WO2014002129A1 - 車両制御装置 - Google Patents

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WO2014002129A1
WO2014002129A1 PCT/JP2012/004101 JP2012004101W WO2014002129A1 WO 2014002129 A1 WO2014002129 A1 WO 2014002129A1 JP 2012004101 W JP2012004101 W JP 2012004101W WO 2014002129 A1 WO2014002129 A1 WO 2014002129A1
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WO
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vehicle
control
vehicle body
slip angle
body slip
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Application number
PCT/JP2012/004101
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English (en)
French (fr)
Inventor
康志 岡田
Original Assignee
トヨタ自動車株式会社
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.)
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Publication date
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    • 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

Definitions

  • the present invention relates to a vehicle control device, and more particularly to a control technique for improving the turning performance of a vehicle having non-steered wheels.
  • Patent Document 1 discloses a technique for performing ideal turning by controlling the vehicle body slip angle to be zero with respect to the vehicle performance.
  • the turning performance may be reduced instead.
  • the slip angle of the non-steered wheel is almost equal to the slip angle of the vehicle center of gravity (that is, the vehicle body slip angle).
  • the lateral force which acts on a non-steered wheel will become small. That is, the lateral force that can be used as the cornering force is reduced, and the turning performance may be deteriorated.
  • one object of the present invention is to provide a technique for improving the turning performance of a vehicle having non-steered wheels.
  • a vehicle control device is a vehicle control device that controls a vehicle body slip angle in a vehicle including at least one non-steered wheel, and adjusts the vehicle body slip angle.
  • the control unit sets the control coefficient such that the vehicle body slip angle increases inward in the turning direction as the lateral acceleration generated in the vehicle body during turning of the vehicle increases.
  • the “vehicle body slip angle control device” may be a steering device that controls the vehicle body slip angle by controlling the steering angle of the steered wheels, for example.
  • the control unit may calculate a control coefficient for controlling the turning angle.
  • the “vehicle body slip angle control device” may be a device that controls the vehicle body slip angle by controlling a predetermined control target such as a braking / driving force, a toe angle, and a camber angle in each wheel.
  • the control unit may calculate a control coefficient for controlling the control target.
  • the lateral force generated in the non-steered wheels can be increased because the vehicle body slip angle is controlled to increase inward in the turning direction as the lateral acceleration generated in the vehicle body during turning of the vehicle increases. . That is, since the utilization rate of the lateral force in the non-steered wheels can be increased during turning, the lateral force can be drawn out in a well-balanced manner for all the wheels, and the turning performance can be improved.
  • Such a configuration is particularly effective in a vehicle in which the distance between the non-steered wheel and the vehicle center of gravity is smaller than the distance between the steered wheel and the vehicle center of gravity with respect to the traveling direction of the vehicle body. That is, in such a vehicle, the slip force of the non-steered wheel is structurally close to the slip angle of the center of gravity of the vehicle, but the lateral force can be increased by increasing the vehicle body slip angle.
  • the control unit sets the target yaw rate as a yaw rate to be generated in the vehicle body by a first-order lag transfer function, while setting the target lateral acceleration as a lateral acceleration to be generated in the vehicle body by a first-order lag transfer function.
  • the control coefficient may be set.
  • control unit may set the control coefficient so that an integrated value of a difference between the target yaw rate and the target lateral acceleration becomes a target vehicle body slip angle that is a target value of the vehicle body slip angle.
  • the control unit sets a target vehicle body slip angle that is a target value of the vehicle body slip angle based on the slip angle that should be generated in the non-steered wheels, and sets the control coefficient so that the vehicle body slip angle approaches the target vehicle body slip angle. It may be set.
  • FIG. 10 is a flowchart showing in detail an AFS control process of S214 in FIG. 10 is a flowchart showing in detail the DYC control process of S216 in FIG. It is a schematic diagram which shows the structure of the vehicle which concerns on a modification.
  • the vehicle control device of the present invention is applied to a small commuter assumed as a next-generation vehicle.
  • FIG. 1 is a schematic diagram of a vehicle equipped with a vehicle control device according to the first embodiment.
  • the vehicle 1 is configured as a small commuter with rhombus wheels.
  • the vehicle 1 includes a front wheel 12Fr provided at the front portion of the vehicle body 10, a left wheel 12L and a right wheel 12R provided at the left and right portions of the vehicle body 10 behind the front wheel 12Fr, and the left wheel 12L and the right wheel, respectively.
  • And 12Rr provided at the rear of 12R.
  • the front wheel 12Fr, the left wheel 12L, the right wheel 12R, and the rear wheel 12Rr may be collectively referred to as “wheel 12” as appropriate.
  • the front wheel 12Fr and the rear wheel 12Rr are disposed at the center in the vehicle width direction, and are steered wheels that are steered when the vehicle turns.
  • the left wheel 12L and the right wheel 12R are non-steered wheels that are not steered when the vehicle turns.
  • the left wheel 12L and the right wheel 12R are driving wheels that are rotationally driven when the vehicle is driven, and are brake wheels that are braked when the vehicle is braked.
  • the front wheels 12Fr and the rear wheels 12Rr are not driving wheels. It is considered a driving wheel.
  • the wheel 12 has substantially the same configuration as that described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2011-98692, a detailed description thereof is omitted, but is roughly as follows. That is, the front wheel 12Fr and the rear wheel 12Rr are supported in such a manner that they are sandwiched from the left and right by a pair of hydraulic shock absorbers (not shown). The shock absorber is supported by the vehicle body 10 via a support shaft (not shown).
  • a front wheel steering device 16F is provided for the front wheel 12Fr
  • a rear wheel steering device 16R is provided for the rear wheel 12Rr.
  • the steering devices 16F and 16R may be collectively referred to as “steering device 16” as appropriate.
  • the front wheel steering device 16F steers the front wheel 12Fr at a steering angle corresponding to the steering operation.
  • the rear wheel steering device 16R steers the rear wheel 12Rr at a steering angle corresponding to the steering operation.
  • the steering device 16 has an electromagnetic motor, and the operation of the electromagnetic motor is controlled to steer the corresponding wheel 12 at an arbitrary turning angle of less than 90 °.
  • the left wheel 12L and the right wheel 12R are connected to the vehicle body 10 via a suspension device (not shown).
  • the suspension device includes a suspension arm, a hydraulic shock absorber, and the like.
  • the left wheel 12L and the right wheel 12R are supported by the suspension device and include a driving device 20 and a braking device 22, respectively.
  • the drive device 20 is composed of an in-wheel motor, and also functions as a generator by the rotation of the wheels 12.
  • the drive device 20 also functions as a regenerative brake device by regenerating the current generated by the electromotive force of the motor.
  • the braking device 22 is configured as a disc brake including a brake disc and a caliper device (not shown).
  • the vehicle 1 includes an electronic control unit (hereinafter referred to as “ECU”) 30 as a control unit.
  • the ECU 30 is mainly configured by a microcomputer including a CPU, and includes a ROM for storing various programs, a RAM for temporarily storing data, an input / output port, and the like in addition to the CPU.
  • the ECU 30 controls the driving device 20 and the braking device 22 for the left wheel 12L and the right wheel 12R based on a predetermined control program.
  • the ECU 30 also controls the front wheel steering device 16F and the rear wheel steering device 16R based on a predetermined control program.
  • the ECU 30 also includes a driver circuit for driving the electromagnetic motors of these devices.
  • the ECU 30 receives signals from various sensors and switches provided for vehicle control. That is, the vehicle body 10 includes a vehicle speed sensor 32 for detecting the vehicle speed V, a steering sensor 34 for detecting the steering angle ⁇ Fr ′ of the steering wheel 14, and an accelerator sensor for detecting the operation amount a of the accelerator pedal 24. 36, a brake sensor 38 for detecting the operation amount b of the brake pedal 26, a front wheel turning angle sensor 40 for detecting the turning angle (front wheel turning angle) ⁇ Fr of the front wheel 12Fr, and the like are provided.
  • a vehicle speed sensor 32 for detecting the vehicle speed V
  • a steering sensor 34 for detecting the steering angle ⁇ Fr ′ of the steering wheel 14
  • an accelerator sensor for detecting the operation amount a of the accelerator pedal 24. 36
  • a brake sensor 38 for detecting the operation amount b of the brake pedal 26
  • a front wheel turning angle sensor 40 for detecting the turning angle (front wheel turning angle) ⁇ Fr of the front wheel 12Fr, and the like are provided.
  • FIG. 2 is a schematic diagram for explaining the steering control method. Since the vehicle 1 of the present embodiment is configured as a small commuter, the distance l LR from the center of gravity of the vehicle to the non-steered wheels (the left wheel 12L and the right wheel 12R) is shorter than that of a general passenger car. As shown in the figure, the distance l LR from the center of gravity to the non-steered wheel is set to be considerably shorter than the distance (l Fr , l Rr ) from the center of gravity to the steered wheel.
  • the slip angle of the non-steered wheel is substantially equal to the slip angle of the center of gravity. For this reason, in the conventional control in which the target value of the vehicle body slip angle is set to zero, the lateral force acting on the non-steered wheels is reduced, and it is difficult to draw the lateral force from each wheel 12 in a balanced manner. That is, there is a problem that it is difficult to obtain a sufficient cornering force when the vehicle turns.
  • ARS control Active ⁇ Rear Steering
  • DYC control Direct Yaw Control
  • the ARS control is a control method for correcting the rear wheel turning angle in accordance with the front wheel turning angle.
  • DYC control is a control method that directly controls the yaw moment by allocating the driving force to the left and right drive wheels.
