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000008
　この値は、車両の公転速度を示していると考えられ、車両旋回限界を示す量と考えられる。
　さらにヨーレイトセンサ３８で検出したヨーレイトｒsは、車両の実際の自転速度を示している。
　横滑り角βは、定義としては車両の前後方向の速度ｕと車両の横方向の速度ｖを用いて、逆正接arctan（ｖ／ｕ）を求めたものであるが、車両と進行方向のなす角と考えることができる。例えば図７，図８の車両重心を通る矢印は車両進行方向を示しており、これと車両の前後方向とのなす角が横滑り角で、車両固定座標系反時計回りが正とおいている。図７においては横滑り角が負で大きな状態でオーバーステア→スピンを誘発するような状態を示している。また、図８はこれとは逆に横滑り角が正で大きな状態でアンダーステア→経路はみ出しを誘発するような状態を示している。
　操舵から求める横滑り角βδは、車両運動モデルを用いて以下（数８）のように計算できる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000009
　ここで、ｍは車両質量、Ｋrは、後輪の単位横滑り角に対する横力のゲインを現すコーナリングスティフネスである。
　横滑り角は、ミリ波対地車速センサ７０で、前後方向の速度Ｖxと横方向の速度Ｖyを独立して検出し、以下（数９）で求めても良いし、（数１０）のような、積分法を用いてもよい。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000010
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000011
　これらの操舵から求めたヨーレイトｒδ、横加速度から求めたヨーレイトｒGy，ヨーレイトセンサ３８で検出したヨーレイトｒs、そして、操舵から求めた横滑り角βδ、検出、あるいは推定値から求めた横滑り角βを用いて、特開平０９－３１５２７７号公報にて開示されているものと同様な方法を用いて（１）「横滑り防止制御」介入条件、（２）ヨーモーメント制御量が決定される。
（１）介入条件
　横加速度から求めたヨーレイトと実ヨーレイトを比較して、実ヨーレイトが小さいときは、アンダーステア、大きいときはオーバーステア、さらに横滑り角が負で大きい場合はオーバーステアであると判断される。このときの閾値、不感帯などは、テストドライバなどの感応試験により調整される。
（２）ヨーモーメント制御量
　基本的には操舵から求めたヨーレイトと、横滑り角に実際の値が近くなるようにヨーモーメントを加える。さらには横滑り角微分値などにフィーリングに合うように調整されたゲインを掛け合わせ、これらを足し合わせた値を用いて補正を行っている。
　さて、本実施例でのアンダーステア，オーバーステア発生状況、それに対する「横滑り防止制御」について図１０を用いて示す。まず、コーナー進入時の過渡区間Ｂの位置２～３において、アンダーステアが発生しコースを逸脱してしまう可能性が生じている。これは、横加速度から求めたヨーレイトｒGyに対し、実ヨーレイトｒsが小さいことから検出することができる。そこで、旋回を促進する方向（正）のヨーモーメント指令が算出される。そして本実施例においては、左（内側）後輪に制動力を発生させ、旋回を促進する方向（正）のモーメントを加えている。この制動力により、図１０の前後加速度（下から２番目）に示すように、後内輪制動力と同様なプロファイルの減速度が働くことになる。
　また、定常旋回区間Ｃにおいて、最大横加速度状態で相対的に後輪の等価的なコーナリングスティフネスが低下し、オーバーステアが発生してスピンを誘発しそうな状況となっている。これは、横加速度から求めたヨーレイトｒGyに対し、実ヨーレイトｒsが大きいことから検出することができ、さらには横滑り角が閾値であるβthよりも、大きくなって大きな横滑り角となっていることから検出することができる。過剰なヨーイング運動を復元するために、本実施例においては右側（外側）前輪と後輪の両方に制動力を発生させ、時計回りのモーメントを加えている。この制動力により、図１０の前後加速度（下から２番目）に示すように、前外輪と後外輪の制動力の和と同様なプロファイルの減速度が働くことになる。
　ヨーモーメント指令が存在しているときだけ、前外輪（左旋回においては６２となる）と前内輪（６１），後外輪（６４）と後内輪（６３）は、左右（内外）それぞれ異なる値となるように制動力が配分されている。
　さて、このように左右、それぞれ異なる値となるように制動力（駆動力）を制御することにより、車両の横滑り防止のためのヨーモーメント制御を実現することができ、車両の操縦性（回頭性）と安定性を確保することができる。しかしながら、このとき図１０に示すように、横滑りの発生状況に応じて減速度が加わることになる。当然、速度変化なども発生するため、図１０のように滑らかにハンドルを操舵しても横加速度にも変動が発生することになる。
　この運動を前後加速度を横軸、横加速度を縦軸にとり、車両に発生している加速度様態を示す“ｇ－ｇ”ダイアグラムに表すと、図９下に示すように１から５までの間で、反時計回りのループを２箇所生じてしまうことになる。これでは、ピッチング運動とローリング運動が非同期となり、図５のＧ－Vectoring制御時の運動に比べ、ギクシャクした運動となってしまう。いわゆるドライバ入力によって生じる横運動に連係していない加減速運動となってしまう。
　これが失速感、違和感の生じる所以である。本発明はこのような課題に対し、日常運転領域から稼動するハンドル操作に連係した加減速を自動的に行い（Ｇ－Vectoring）、限界運転領域で横滑りを確実に低減させる（横滑り防止制御）制御の融合を図ることにより、違和感が少なく、安全性能向上を可能とするものである。以下、具体的な制御装置の構成、および方法について開示していく。
