WO2014155564A1 - 車両の操舵制御装置 - Google Patents

車両の操舵制御装置 Download PDF

Info

Publication number
WO2014155564A1
WO2014155564A1 PCT/JP2013/059018 JP2013059018W WO2014155564A1 WO 2014155564 A1 WO2014155564 A1 WO 2014155564A1 JP 2013059018 W JP2013059018 W JP 2013059018W WO 2014155564 A1 WO2014155564 A1 WO 2014155564A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
steering
vehicle
steering angle
angle
vehicle speed
Prior art date
Legal status (The legal status 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 status listed.)
Ceased
Application number
PCT/JP2013/059018
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
亨 ▲高▼島
小城　隆博
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Toyota Motor Corp
Original Assignee
Toyota Motor Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Toyota Motor Corp filed Critical Toyota Motor Corp
Priority to PCT/JP2013/059018 priority Critical patent/WO2014155564A1/ja
Priority to CN201380075036.XA priority patent/CN105073556B/zh
Priority to US14/780,091 priority patent/US10597076B2/en
Priority to JP2015507771A priority patent/JP6123884B2/ja
Priority to DE112013006873.7T priority patent/DE112013006873B4/de
Publication of WO2014155564A1 publication Critical patent/WO2014155564A1/ja
Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62D—MOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D7/00—Steering linkage; Stub axles or their mountings
    • B62D7/06—Steering linkage; Stub axles or their mountings for individually-pivoted wheels, e.g. on king-pins
    • B62D7/14—Steering linkage; Stub axles or their mountings for individually-pivoted wheels, e.g. on king-pins the pivotal axes being situated in more than one plane transverse to the longitudinal centre line of the vehicle, e.g. all-wheel steering
    • B62D7/15—Steering linkage; Stub axles or their mountings for individually-pivoted wheels, e.g. on king-pins the pivotal axes being situated in more than one plane transverse to the longitudinal centre line of the vehicle, e.g. all-wheel steering characterised by means varying the ratio between the steering angles of the steered wheels
    • B62D7/159—Steering linkage; Stub axles or their mountings for individually-pivoted wheels, e.g. on king-pins the pivotal axes being situated in more than one plane transverse to the longitudinal centre line of the vehicle, e.g. all-wheel steering characterised by means varying the ratio between the steering angles of the steered wheels characterised by computing methods or stabilisation processes or systems, e.g. responding to yaw rate, lateral wind, load, road condition
    • 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
    • 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
    • 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
    • B62D6/006—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 using a measured or estimated road friction coefficient

Definitions

  • the present invention relates to a vehicle steering control device, and more particularly to a vehicle steering control device having a rear wheel steering device capable of steering a rear wheel regardless of a driver's steering operation.
  • the rear wheel is steered by the rear wheel steering device as necessary, so that the turning performance of the vehicle is improved as compared with the case where the rear wheel is not steered.
  • Steering control is performed.
  • the rear wheels are steered in the opposite phase to the front wheels in the low vehicle speed range, and steered in the same phase as the front wheels in the high vehicle speed range, thereby increasing the vehicle speed. Accordingly, the turning response of the vehicle is variably controlled.
  • the slip angle of the vehicle is 0 or a small value in order to ensure good steering stability of the vehicle when the vehicle travels at medium and high speeds.
  • the vehicle slip angle to the inside of the turn is smaller than the steering angle. Therefore, the vehicle occupant feels that the turning ability of the vehicle is reduced and the vehicle body is facing outward.
  • the appropriate value of the vehicle slip angle for the sensation of the vehicle occupant varies not only with the vehicle speed, but also with the size of the steering angle, particularly when the vehicle travels at medium to high speed.
  • the slip angle of the vehicle when the vehicle travels at medium to high speed is related to the magnitude of the steering angle. Therefore, it cannot be controlled to an appropriate value for the experience of the vehicle occupant.
  • the steering amount of the rear wheel in the same phase as the front wheel is reduced in order to reduce the possibility that the vehicle occupant will feel a decrease in the turning ability of the vehicle when the vehicle is traveling at medium to high speed, The turning responsiveness is not sufficiently lowered and the steering stability of the vehicle cannot be improved effectively.
  • Patent Document 2 when it is determined that the ratio of the slip angle to the lateral acceleration is large based on the ratio of the lateral acceleration and the steering angle of the vehicle and the ratio of the slip angle and the lateral acceleration of the vehicle.
  • a steering control device for increasing the equivalent cornering power of the rear wheels is described. However, even with this steering control device, the above-mentioned problems cannot be solved.
  • the present invention has been made in view of the above-described problems in a conventional steering control device for a vehicle having a rear wheel steering device.
  • the main problem of the present invention is to control the slip angle of the vehicle when the vehicle is traveling at medium to high speed to an appropriate value for the sensation of the vehicle occupant regardless of the size of the steering angle. It is an object of the present invention to provide an improved steering control device that can perform the above-described operation.
  • the main problem described above includes a front wheel steering device that steers front wheels in accordance with a driver's steering operation, and a rear wheel steering device that can steer rear wheels regardless of the driver's steering operation.
  • the steering operation amount of the driver in a situation where the rear wheel is steered in the same phase as the front wheel by the rear wheel steering device, with the rear wheel steering in the opposite phase to the front wheel being corrected steering.
  • the steering of the vehicle is characterized in that the rear wheel steering device is controlled so that the magnitude of the corrected steering amount is larger when the magnitude of the steering angle indicating is larger than when the magnitude of the steering angle is small. Achieved by the controller.
  • the rear wheel steering device corrects when the magnitude of the steering angle is large when the rear wheel is steered in phase with the front wheel, compared to when the magnitude of the steering angle is small. Control is performed so that the amount of steering is increased. Therefore, when the rear wheel is steered in phase with the front wheel and the steering angle is large, the amount of steering in the same phase of the rear wheel can be reduced to reduce the amount of decrease in turning response of the vehicle. . Therefore, since the slip angle of the vehicle toward the inside of the turn can be increased, it is possible to effectively reduce the possibility that the vehicle occupant will feel a decrease in the turning ability of the vehicle.
  • the magnitude of the corrected steering amount with respect to the magnitude of the steering angle is larger than when the magnitude of the steering angle is small.
  • the ratio may be large.
  • the above configuration it is possible to increase the size of the corrected steering amount in the situation where the steering angle is large without excessively increasing the size of the correction steering amount in the situation where the steering angle is small. it can. Accordingly, without excessively increasing the slip angle of the vehicle when the vehicle steering angle is small, the vehicle slip angle is increased when the steering angle is large, and the vehicle occupant is The possibility of feeling a decrease can be effectively reduced.