  • the transient response waveforms of the yaw rate and the lateral acceleration are each set as a first-order lag, and control is performed so that the integrated value of the difference between the two responses becomes a predetermined vehicle body slip angle (target vehicle body slip angle).
  • the response of the rudder control is made smooth to reduce the driver's uncomfortable feeling.
  • the slip angle of each wheel can be expressed as follows.
  • ⁇ Fr tan ⁇ 1 [ ⁇ Vsin ⁇ + l Fr ⁇ / Vcos ⁇ ] ⁇ Fr ⁇ + l Fr ⁇ / V ⁇
  • a control law for deriving the steady value of the vehicle body slip angle according to the steady value of the lateral acceleration using ARS control is derived.
  • ⁇ ⁇ (1-ARS) V / l ⁇ ⁇ Fr (7)
  • ⁇ [ ⁇ (lK ⁇ mV 2 ) + (lK ⁇ mV 2 ) ARS ⁇ / (4lK)] ⁇ Fr (8)
  • C slip is a parameter indicating how much the vehicle body slip angle ⁇ is to be applied according to the lateral acceleration a y .
  • C slip is a constant and the vehicle body slip angle ⁇ is increased in proportion to the lateral acceleration a y , but in a modified example, C slip may be a variable (for example, a function of time).
  • the slip can be set so as to obtain an appropriate vehicle body slip angle ⁇ according to the position of the center of gravity of the vehicle, the position of each wheel, and the like.
  • FIG. 3 is a diagram illustrating an operation of the steering control based on the control law of the first embodiment.
  • B shows the calculation result of the front wheel turning angle required for the lateral acceleration.
  • the solid line indicates the case where the control law of the present embodiment is applied
  • the one-dot chain line indicates the case where the conventional control law for controlling the vehicle body slip angle to zero is applied
  • the two-dot chain line indicates the case where the rear wheel turning angle is fixed.
  • the broken line in FIG. 3B shows a case where the tire characteristics are linear. The results shown in FIG.
  • the rear wheel turning angle is switched from the opposite phase to the same phase as the front wheel turning angle in the process of shifting from the low speed region to the medium speed region.
  • the control law (solid line) of the present embodiment the antiphase is maintained until the high speed range is reached.
  • the lateral acceleration with respect to the front wheel turning angle can be increased as compared with the conventional control law. That is, by increasing the steady value of the vehicle body slip angle according to the steady value of the lateral acceleration as in the present embodiment, the linear region of the lateral acceleration response of the vehicle can be expanded and the maximum turning lateral acceleration can be increased. .
  • the ARS control and the DYC control are changed transiently, the transient response waveforms of the yaw rate and the lateral acceleration are set as the first-order lag, and the integrated value of the difference between the two responses is a predetermined steady-state value of the vehicle body slip angle ( A control law to be a target vehicle body slip angle) is derived.
  • the target yaw rate ⁇ 0 which is a steady value of the yaw rate ⁇ uniquely determined by ⁇ Fr , ⁇ Rr , V and the vehicle specifications, and the target vehicle body slip angle ⁇ 0 which is a steady value of the vehicle body slip angle ⁇ are calculated. .
  • the following equation is obtained by substituting equation (9) into equations (7) and (8).
  • ⁇ 0 (2 KV) ⁇ (m + 4C slip K) V 2 + 1K ⁇ ⁇ Fr (12)
  • ⁇ 0 (2K slip V 2 ) / ⁇ (m + 4 slip slip K) V 2 + lK ⁇ ⁇ Fr (13)
  • T gamma time of the transient response of the yaw rate gamma is determined so as to increase in proportion to V as in the following equation.
  • T ⁇ C ⁇ V (13 ')
  • C ⁇ is a constant and a parameter that is arbitrarily determined.
  • ARS (s) (a 2 s 2 + a 1 s + a 0) / ⁇ T ⁇ T ay s 2 + (T ⁇ + T ay) s + 1 ⁇ ...
  • DYC (s) (b 2 s 2 + b 1 s + b 0) / ⁇ T ⁇ T ay s 2 + (T ⁇ + T ay) s + 1 ⁇ ...
  • a 2 , a 1 , a 0 , b 2 , b 1 , b 0 are constants determined from vehicle specifications, V, ⁇ 0 , ⁇ 0 , T ⁇ , T ay , and are as follows.
  • b 2 ( ⁇ 0 I ⁇ 1T ⁇ K)
  • T ay b 1 ⁇ 0 I ⁇ lT ⁇ K + VlT ⁇ m ⁇ 0 / 2 ⁇ lKT ay + ⁇ 0 l 2 KT ay / (2 V)
  • b 0 -lK-2lKT ay ⁇ 0 + 2lT ⁇ ⁇ 0 K + Vlm ⁇ 0/2 + ⁇ 0 l 2 K / (2V)
  • the steady-state characteristic of ARS (s) coincides with Equation (9), and the steady-state characteristic of DYC (s) is zero.
  • ⁇ Rr ARS (s) ⁇ Fr (15 ')
  • M DYC (s) ⁇ Fr (16 ')
  • FIG. 4 is a diagram illustrating an operation of the steering control based on the control law of the first embodiment.
  • A shows the case where the control law of this embodiment is applied
  • B shows the case where yaw control is not performed as the first comparative example
  • C shows the vehicle body slip angle as the second comparative example.
  • the case where the control law which controls to zero is applied is shown.
  • the upper part of each figure shows the step response of the rear wheel turning angle and direct yaw moment.
  • the solid line indicates the rear wheel turning angle
  • the alternate long and short dash line indicates the direct yaw moment.
  • the middle stage of each figure shows the step response of the yaw rate and lateral acceleration.
  • the solid line indicates the lateral acceleration
  • the alternate long and short dash line indicates the yaw rate.
  • the lower part of each figure shows the step response of the vehicle body slip angle. The results shown in the figure are obtained by setting appropriate values assumed in normal driving to the vehicle specifications m, l Fr , l LR , l Rr , K Fr , K LR , and K Rr in the above formula. It is what was done.
  • FIG. 5 is a flowchart showing the flow of the vehicle control process. This process is repeatedly executed at a predetermined control cycle after the ignition switch is turned on.
  • the ECU 30 acquires the vehicle speed V detected by the vehicle speed sensor 32 (S10), and acquires the front wheel turning angle ⁇ Fr detected by the front wheel turning angle sensor 40 (S12). And steering control is performed using these. That is, ARS control is executed (S14), and DYC control is executed (S16).
  • FIG. 6 is a flowchart showing in detail the ARS control process of S14 in FIG.
  • the ECU 30 calculates the target yaw rate ⁇ 0 based on the equation (12) (S20). Further, the target yaw rate time constant T ⁇ is calculated based on the equation (13 ′) (S22). Subsequently, the ECU 30 calculates a target lateral acceleration time constant Tay based on the equation (14) (S24). Then, ARS (s) is calculated by substituting these calculation results into equation (15) (S26), and a rear wheel turning angle command value ⁇ Rr shown in equation (15 ′) is set (S28). The ECU 30 supplies a current based on the rear wheel steering angle command value ⁇ Rr to the rear wheel steering device 16R (S29).
  • FIG. 7 is a flowchart showing in detail the DYC control process of S16 in FIG.
  • ECU 30 obtains the operation amount a of the accelerator pedal 24 detected by the accelerator sensor 36 (S30), calculates the driving force F D to be applied to the vehicle 1 based on the following equation (31) ( S32).
  • F D K D a ... (31)
  • K D is a control gain for determining the driving force F D.
  • the ECU 30 acquires the operation amount b of the brake pedal 26 detected by the brake sensor 38 (S34), and is given to the vehicle 1 based on the following equation (32).
  • the power braking force F B is calculated (S36).
  • F B K B b ... (32)
  • K B is a control gain for determining the braking force F B.
  • a driving braking force F to be applied to the vehicle 1 is calculated based on the following formula (33) (S38).
  • F F D -F B (33)
  • the ECU 30 calculates DYC (s) based on the equation (16) (S40), and sets the direct yaw moment command value M shown in the equation (16 ′) (S42). Subsequently, based on the direct yaw moment command value M, the left-right wheel driving braking force difference ⁇ F to be applied to the vehicle 1 is determined so as to satisfy the following equation (34) which is a moment balance equation (S44).
  • the ECU30 based on the [Delta] F, and driving the braking force F L to be applied to the left wheel 12L, the driving braking force F R to be applied to the right wheel 12R, the following formulas (35), computed by (36) (S46 ).
  • F L F + ⁇ F / 2 (35)
  • F R F- ⁇ F / 2 ... (36)
  • the ECU 30 controls the driving device 20 and the braking device 22 for the left wheel 12L and the right wheel 12R so as to generate the driving braking force thus obtained (S48).
  • the steady value of the vehicle body slip angle is controlled to increase according to the lateral acceleration.
  • the lateral force can be extracted with good balance for all the wheels, and the linear region of the yaw response of the vehicle can be expanded.
  • the turning performance of the vehicle can be improved.
  • the transient response of the yaw rate and the lateral acceleration is set as the first order lag, and the integrated value of the difference between the two responses is controlled to be a preset vehicle body slip angle.
  • all responses of the yaw rate, the lateral acceleration, and the vehicle body slip angle can be made smooth, and the driver's uncomfortable feeling can be reduced.
  • FIG. 8 is a schematic diagram for explaining the vehicle control according to the second embodiment.
  • the vehicle 201 includes a left front wheel 212FL and a right front wheel 212FR provided at the front part of the vehicle body 210, and a left rear wheel 212RL and a right rear wheel 212RR provided at the rear part.