＜Ｇ－Vectoring制御と「横滑り防止制御」の融合＞
　図１１は、中央コントローラ４０の演算制御ロジックと、車両０、センサ群およびセンサからの信号をもとに（中央コントローラ４０内で演算するのであるが）横滑り角を推定するオブザーバーの関係を模式的に示したものである。ロジック全体はおおまかに、車両横運動モデル４０１，Ｇ－Vectoringコントローラ部４０２，ヨーモーメントコントローラ部４０３，制動力・駆動力配分部４０４にて構成されている。
　車両横運動モデル４０１は、ドライバ舵角センサ３３から入力された舵角δと、車速Ｖから（数２），（数３）あるいは（数８）を用いて推定横加速度（Ｇye），目標ヨーレイトｒt，目標横滑り角βtを推定する。本実施例では、目標ヨーレイトｒtは、先に述べた、操舵から求めたヨーレイトｒδと同一とするような設定となっている。
　第１の処理部であるＧ－Vectoringコントローラ４０２に入力する横加速度，横加加速度については図４に示すように両者の信号を相補的に用いるロジック４１０を採用している。ロジック４１０は、推定された推定横加速度（Ｇye）と、実測した実横加速度に基づいて横加速度と横加加速度を算出するロジックである。
　Ｇ－Vectoringコントローラ４０２は、これらの横加速度，横加加速度を用いて（数１）に従い、目標前後加減速制御指令ＧXtのうち、現在の車両横運動に連係した成分を決定する。さらには現在の車両横運動に連係していない減速度成分であるＧx_DCを足し合わせて、目標前後加減速制御指令ＧXtを算出し、制動力・駆動力配分部４０４に出力する。
　ここでＧx_DCは、前方にコーナーがある場合の予見的な減速、あるいは区間速度指令がある場合に必要となる項である。区間速度指令は、自車が存在している座標により決定される情報であるため、区間速度指令が掲載されているマップ情報に対し、ＧＰＳなどで得られた座標データを照合することにより決定できる。つぎに前方コーナーに対する予見的な減速であるが、本実施例では検出の詳細は省略するが例えば、単眼，ステレオなどのカメラや、レーザー，ミリ波などの測距レーダー、あるいはＧＰＳ情報など、自車より前方の情報を取り入れ、現時点ではまだ顕在化していない将来の横運動（横加加速度）に応じて加減速を行うという方法で実現できる。前方注視距離・時間での経路と、自車到達予想位置での偏差情報を用いて、操舵角を決定するいわゆる「ドライバモデル」と同様に、将来の操舵角を推定する。そして、この操舵操作により車両に発生するであろう将来の横加加速度に応じて、（数１）同様にＧ－Vectoringを行うことにより（Preview Ｇ－Vectoring）前方コーナーに対する予見的な減速が可能となる。
　つぎに、第２の処理部であるヨーモーメントコントローラ４０３については、先に述べたようなロジックにしたがって、目標ヨーレイトｒt（ｒδ），目標横滑り角βtと、実ヨーレイト，実（推定）横滑り角との偏差Δｒ，Δβに基づいて、目標ヨーモーメントＭtを算出し、制動力・駆動力配分部４０４に出力する。
　制動力・駆動力配分部４０４は、目標前後加減速制御指令ＧXt又は目標ヨーモーメントＭtに基づいて、車両０の四輪の制動・駆動力（Ｆxfl，Ｆxfr，Ｆxrl，Ｆxrr）を決定する。以下では、まず基本的な配分則を示し、これに加えて本発明における「Ｇ－Vectoring」制御で特徴的な、間接的なヨーモーメント制御（ＩＹＣ：Indirect Yaw-moment Control）効果について概説し、制動力・駆動力配分における特徴的な留意点について述べる。
　まず、図１２を用いて、前後運動，横運動，ヨーイング運動の運動方程式について考える。ここで式の見通しをよくするために、制動・駆動力、タイヤ横力について、以下（数１１）（数１２）（数１３）（数１４）のように二輪分の力を再定義する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000012
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000013
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000014
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000015
　このようにおくと、以下（数１５）（数１６）（数１７）のようになる。
＜前後運動＞
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000016
＜横運動＞
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000017
＜ヨーイング運動＞
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000018
　さらに、目標ヨーイングモーメントと各輪制動・駆動力についての記述は、以下（数１８）となる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000019
　ここで、前後運動（数１５）とヨーイングモーメント（数１８）を連立させると、未知数２つ、式２本で、以下（数１９）（数２０）のように解析的に解くことができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000020
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000021
　これで、「Ｇ－Vectoring」制御による前後加減速制御指令と「横滑り防止制御」によるモーメント指令を両立できる、右側前後輪２本分の制動力・駆動力と左側前後輪２本分の制動力・駆動力を配分することができた。つぎにこれらを、前後輪の垂直荷重比に応じて前後輪に配分する。今、車両０のバネ上重心点の地面からの高さをｈとし、車両０が目標前後加減速制御指令Ｇxtで加減速しているとすると、前輪と後輪の２輪分の荷重（Ｗf，Ｗr）は、それぞれ次の（数２１）（数２２）ようになる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000022