  • the magnitude of the corrected steering amount may be larger when the vehicle speed is high than when the vehicle speed is low.
  • the magnitude of the corrected steering amount is variably set so as to be larger when the vehicle speed is high than when the vehicle speed is low.
  • the magnitude of the corrected steering amount may be smaller when the road surface friction coefficient is low than when the road surface friction coefficient is high.
  • the vehicle When the road surface friction coefficient is low, the vehicle is likely to be in an understeer state or an oversteer state.
  • the steering angle of the rear wheel changes in the opposite direction to the front wheel, and the cornering force of the rear wheel decreases. Therefore, the oversteer state of the vehicle is deteriorated.
  • the correction steering amount can be made smaller than when the road surface friction coefficient is high. Therefore, when the friction coefficient of the road surface is low, it is possible to reduce the possibility that the vehicle is oversteered due to the correction steering or the oversteer state of the vehicle is deteriorated. Further, when the friction coefficient of the road surface is high, the magnitude of the corrected steering amount is not unnecessarily reduced, so that it is possible to effectively reduce the possibility that the vehicle occupant will feel a decrease in turning performance of the vehicle. it can.
  • the correction steering when the magnitude of the steering angle is equal to or lower than the lower limit reference value, the correction steering may not be performed.
  • the steering angle is detected by a detection device such as a steering angle sensor, with a value corresponding to the straight traveling position of the vehicle being 0, one of the left and right turning directions being positive and the other turning direction being negative.
  • the steering angle of 0 may not correspond to the actual straight-ahead position of the vehicle.
  • a steering angle varying device that changes the relationship of the steering angle of the front wheels with respect to a steering input device such as a steering wheel is provided, a so-called neutral shift in which the steering angle of 0 does not correspond to the actual straight-ahead position of the vehicle. May occur.
  • the correction steering is not performed. Therefore, even when the neutral deviation occurs, the vehicle in the case where the steering angle is steered from the zero position is used. It is possible to reduce the possibility that the turning characteristic varies depending on the steering direction. Therefore, even when a neutral deviation occurs, it is possible to reduce the possibility that the driver will feel uncomfortable due to the correction steering.
  • the lower limit reference value may be smaller when the vehicle speed is high than when the vehicle speed is low.
  • the vehicle speed increases, the turning lateral acceleration of the vehicle increases, and the vehicle occupant easily feels a decrease in the turning ability of the vehicle. Therefore, when the vehicle speed is high, it is preferable that the correction steering is performed even if the steering angle is small compared to when the vehicle speed is low.
  • the lower limit reference value can be made smaller when the vehicle speed is high than when the vehicle speed is low. Therefore, when the vehicle speed is high, it is possible to perform the correction steering even if the steering angle is small compared to when the vehicle speed is low, which may cause the vehicle occupant to feel a decrease in the turning ability of the vehicle. It can be effectively reduced.
  • the vehicle has at least two driving modes of a normal turning responsive driving mode and a high turning responsive driving mode, and the lower reference value is the driving mode.
  • the travel mode is a high turn responsive travel mode
  • the travel mode may be smaller than when the travel mode is a normal turn responsive travel mode.
  • the corrective steering is started depending on the turning response of the vehicle.
  • the turning lateral acceleration of the vehicle is different. Therefore, when the vehicle has at least two driving modes, a normal turning responsive driving mode and a high turning responsive driving mode, the turning lateral acceleration of the vehicle when the correction steering is started differs depending on the driving mode. Inevitable.
  • the lower limit reference value can be made smaller when the traveling mode is a traveling mode with high turning response than when the traveling mode is a traveling mode with normal turning response. Therefore, the degree to which the turning lateral acceleration of the vehicle when the correction steering is started can be reduced depending on the driving mode, and the turning lateral acceleration of the vehicle when the correction steering is started is different depending on the driving mode. It is possible to reduce a sense of incongruity caused by this.
  • the corrected steering amount is not increased even if the steering angle is increased. It may be.
  • an upper limit is set for the increase in the magnitude of the corrected steering amount accompanying the increase in the steering angle.
  • the magnitude of the corrected steering amount can be prevented from increasing even if the magnitude of the steering angle is increased. Therefore, even if the steering angle is larger than the upper limit reference value, it is possible to prevent the corrected steering amount from becoming excessively large, thereby reducing the cornering force of the rear wheels and bringing the vehicle into an oversteer state. Can be effectively reduced.
  • the upper limit reference value may be smaller when the vehicle speed is high than when the vehicle speed is low.
  • the upper limit reference value when the vehicle speed is high, the upper limit reference value can be made smaller than when the vehicle speed is low. Therefore, when the vehicle speed is high and there is a high possibility that the running stability of the vehicle will decrease due to a decrease in the cornering force of the rear wheels, the correction steering is performed at a stage where the magnitude of the steering angle is small compared to when the possibility is low. It is possible not to increase the magnitude of the quantity. Therefore, when the vehicle speed is high, it is possible to effectively reduce the possibility that the running stability of the vehicle is reduced due to the reduction in the cornering force of the rear wheels, compared to when the vehicle speed is low.
  • the vehicle has at least two driving modes of a normal turning responsive driving mode and a high turning responsive driving mode.
  • the travel mode is a high turn responsive travel mode
  • the travel mode may be smaller than when the travel mode is a normal turn responsive travel mode.
  • the upper limit reference value can be made smaller when the traveling mode is a traveling mode with a high turning response than when the traveling mode is a traveling mode with a normal turning response. Therefore, when the traveling mode is a traveling mode with high turning responsiveness, prevention of lowering of the cornering force of the rear wheels can be started earlier than when the traveling mode is a traveling mode with normal turning responsiveness. it can.
  • the vehicle has at least two driving modes of a normal turning responsive driving mode and a high turning responsive driving mode, and corrects steering for the magnitude of the steering angle.
  • the ratio of the magnitude is larger when the driving mode is a driving mode with a high turning response than when the driving mode is a driving mode with a normal turning response.
  • the time for shifting to the intermediate time may be longer when the magnitude of the steering angle is large than when the magnitude of the steering angle is small.
  • the high turn responsive travel mode When the high turn responsive travel mode is greater than the normal turn responsive travel mode, if the ratio of the corrected steering amount to the steering angle is large, the high turn responsive travel mode The magnitude of the corrected steering amount is also larger than the value of the normal turning response in the traveling mode. Therefore, the difference in magnitude of the corrected steering amount between the two travel modes is larger when the steering angle is large than when the steering angle is small. Therefore, in order to prevent a sudden change in the magnitude of the corrected steering amount when the traveling mode is shifted between the two traveling modes, when the steering angle is large, the steering angle is small. It is preferable to cause the transition to occur slowly compared to.