  • the left front wheel 212FL, the right front wheel 212FR, the left rear wheel 212RL, and the right rear wheel 212RR may be collectively referred to as “wheel 212” as appropriate.
  • the front wheels (left front wheel 212FL, right front wheel 212FR) of the vehicle 201 are steered wheels, and the rear wheels (left rear wheel 212RL, right rear wheel 212RR) are non-steered wheels.
  • the rear wheels are configured as driving wheels and braking wheels, but the front wheels are driven wheels that are neither driven nor braked.
  • the distance l LR from the center of gravity to the non-steered wheels is set to be considerably shorter than the distance (l Fr ) from the center of gravity to the steered wheels.
  • the steering device 216 that steers the front wheels is provided with a steering mechanism capable of AFS control (Active Front Steering).
  • the AFS control is a control method for correcting the front wheel turning angle according to the steering angle of the steering wheel 14 (see FIG. 1).
  • the left and right wheels of the rear wheels are provided with in-wheel motors, and DYC control is possible.
  • each structure of a steered wheel and a non-steered wheel and the structure of a steered apparatus are substantially the same as 1st Embodiment, it abbreviate
  • the steering device 216 steers the left front wheel 212FL and right front wheel 212FR in steering angle [delta] Fr corresponding to the steering angle [delta] Fr '.
  • the AFS control and the DYC control are changed transiently, the transient response waveform of the yaw rate ⁇ and the lateral acceleration a y is set as a first-order lag, and the integrated value of the difference between the two responses is a predetermined vehicle body slip angle ⁇ .
  • the control law which becomes the steady value (target vehicle body slip angle) of is derived.
  • control rules for AFS and DYC are determined so that these equations satisfy the following equation.
  • G ⁇ (AFS, DYC) ⁇ 0 / (1 + T r s)
  • G ⁇ (AFS, DYC) ⁇ ⁇ 0 V / (1 + T ay s)
  • a 1 , a 0 , b 2 , b 1 , b 0 are constants determined from the vehicle specifications, V, ⁇ 0 , ⁇ 0 , T ⁇ , T ay , and are as follows.
  • ⁇ Fr AFS (s) ⁇ Fr '... (25')
  • M DYC (s) ⁇ Fr '... (26')
  • FIG. 9 is a flowchart showing the flow of the vehicle control process. This process is repeatedly executed at a predetermined control cycle after the ignition switch is turned on.
  • the ECU 30 acquires the vehicle speed V detected by the vehicle speed sensor 32 (S210), and acquires the steering angle ⁇ Fr ′ detected by the steering sensor 34 (S212). And steering control is performed using these. That is, AFS control is executed (S214), and DYC control is executed (S216).
  • FIG. 10 is a flowchart showing in detail the AFS control process of S214 in FIG.
  • the ECU 30 calculates the target yaw rate ⁇ 0 based on the equation (22) (S220). Further, the target yaw rate time constant T ⁇ is calculated based on the equation (23 ′) (S222). Subsequently, the ECU 30 calculates a target lateral acceleration time constant Tay based on the equation (24) (S224). Then, AFS (s) is calculated by substituting these calculation results into equation (25) (S226), and a front wheel turning angle command value ⁇ Fr shown in equation (25 ′) is set (S228). The ECU 30 supplies a current based on the front wheel turning angle command value ⁇ Fr to the turning device 216 (S229).
  • FIG. 11 is a flowchart showing in detail the DYC control process of S216 in FIG.
  • the ECU 30 performs the same processing as S30 to S38 in the first embodiment in S230 to S238, and calculates the driving braking force F to be applied to the vehicle 201.
  • the ECU 30 calculates DYC (s) based on the equation (26) (S240), and sets the direct yaw moment command value M shown in the equation (26 ′) (S242). Subsequently, based on the direct yaw moment command value M, the driving force difference ⁇ F between the left and right rear wheels to be applied to the vehicle 201 is determined by the same method as in the first embodiment (S244).
  • the ECU 30 calculates a driving braking force F RL to be applied to the left rear wheel 212RL and a driving braking force F RR to be applied to the right rear wheel 212RR by the same method as in the first embodiment. (S246). Then, the driving device and the braking device for the left rear wheel 212RL and the right rear wheel 212RR are controlled so as to generate the driving braking force (S248).
  • the steady value of the vehicle body slip angle is controlled to increase according to the lateral acceleration.
  • the lateral force can be drawn in a balanced manner for all the wheels, and the linear region of the yaw response of the vehicle can be expanded. Further, all responses of the yaw rate, the lateral acceleration, and the vehicle body slip angle can be made smooth, and the driver's uncomfortable feeling can be reduced.
  • FIG. 12 is a schematic diagram illustrating a configuration of a vehicle according to a modification.
  • the present invention can be applied to a small commuter having a three-wheel arrangement as shown in FIG. 12A or a five-wheel arrangement or more as shown in FIG.
  • the left and right front wheels are non-steered wheels
  • the rear wheels are steered wheels.
  • a first control law that increases the vehicle body slip angle inward in the turning direction of the vehicle as the lateral acceleration increases may be applied by DYC control.
  • the transient response waveform of the yaw rate and the lateral acceleration is set as a first-order lag, and the integrated value of the difference between the two responses is set to a predetermined steady state value (target vehicle body slip angle) of the vehicle body slip angle.
  • a control law may be applied. Even in a three-wheel arrangement, unlike the illustrated example, the front wheel may be one steered wheel and the rear wheel may be two (left and right) non-steered wheels. Then, the first control law may be applied by AFS control, and the second control law may be applied by DYC control.
  • left and right front wheels are steered wheels
  • left and right intermediate wheels and left and right rear wheels are non-steered wheels.
  • the first control law may be applied by AFS control
  • the second control law may be applied by DYC control.
  • the left and right front wheels and the left and right intermediate wheels may be non-steered wheels
  • the left and right rear wheels may be steered wheels.
  • the first control law may be applied by ARS control
  • the second control law may be applied by DYC control.
  • the steered wheel may be a plurality of wheels
  • the non-steered wheel may be a single wheel.
  • the first control law by AFS control or ARS control may be applied to the steered wheels, and the second control law may be applied by DYC control. That is, in such a vehicle with a short distance from the center of gravity to the non-steered wheels, there is a possibility that the same problem as in the above embodiment may occur. Therefore, by adopting the same control method, the turning performance is improved. be able to.
  • the ECU 30 sets a target vehicle body slip angle, which is a target value of the vehicle body slip angle, based on the slip angle to be generated in the non-steered wheels, and sets the vehicle body slip angle to the target vehicle body slip angle.
  • the transfer function may be set so as to be close to.
  • a steering device front wheel steering device 16F
  • the front wheel steering device 16F is electrically controlled based on a driver's steering operation.
  • the steering wheel 14 and the front wheel 12Fr are directly connected via a steering mechanism so that the steering operation of the driver is directly transmitted to the front wheel 12Fr. May be.