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000023
　よって、荷重比に応じて配分された四輪の制動・駆動力は以下（数２３）（数２４）（数２５）（数２６）のようになる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000024
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000025
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000026
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000027
　ただし、以下（数２７）（数２８）である。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000028
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000029
　（数２８）の詳細は特開平０９－３１５２７７号公報にて開示されているものと同様な方法を用いて計算される。
　これが、本発明の基本配分則である。（数２３）から（数２６）を見ると、「Ｇ－Vectoring」制御指令値（目標前後加減速制御指令Ｇxt）がゼロのときは、「横滑り防止制御」によるヨーモーメント指令を前後輪の静的荷重に応じて配分しており、「Ｇ－Vectoring」制御指令値Ｇxtがゼロでないときには、その前後加速度を実現するための制動力・駆動力が、余分なモーメントを発生しないように、左右輪には同一の値として、前後には荷重配分比に分配されていると解釈できる。
　本発明の車両の運動制御装置である中央コントローラ４０では、日常領域から働く「Ｇ－Vectoring制御」と限界領域で働く「横滑り防止装置」の融合と非干渉化が必要となる。
　車両運動を平面上の運動として考えると、（１）前後運動、（２）横運動、そして重心点廻りの回転、すなわち（３）ヨーイング運動で記述できる。横運動に連係した加減速を実現する「Ｇ－Vectoring制御」は、（１）前後方向の加減速を制御するものであり、直接的には（３）ヨーイングモーメントを制御するものではない。すなわちヨーイングモーメントに関しては、「任意」であり自由度を有する。
　また、「横滑り防止装置」は直接（３）ヨーモーメントを制御するものであり、（１）の加減速を制御するものではない。すなわち、前後加減速については「任意」であり自由度を有する。
　したがって、これらの制御の融合を実現するためには、「Ｇ－Vectoring制御」が決定する横運動に連係した加減速制御指令に従って（１）前後加速度を制御し、「横滑り防止制御装置」が決定するヨーモーメント指令に従って（３）ヨーイングモーメントを制御すればよい。
　具体的には、以下のような２つのモードをもつように装置を構成する。
（１）横滑りが顕著ではない通常領域においては、「Ｇ－Vectoring制御」指令に基づいて、左右輪に略同一の制動・駆動力を発生させる（第１のモード）。
（２）横滑りが大きくなって、「横滑り防止制御」が決定するヨーモーメント指令により左右異なる制動・駆動力を発生させる（第２のモード）。
　そして、第２のモードの状態となった場合に、例えば四輪の制動・駆動力により発生する前後加速度が、「Ｇ－Vectoring制御」にて決定される前後加速度指令と異なる場合は、その差分加速度を発生させるために車両に加えるべき制動・駆動力を算出し、それを等配分したものを左右輪に足し合わせればよい。これにより指令されたヨーイングモーメントを保ちながら、指令された加減速を実現することができる（２つの制御の融合と非干渉化の実現）。
　つまり、本発明は、車両の横運動に連係した前後加減速制御指令Ｇxcに基づいて、その四輪のうちの左右輪に略同一の駆動力及び制動力を発生する第１のモード（Ｇ－Vectoring制御）と、車両の横滑り情報（舵角δ，車速Ｖ，ヨーレイトｒ，横滑り角β）から算出した目標ヨーモーメントＭtに基づいて、四輪のうちの左右輪に異なる駆動力及び制動力を発生する第２のモード（横滑り防止制御）と、を有し、目標ヨーモーメントＭtが予め定めた閾値Ｍth以下のときは第１のモードが選択され、目標ヨーモーメントが閾値よりも大きいときは第２のモードが選択される構成にすることで、違和感が少なく、安全性能向上を可能とする車両の運転制御装置を提供できる。
　また、例えば二輪駆動の場合、あるいは、ブレーキ制御のみで、ヨーモーメントを制御する場合、所望の駆動力を発生できない場合もありうる。この場合は、「横滑り防止制御」を優先させ、確実にモーメントを発生させ、安全性の確保を図る構成とする。
　さて、本発明における「Ｇ－Vectoring制御」と「横滑り防止制御」の融合において、もうひとつ考慮すべき点がある。それは、タイヤ横力の荷重依存性に起因する、間接的なヨーモーメント制御（ＩＹＣ：Indirect Yaw-moment Control）効果である。この効果について図１３を用いて概説する。今、簡素化のためにｌf（重心点から前軸までの距離）とｌr（重心点から後軸までの距離）が等しいと仮定する。すなわち前輪と後輪の静止時の前後輪荷重は等しいとする。