  • the time at the time of changing a driving mode between two driving modes can be lengthened. . Therefore, even when the magnitude of the steering angle is large, the change in the magnitude of the corrected steering amount when the driving mode is shifted between the two driving modes can be moderated. It is possible to prevent a change in undesirable behavior of the vehicle due to a sudden change in height.
  • the rear wheels are steered in reverse phase with respect to the front wheels in the low vehicle speed range, and the rear wheels are steered in phase with respect to the front wheels in the high vehicle speed range.
  • the rear wheel steering device may be controlled.
  • the steady gain and the differential gain of the steering control of the rear wheel by the rear wheel steering device may be higher when the vehicle speed is high than when the vehicle speed is low.
  • the vehicle has a steering angle varying device that changes the steering angle of the front wheels with respect to the steering input device, and the steering control device is configured to steer the front wheels in a low vehicle speed range.
  • the steering angle varying device may be controlled so that the steering of the front wheels is decelerated in the high vehicle speed range.
  • the steady gain and the differential gain of the front wheel steering control by the steering angle varying device may be higher when the vehicle speed is high than when the vehicle speed is low.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing a first embodiment of a vehicle steering control device according to the present invention applied to a vehicle equipped with a front wheel steering angle varying device and a rear wheel steering device. It is a flowchart which shows the main routine of the steering control in 1st embodiment.
  • FIG. 3 is a flowchart showing a front wheel target rudder angle ⁇ ft calculation routine executed in step 200 of FIG. 2.
  • FIG. 4 is a flowchart showing a rear wheel basic target steering angle ⁇ rbt calculation routine executed in step 300 of FIG. 2.
  • FIG. FIG. 4 is a flowchart showing a rear wheel target correction steering angle ⁇ rbt calculation routine executed in step 400 of FIG. 2.
  • FIG. 3 is a flowchart showing a front wheel target rudder angle ⁇ ft calculation routine executed in step 200 of FIG. 2.
  • FIG. 4 is a flowchart showing a rear wheel basic target steering angle ⁇ rbt calculation routine executed in step 300 of FIG. 2.
  • FIG. 4
  • FIG. 7 is a map for calculating a front wheel steady gain Kfs based on a vehicle speed V; 6 is a map for calculating a front wheel differential gain Kfd based on a vehicle speed V; 6 is a map for calculating a rear wheel steady gain Krs based on a vehicle speed V; 4 is a map for calculating a rear wheel differential gain Krd based on a vehicle speed V; FIG. 6 is a map for calculating a rear wheel basic target correction steering angle ⁇ brt based on a steering angle MA.
  • FIG. 6 is a map for calculating a vehicle speed gain Krv based on the vehicle speed V.
  • FIG. 5 is a schematic configuration diagram showing a second embodiment of a vehicle steering control device according to the present invention applied to a vehicle equipped with a steering angle varying device for a front wheel and a rear wheel steering device. It is a flowchart which shows the principal part of the main routine of the steering control in 2nd embodiment.
  • FIG. 15 is a flowchart showing a front wheel target rudder angle ⁇ ft calculation routine executed in step 500 of FIG. 14.
  • FIG. FIG. 15 is a flowchart showing a rear wheel basic target rudder angle ⁇ rbt calculation routine executed in step 600 of FIG. 14.
  • FIG. 15 is a flowchart showing a rear wheel target correction steering angle ⁇ rbt calculation routine executed in step 700 of FIG. 14.
  • FIG. The figure which shows an example (B) of the change of the map in the case where the basic target correction steering angle (DELTA) deltabrt of a rear wheel is calculated without setting what is called a dead zone about the steering angle MA, and the situation where the neutral shift
  • DELTA basic target correction steering angle
  • FIG. 5 is a map for calculating a basic target correction steering angle ⁇ brt based on a steering angle MA and a vehicle speed V in a situation where the vehicle travel mode is a normal mode.
  • FIG. 7 is a map for calculating a basic target correction steering angle ⁇ brt based on the steering angle MA and the vehicle speed V in a situation where the vehicle travel mode is the sport mode. It is a map for calculating a basic target correction steering angle ⁇ brt based on the lateral acceleration Gy of the vehicle.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing a first embodiment of a vehicle steering control device according to the present invention applied to a vehicle equipped with a front wheel steering angle varying device and a rear wheel steering device.
  • reference numeral 10 denotes a steering control device mounted on a vehicle 12.
  • the steering control device 10 includes a front wheel steering angle varying device 14, a rear wheel steering device 42, and an electronic control device 16 that controls them.
  • 18FL and 18FR respectively indicate left and right front wheels of the vehicle 12
  • 18RL and 18RR respectively indicate left and right rear wheels.
  • the left and right front wheels 18FL and 18FR which are steered wheels, are connected to a rack bar 24 and tie rods 26L and 26R by a rack and pinion type electric power steering device 22 driven in response to an operation of the steering wheel 20 by a driver. It is steered through.
  • the steering wheel 20 that is a steering input device is drivingly connected to the pinion shaft 34 of the power steering device 22 via the upper steering shaft 28, the steering angle varying device 14, the lower steering shaft 30, and the universal joint 32.
  • the steering angle varying device 14 is connected to the lower end of the upper steering shaft 28 on the housing 14A side, and is connected to the upper end of the lower steering shaft 30 via a speed reduction mechanism not shown in the drawing on the rotor 14B side.
  • the auxiliary steering drive motor 36 is included.
  • the rudder angle varying device 14 rotationally drives the lower steering shaft 30 relative to the upper steering shaft 28 to drive auxiliary steering of the left and right front wheels 18FL and 18FR relative to the steering wheel 20. Therefore, the steering angle varying device 14 functions as a steering gear ratio varying device (VGRS) that changes the steering gear ratio (reciprocal of the steering transmission ratio). Further, the rudder angle varying device 14 changes the relationship between the rotational position of the steering wheel 20 and the rudder angle of the front wheels by changing the rudder angle of the left and right front wheels regardless of whether the driver performs a steering operation. It also functions as a steering angle variable device. As will be described in detail later, the steering angle varying device 14 is controlled by a steering angle control unit of the electronic control device 16.
  • VGRS steering gear ratio varying device
  • the rear wheel steering device 42 includes an electric power steering device 44.
  • the power steering device 44 is independent of the steering of the left and right front wheels 18FL and 18FR, and the left and right rear wheels 18RL and 18RR via tie rods 46L and 46R. Steering. Therefore, the rear wheel steering device 42 functions as a rear wheel steering angle varying device that changes the steering angle of the left and right rear wheels without depending on the steering operation of the driver, and the steering angle control of the electronic control device 16 as described later. Controlled by the unit.