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Abstract

　ある態様の車両制御装置は、少なくとも１輪の非転舵輪を備える車両において車体スリップ角を制御する車両制御装置であって、車体スリップ角を調整するための車体スリップ角制御装置と、車体スリップ角を制御するための制御係数を演算し、車体スリップ角制御装置を制御する制御部と、を備える。制御部は、車両の旋回走行時に車体に生じる横加速度が大きくなるほど、車体スリップ角が旋回方向内側に大きくなるよう、上記制御係数を設定する。

Description

車両制御装置
　本発明は車両制御装置に関し、特に非転舵輪を有する車両の旋回性能を向上させるための制御技術に関する。
　従来より、運転者のハンドル操作に基づく車両の運動性能や操舵感覚を考慮して車輪の転舵制御を実行することにより、車両の旋回性能を向上させる技術が提案されている。例えば特許文献１には、車両の運動性能に関し、車体スリップ角がゼロとなるよう制御することにより理想的な旋回を行わせる技術が開示されている。
特開２００８－７００１号公報
　しかしながら、複数の車輪に非転舵輪を含む車両においては、このような制御がかえって旋回性能を低下させる可能性がある。例えば次世代車両として期待される小型コミュータなど、特に車両重心から非転舵輪までの距離が短い車両においては、その非転舵輪のスリップ角が車両重心のスリップ角（つまり車体スリップ角）とほぼ等しくなる。このため、車体スリップ角が小さくなるように制御すると、非転舵輪に作用する横力が小さくなる。つまり、コーナリングフォースとして利用可能な横力が減少し、旋回性能を低下させてしまう可能性がある。
　そこで、本発明の一つの目的は、非転舵輪を有する車両の旋回性能を向上させる技術を提供することにある。
　上記課題を解決するために、本発明のある態様の車両制御装置は、少なくとも１輪の非転舵輪を備える車両において車体スリップ角を制御する車両制御装置であって、車体スリップ角を調整するための車体スリップ角制御装置と、車体スリップ角を制御するための制御係数を演算し、車体スリップ角制御装置を制御する制御部と、を備える。制御部は、車両の旋回走行時に車体に生じる横加速度が大きくなるほど、車体スリップ角が旋回方向内側に大きくなるよう、上記制御係数を設定する。　
　ここで、「車体スリップ角制御装置」は、例えば転舵輪の転舵角を制御することにより車体スリップ角を制御する転舵装置であってもよい。制御部は、その転舵角を制御するための制御係数を演算してもよい。あるいは、「車体スリップ角制御装置」は、各輪での制駆動力やトー角、キャンバ角等の所定の制御対象を制御することにより車体スリップ角を制御する装置であってもよい。制御部は、その制御対象を制御するための制御係数を演算してもよい。
　この態様によると、車両の旋回走行時に車体に生じる横加速度が大きくなるほど、車体スリップ角が旋回方向内側に大きくなるように制御されるため、非転舵輪に発生する横力を大きくすることができる。すなわち、旋回時において非転舵輪における横力の利用率を高めることができるため、全ての車輪について横力をバランス良く引き出すことができ、その旋回性能を向上させることができる。
　このような構成は特に、車体進行方向に関し、非転舵輪と車両重心との距離が、転舵輪と車両重心との距離よりも小さい車両において顕著に効果を発揮する。すなわち、このような車両は構造上、非転舵輪のスリップ角が車両重心のスリップ角に近い値となるところ、車体スリップ角を大きくすることでその横力を大きくすることができるためである。
　具体的には、制御部は、車体に発生させるべきヨーレートとして目標ヨーレートを一次遅れの伝達関数にて設定する一方、車体に発生させるべき横加速度として目標横加速度を一次遅れの伝達関数にて設定することにより、上記制御係数を設定してもよい。この態様によれば、ヨーレートと横加速度の双方の過渡応答波形を一次遅れとすることにより、両パラメータに基づいて得られる車体スリップ角の変化を滑らかにすることができる。
　さらに、制御部は、目標ヨーレートと目標横加速度との差分の積分値が、車体スリップ角の目標値である目標車体スリップ角となるよう、上記制御係数を設定してもよい。このようにすることで、後述の実施形態にも示すように、車体スリップ角について逆応答やオーバーシュートの発生を抑制でき、ヨーレート、横加速度および車体スリップ角の応答を滑らかにすることができる。その結果、上記制御による運転者の違和感を低減することができる。
　制御部は、非転舵輪に発生させるべきスリップ角に基づいて、車体スリップ角の目標値である目標車体スリップ角を設定し、車体スリップ角をその目標車体スリップ角に近づけるように上記制御係数を設定してもよい。
　この態様によれば、非転舵輪に発生させるべきスリップ角に応じた横力を得ることができる。言い換えれば、このように非転舵輪そのもののスリップ角を基準に制御を実行することで、非転舵輪にて必要な横力をより正確に得ることができる。
　本発明によれば、非転舵輪を有する車両の旋回性能を向上させる技術を提供することができる。
第１実施形態に係る車両制御装置が搭載された車両の模式図である。 転舵制御方法を説明するための模式図である。 第１実施形態の制御則に基づく操舵制御の作用を示す図である。 第１実施形態の制御則に基づく操舵制御の作用を示す図である。 車両制御処理の流れを示すフローチャートである。 図５におけるＳ１４のＡＲＳ制御処理を詳細に示すフローチャートである。 図５におけるＳ１６のＤＹＣ制御処理を詳細に示すフローチャートである。 第２実施形態に係る車両制御の説明するための模式図である。 車両制御処理の流れを示すフローチャートである。 図９におけるＳ２１４のＡＦＳ制御処理を詳細に示すフローチャートである。 図９におけるＳ２１６のＤＹＣ制御処理を詳細に示すフローチャートである。 変形例に係る車両の構成を示す模式図である。
　以下、図面を参照しつつ、本発明を実施するための形態（以下「実施形態」という）について説明する。本実施形態は、本発明の車両制御装置を次世代車両として想定される小型コミュータに適用したものである。
［第１実施形態］
　図１は、第１実施形態に係る車両制御装置が搭載された車両の模式図である。　
　車両１は、菱形車輪配置の小型コミュータとして構成されている。車両１は、車体１０の前部に設けられた前輪１２Ｆｒと、その前輪１２Ｆｒの後方において車体１０の左部，右部にそれぞれ設けられた左輪１２Ｌ，右輪１２Ｒと、それら左輪１２Ｌ，右輪１２Ｒの後方に設けられた後輪１２Ｒｒとを備える。なお、以下の説明では適宜、これら前輪１２Ｆｒ，左輪１２Ｌ，右輪１２Ｒ，および後輪１２Ｒｒを総称して「車輪１２」ということがある。
　前輪１２Ｆｒおよび後輪１２Ｒｒは、それぞれ車幅方向中央に配設され、車両旋回時に転舵される転舵輪とされている。左輪１２Ｌおよび右輪１２Ｒは、車両旋回時に転舵されない非転舵輪とされている。また、左輪１２Ｌおよび右輪１２Ｒは、車両駆動時に回転駆動される駆動輪とされ、また車両制動時に制動される制動輪とされているが、前輪１２Ｆｒおよび後輪１２Ｒｒは、駆動輪ではない従動輪とされている。
　車輪１２は、特開２０１１－９８６９２号公報に記載の構成とほぼ同様であるため、詳細な説明については省略するが、概略的には以下のとおりである。すなわち、前輪１２Ｆｒおよび後輪１２Ｒｒは、図示しない１対の液圧式のショックアブソーバによって左右から挟持される態様で支持されている。そのショックアブソーバは、図示しない支持軸を介して車体１０に支持されている。前輪１２Ｆｒに対しては前輪転舵装置１６Ｆが設けられ、後輪１２Ｒｒに対しては後輪転舵装置１６Ｒが設けられている。なお、以下の説明では適宜、これら転舵装置１６Ｆ，１６Ｒを総称して「転舵装置１６」ということがある。
　運転者がステアリングホイール１４を操舵すると、前輪転舵装置１６Ｆがその操舵操作に応じた転舵角にて前輪１２Ｆｒを転舵する。また、後輪転舵装置１６Ｒがその操舵操作に応じた転舵角にて後輪１２Ｒｒを転舵する。転舵装置１６は、電磁モータを有し、その電磁モータの作動が制御されることで、対応する車輪１２を９０°未満の任意の転舵角で転舵する。
　左輪１２Ｌおよび右輪１２Ｒは、図示しないサスペンション装置を介して車体１０に接続されている。そのサスペンション装置は、サスペンションアームおよび液圧式のショックアブソーバ等を含む。左輪１２Ｌおよび右輪１２Ｒは、そのサスペンション装置に支持され、それぞれ駆動装置２０と制動装置２２を備える。駆動装置２０は、インホイールモータからなり、車輪１２の回転によって発電機としても機能する。このモータが起電力によって発生させる電流を回生することで、駆動装置２０は、回生ブレーキ装置としても機能する。制動装置２２は、図示しないブレーキディスクおよびキャリパ装置を含むディスクブレーキとして構成されている。