　タイヤ横力は、図１３に示すようにタイヤ横滑り角に対して、横滑り角が小さいときには比例関係があり、大きいときには飽和特性を持つ。前後輪の荷重が等しいと仮定しているので、同一横滑り角に対しては同一の横力を発生することになる。ここで、車両０が「Ｇ－Vectoring」制御値Ｇxtに基づいて減速すると、（数２１）に示すように前輪荷重が増加し、（数２２）に示すように後輪荷重が減少する。結果として、旋回中に減速すると前輪の横力Ｆyfが増加し、後輪の横力Ｆyrが減少することになる。この現象を（数１７）のヨーイング運動方程式をもとに考えると、旋回を促進するモーメントが働くことになる。また、旋回中に加速すると図１３下段のように復元側のヨーモーメントが働くことになる。
　横運動に連係した「Ｇ－Vectoring」制御においては、横加速度が増加していくとき、すなわち旋回を開始するときに減速するので、旋回を促進する方向のヨーモーメントが働くことになる。また、横加速度が減少していくとき、すなわち旋回を終了するときに加速するので、旋回を復元し直進へ向かう方向のヨーモーメントが働くことになる。これらは、それぞれ操縦性向上と安定性向上のポテンシャルを有していることを示している。
　さて、このような「Ｇ－Vectoring制御」に「横滑り防止制御」のためのヨーモーメントを加えた場合、制御量が多すぎて不具合を生じる可能性がある。それは例えば、コーナー進入時に「横滑り防止制御」の観点からアンダーステア防止制御のためのヨーモーメントを入力し、これにさらに「Ｇ－Vectoring」制御を加えた場合などに発生する可能性がある。アンダーステア防止のための制御量が大きすぎて、ニュートラルステアを通り越してオーバーステアとなることも懸念される。このような状況を回避する方法を図１４のフローチャート用いて概説する。
　まず、車速Ｖ，ヨーレイトｒ，横加速度Ｇy，横加加速度Ｇy_dot，横滑り角β，横滑り角速度β_dotを検出あるいは推定し（ステップ（１））、Ｇ－Vectoring制御則に基づいた横運動に連係した目標前後加減速制御指令Ｇxtを算出する（ステップ（２））。また、車両の横滑りを低減するように（１）介入条件と（２）制御量、すなわち目標ヨーモーメントＭtを算出する（ステップ（３））。ここで、目標ヨーモーメントＭtについて若干の説明を加える。車両に横滑りが発生した場合には、前輪と後輪にも横滑りが発生する。良く知られているように、このような状況では、タイヤの横剛性を表すコーナリングスティフネス（単位Ｎ／rad）に略比例したコーナリングフォースが発生する。前輪が発生するコーナリングフォースと車両重心点から前軸までの距離の積で表せる旋回促進側のヨーモーメントと、後輪が発生するコーナリングフォースと車両重心点から後軸までの距離の積で表せる旋回を止める側のヨーモーメントの合成モーメントが、横滑り発生時に車両に自然に発生する復元ヨーモーメントである。従って、復元ヨーモーメント以下の目標ヨーモーメント指令であれば、あえてヨーモーメント制御を加えずとも、自然に横滑りの小さい状態に収束することになる。このような状態で制御を加えると、ドライバのフィーリングとして制御過多の印象となる。このような現象を回避するためには、車両固有の復元ヨーモーメントである閾値以下ではヨーモーメント制御を行わないという方法を取るようにしている。現状の横滑り防止装置では、テストドライバにより繰り返し試走行を行い、フィーリング評価に基づいて、この不感帯を設定している。すなわち、ステップ（３）において求められた目標ヨーモーメント指令Ｍtは、不感帯以上の値として、制御が必要な状況における、具体的な制御指令値を示している（単純に横滑り情報から得られる値が、不感帯以下ならＭtはゼロとされている）。このヨーモーメント指令は、加減速を行っていない場合の、基本的なヨーモーメント指令である。
　さて、つぎにステップ（４）において、前後加減速制御指令が存在するか否かの判断を実施する。まず前後加減速制御指令があるとき、すなわちステップ（５）へ遷移した場合について述べる。ステップ（５）では、目標ヨーモーメントＭtの大きさに基づいて、制御則を切り替える。まず、目標ヨーモーメントＭtとあらかじめ設定された閾値であるＭthとの比較を行い、左右輪の制動，駆動力を別々に配分するようなヨーモーメント制御を行うか（（７）～（１０））、左右輪を略等しい制動，駆動力を配分するようなＧ－Vectoringのみを行うか（５）を決定する。
　前述したようにタイヤ特性と車両諸元から不感帯を決定するための復元ヨーモーメントを概算設定することができるが、タイヤ特性は図１３の説明にて述べたように荷重依存性を有する。このため、操縦性向上と安定性向上のポテンシャルを有するＧ－Vectoring制御による加減速状態を考慮すると、等化的に復元ヨーモーメントが瞬時毎に変化して、必要なヨーモーメント制御量はさらに少なくなる。そこで、本実施例においてはタイヤの荷重依存係数を基にしてＧ－Vectoring制御効果を考慮に入れて〔非特許文献１参照〕、閾値Ｍthを設けるようにしている。そして、ステップ（３）で決定された基本的なヨーモーメント指令Ｍtの絶対値と比較し、ＭtがＭth以下であるときには、Ｇ－Vectoring制御による左右輪等配分での加減速制御を行うような構成となっている（ステップ（６））。
　以上のように本実施例においては、図１４に示すようにＧ－Vectoring制御が稼動しているときには、ヨーモーメント制御量がある閾値を超えない限り、制動力・駆動力の左右配分を行わないようなロジックを内包するように構成している。これにより、ヨーモーメント指令が小さいときは、一つ目のモード（Ｇ－Vectoring（ステップ（６））で稼動し、ヨーモーメント指令が大きいときは、二つ目のモード（横滑り防止制御（ステップ（７）～（１０））で稼動する。
　また、四輪のうちの左右輪に異なる制駆動力を発生する二つ目のモード（横滑り防止制御）で実現される車両前後加速度が、（Ｇ－Vectoring）の前後加減速制御指令との差が近くなるように四輪のうちの左右輪に略等しい制駆動力を加えるように補正制御されている（ステップ（９）（数２３）から（数２６）も参照）。