  • the illustrated rear wheel steering device 42 is an electric auxiliary steering device having a known configuration, and includes an electric motor 48A and, for example, a screw-type motion conversion mechanism 48C that converts the rotation of the electric motor 48A into a reciprocating motion of the relay rod 48B. .
  • the relay rod 48B cooperates with the tie rods 46L and 46R and a knuckle arm (not shown) to constitute a steering mechanism that drives the left and right rear wheels 18RL and 18RR by reciprocating movement of the relay rod 48B. ing.
  • the motion conversion mechanism 48C converts the rotation of the motor 48A into the reciprocating motion of the relay rod 48B, but the left and right rear wheels 18RL and 18RR are received from the road surface and transmitted to the relay rod 48B. The force is not transmitted to the motor 48A. Therefore, the rear wheel steering device 42 is configured such that the electric motor 48A is not rotationally driven by the force transmitted from the road surface to the relay rod 48B.
  • the electric power steering device 22 is a rack coaxial electric power steering device, and converts the electric motor 50 and the rotational torque of the electric motor 50 into a force in the reciprocating direction of the rack bar 24. And a ball screw type conversion mechanism 52.
  • the power steering device 22 is controlled by an electric power steering device (EPS) control unit of the electronic control device 16.
  • EPS electric power steering device
  • the electric power steering device 22 reduces the steering burden on the driver and assists the operation of the steering angle varying device 14 by generating an auxiliary steering force that drives the rack bar 24 relative to the housing 54. It functions as a steering assist force generator.
  • the rudder angle varying device 14 and the rear wheel steering device 42 have arbitrary configurations as long as they can change the rudder angles of the front wheels and the rear wheels, respectively, regardless of the driver's steering operation as necessary. It's okay.
  • the steering assist force generator may be of any configuration as long as it can generate the assist steering force.
  • the steering input device is the steering wheel 20, the steering input device may be a joystick type steering lever.
  • the upper steering shaft 28 is provided with a steering angle sensor 60 that detects the rotation angle of the upper steering shaft as the steering angle MA.
  • the pinion shaft 34 is provided with a steering torque sensor 62 that detects the steering torque MT.
  • the steering angle varying device 14 is provided with a rotation angle sensor 64 that detects the relative rotation angle ⁇ re, that is, the relative rotation angle of the lower steering shaft 30 with respect to the upper steering shaft 28.
  • the signal indicating the steering angle MA, the signal indicating the steering torque MT, and the signal indicating the relative rotation angle ⁇ re are a signal indicating the vehicle speed V detected by the vehicle speed sensor 66 and a steering angle control unit and an EPS control unit of the electronic control unit 16. Is input.
  • the rotation angle of the lower steering shaft 30 may be detected, and the relative rotation angle ⁇ re may be obtained as a difference between the steering angle ⁇ and the rotation angle of the lower steering shaft 30.
  • Each control unit of the electronic control device 16 may include a microcomputer having a CPU, a ROM, a RAM, and an input / output port device, which are connected to each other via a bidirectional common bus. Further, the steering angle sensor 60, the steering torque sensor 62, and the rotation angle sensor 64 detect the steering angle MA, the steering torque MT, and the relative rotation angle ⁇ re, respectively, when the steering or turning in the right turn direction of the vehicle is positive. To do.
  • the electronic control device 16 controls the steering angle of the front and rear wheels by controlling the steering angle varying device 14 and the rear wheel steering device 42 according to the flowcharts shown in FIGS. Take control.
  • the electronic control unit 16 controls the rudder angle of the front and rear wheels so that the driver's steering request is satisfied, and also improves the turning ability of the vehicle when turning, as necessary. Correct the rudder angle.
  • the electronic control unit 16 calculates a front wheel target rudder angle ⁇ ft and a rear wheel basic target rudder angle ⁇ rbt based on the steering angle MA and the vehicle speed V, and further improves the turnability of the vehicle.
  • a target correction rudder angle ⁇ rbt is calculated.
  • the electronic control unit 16 controls the steering angle of the front wheels based on the target steering angle ⁇ ft, and controls the rear wheels based on the target steering angle ⁇ rt that is the sum of the basic target steering angle ⁇ rbt and the target correction steering angle ⁇ rbt. Control the corners.
  • the electronic control device 16 controls the electric power steering device 22 based on the steering torque MT and the like to reduce the steering burden on the driver, and the steering angle varying device 14 determines the steering angle of the left and right front wheels as a target steering angle. Help control to ⁇ ft.
  • FIG. 2 ⁇ Main routine of steering control>
  • step 50 a signal indicating the steering angle MA detected by the steering angle sensor 64 is read.
  • step 200 the target steering angle ⁇ ft of the front wheels is calculated based on the steering angle MA and the vehicle speed V in accordance with the flowchart shown in FIG.
  • step 300 the basic target rudder angle ⁇ rbt of the rear wheels is calculated based on the steering angle MA and the vehicle speed V in accordance with the flowchart shown in FIG.
  • step 400 the target corrected steering angle ⁇ rbt of the rear wheels for improving the turning ability of the vehicle is calculated based on the steering angle MA and the vehicle speed V according to the flowchart shown in FIG.
  • step 800 the rudder angle varying device 14 is controlled so that the rudder angle of the front wheels becomes the target rudder angle ⁇ ft.
  • step 900 the sum of the basic target rudder angle ⁇ rbt and the target correction rudder angle ⁇ rbt is calculated as the rear wheel target rudder angle ⁇ rt, and the rear wheel steering is performed so that the rear wheel rudder angle becomes the target rudder angle ⁇ rt.
  • the device 42 is controlled.
  • the front wheel steady gain Kfs is calculated based on the vehicle speed V from the map shown by the solid line in FIG.
  • the steady gain Kfs is calculated so as to be a positive value (acceleration gain) in the low vehicle speed range and a negative value (deceleration gain) in the medium and high vehicle speed range.
  • the steady gain Kfs is calculated such that it increases as the vehicle speed V decreases in the low vehicle speed region, and increases in absolute value as the vehicle speed V increases in the medium and high vehicle speed regions.
  • step 120 the steady target steering angle ⁇ fst of the front wheels is calculated as a product Kfs * MA of the steady gain Kfs calculated in step 110 and the steering angle MA.
  • step 130 based on the vehicle speed V, the front wheel differential gain Kfd is calculated from the map shown by the solid line in FIG.
  • the differential gain Kfd is calculated so as to increase as the vehicle speed V increases, and to increase the increase rate of the differential gain associated with the increase in vehicle speed as the vehicle speed V increases.