　車両１は、制御部としての電子制御ユニット（以下、「ＥＣＵ」と表記する）３０を備えている。ＥＣＵ３０は、ＣＰＵを含むマイクロコンピュータを中心に構成されており、ＣＰＵの他に各種プログラムを記憶するＲＯＭ、データを一時的に記憶するＲＡＭ、入出力ポート等を備える。ＥＣＵ３０は、所定の制御プログラムに基づき、左輪１２Ｌおよび右輪１２Ｒの駆動装置２０，制動装置２２を制御する。ＥＣＵ３０はまた、所定の制御プログラムに基づき、前輪転舵装置１６Ｆおよび後輪転舵装置１６Ｒを制御する。ＥＣＵ３０は、それら各装置の電磁モータを駆動するためのドライバ回路も含む。
　ＥＣＵ３０には、車両制御のために設けられた各種センサ・スイッチからの信号が入力される。すなわち、車体１０には、車速Ｖを検出するための車速センサ３２、ステアリングホイール１４の操舵角δFr'を検出するためのステアリングセンサ３４、アクセルペダル２４の操作量ａを検出するためのアクセルセンサ３６、ブレーキペダル２６の操作量ｂを検出するためのブレーキセンサ３８、前輪１２Ｆｒの転舵角（前輪転舵角）δFrを検出するための前輪転舵角センサ４０等が設けられている。
　次に、本実施形態における車両制御の主要部である車両旋回時の転舵制御について詳細に説明する。図２は、転舵制御方法を説明するための模式図である。　
　本実施形態の車両１は、小型コミュータとして構成されるため、車両の重心から非転舵輪（左輪１２Ｌ，右輪１２Ｒ）までの距離ｌLRが一般的な乗用車と比較して短い。図示のように、重心から非転舵輪までの距離ｌLRは、重心から転舵輪までの距離（ｌFr，ｌRr）よりも相当短く設定されている。このような構成においては、非転舵輪のスリップ角が重心のスリップ角とほぼ等しくなる。このため、従来のように車体スリップ角の目標値をゼロとするような制御では、非転舵輪に作用する横力が小さくなり、各車輪１２から横力をバランスよく引き出すのは難しい。すなわち、車両旋回時に十分なコーナリングフォースを得難いといった問題が生じる。
　そこで、本実施形態では車両の旋回性能を向上させるために、ＡＲＳ制御（Active Rear Steering）およびＤＹＣ制御（Direct Yaw Control）を用いることにより、車体スリップ角の定常値が横加速度に応じて大きくなるように制御する。なお、ＡＲＳ制御は、前輪転舵角に応じて後輪転舵角を補正する制御手法である。ＤＹＣ制御は、左右の駆動輪への駆動力を配分してヨーモーメントを直接制御する制御手法である。
　また、このように車体スリップ角をつける制御を行う場合、発生するヨーレートと横加速度との関係によっては後述のように、車体スリップ角の応答に逆応答やオーバーシュートが発生する可能性がある。そこで本実施形態では、ヨーレートと横加速度の過渡応答波形をそれぞれ一次遅れとし、両者の応答の差の積分値が予め定める車体スリップ角（目標車体スリップ角）となるように制御することで、転舵制御の応答を滑らかにし、運転者の違和感の低減を図る。以下、このような制御方法について説明する。
　まず、本実施形態の転舵制御に適用される制御則について説明する。　
　車両の横方向の運動方程式は下記式(1)で表され、重心周りのヨーイング運動の運動方程式は下記式(2)で表される。　
　　ｍＶ(dβ/dt＋γ)＝ＹFr＋ＹL＋ＹR＋ＹRr　…(1)
　　Ｉdγ/dt＝ｌFrＹFr＋ｌLR(ＹL＋ＹR)－ｌRrＹRr　…(2)
　　　ｌFr：重心から前輪までの距離
　　　ｌLR：重心から左輪，右輪までの距離
　　　ｌRr：重心から後輪までの距離
　　　ＹFr：前輪のコーナリングフォース（≒横力）
　　　ＹL：左輪のコーナリングフォース（≒横力）
　　　ＹR：右輪のコーナリングフォース（≒横力）
　　　ＹRr：後輪のコーナリングフォース（≒横力）
　　　ｄ：トレッド
　　　Ｖ：車速
　　　γ：ヨーレート
　　　β：車体スリップ角
　　　ｍ：車両の慣性質量
　　　Ｉ：車両のヨーイング慣性モーメント
　一方、各輪のスリップ角は次のように表現することができる。　
　　βFr＝tan-1[{Ｖsinβ＋ｌFrγ}/Ｖcosβ]－δFr≒β＋ｌFrγ/Ｖ－δFr
　　βL＝tan-1[{Ｖsinβ＋ｌLRγ}/{Ｖcosβ－(d/2)γ}]≒β＋ｌLRγ/Ｖ
　　βR＝tan-1[{Ｖsinβ＋ｌLRγ}/{Ｖcosβ＋(d/2)γ}]≒β＋ｌLRγ/Ｖ
　　βRr＝tan-1[{Ｖsinβ－ｌRrγ}/Ｖcosβ]－δRr≒β－ｌRrγ/Ｖ－δRr
　　　δFr：前輪転舵角
　　　δRr：後輪転舵角
　　　βFr：前輪のスリップ角
　　　βL：左輪のスリップ角
　　　βR：右輪のスリップ角
　　　βRr：後輪のスリップ角
　なお、|β|，|dγ/２Ｖ|≪１とみなした。
　さらに、各輪のコーナリングフォースは次式のようになる。　
　　ＹFr＝－ＫFrβFr＝－ＫFr(β＋ｌFrγ/Ｖ－δFr)
　　ＹL＝－ＫLβL＝－ＫL(β＋ｌLRγ/Ｖ)
　　ＹR＝－ＫRβR＝－ＫR(β＋ｌLRγ/Ｖ)
　　ＹRr＝－ＫRrβRr＝－ＫRr(β－ｌRrγ/Ｖ－δRr)
　　　ＫFr：前輪のコーナリングパワー
　　　ＫL：左輪のコーナリングパワー
　　　ＫR：右輪のコーナリングパワー
　　　ＫRr：後輪のコーナリングパワー
　上記式においてｌLRは小さいため、車体スリップ角β＝０とすると、左右輪のコーナリングフォースＹL，ＹRも小さくなることが分かる。上記式を式(1)，(2)に代入し、βとγについて整理すると、次式を得る。　
　{ｍＶｓ＋ＫFr＋2ＫLR＋ＫRr}β＋{ｍＶ＋(ｌFrＫFr＋2ｌLRＫLR－ｌRrＫRr)/Ｖ}γ
　　　　　　　　　　　　　　＝ＫFrδFr＋ＫRrδRr　…(3)
　{ｌFrＫFr＋2ｌLRＫLR－ｌRrＫRr}β＋{Ｉｓ＋(ｌFr 2ＫFr＋2ｌLR 2ＫLR＋ｌRr 2ＫRr)/Ｖ}γ＝ｌFrＫFrδFr－ｌRrＫRrδRr　…(4)
　なお、ｓはラプラス演算子であり、簡単のためにＫL＝ＫR＝ＫLRとした。
　ここで、δFrに応じてＡＲＳ制御とＤＹＣ制御を行う。すなわち、δRr＝ARSδFrとし、さらに車両に加える直接ヨーモーメントをＭ＝DYCδFrとすると、次式を得る。　
　{ｍＶｓ＋ＫFr＋2ＫLR＋ＫRr}β＋{ｍＶ＋(ｌFrＫFr＋2ｌLRＫLR－ｌRrＫRr)/Ｖ}γ
　　　　　　　　　　　　　＝(ＫFr＋ARSＫRr)δFr　…(5)
　　{ｌFrＫFr＋2ｌLRＫLR－ｌRrＫRr}β＋{Ｉｓ＋(ｌFr 2ＫFr＋2ｌLR 2ＫLR＋ｌRr 2ＫRr)/Ｖ}γ＝(ｌFrＫFr－ARSｌRrＫRr＋DYC)δFr　…(6)
　本実施形態では、ＡＲＳ制御を用いて横加速度の定常値に応じて車体スリップ角の定常値を大きくする制御則を導出する。具体的には、式(5),(6)においてDYC＝０とする。さらに、定常状態について考えるため、ｓ＝０とする。また、簡略化のため、ｌLR＝０，ｌFr＝ｌRr＝1/2，ＫFr＝ＫLR＝ＫRr＝Ｋとする。そして、式(5),(6)をヨーレートγおよび車体スリップ角βについて解くと、次式を得る。　
　　γ＝{(1－ARS)Ｖ/ｌ}δFr　…(7)
　　β＝[{(ｌＫ－ｍＶ2)＋(ｌＫ－ｍＶ2)ARS}/(4ｌＫ)]δFr　…(8)
　ここで、横加速度ａyに応じて車体スリップ角βを大きくする。すなわち、
　　β＝Ｃslipａy
　とするＡＲＳ制御の制御則ARSを導出する。なお、Ｃslipは横加速度ａyに応じてどの程度車体スリップ角βをつけるかを示すパラメータである。本実施形態ではＣslipを定数とし、車体スリップ角βを横加速度ａyに比例させて大きくするが、変形例においてはＣslipを変数（例えば時間の関数）としてもよい。Ｃslipについては、車両重心の位置や各輪の位置等に応じて適度な車体スリップ角βが得られるよう設定することができる。
　ここで、ａy＝Ｖγであるので、これを上記式に代入すると、
　　β＝ＣslipＶγ
となる。これに式（7)および(8)を代入してARSについて解くと、下記式を得る。　
　　ARS＝{(ｍ＋4ＣslipＫ)Ｖ2－ｌＫ}/{(ｍ＋4ＣslipＫ)Ｖ2＋ｌＫ}　…(9)
　このような制御則ARSを導入すると、車体スリップ角βの定常値を横加速度ａyの定常値に応じて大きくすることができ、旋回時の最大横加速度の低下を避けることができる。また、このときの後輪転舵角δRrは、
　　δRr＝ARSδFr
　　＝{(ｍ＋4ＣslipＫ)Ｖ2－ｌＫ}/{(ｍ＋4ＣslipＫ)Ｖ2＋ｌＫ}δFr　…(10)
となる。