　しかしながら、制動・駆動配分が自在にならない、たとえば通常の二輪駆動車でかつ、ブレーキ制御のみを行う（ステップ（８）のＮ）などの他の実施例を考えると、必ずしも四輪のうちの左右輪に異なる制駆動力を発生する二つ目のモード（横滑り防止制御）で実現される車両前後加速度が、（Ｇ－Vectoring）の前後加減速制御指令と一致するものではない。
　例えば、Ｇ－Vectoring指令がゼロのときに、ブレーキ制御を行うと、どうしても減速度が発生してしまう（ステップ（１０））。しかしながら、Ｇ－Vectoring制御の指令が、横滑り防止制御指令により発生する減速度よりも大きいときには、Ｇ－Vectoring制御の指令との差が近くなるように四輪のうちの左右輪に略等しい制駆動力を加えるように補正制御を行うことができ、本発明の課題を解決する場面が存在し、本発明の範囲内である。
　まとめると、本発明は、目標前後加減速制御指令Ｇxtがゼロか否かを判断し、目標前後加減速制御指令Ｇxtがゼロではない場合、且つ目標ヨーモーメントＭtが予め定めた閾値Ｍth以下の場合、制動力・駆動力配分部４０４で目標前後加減速制御指令Ｇxtに基づいて車両の各輪の制動駆動力（Ｆxfl，Ｆxfr，Ｆxrl，Ｆxrr）を左右輪の制動駆動力を略等しく配分するように算出する。また、目標前後加減速制御指令Ｇxtがゼロか否かを判断し、目標前後加減速制御指令Ｇxtがゼロである場合、又は、目標前後加減速制御指令Ｇxtが０ではない場合、且つ目標ヨーモーメントＭtが予め定めた閾値Ｍthより大きい場合、制動力・駆動力配分部４０４で目標ヨーモーメントＭtに基づいて車両の各輪の制動駆動力（Ｆxfl，Ｆxfr，Ｆxrl，Ｆxrr）を左右輪の制動駆動力を別々に配分するように算出する構成としている。
　最後に本発明の効果について図１５，図１６，図１７を用いて説明する。図１５，図１６，図１７は、図９，図１０にて示した、「横滑り防止制御」のみを適用したシーンについて本発明を適用した例である。また、図１６は図１０，図１５に対して、「アンダーステア」「オーバーステア」が発生する地点は同じであるが、より軽微なステア特性の変動であった場合を想定している。
　図１５は、操舵角に応じて発生する横運動に応じて決定された前後加減速制御指令，ヨーモーメント制御指令，各輪制動・駆動配分、それにより実現される車両ヨーモーメント，車両前後加速度，車両横加速度を示している。このとき、地点２－３におけるアンダーステア、地点４－５におけるオーバーステア低減のためのヨーモーメント指令は、図１４のステップ（５）における制御稼動閾値Ｍthよりも絶対値が大きな値となっている（「横滑り防止制御」稼動）。各輪の制動力，駆動力を示す図において、点線は「Ｇ－Vectoring」制御のみの前後加減速制御指令で、破線が「横滑り防止制御」のヨーモーメント指令に基づく減速量である。本発明の（数２３）から（数２６）を適用した制動・駆動力配分により、地点１から３に掛けて四輪に制動力が加わり、旋回促進モーメントが発生するとともに地点２以降では、後内輪のみ大きな制動力が加わり、他の輪の制動力が低減され、差し引きの加減速として「Ｇ－Vectoring」制御の指令に前後加速度が追従するとともに、「横滑り防止制御」が要求するヨーモーメントも実現できていることがわかる。また、地点４から５においては、前外輪，後外輪の制動力が低減され、前内輪，後内輪に駆動力が与えられ、車両前後加速度が「Ｇ－Vectoring」制御の指令に、ヨーモーメントが「横滑り防止制御」の指令どおりに追従していることがわかる。
　より軽微なステア特性の変動であった場合を想定している図１６においても、地点２から３に掛けて、アンダーステア低減のためのヨーモーメント指令が発生しているが、前後加減速制御指令がある状態で、かつヨーモーメント指令が閾値Ｍthより小さいために、左右輪独立制動・駆動制御は省略されている（左右輪で同じ制動力、図１４ステップ（６））。これに対し、地点４から５においては、ヨーモーメント指令は閾値Ｍthより小さいが、「Ｇ－Vectoring」による前後加減速制御指令が無く前後輪での荷重移動が発生しないため、「横滑り防止制御」を稼動している例を示している（図１４のステップ（４）から（７）への推移）。本発明の（数２３）から（数２６）を用いて各輪の制動・駆動力を算出しているため、この状態でも車両前後加速度が「Ｇ－Vectoring」制御の指令に、ヨーモーメントが「横滑り防止制御」の指令どおりに追従していることがわかる。
　図１５、図１６のように、四輪の制動力・駆動力が制御されると、図１７に示すように「横滑り防止」のためのヨーモーメント制御を行いながら、「Ｇ－Vectoring」制御と同様に“ｇ－ｇ”ダイアグラム上を、滑らかな曲線状に遷移する特徴的な運動を実現することができる。この曲線状の遷移は左コーナーについては、図に示すように時計回りの遷移となり、右コーナーについては、Ｇx軸について反転した遷移経路となり、その遷移方向は半時計回りとなる。このように遷移すると前後加速度により車両に発生するピッチング運動と、横加速度により発生するロール運動が好適に連係し、ロールレイト、ピッチレイトのピーク値が低減される。以上のように、通常運転領域でメリットのあるハンドル操作に連係した加減速を自動的に行い、限界運転領域で横滑りを確実に低減させるという、違和感が少なく、安全性能向上を可能とする技術および装置を実現できていることがわかる。
　もちろん前方の車両が急に止まったり、道路に障害物があるという情報を受けたりして、システムあるいはドライバが減速指令を出す状況を考える必要がある。このような状況では、最優先にこれらの指令を反映させる必要がある。これは、図１１のロジック図におけるＧx_DCを加える部分からシステム入力すると良い。
　これまでは、凹凸のない平面上を車両が移動する状況を想定し、通常運転領域でメリットのあるハンドル操作に連係した加減速を自動的に行い、限界運転領域で横滑りを確実に低減させるという、違和感が少なく、安全性能向上を可能とする技術および装置について開示してきた。具体的には、凹凸のない平面上を車両が移動する状況を想定した、前後加速度指令とヨーモーメント指令の両方に車両運動が追従するように各輪の制動・駆動力を制御する方法について開示してきた。