  • step 140 for example, the steering angular velocity MAd is calculated as a time differential value of the steering angle MA, and the differential target steering angle ⁇ fdt of the front wheels is calculated as the product of the differential gain Kfd calculated in step 130 and the steering angular velocity MAd. Is done.
  • step 150 the target steering angle ⁇ ft of the front wheels is calculated as the sum ⁇ fst + ⁇ fdt of the steady target steering angle ⁇ fst calculated in step 120 and the differential target steering angle ⁇ fdt calculated in step 140.
  • the steady gain Krs for the rear wheels is calculated from the map shown by the solid line in FIG.
  • the steady gain Krs is a negative value in the low vehicle speed range, that is, a gain that is opposite in phase to the front wheels, and a positive value in the middle and high vehicle speed ranges, that is, a gain that is in phase with respect to the front wheels. It is calculated as follows.
  • the steady gain Krs is calculated so that the absolute value increases as the vehicle speed V decreases in the low vehicle speed region, and increases as the vehicle speed V increases in the medium and high vehicle speed regions.
  • the steady gain Krs may be 0 in the middle vehicle speed range.
  • step 320 the steady target steering angle ⁇ rst of the rear wheels is calculated as a product Krs * MA of the steady gain Krs calculated in step 310 and the steering angle MA.
  • step 330 the differential gain Krd of the rear wheels is calculated based on the vehicle speed V from the map shown by the solid line in FIG.
  • the differential gain Krd is calculated so as to increase as the vehicle speed V increases, and so that the increase rate of the differential gain associated with the increase in vehicle speed increases as the vehicle speed V increases.
  • step 340 for example, the steering angular velocity MAd is calculated as a time differential value of the steering angle MA, and the differential target steering angle ⁇ rdt of the rear wheel is the product of the differential gain Krd calculated in step 330 and the steering angular velocity MAd. Calculated.
  • step 350 the basic target rudder angle ⁇ rbt of the rear wheel is calculated as a sum ⁇ rst + ⁇ rdt of the steady target rudder angle ⁇ rst calculated in step 320 and the differential target rudder angle ⁇ rdt calculated in step 340.
  • the steady target rudder angle ⁇ rst of the rear wheels may be calculated in an arbitrary manner as long as it is calculated so as to be in-phase with respect to the front wheels at least in the high vehicle speed range. In this case, it is preferable that the steady target rudder angle ⁇ rst of the rear wheels is calculated so as to be in a phase opposite to that of the front wheels in the low vehicle speed range.
  • step 410 of the rear wheel target correction steering angle ⁇ rbt calculation routine the rear wheel basic target correction steering angle ⁇ brt is calculated from the map indicated by the solid line in FIG. 10 based on the steering angle MA.
  • the basic target correction rudder angle ⁇ brt increases toward the opposite phase with respect to the front wheels as the steering angle MA increases, and the steering angle MA increases as the steering angle MA increases. Is calculated so that the increase rate of the basic target correction rudder angle ⁇ brt is increased.
  • the basic target corrected steering angle ⁇ brt is calculated to be 0 in the region where the magnitude of the steering angle MA is not more than the lower limit reference value MA1 (positive constant), and the magnitude of the steering angle MA is the upper limit reference value MA2 (MA1). In a region equal to or greater than (a positive constant greater than), a constant value is calculated.
  • a vehicle speed gain Krv for rear wheel correction steering is calculated based on the vehicle speed V from the map indicated by the solid line in FIG.
  • the vehicle speed gain Krv is calculated so as to increase as the vehicle speed V increases, and to increase the increase rate of the vehicle speed gain associated with the increase in vehicle speed as the vehicle speed V increases.
  • the vehicle speed gain Krv is calculated as 0 in a region where the vehicle speed V is lower than the lower limit reference value V1 (positive constant), and in a region where the vehicle speed V is higher than the upper limit reference value V2 (a positive constant greater than V1). Is calculated as a constant value.
  • a correction gain Krr (a positive value of 1 or less) based on the road friction coefficient ⁇ is calculated from the map indicated by the solid line in FIG. 12 based on the road friction coefficient ⁇ .
  • the correction gain Krr is calculated as 1 in a region where the friction coefficient ⁇ of the road surface is equal to or larger than the standard value ⁇ 0 (positive constant), and in the region where the friction coefficient ⁇ of the road surface is less than the standard value ⁇ 0, Calculation is performed so that the lower the friction coefficient, the smaller.
  • the road surface friction coefficient ⁇ is generally employed in anti-skid control, traction control, vehicle motion control, and the like. It may be a value detected or estimated by any method.
  • the rear wheel target correction steering angle ⁇ bt is the product of the vehicle speed gain Krv calculated in step 420, the correction gain Krr calculated in step 430, and the basic target correction steering angle ⁇ brt calculated in step 410. Is calculated.
  • step 300 the basic target rudder angle ⁇ rbt of the rear wheel for ensuring a preferable turning response in accordance with the vehicle speed V is calculated, and in step 400, the vehicle has good turning ability. Therefore, the rear wheel target correction steering angle ⁇ rbt is calculated. Then, in step 500, the rear wheel target rudder angle ⁇ rt is calculated as the sum of the basic target rudder angle ⁇ rbt and the vehicle target corrected rudder angle ⁇ rbt.
  • the steady target rudder angle ⁇ rst which constitutes the basic target rudder angle ⁇ rbt together with the differential target rudder angle ⁇ rdt, is calculated so that, in the middle and high vehicle speed ranges, the in-phase magnitude of the front wheels increases as the vehicle speed V increases.
  • the target correction rudder angle ⁇ rbt is calculated as a control amount for correcting the rudder angle of the rear wheel in the opposite phase to the front wheel, and the magnitude of the control amount is higher as the turning degree of the vehicle is higher, that is, the steering angle.
  • the target correction rudder angle ⁇ rbt is large, and the control amount for correcting the rudder angle of the rear wheel in the opposite phase to the front wheel is large. . Therefore, the vehicle slip angle can be increased as compared with the case where the steering angle of the rear wheel is not corrected in the opposite phase direction. It is possible to effectively reduce the fear that the turning performance of the vehicle is bad.
  • the target correction rudder angle ⁇ rbt is small, and the control amount for correcting the rudder angle of the rear wheel in the opposite phase to the front wheel is small. Good running stability of the vehicle can be ensured. Further, in this turning traveling situation, since the magnitude of the steering angle MA is generally not a large value, even if the target correction steering angle ⁇ rbt is small, the vehicle occupant does not feel that the turning ability of the vehicle is poor. Absent.