　図３は、第１実施形態の制御則に基づく操舵制御の作用を示す図である。（Ａ）は車速に対するARS（＝後輪転舵角δRr/前輪転舵角δFr）の変化を示し、（Ｂ）は横加速度に対して必要となる前輪転舵角の演算結果を示している。各図において、実線は本実施形態の制御則を適用する場合、一点鎖線は車体スリップ角をゼロに制御する従来の制御則を適用する場合、二点鎖線は後輪転舵角を固定する場合をそれぞれ示している。図３（Ｂ）の破線はタイヤ特性が線形の場合を示している。なお、図３（Ａ）の結果は、上記式において車両諸元ｍ，ｌFr，ｌLR，ｌRr，ＫFr，ＫLR，ＫRrに対し、通常走行において想定される適当な値を設定することにより得られたものである。ただし、転舵角については、タイヤ特性が線形であると仮定し、１Ｇの横加速度を発生させるために必要となる転舵角を１とした。
　図３（Ａ）に示すように、従来の制御則（一点鎖線）によると、低速域から中速域に移行する過程で後輪転舵角が前輪転舵角と逆位相から同位相に切り替わるのに対し、本実施形態の制御則（実線）によれば、高速域に到るまで逆位相が保持される。また、図３（Ｂ）に示すように、本実施形態の制御則によれば、従来の制御則と比較して前輪転舵角に対する横加速度を大きくすることができる。すなわち、本実施形態のように横加速度の定常値に応じて車体スリップ角の定常値を大きくすることで、車両の横加速度応答の線形領域が拡大し、最大旋回横加速度を大きくすることができる。
　一方、このように車体スリップ角をつけることで、上述のように車両の旋回時の応答性を低下させる可能性がある。そこで、本実施形態では、ＡＲＳ制御とＤＹＣ制御を過渡的に変化させ、ヨーレートと横加速度の過渡応答波形を一次遅れとし、両者の応答の差の積分値が予め定める車体スリップ角の定常値（目標車体スリップ角）となる制御則を導出する。
　まず、前輪転舵角δFrと車速Ｖを用いて上記手法を利用し、後輪転舵角δRrの定常値を求める。具体的には、式(10)より下記式のようになる。ただし、ここでも簡略化のため、ｌLR＝０，ｌFr＝ｌRr＝ｌ/2，ＫFr＝ＫLR＝ＫRr＝Ｋと仮定する。　
　　δRr＝ARSδFr
　　＝{(ｍ＋4ＣslipＫ)Ｖ2－ｌＫ}/{(ｍ＋4ＣslipＫ)Ｖ2＋ｌＫ}δFr　…(11)
　ここで、δFr，δRr，Ｖおよび車両諸元により、一意に決まるヨーレートγの定常値である目標ヨーレートγ0と、車体スリップ角βの定常値である目標車体スリップ角β0を演算する。具体的には、式(9)を式（7)および(8)に代入することにより、次式を得る。　
　　γ0＝(2ＫＶ){(ｍ＋4ＣslipＫ)Ｖ2＋ｌＫ}δFr　…(12)
　　β0＝(2ＫＣslipＶ2)/{(ｍ＋4ＣslipＫ)Ｖ2＋ｌＫ}δFr　…(13)
　また、ヨーレートγの過渡応答の時定数Ｔγを任意に決定する。例えば、下記式のように、Ｖに比例して大きくなるように決定する。　
　　Ｔγ＝ＣγＶ　…(13')
　ここで、Ｃγは定数であり、任意に決定されるパラメータである。
　次に、ヨーレートγと横加速度ａyの過渡応答波形を一次遅れとし、両者の応答の差の積分値が式(13)にて演算した目標車体スリップ角β0となるように横加速度ａyの過渡応答の時定数Ｔayを計算する。すなわち、横加速度ａyの一次遅れがγ0Ｖ(1－ｅ-t/Ｔay)、ヨーレートγの一次遅れがγ0(1－ｅ-t/Ｔγ)であることから、次式が成立する。　
　　∫{γ0Ｖ(1－ｅ-t/Ｔay)/Ｖ－γ0(1－ｅ-t/Ｔγ)}dt＝β0
　これをＴayについて解き、下記式のようになる。　
　　Ｔay＝Ｔγ－β0/γ0
　　　　＝(Ｃγ－Ｃslip)Ｖ　…(14)
　一方、式(5)，(6)において、ヨーレートγを前輪転舵角δFrに対して解くことにより得られる伝達関数をＧγ(ARS,DYC)、車体スリップ角βを前輪転舵角δFrに対して解くことにより得られる伝達関数をＧβ(ARS,DYC)とすると、次式のようになる。　
　　γ＝Ｇγ(ARS,DYC)δFr
　　β＝Ｇβ(ARS,DYC)δFr
　ただし、
　　Ｇγ＝(ｌＫ－ｌＫARS＋2DYC)Ｖ/(2ＩzＶｓ＋Ｉ2Ｋ)
　　Ｇβ＝[2ＫＩＶ(1＋ARS)ｓ＋Ｉ2Ｋ2(1＋ARS)－ｍＶ2{ｌＫ(1－ARS)＋2DYC}]
　　　　　　　　/(2ｍＩＶ2ｓ2＋(8Ｉ＋ｌ2ｍ)ＫＶｓ＋4ｌ2Ｋ)
である。これらの式が下記式を満たす、つまりヨーレートと横加速度の過渡応答波形が一次遅れとなるようにARS，DYCの制御則を決定する。　
　　Ｇγ(ARS,DYC)＝γ0/(1＋Ｔrｓ)
　　Ｖ{Ｇβ(ARS,DYC)ｓ＋Ｇγ(ARS,DYC)}＝γ0Ｖ/(1＋Ｔayｓ)
　これらの式をARSとDYCについて解くと、下記式のような制御則が得られる。　
　　ARS(s)＝(ａ2ｓ2＋ａ1ｓ＋ａ0)/{ＴγＴayｓ2＋(Ｔγ＋Ｔay)ｓ＋1}　…(15)
　　DYC(s)＝(ｂ2ｓ2＋ｂ1ｓ＋ｂ0)/{ＴγＴayｓ2＋(Ｔγ＋Ｔay)ｓ＋1}　…(16)
　ただし、ａ2，ａ1，ａ0，ｂ2，ｂ1，ｂ0は、車両諸元，Ｖ，γ0，β0，Ｔγ，Ｔayから決まる定数であり、下記のようになる。　
　　ａ2＝－ＴγＴay
　　ａ1＝ＶＴγｍγ0/Ｋ－Ｔγ－Ｔay
　　ａ0＝Ｖｍγ0/Ｋ－1＋4γ0(Ｔγ－Ｔay)
　　ｂ2＝(γ0Ｉ－ｌＴγＫ)Ｔay
　　ｂ1＝γ0Ｉ－ｌＴγＫ＋ＶｌＴγｍγ0/2－ｌＫＴay＋γ0ｌ2ＫＴay/(2Ｖ)
　　ｂ0＝－ｌＫ－2ｌＫＴayγ0＋2ｌＴγγ0Ｋ＋Ｖｌｍγ0/2＋γ0ｌ2Ｋ/(2Ｖ)
　なお、ARS(s)の定常特性は式(9)に一致し、DYC(s)の定常特性は０となる。
　以上のようにして導出したARSおよびDYCを用いて、下記式より後輪転舵角δRrと車両に加える直接ヨーモーメントＭを演算する。　
　　δRr＝ARS(s)δFr　…(15')
　　Ｍ＝DYC(s)δFr　…(16')
　図４は、第１実施形態の制御則に基づく操舵制御の作用を示す図である。（Ａ）は本実施形態の制御則を適用する場合を示し、（Ｂ）は第１の比較例としてヨー制御を行わない場合を示し、（Ｃ）は第２の比較例として車体スリップ角をゼロに制御する制御則を適用する場合を示している。各図の上段には後輪転舵角と直接ヨーモーメントのステップ応答が示されている。図中実線は後輪転舵角を示し、一点鎖線は直接ヨーモーメントを示す。各図の中段にはヨーレートと横加速度のステップ応答が示されている。図中実線は横加速度を示し、一点鎖線はヨーレートを示す。各図の下段には車体スリップ角のステップ応答が示されている。なお、図示の結果は、上記式において車両諸元ｍ，ｌFr，ｌLR，ｌRr，ＫFr，ＫLR，ＫRrに対し、通常走行において想定される適当な値を設定することにより得られたものである。
　すなわち、図４（Ａ）に示す本実施形態の制御則によれば、図４（Ｃ）に示す制御則とは異なり、車体スリップ角をつける制御であるにもかかわらず、図４（Ｂ）に示すヨー制御を行わない場合と比較して、ヨーレート、横加速度および車体スリップ角の全ての応答を滑らかにすることができる。すなわち、図４（Ｂ）に示すようにヨー制御を行わない場合、図中Ａ部に示すように逆応答が発生したり、Ｂ部に示すようにオーバーシュートが発生する可能性があるところ、本実施形態によれば、それらの発生を抑制することができる。その結果、運転者の違和感を低減できるようになる。
　図５は、車両制御処理の流れを示すフローチャートである。この処理は、イグニッションスイッチがオンされた後に所定の制御周期で繰り返し実行される。　
　ＥＣＵ３０は、車速センサ３２により検出された車速Ｖを取得する一方（Ｓ１０）、前輪転舵角センサ４０により検出された前輪転舵角δFrを取得する（Ｓ１２）。そして、これらを用いて転舵制御を実行する。すなわち、ＡＲＳ制御を実行し（Ｓ１４）、ＤＹＣ制御を実行する（Ｓ１６）。
　図６は、図５におけるＳ１４のＡＲＳ制御処理を詳細に示すフローチャートである。　
　ＡＲＳ制御において、ＥＣＵ３０は、式(12)に基づいて目標ヨーレートγ0を演算する（Ｓ２０）。また、式(13')に基づいて目標ヨーレート時定数Ｔγを演算する（Ｓ２２）。続いて、ＥＣＵ３０は、式(14)に基づいて目標横加速度時定数Ｔayを演算する（Ｓ２４）。そして、式(15)にこれらの演算結果を代入することによりARS(s)を算出し（Ｓ２６）、式(15')に示す後輪転舵角指令値δRrを設定する（Ｓ２８）。ＥＣＵ３０は、この後輪転舵角指令値δRrに基づく電流を後輪転舵装置１６Ｒに供給する（Ｓ２９）。
　図７は、図５におけるＳ１６のＤＹＣ制御処理を詳細に示すフローチャートである。　
　ＤＹＣ制御において、ＥＣＵ３０は、アクセルセンサ３６により検出されたアクセルペダル２４の操作量ａを取得し（Ｓ３０）、下記式(31)に基づき車両１に付与されるべき駆動力ＦDを演算する（Ｓ３２）。
　　ＦD＝ＫDａ　…(31)
　ここで、ＫDは、駆動力ＦDを決定するための制御ゲインである。