　つぎに、本発明の車両が、図１８に示すように降雪地帯の山岳地を走っている状況を想定して、本システムのより実際的な使用状況を示し、凹凸のない平面上を車両が移動する状況と同様な制御効果が得られるための、実用上の制御課題を解決するために考案した内容を開示していく。
　図１８のような状況では、以下のような実用上の制御課題が生じる。
（１）傾斜に基づく重力成分による車両前後加速度の変化
（２）路面凹凸入力による横加速度に起因する加減速制御のギクシャク感
（３）路面性状変化による操舵応答の変化
　それぞれについて、課題を明確化し、本発明における解決方法について開示していく。
（１）傾斜に基づく重力成分による車両前後加速度の変化
　車両重量をＭとすると、図１９に示すように、傾斜θの角度を有するスロープを降りている際に、車両には、Ｍg・sinθの重力成分が前後に加わる。前後加減速制御指令Ｇxcに対し、オープンループでブレーキ液圧制御、あるいはモータトルク制御等を行って前輪前後力Ｆxff，後輪前後力Ｆxrrを制御していると、減速指令値に対し、実際の車両減速度はＧx＝Ｇxc－Ｍg・sinθとなってしまい、目標どおりの制御を行うことができなくなる。これに対し、図２０に示すように実前後加速度Gxを前後加速度センサ２２で計測し、それにゲインＫ１を掛ける、あるいは微分して前後加加速度を求め、ゲインＫ２を掛けた値と目標前後加減速制御指令Ｇxtとを比較してその偏差ΔＧxにもとづいて制動力，駆動力Ｆxff，Ｆxrrを決定すれば良い。Ｋ２ｓの“ｓ”はラプラス演算子であり、応答性改善のために、若干微分値をフィードバックしているものである。
（ここでゲインＫ２は、制御の即応性向上を狙ったものであり、必須の構成ではない。）
　さらに前後加速度センサ２２を搭載しないようなシステムを考える場合、車輪速の微分値を用いるなどして、車両の実加速度を計測し、傾斜推定を行っても良い。
　このようなフィードバックループを構成することにより、傾斜などの外乱に関わらず、目標前後加速度に実前後加速度を追従させることが可能で、制御劣化を低減することができる。
　これにより傾斜のある路面を走行している状態においても、目標加減速制御指令どおりの運動が実現でき、凹凸のない平面上を車両が移動する状況と同様な制御効果が得られる。
（２）路面凹凸入力による横加速度に起因する加減速制御のギクシャク感
　図２１に示すように路面がフラットではなく、路肩部分が凍結した雪に覆われていたりした場合、凹凸路に乗り上げたときには路肩側のタイヤは絶えず路面から加振され、ドライバの舵角に細かいキックバックトルクを発生させ、舵角変化Δδが発生する。また、小刻みなロールが発生して重心点に横加速度変化ΔＧyが発生し、結果として横加加速度にノイズが発生する。このような状況で図４に示すような方法のみをとっていると、図に示すように、前後加速度に細かな高周波成分が発生することになる。このような状況を避けるために、本発明においては閾値を用いて、閾値以下の前後加速度指令については、制御を行わないようにしてギクシャク感を低減するような構成となっている。また、本実施例では前後加速度制御指令の絶対値に閾値を設けているが、周波数に閾値を用いるような考えとして、車両の横運動の周波数（高々２Ｈｚ）のみを通過させるローパスフィルターを通した車両前後加速度指令に基づいて実際のアクチュエータ制御を行っても良い。これにより路面凹凸があるような場合でも前後方向のギクシャク感を低減することができる。
（３）路面性状変化による操舵応答の変化
　図２２に示すように雪面などで、路面摩擦状況が変化すると、図２に示したような操舵角に対する車両モデルを用いた推定値である横加速度，横加加速度と、実際横加速度センサ２１で計測された横加速度、それを時間微分して得られた横加加速度の間に、振幅の違いおよび位相の違いが発生する。低摩擦領域においては、計測値がモデル推定値に対して遅れ気味になる。先の実施例においては、図に示すように、モデル推定値による横加加速度と、計測値による横加加速度にゲインを乗じて足し合わせた線形結合値に基づいて（数１）を用いて横運動に連係した車両前後加速度指令を形成していた。このように構成された車両において圧雪路を走行した場合、操舵を開始した瞬間の手ごたえ感、回頭性が低下するとともに、実際の横加速度がまだ増加している状態で減速度が低下してしまい、ロール運動とピッチ運動の連続性が希薄となってしまう。このような状況では操舵操作に対して応答遅れの少ないモデル推定値による横加加速度と、実際の車両の横運動と連係が取れた計測値である横加加速度のどちらか振幅の大きいほうを選ぶ、いわゆるセレクトハイで得られる信号に基づいて（数１）を用い、前後加速度を選ぶことにより、手ごたえ感と運動の連続感を両立することができる。また、セレクトハイで得られた制御指令をローパスフィルターに通すことにより平滑化することにより、さらに運動の連続感を向上させることができる。
　このように、目標前後加減速制御指令Ｇxtの、走行路面に応じて算出方法が異なる複数のモードを備え、これらの複数のモードを切り替える切替手段を備える。
　以上のような制御形態の切り替えは図２３に示すように、車室内に設置された制御セレクター８１（切替手段）でドライバによって切り替えることができる。AUTOMATICは、自動的にモードを切り替えるものであり、摩擦係数などの路面状況の変化に応じて、線形結合，セレクトハイ、そしてモデル推定値による横加加速度と、計測値による横加加速度のそれぞれのゲインを調整するように構成されている。例えば前後加速度指令に応じて制動力，駆動力制御を行い、実際の前後加速度を検出し、実際の前後加速度が指令値より著しく小さい場合は、摩擦係数が小さい場合であるとして、セレクトハイ制御を自動的に選ぶ、あるいはモデル推定値側の加加速度のゲインを増加させるなどして、手ごたえ感の向上を図るような構成となっている。これらのモード切り替えや、ゲイン切り替えは、推定した摩擦係数に応じたマップ形式としても良い。これにより路面状況に応じて、自動的に、好適な横運動に連係した前後加減速制御指令を得ることができる。さらに、本実施例では、詳細な記載は省略するが、このAUTOMATICモードをさらに細分して、操舵に対してきびきび動くように、モデル推定値加加速度ゲインを大きめにしたNimbleモード、計測値による加加速度ゲインを大きめにして、ゆったりした運動を実現できるComfortモードなどを設定しても良い。また、外部情報を取り入れることにより、緊急回避モードとしてゲイン、モードを切り替えても良い。