  • the ratio of the magnitude of the target corrected steering angle ⁇ rbt of the rear wheels to the magnitude of the steering angle MA, that is, the slope of the map line is The larger the steering angle MA is, the larger it is.
  • the magnitude of the corrected rudder angle ⁇ rbt can be increased. Therefore, compared with the case where the ratio is constant, the slip angle of the vehicle in a situation where the steering angle is large can be increased, so there is a possibility that the vehicle occupant may feel a decrease in the turning ability of the vehicle. It can reduce more effectively.
  • the vehicle speed gain Krv for the correction steering of the rear wheels increases as the vehicle speed V increases, and the vehicle speed increases as the vehicle speed V increases. Calculation is performed so that the accompanying increase rate increases. Accordingly, the higher the vehicle speed V, the larger the target correction rudder angle ⁇ rbt, and the higher the vehicle speed V, the larger the rate of increase in the target correction rudder angle ⁇ rbt associated with the increase in the vehicle speed.
  • the magnitude of the target correction rudder angle ⁇ rbt in a situation where the vehicle speed is high can be increased without excessively increasing the magnitude of the target correction rudder angle ⁇ rbt in a situation where the vehicle speed is low. Therefore, without excessively increasing the slip angle of the vehicle when the vehicle speed is low, the vehicle slip angle when the vehicle speed is high is increased, and the possibility that the vehicle occupant may feel a decrease in the turning performance of the vehicle effectively. Can be reduced.
  • FIG. 18A shows a case where the basic target corrected steering angle ⁇ brt of the rear wheels is calculated without setting a so-called dead zone for the steering angle MA
  • FIG. 18B shows a neutral deviation. Shows an example of map changes in different situations.
  • the basic target corrected steering angle ⁇ brt has a negative value, so the rear wheels are steered in the left turn direction of the vehicle. As a result, the straight traveling performance of the vehicle decreases. Further, when the steering angle MA is steered so as to change in the right turn direction, the rate of increase in the magnitude of the basic target correction steering angle ⁇ brt is increased, so that the rear wheels are corrected in the direction opposite to the front wheels. The rate of increase of the steering amount also increases.
  • the rear wheel basic target correction steering angle ⁇ brt is calculated to be 0, Rear wheel steering is not corrected. Therefore, as shown in FIG. 19, even when a neutral deviation occurs, when steering is performed from a position where the steering angle MA is 0, the rear wheels are steered in the same phase as the front wheels, and the steering amount in the same phase is It is possible to reduce the possibility of occurrence of a decreasing situation. Therefore, even if a neutral deviation occurs, the degree to which the turning characteristic of the vehicle varies depending on the steering direction can be reduced, and the driver may feel uncomfortable due to the fact that the turning characteristic of the vehicle varies greatly depending on the steering direction. Can be reduced.
  • the vehicle when the friction coefficient ⁇ of the road surface is low, the vehicle is likely to be in an understeer state or an oversteer state.
  • the magnitude of the basic target correction steering angle ⁇ brt increases and the rear wheel is corrected and steered with a large correction steering amount, the steering angle of the rear wheel becomes the front wheel.
  • the oversteer state of the vehicle is deteriorated.
  • the correction gain Krr is calculated so as to decrease as the road surface friction coefficient decreases in a region where the road surface friction coefficient ⁇ is less than the standard value ⁇ 0. Is done. Therefore, when the road surface friction coefficient is low, the basic target correction steering angle ⁇ brt can be made smaller than that when the road surface friction coefficient is high, thereby reducing the correction steering amount. Therefore, when the friction coefficient of the road surface is low, it is possible to reduce the possibility that the vehicle is oversteered due to the correction steering or the oversteer state of the vehicle is deteriorated. Note that when the friction coefficient of the road surface is high, the magnitude of the corrected steering amount is not unnecessarily reduced, so that it is possible to effectively reduce the possibility that the vehicle occupant will feel a decrease in the turning ability of the vehicle. it can.
  • the basic target corrected steering angle ⁇ brt of the rear wheels is a constant value in a region where the magnitude of the steering angle MA is not less than the upper limit reference value MA2. Even if the calculated steering angle MA is larger than the upper limit reference value MA2, it does not increase. Therefore, even if the steering angle MA becomes larger than the upper limit reference value MA2, it is possible to prevent the corrected steering amount from becoming excessively large. As a result, the cornering force of the rear wheels is lowered and the vehicle is oversteered. The risk of becoming a state can be effectively reduced.
  • the steady-state gains Kfs and Krs are set, for example, as shown by solid arrows in FIGS.
  • the value at the start of braking may be maintained until the end.
  • the steady gain Kfs increases gently from the value at the start of braking until the braking ends
  • the steady gain Krs is the value at the start of braking. It may be controlled to decrease more gently. According to these controls, as shown by the phantom arrows in FIGS. 20 and 21, the change in the steering angle of the front and rear wheels when the vehicle speed decreases compared to the case where the above control is not performed. It is possible to reduce the possibility that the vehicle is oversteered by calming the vehicle.
  • FIG. 13 is a schematic configuration diagram showing a second embodiment of a vehicle steering control device according to the present invention applied to a vehicle equipped with a front wheel steering angle varying device and a rear wheel steering device.
  • the same members as those shown in FIG. 1 are denoted by the same reference numerals as those shown in FIG.
  • the vehicle 12 includes a changeover switch 68, and the vehicle travel mode is switched between the normal mode and the sport mode when the changeover switch 68 is operated by a vehicle occupant. ing.
  • the sport mode the turning response of the vehicle is controlled to be higher than in the normal mode where the turning response is normal.
  • the steering control is executed according to the flowcharts shown in FIGS.
  • FIG. 14 the same step numbers as those shown in FIG. 2 are assigned to the same steps as those shown in FIG. ⁇ Main routine of steering control> (FIG. 14)
  • control according to the flowchart shown in FIG. 14 is started when an ignition switch (not shown) is switched from OFF to ON, and is repeatedly executed every predetermined time.
  • step 110 it is determined whether or not the traveling mode is the normal mode. If a negative determination is made, the control proceeds to step 150. If an affirmative determination is made, the control proceeds to step 120. .
  • step 120 it is determined whether or not the driving mode has been switched from the sport mode to the normal mode. When a negative determination is made, the control proceeds to step 200, and when an affirmative determination is made, the control proceeds to step 130. Proceed to
  • step 130 it is determined whether or not the migration process executed in step 140 described later has been completed. When an affirmative determination is made, the information indicating that the travel mode has been switched is cleared, and then control proceeds to step 200. When a negative determination is made, control proceeds to step 140.