　一方、ブレーキ操作がなされている場合も考慮し、ＥＣＵ３０は、ブレーキセンサ３８により検出されたブレーキペダル２６の操作量ｂを取得し（Ｓ３４）、下記式(32)に基づき車両１に付与されるべき制動力ＦBを演算する（Ｓ３６）。
　　ＦB＝ＫBｂ　…(32)
　ここで、ＫBは、制動力ＦBを決定するための制御ゲインである。　
　そして、下記式(33)に基づき車両１に付与すべき駆制動力Ｆを演算する（Ｓ３８）。
　　Ｆ＝ＦD－ＦB　…(33)　
　一方、ＥＣＵ３０は、式(16)に基づきDYC(s)を演算し（Ｓ４０）、式(16')に示す直接ヨーモーメント指令値Ｍを設定する（Ｓ４２）。続いて、その直接ヨーモーメント指令値Ｍに基づき、車両１に付与すべき左右輪の駆制動力差ΔＦをモーメントのつり合い式である下記式(34)を満たすように決定する（Ｓ４４）。
　　Ｍ＝ｄ/2(Ｆ＋ΔＦ/2)－ｄ/2(Ｆ－ΔＦ/2)
　　　＝ｄΔＦ/2　…(34)
　すなわち、ΔＦ＝2Ｍ/ｄとなる。
　ＥＣＵ３０は、このΔＦに基づき、左輪１２Ｌに付与すべき駆制動力ＦＬと、右輪１２Ｒに付与すべき駆制動力ＦＲを、それぞれ下記式(35)，(36)により演算する（Ｓ４６）。
　　ＦＬ＝Ｆ＋ΔＦ/2　…(35)
　　ＦＲ＝Ｆ－ΔＦ/2　…(36)
　そして、ＥＣＵ３０は、このようにして得られた駆制動力を発生させるように、左輪１２Ｌおよび右輪１２Ｒの駆動装置２０および制動装置２２をそれぞれ制御する（Ｓ４８）。
　以上に説明したように、本実施形態によれば、転舵制御においてＡＲＳ制御およびＤＹＣ制御を用いることにより、車体スリップ角の定常値が横加速度に応じて大きくなるように制御する。これにより、全ての車輪について横力をバランス良く引き出すことができるとともに、車両のヨー応答の線形領域を拡大することができる。その結果、車両の旋回性能を向上させることができる。また、それにより車体スリップ角をつける必要があるところ、ヨーレートと横加速度の過渡応答をそれぞれ一次遅れとし、両者の応答の差の積分値が予め設定された車体スリップ角となるよう制御することで、ヨーレート，横加速度および車体スリップ角の全ての応答を滑らかにすることができ、運転者の違和感を低減することができる。
［第２実施形態］
　次に、本発明の第２実施形態について説明する。本実施形態は、４隅車輪配置の小型コミュータに本発明を適用する点で第１実施形態と異なる。以下においては、本実施形態の構成および制御について、第１実施形態との相異点を中心に説明する。
　図８は、第２実施形態に係る車両制御の説明するための模式図である。　
　車両２０１は、車体２１０の前部に設けられた左前輪２１２ＦＬ，右前輪２１２ＦＲと、後部に設けられた左後輪２１２ＲＬ，右後輪２１２ＲＲとを備える。なお、以下の説明では適宜、これら左前輪２１２ＦＬ，右前輪２１２ＦＲ，左後輪２１２ＲＬ，右後輪２１２ＲＲを総称して「車輪２１２」ということがある。
　車両２０１の前輪（左前輪２１２ＦＬ，右前輪２１２ＦＲ）は転舵輪とされ、後輪（左後輪２１２ＲＬ，右後輪２１２ＲＲ）は非転舵輪とされている。また、後輪は駆動輪および制動輪として構成されているが、前輪は駆動も制動もされない従動輪とされている。車両２０１においても、図示のように、重心から非転舵輪までの距離ｌLRは、重心から転舵輪までの距離（ｌFr）よりも相当短く設定されている。
　前輪を転舵させる転舵装置２１６には、ＡＦＳ制御（Active Front Steering）が可能な操舵機構が設けられている。なお、ＡＦＳ制御は、ステアリングホイール１４（図１参照）の操舵角に応じて前輪転舵角を補正する制御手法である。一方、後輪の左右輪はインホイールモータを備え、ＤＹＣ制御が可能とされている。なお、転舵輪および非転舵輪の各構成や転舵装置の構成は第１実施形態とほぼ同様であるため、その説明については省略する。運転者がステアリングホイール１４を操舵すると、転舵装置２１６は、その操舵角δFr'に応じた転舵角δFrにて左前輪２１２ＦＬおよび右前輪２１２ＦＲを転舵する。
　次に、本実施形態における車両制御の主要部である車両旋回時の転舵制御について詳細に説明する。本実施形態においては、このような４隅車輪配置の車両に対し、ＡＦＳ制御およびＤＹＣ制御を適用し、その旋回性能を向上させる。まず、図示のような車両の横方向運動と重心周りのヨー運動に関する運動方程式は一般に次式にて与えられる。
　　{ｍＶｓ＋2(ＫFr＋ＫRr)}β＋{ｍＶ＋2(ｌFrＫFr－ｌRrＫRr)/Ｖ}γ＝2ＫFrδFr
　　2(ｌFrＫFr－ｌRrＫRr)β＋{Ｉｓ＋2(ｌFr 2ＫFr＋ＩRr 2ＫRr)/Ｖ}γ＝2lFrＫFrδFr
　ここで、操舵角δFR'に応じて、ＡＦＳ制御とＤＹＣ制御を行う。すなわち、δFr＝AFSδFr'とし、車両に加える直接ヨーモーメントＭ＝DYCδFr'とすると、下記式を得る。
　　{ｍＶｓ＋2(ＫFr＋ＫRr)}β＋{ｍＶ＋2(ｌFrＫFr－ｌRrＫRr)/Ｖ}γ
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　＝2ＫFrAFSδFr'　…(17)
　　2(ｌFrＫFr－ｌRrＫRr)β＋{Ｉｓ＋2(ｌFr 2ＫFr＋ＩRr 2ＫRr)/Ｖ}γ
　　　　　　　　　　　　　　　　　　＝(2lFrＫFrAFS＋DYC)δFr'　…(18)
　ここで、ＤＹＣ制御を用いて、横加速度ａyの定常値に応じて車体スリップ角βの定常値を大きくする制御則を導出する。すなわち、式(17)および(18)においてAFS＝０とする。さらに、定常状態について考えるためｓ＝０とする。また、簡略化のため、ｌFr＝ｌRr＝1/2，ＫFr＝ＫRr＝Ｋとする。そして、第１実施形態と同様の手法で制御則DYCを導出すると、次式を得る。　
　　DYC＝ｌＫ(ｍＶ2＋4ＣslipＫＶ2－2ｌＫ)/{(ｍ＋4ＣslipＫ)Ｖ2}　…(19)
　また、このときの直接ヨーモーメントＭは、
　　Ｍ＝DYCδFr'＝ｌＫ(ｍＶ2＋4ＣslipＫＶ2－2ｌＫ)/{(ｍ＋4ＣslipＫ)Ｖ2}δFr'　…(20)
となる。
　また、本実施形態では、ＡＦＳ制御とＤＹＣ制御を過渡的に変化させ、ヨーレートγと横加速度ａyの過渡応答波形を一次遅れとし、両者の応答の差の積分値が予め定める車体スリップ角γの定常値（目標車体スリップ角）となる制御則を導出する。
　まず、操舵角δFr'と車速Ｖを用いて第１実施形態の手法を利用し、直接ヨーモーメントの定常値Ｍ0を演算する。この場合、Ｍ0は式(20)より下記式のようになる。ただし、簡略化のため、ｌFr＝ｌRr＝1/2，ＫFr＝ＫRr＝Ｋとする。　
　Ｍ0＝DYCδFr'＝ｌＫ(ｍＶ2＋4ＣslipＫＶ2－2ｌＫ)/{(ｍ＋4ＣslipＫ)Ｖ2}δFr'　…(21)
　ここで、δFr'，Ｍ0，Ｖおよび車両諸元により、一意に決まるヨーレートγの定常値である目標ヨーレートγ0と、車体スリップ角βの定常値である目標車体スリップ角β0を演算する。具体的には、定常状態であるため、ｓ＝０，AFS＝１とし、式(19)を式(17)および(18)に代入することにより、次式を得る。　
　　γ0＝2Ｋ/{(ｍ＋4ＣslipＫ)Ｖ}δFr'　…(22)
　　β0＝2ＫＣslip/(ｍ＋4ＣslipＫ)δFr'　…(23)
　また、ヨーレートの過渡応答の時定数Ｔγを任意に決定する。例えば、下記式のように、Ｖに比例して大きくなるように決定する。　
　　Ｔγ＝ＣγＶ　…(23')
　そして、ヨーレートγと横加速度ａyの過渡応答波形を一次遅れとし、両者の応答の差の積分値が式(23)にて演算した目標車体スリップ角β0となるように横加速度ａyの過渡応答の時定数Ｔayを計算する。すなわち、下記式より横加速度の過渡応答の時定数Ｔayを演算する。　
　　Ｔay＝Ｔγ－β0/γ0
　　　　＝(Ｃγ－Ｃslip)Ｖ　…(24)
　一方、式(17)，(18)において、ヨーレートγを操舵角δFr'に対して解くことにより得られる伝達関数をＧγ(AFS,DYC)、車体スリップ角βを操舵角δFr'に対して解くことにより得られる伝達関数をＧβ(AFS,DYC)とすると、次式のようになる。　
　　γ＝Ｇγ(AFS,DYC)δFr'
　　β＝Ｇβ(AFS,DYC)δFr'
　そして、これらの式が下記式を満たすようにAFS，DYCの制御則を決定する。　
　　Ｇγ(AFS,DYC)＝γ0/(1＋Ｔrｓ)
　　Ｖ{Ｇβ(AFS,DYC)ｓ＋Ｇγ(AFS,DYC)}＝γ0Ｖ/(1＋Ｔayｓ)
　これらの式をAFSとDYCについて解くと、下記式のような制御則が得られる。　
　　AFS(s)＝(ａ1ｓ＋ａ0)/{ＴγＴayｓ2＋(Ｔγ＋Ｔay)ｓ＋1}　…(25)
　　DYC(s)＝(ｂ2ｓ2＋ｂ1ｓ＋ｂ0)/{ＴγＴayｓ2＋(Ｔγ＋Ｔay)ｓ＋1}　…(26)