　さらに、AUTOMATIC以外のモードについても簡単に記載しておく。これらのモードはドライバが任意に選べるモードである。
　TARMACは、主に乾燥舗装路での走行に用いるように想定されており、加加速度線形結合モードが用いられる。操舵に対する車両運動の応答性が高いため、モデル推定横加加速度と計測値による横加加速度は、ほぼ同じ値となる。また、モデル推定横加加速度のゲインと、計測値による横加加速度のゲインがほぼ同じとなるように構成されている。
　次にGRAVELは、主にウェット路やダート路での走行に用いるように想定されており、図２１に示した制御の閾値が若干大きくなるように設定されている。また、線形結合モードを採用しているが、モデル推定横加加速度のゲインが計測値による横加加速度のゲインより若干大きくとることにより、操舵の利きを向上させたような構成となっている。
　さらにＳＮＯＷは、主に雪道での走行に用いるように想定されており、図２１に示した制御の閾値がGRAVELに比べても若干大きくなるように設定されている。また、セレクトハイ制御を採用し。モデル推定横加加速度のゲインが計測値による横加加速度のゲインより大きくなっている。これにより操舵の利きと、応答の遅れた横運動に対しての運動の連続性が確保される。
　路面状態の変化に伴う車両応答の変化はドライバの運転操作に大きな影響を与え、またこれにより車両運動自身も大きく変化する。時々刻々変化する車両応答に対して的確な運転操作を行うことが、重要となる。本発明の、制御システムにおいては、制御状態および車両の運動状態を車室内のマルチインフォメーションディスプレイ８２に表示することにより、ドライバの的確な運転動作を支援している。表示モードには横軸に車両の前後加速度、縦軸に車両の横加速度をとる“ｇ－ｇ”ダイアグラムや、加速度の時系列データを示すことにより、現在の車両の運動状態を示し、ドライバの運転操作決定のうえでの参考情報を表示する複数のモードを有している。
　さらにはタイヤ制動・駆動力、あるいは、発生させているヨーモーメントを表示して、制御状態を明らかにし、現在の車両が「Ｇ－Vectoring制御状態」であるか、あるいは「ＤＹＣ状態」であるかを表示する。これは、現在発生している車両運動における制御効果を明らかにして、ドライバの車両運転動作をより的確に行わせることを狙いとしたものである。特に「Ｇ－Vectoring制御」においては、エキスパートドライバが行う「横運動に連係した加減速動作」を模倣したものであり、四輪の制動・駆動力を独立に制御するものではない。このため、ドライバが同等な加減速運転操作を行うことができれば、システム側が積極的に制御を行わなくても、同等な運動が実現できる可能性がある。ドライバは自分の運転操作と、それに伴う車両運動を体感し、さらには制御状態をマルチインフォメーションディスプレイ８２で見ることにより、「Ｇ－Vectoring制御」を自ら行えるようになる可能性が増すと考えられる。
　以上のように、日常運転領域から稼動するハンドル操作に連係した加減速を自動的に行い、限界運転領域で横滑りを確実に低減させる制御構成および、その実用上の課題解決にまで言及した。本発明によると、違和感が少なく、安全性能向上を可能とする技術および装置を提供することが可能となる。
　さらに、緊急回避における、従来の横滑り防止装置に対する、本発明の性能上の優位点を付け加えておく。
　従来の横滑り防止装置は、横滑りが発生してから左右の制動力、あるいは駆動力を制御することになる。緊急回避において、前方の障害物を避けるために、ドライバが急ハンドル操作を行い、アンダーステアが発生した場合には、アンダーステアの発生を待って、アンダーステアを打ち消すモーメントを発生するように左右の制動力を加えることになる。すなわちアンダーステア発生→検出の間はノーブレーキ状態となり、車両は障害物へと近づくことになる。これに対し、本発明においては、ドライバが操舵を開始した瞬間から制動力を発生させるので、明らかに障害物に対する相対速度を低減でき、緊急回避性能が大幅に向上できる。
　さらに操舵応答の向上により、回避を行うための最初の操舵角の絶対値が小さくなり、回避後の切り戻し操舵が少なくて済む。このため、操舵応答遅れにより車両応答を自ら振動的にすることなく、安定した回避動作を実現できる（これは急カーブを曲がるときでも同様な効果が得られる）。

Claims (17)

  1. 　四輪の駆動力と制動力を独立に制御可能な車両の運動制御装置において、
    　前記車両の横運動に連係した目標前後加減速制御指令に基づいて、前記四輪のうちの左右輪に略同一の駆動力及び制動力を発生する第１のモードと、前記車両の横滑り情報から算出した目標ヨーモーメントに基づいて、前記四輪のうちの左右輪に異なる駆動力及び制動力を発生する第２のモードと、を有し、
    　前記目標ヨーモーメントが予め定めた閾値以下のときは前記第１のモードが選択され、前記目標ヨーモーメントが前記閾値よりも大きいときは第２のモードが選択される車両の運動制御装置。
  2. 　請求項１記載の車両の運動制御装置において、
    　入力された舵角δと、車速Ｖに基づいて推定横加速度，目標ヨーレイト，目標横滑り角を推定する車両横運動モデルと、