  • step 140 the map shown in FIG. 6 to FIG. 11 is gradually changed from a broken line to a solid line for each control cycle, whereby a transition process from the sport mode to the normal mode in which each control amount is gradually changed is performed.
  • the amount of change in the basic target correction steering angle ⁇ brt that accompanies the shift of the travel mode increases as the steering angle MA increases. Therefore, the change of the map from the broken line to the solid line is performed over a longer time as the magnitude of the steering angle MA is larger.
  • Steps 200 to 400 are executed in the same manner as in the first embodiment described above, and when step 400 is completed, control proceeds to step 800.
  • step 150 it is determined whether or not the driving mode has been switched from the normal mode to the sport mode. When a negative determination is made, the control proceeds to step 500, and when an affirmative determination is made, the control is performed. Proceed to step 160.
  • the gains Kfs, Kfd, Krs, and Krd, the rear wheel basic target correction steering angle ⁇ brt, the vehicle speed gain Krv, and the correction gain Krr change. It is calculated from the map on the way.
  • step 160 it is determined whether or not the migration process executed in step 170 described later has been completed. When an affirmative determination is made, the information indicating that the travel mode has been switched is cleared, and then the control proceeds to step 500. When a negative determination is made, the control proceeds to step 170.
  • step 170 the map shown in FIGS. 6 to 11 is gradually changed from a solid line to a broken line for each control cycle, so that a transition process from the normal mode to the sport mode in which each control amount is gradually changed is performed.
  • the change of the map from the solid line to the broken line is performed over a longer time as the steering angle MA is larger, as in step 140.
  • Steps 500 to 700 are executed according to the flowcharts shown in FIGS. 15 to 17 corresponding to the flowcharts shown in FIGS. 3 to 5, respectively.
  • step 700 is completed, the control proceeds to step 800.
  • step 510 the steady gain Kfs of the front wheels is calculated from the map indicated by the broken line in FIG. 6 based on the vehicle speed V.
  • step 530 the map indicated by the broken line in FIG. Further, the front wheel differential gain Kfd is calculated.
  • the steady gain Kfs and the differential gain Kfd are calculated from the map that is in the process of changing.
  • steps 520, 540, and 550 are performed in the same manner as steps 220, 240, and 250, respectively.
  • step 610 the steady gain Krs of the rear wheels is calculated from the map indicated by the broken line in FIG. 8 on the basis of the vehicle speed V, and in step 630, indicated by the broken line in FIG.
  • the differential gain Krd of the rear wheel is calculated from the map.
  • step 170 when the map is being changed by the transition processing in step 170, the steady gain Krs and the differential gain Krd are calculated from the map that is in the process of changing.
  • steps 620, 640, and 650 are performed in the same manner as steps 320, 340, and 350, respectively.
  • step 710 the basic target corrected steering angle ⁇ brt of the rear wheels is calculated from the map shown by the broken line in FIG. 10 based on the steering angle MA.
  • step 720 the broken line in FIG.
  • the vehicle speed gain Krv for rear wheel correction steering is calculated from the map shown in FIG.
  • the lower limit value MA1 ′ and the upper limit value M2 ′ of the steering angle MA for calculating the rear wheel basic target correction steering angle ⁇ brt from the map shown by the broken line are shown by the solid line. It is smaller than the lower limit value MA1 and the upper limit value M2 of the map. Further, the magnitude of the basic target correction rudder angle ⁇ brt of the map indicated by the broken line is larger than the magnitude of the basic target correction rudder angle ⁇ brt of the map indicated by the solid line, and the difference is the magnitude of the steering angle MA. The larger the is, the larger.
  • a correction gain Krr based on the road friction coefficient ⁇ is calculated from the map shown by the broken line in FIG. 12 based on the road friction coefficient ⁇ .
  • the correction gain Krr is calculated as 1 in a region where the friction coefficient ⁇ of the road surface is equal to or larger than the standard value ⁇ 0, and in a region where the friction coefficient ⁇ of the road surface is smaller than the standard value ⁇ 0, the correction gain Krr is larger than the value in the case of the solid line. Calculation is performed so that the smaller the friction coefficient of the road surface is, the smaller the value is.
  • step 170 When the map is being changed by the transition process in step 170, the basic target correction steering angle ⁇ brt, the vehicle speed gain Krv, and the correction gain Krr are calculated from the map that is in the process of changing. Further, the other steps, that is, step 740 are executed in the same manner as step 440.
  • step 110 when the traveling mode of the vehicle is set to the normal mode by the operation of the changeover switch 68, an affirmative determination is made in step 110, and steps 200 to 400 are performed in the normal mode. Steering control is executed.
  • step 110 when the traveling mode of the vehicle is set to the sport mode, a negative determination is made in step 110, and steering control in the sport mode is executed in steps 500 to 700.
  • the steering angle of the rear wheel can be corrected in the opposite phase to the front wheel in a medium-to-high-speed turning state where the turning degree of the vehicle is high. . Therefore, the slip angle of the vehicle can be increased as compared with the case where the rudder angle of the rear wheels is not corrected in the opposite phase direction, thereby effectively preventing the vehicle occupant from feeling that the turning performance of the vehicle is poor. Can be reduced.
  • the corrective steering is performed depending on the turning response of the vehicle.
  • the turning lateral acceleration of the vehicle when starting is different. For this reason, it is inevitable that the turning lateral acceleration of the vehicle when the correction steering is started differs depending on whether the driving mode is a normal mode with normal turning responsiveness or a sports mode with high turning responsiveness.
  • the basic target correction rudder angle ⁇ brt of the rear wheels is calculated from a map indicated by a solid line when the traveling mode is the normal mode, and is a broken line when the traveling mode is the sports mode. Calculated from the map indicated by.
  • the lower limit value MA1 ′ of the steering angle MA of the map indicated by the broken line is smaller than the lower limit value MA1 of the map indicated by the solid line.
  • the degree to which the turning lateral acceleration of the vehicle when the correction steering is started varies depending on the traveling mode can be reduced. Accordingly, it is possible to reduce the possibility that the lateral acceleration of the vehicle when the correction steering is started varies greatly depending on the travel mode and that the vehicle occupant feels uncomfortable due to this.
  • the size of the basic target correction rudder angle ⁇ brt of the map indicated by the broken line is larger than the size of the basic target correction rudder angle ⁇ brt of the map indicated by the solid line, and the difference between them is the steering angle.
  • the larger the size of MA the larger. Therefore, in order to prevent a sudden change in the magnitude of the corrected steering amount when the traveling mode is shifted between the two traveling modes, when the steering angle is large, the steering angle is small. It is preferable to cause the transition to occur slowly compared to.