　ただし、ａ1，ａ0，ｂ2，ｂ1，ｂ0は、車両諸元，Ｖ，γ0，β0，Ｔγ，Ｔayから決まる定数であり、下記のようになる。　
　　ａ1＝ＶＴγｍγ0/2Ｋ
　　ａ0＝(Ｖｍγ0)/2Ｋ＋2γ0(Ｔγ－Ｔay)
　　ｂ2＝γ0ＩＴay
　　ｂ1＝γ0(Ｉ＋ｌ2ＫＴay/Ｖ－ＶｌｍＴγ/2)
　　ｂ0＝γ0(ｌ2Ｋ＋2γ0ｌＫＴay－ｍＶｌ/2－2ｌＫＴγ)
　なお、AFS(s)の定常値は１となり、DYC(s)の定常値は式(19)に一致する。
　以上のようにして導出したAFSおよびDYCを用いて、下記式より前輪転舵角δFrと車両に加える直接ヨーモーメントＭを演算する。　
　　δFr＝AFS(s)δFr'　…(25')
　　Ｍ＝DYC(s)δFr'　…(26')
　図９は、車両制御処理の流れを示すフローチャートである。この処理は、イグニッションスイッチがオンされた後に所定の制御周期で繰り返し実行される。　
　ＥＣＵ３０は、車速センサ３２により検出された車速Ｖを取得する一方（Ｓ２１０）、ステアリングセンサ３４により検出された操舵角δFr'を取得する（Ｓ２１２）。そして、これらを用いて転舵制御を実行する。すなわち、ＡＦＳ制御を実行し（Ｓ２１４）、ＤＹＣ制御を実行する（Ｓ２１６）。
　図１０は、図９におけるＳ２１４のＡＦＳ制御処理を詳細に示すフローチャートである。ＡＦＳ制御において、ＥＣＵ３０は、式(22)に基づいて目標ヨーレートγ0を演算する（Ｓ２２０）。また、式(23')に基づいて目標ヨーレート時定数Ｔγを演算する（Ｓ２２２）。続いて、ＥＣＵ３０は、式(24)に基づいて目標横加速度時定数Ｔayを演算する（Ｓ２２４）。そして、式(25)にこれらの演算結果を代入することによりAFS(s)を算出し（Ｓ２２６）、式(25')に示す前輪転舵角指令値δFrを設定する（Ｓ２２８）。ＥＣＵ３０は、この前輪転舵角指令値δFrに基づく電流を転舵装置２１６に供給する（Ｓ２２９）。
　図１１は、図９におけるＳ２１６のＤＹＣ制御処理を詳細に示すフローチャートである。ＤＹＣ制御において、ＥＣＵ３０は、Ｓ２３０～Ｓ２３８において第１実施形態におけるＳ３０～Ｓ３８と同様の処理を実行し、車両２０１に付与すべき駆制動力Ｆを演算する。一方、ＥＣＵ３０は、式(26)に基づきDYC(s)を演算し（Ｓ２４０）、式(26')に示す直接ヨーモーメント指令値Ｍを設定する（Ｓ２４２）。続いて、その直接ヨーモーメント指令値Ｍに基づき、車両２０１に付与すべき左右後輪の駆制動力差ΔＦを第１実施形態と同様の手法にて決定する（Ｓ２４４）。
　ＥＣＵ３０は、このΔＦに基づき、左後輪２１２ＲＬに付与すべき駆制動力ＦRLと、右後輪２１２ＲＲに付与すべき駆制動力ＦＲRを、第１実施形態と同様の手法にて演算する（Ｓ２４６）。そして、その駆制動力を発生させるように、左後輪２１２ＲＬおよび右後輪２１２ＲＲの駆動装置および制動装置をそれぞれ制御する（Ｓ２４８）。
　以上に説明したように、本実施形態によれば、転舵制御においてＡＦＳ制御およびＤＹＣ制御を用いることにより、車体スリップ角の定常値が横加速度に応じて大きくなるように制御する。これにより、第１実施形態と同様に全ての車輪について横力をバランス良く引き出すことができるとともに、車両のヨー応答の線形領域を拡大することができる。また、ヨーレート，横加速度および車体スリップ角の全ての応答を滑らかにすることができ、運転者の違和感を低減することができる。
　本発明は上述の実施形態に限定されるものではなく、当業者の知識に基づいて各種の設計変更等の変形を実施形態に対して加えることも可能であり、そのような変形が加えられた実施形態も本発明の範囲に含まれうる。
　上記実施形態においては、本発明の転舵制御を菱形車輪配置（第１実施形態）または４隅車輪配置（第２実施形態）の小型コミュータに適用する例を示したが、車輪配置がこれらと異なる車両に対して適用することも可能である。図１２は、変形例に係る車両の構成を示す模式図である。
　すなわち、図１２（Ａ）に示すような３輪配置、あるいは図１２（Ｂ）に示すような５輪以上の車輪配置の小型コミュータに対しても適用可能であることは言うまでもない。　
　図１２（Ａ）に示す車両は、左右前輪が非転舵輪とされ、後輪が転舵輪とされている。このような構成において、ＤＹＣ制御により、横加速度が大きくなるほど車体スリップ角を車両の旋回方向内側に大きくする第１の制御則を適用してもよい。また、ＡＲＳ制御を加えて、ヨーレートと横加速度の過渡応答波形を一次遅れとし、両者の応答の差の積分値が予め定める車体スリップ角の定常値（目標車体スリップ角）となるよう第２の制御則を適用してもよい。なお、３輪配置であっても図示の例とは異なり、前輪を１輪の転舵輪とし、後輪を２輪（左右輪）の非転舵輪としてもよい。そして、ＡＦＳ制御により第１の制御則を適用し、ＤＹＣ制御により第２の制御則を適用してもよい。
　図１２（Ｂ）に示す車両は、左右前輪が転舵輪とされ、左右中間輪と左右後輪が非転舵輪とされている。このような構成において、ＡＦＳ制御により第１の制御則を適用し、ＤＹＣ制御により第２の制御則を適用してもよい。なお、６輪配置であっても図示の例とは異なり、左右前輪と左右中間輪を非転舵輪とし、左右後輪を転舵輪としてもよい。そして、ＡＲＳ制御により第１の制御則を適用し、ＤＹＣ制御により第２の制御則を適用してもよい。なお、転舵輪を複数輪とする一方、非転舵輪を１輪としてもよい。そして、転舵輪に対してＡＦＳ制御またはＡＲＳ制御による第１の制御則を適用し、ＤＹＣ制御により第２の制御則を適用してもよい。すなわち、このように重心から非転舵輪までの距離が短い車両においては、上記実施形態と同様の問題が生じる可能性があるため、同様の制御手法を採用することで、その旋回性能を向上させることができる。
　上記実施形態では述べなかったが、ＥＣＵ３０は、非転舵輪に発生させるべきスリップ角に基づいて、車体スリップ角の目標値である目標車体スリップ角を設定し、車体スリップ角をその目標車体スリップ角に近づけるように伝達関数を設定してもよい。そのように非転舵輪そのもののスリップ角を基準に制御を実行することで、非転舵輪にて必要とされる横力をより正確に得ることができる。
　第１実施形態においては、ステアリングホイール１４と前輪１２Ｆｒとの間にも転舵装置（前輪転舵装置１６Ｆ）を設け、運転者の操舵操作に基づき前輪転舵装置１６Ｆを電気的に制御する構成を例示した。変形例においては、そのような前輪転舵装置１６Ｆを設けることなく、ステアリングホイール１４と前輪１２Ｆｒとを操舵機構を介して直接連結し、運転者の操舵操作がそのまま前輪１２Ｆｒに伝達されるようにしてもよい。
　また、上記実施形態では小型コミュータを制御対象とする例を示したが、一般乗用車その他の車両を制御対象としてもよいことは勿論である。特に重心から非転舵輪までの距離が短い車両であれば、同様に旋回性能を向上させることができる。
　１　車両、　１０　車体、　１２　車輪、　１６　転舵装置、　２０　駆動装置、　２２　制動装置、　３０　ＥＣＵ、　２０１　車両、　２１０　車体、　２１２　車輪、　２１６　転舵装置。

Claims (5)

  1. 　少なくとも１輪の非転舵輪を備える車両において車体スリップ角を制御する車両制御装置であって、
    　前記車体スリップ角を調整するための車体スリップ角制御装置と、
    　前記車体スリップ角を制御するための制御係数を演算し、前記車体スリップ角制御装置を制御する制御部と、
    　を備え、
    　前記制御部は、車両の旋回走行時に車体に生じる横加速度が大きくなるほど、前記車体スリップ角が旋回方向内側に大きくなるよう、前記制御係数を設定することを特徴とする車両制御装置。
  2. 　車体進行方向に関し、前記非転舵輪と車両重心との距離が、転舵輪と車両重心との距離よりも小さい車両に搭載されることを特徴とする請求項１に記載の車両制御装置。
  3. 　前記制御部は、車体に発生させるべきヨーレートとして目標ヨーレートを一次遅れの伝達関数にて設定する一方、車体に発生させるべき横加速度として目標横加速度を一次遅れの伝達関数にて設定することにより、前記制御係数を設定することを特徴とする請求項１または２に記載の車両制御装置。
  4. 　前記制御部は、前記目標ヨーレートと前記目標横加速度との差分の積分値が、車体スリップ角の目標値である目標車体スリップ角となるよう、前記制御係数を設定することを特徴とする請求項３に記載の車両制御装置。
  5. 　制御部は、非転舵輪に発生させるべきスリップ角に基づいて、前記車体スリップ角の目標値である目標車体スリップ角を設定し、前記車体スリップ角をその目標車体スリップ角に近づけるように前記制御係数を設定することを特徴とする請求項１～４のいずれかに記載の車両制御装置。
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