    　前記推定横加速度と実横加速度に基づいて算出された横加速度と横加加速度に基づいて前記目標前後加減速制御指令を算出する第１の処理部と、
    　前記目標ヨーレイトと入力された実ヨーレイトとの偏差と、前記目標横滑り角と入力された実横滑り角との偏差と、に基づいて目標ヨーモーメントを算出する第２の処理部と、
    　前記目標前後加減速制御指令又は前記目標ヨーモーメントに基づいて車両の各輪の制動駆動力を算出する制動力駆動力配分部と、を有する車両の運動制御装置。
  3. 　請求項２記載の車両の運動制御装置において、
    　前記目標前後加減速制御指令が０か否かを判断し、前記目標前後加減速制御指令が０ではない場合、且つ前記目標ヨーモーメントが予め定めた閾値以下の場合、前記制動力駆動力配分部で前記目標前後加減速制御指令に基づいて車両の各輪の制動駆動力を左右輪の制動駆動力を略等しく配分するように算出する車両の運動制御装置。
  4. 　請求項２記載の車両の運動制御装置において、
    　前記目標前後加減速制御指令が０か否かを判断し、前記目標前後加減速制御指令が０である場合、又は、前記目標前後加減速制御指令が０ではない場合、且つ前記目標ヨーモーメントが予め定めた閾値より大きい場合、前記制動力駆動力配分部で前記目標ヨーモーメントに基づいて車両の各輪の制動駆動力を左右輪の制動駆動力を別々に配分するように算出する車両の運動制御装置。
  5. 　請求項１記載の車両の運動制御装置において、
    　前記第２のモードで制御中の実前後加速度は、前記目標前後加減速制御指令との差が小さくなるように、前記四輪のうちの左右輪に略等しい制駆動力を加えるように補正制御される車両の運動制御装置。
  6. 　請求項１記載の車両の運動制御装置において、
    　前記目標前後加減速制御指令は、横軸に車両の前後加速度、縦軸に車両の横加速度をとるダイアグラムを定義したときに、時間の経過と共に前記ダイアグラム上で曲線的な遷移をするように決定される車両の運動制御装置。
  7. 　請求項１記載の車両の運動制御装置において、
    　前記目標前後加減速制御指令は、前記車両の横加速度が増加するときに前記車両が減速し、前記車両の横加速度が減少するときに前記車両が加速するように決定される車両の運動制御装置。
  8. 　請求項１記載の車両の運動制御装置において、
    　前記目標前後加減速制御指令が、前記車両の操舵角が増加するときに車両が減速し、前記車両の操舵角が減少するときに前記車両が加速するように決定される車両の運動制御装置。
  9. 　請求項１記載の車両の運動制御装置において、
    　前記目標前後加減速制御指令Ｇxcは、
    Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
     　（ただし、Ｇy：車両横加速度、Ｇy_dot：車両横加加速度、Ｃxy：ゲイン、Ｔ：一次遅れ時定数、ｓ：ラプラス演算子、Ｇx_DC：ドライバ、あるいは外部情報に基づいて自動的に入力する加減速指令）
    で決定される車両の運動制御装置。
  10. 　請求項１記載の車両の運動制御装置において、
    　計測された前記車両の前後加速度と横加速度を、横軸の正の方向に車両の加速度、負の方向に減速度をとり、縦軸の正の方向に車両の左方向の横加速度、負の方向に右方向の加速度をとるダイアグラムに示した場合に、前記目標ヨーモーメントが車両の上方から眺めて時計回りの値であるときには、左輪に右輪よりも大きな減速力を与えるか、右輪に左輪よりも大きな駆動力を与え、前記目標ヨーモーメントが車両の上方から眺めて反時計回りの値であるときには、右輪に左輪よりも大きな減速力を与えるか、左輪に右輪よりも大きな駆動力を与える車両の運動制御装置。
  11. 　請求項６記載の車両の運動制御装置において、
    　計測された前記車両の前後加速度と横加速度を、横軸の正の方向に車両の加速度、負の方向に減速度をとり、縦軸の正の方向に車両の左方向の横加速度、負の方向に右方向の加速度をとるダイアグラムに示した場合に、車両の上方から眺めて反時計回りの運動を開始するときには、時間の経過とともに時計回りの曲線的な遷移を示し、車両の上方から眺めて時計回りの運動を開始するときには、時間の経過とともに反時計回りの曲線的な遷移を示すように横運動に応じて前後方向の加減速が決定される車両の運動制御装置。
  12. 　請求項１記載の車両の運動制御装置において、
    　前記車両の前記横滑り情報とは、舵角と、車速と、ヨーレイトと、横滑り角とを有する車両の運動制御装置。
  13. 　請求項２記載の車両の運動制御装置において、
    　前記制動力駆動力配分部は、前記目標前後加減速制御指令と、計測された実前後加速度に予め定めたゲインを掛ける又は微分した値と、の偏差に基づいて車両の各輪の制動駆動力を算出する車両の運動制御装置。
  14. 　請求項２記載の車両の運動制御装置において、
    　前記目標前後加減速制御指令は、前記車両横運動モデルで推定された推定横加速度を用いて算出された横加加速度と、実測された車両の横加速度を微分して得られる実横加加速度との、どちらか一方の値を用いて決定された車両の運動制御装置。
  15. 　請求項２記載の車両の運動制御装置において、
    　前記目標前後加減速制御指令の算出方法が異なる複数のモードを有し、
    　前記複数のモードを切り替える切替手段を有する車両の運動制御装置。
  16. 　請求項１５記載の車両の運動制御装置において、
    　前記複数のモードは、走行路面に応じて異なる目標前後加減速制御指令の算出方法のモードである車両の運動制御装置。
  17. 　請求項１５記載の車両の運動制御装置において、
    　前記切替手段は、車内に搭載され、ドライバの操作によって切り替え可能な制御セレクターである車両の運動制御装置。
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