  • the change in the map from the broken line in FIG. 10 to the solid line in step 140 and the change in the map from the solid line in FIG. 10 to the broken line in step 170 are longer as the steering angle MA is larger. Done over time. Therefore, even when the steering angle is large, it is possible to moderate the change in the amount of the corrected steering amount when the traveling mode is changed, and thereby, the rapid change in the rear wheel target corrected steering angle ⁇ rt. And the change of the unpreferable behavior of the vehicle resulting from this can be prevented.
  • the upper limit value MA2 ′ of the map shown in FIG. 10 is smaller than the upper limit value M2. Therefore, when the travel mode is the sport mode, it is possible to start the prevention of lowering of the cornering force of the rear wheels at an earlier stage than when the travel mode is the normal mode. Therefore, as compared with the case where the upper limit value MA2 'is equal to or greater than the upper limit value MA2, it is possible to effectively reduce the possibility that the vehicle will be oversteered due to the lower cornering force of the rear wheels. Can do.
  • the correction gain Krr is smaller in the region where the road surface friction coefficient ⁇ is smaller than the standard value ⁇ 0, and is smaller as the road surface friction coefficient is lower. It is calculated so that Therefore, the lower the friction coefficient of the road surface, the larger the reduction correction amount of the target correction steering angle ⁇ rt of the rear wheel can be increased. This also causes the vehicle to be in an oversteer state due to a decrease in the cornering force of the rear wheel. The fear of becoming can be effectively reduced.
  • the lower limit reference values MA1, MA1 'and the upper limit reference values MA2, M2' of FIG. 10 are positive constants, but when the vehicle speed V is high, the vehicle speed is low. It may be variably set according to the vehicle speed so as to be smaller than the case.
  • the correction steering can be performed when the vehicle speed is high, even when the steering angle is small, compared to when the vehicle speed is low.
  • the upper limit reference value is variably set as described above, when the vehicle speed is high and there is a high possibility that the running stability of the vehicle is lowered due to the reduction of the cornering force of the rear wheels, the magnitude of the steering angle is set. It is possible to prevent the correction steering amount from increasing at a small stage.
  • the rear wheel target correction steering angle ⁇ rbt is calculated as the product of the vehicle speed gain Krv, the correction gain Krr, and the basic target correction steering angle ⁇ brt, thereby correcting the basic target correction.
  • the steering angle ⁇ brt is calculated from the map shown in FIG.
  • the basic target correction rudder angle ⁇ brt may be calculated from the map shown in FIG. 22 based on the steering angle MA and the vehicle speed V when the vehicle travel mode is the normal mode.
  • the basic target correction rudder angle ⁇ brt may be calculated from the map shown in FIG. 23 based on the steering angle MA and the vehicle speed V when the travel mode of the vehicle is the sport mode.
  • the rear wheel target correction steering angle ⁇ rbt may be calculated as the product of the correction gain Krr and the basic target correction steering angle ⁇ brt.
  • the basic target correction rudder angle ⁇ brt may be calculated from a map indicated by a solid line in FIG. 24 based on the lateral acceleration Gy of the vehicle when the vehicle travel mode is the normal mode.
  • the basic target correction rudder angle ⁇ brt may be calculated from a map indicated by a broken line in FIG. 24 based on the lateral acceleration Gy of the vehicle when the traveling mode of the vehicle is the sports mode.
  • the rear wheel target correction steering angle ⁇ rbt may be calculated as the product of the correction gain Krr and the basic target correction steering angle ⁇ brt.
  • the lateral acceleration Gy of the vehicle may be the actual lateral acceleration Gy detected by the lateral acceleration sensor, and the lateral acceleration Gyh estimated based on the steering angle MA and the vehicle speed V, for example. It may be.
  • the value detected by the lateral acceleration sensor is subjected to low-pass filtering so that fluctuation due to disturbance is eliminated.
  • the vehicle has the rudder angle varying device 14 that functions as a steering gear ratio varying device, but the present invention is applied to a vehicle that does not have the rudder angle varying device. May be. Further, the present invention may be applied to a vehicle whose front wheels are steered by a steer-by-wire steering device.
  • the correction gain Krr based on the road surface friction coefficient ⁇ is calculated from the map shown in FIG. 12 based on the road surface friction coefficient ⁇ .
  • the rear wheel target correction steering angle ⁇ rbt is calculated as the product of the vehicle speed gain Krv, the correction gain Krr, and the basic target correction steering angle ⁇ brt.
  • the correction gain Krr based on the road friction coefficient ⁇ may be omitted.
  • the rear wheel target correction steering angle ⁇ rbt is preferably reduced.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Transportation (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Mathematical Physics (AREA)
  • Theoretical Computer Science (AREA)
  • Steering Control In Accordance With Driving Conditions (AREA)
  • Steering-Linkage Mechanisms And Four-Wheel Steering (AREA)
  • Electric Propulsion And Braking For Vehicles (AREA)

Abstract

　前輪操舵装置１４と後輪操舵装置４２とを有する車両１２の操舵制御装置１０であって、後輪が後輪操舵装置によって前輪と同相に操舵されている状況にて操舵角ＭＡの大きさが大きいときには、操舵角の大きさが小さいときに比して、前輪１８FL、１８FRに対し逆相方向へ後輪１８RL、１８RRを修正操舵するための後輪の目標修正舵角Δδbtが大きくなるよう演算し、目標修正舵角Δδbtに基づいて後輪操舵装置を制御することにより、車両の旋回内側へのスリップ角を増大させる。

Description

車両の操舵制御装置
　本発明は、車両の操舵制御装置に係り、更に詳細には運転者の操舵操作によらず後輪を操舵可能な後輪操舵装置を有する車両の操舵制御装置に係る。
　後輪操舵装置を有する自動車等の車両においては、必要に応じて後輪が後輪操舵装置によって操舵されることにより、後輪が操舵されない場合に比して車両の旋回性能が向上するよう、操舵制御が行われる。例えば、下記の特許文献１に記載されている如く、後輪は、低車速域においては前輪に対し逆相方向へ操舵され、高車速域においては前輪と同相方向へ操舵され、これにより車速に応じて車両の旋回応答性が可変制御される。
　かかる後輪操舵による操舵制御によれば、操舵角が比較的大きい範囲に亘り変化する低車速域においては、車両の旋回応答性を高くし、これにより幅寄せや車庫入れなどをし易くすることができる。また、操舵角の変化範囲が小さい高車速域においては、車両の旋回応答性を低くし、これにより車両の操縦安定性を向上させることができる。
特許第４９２４３７８号公報 特開２００８－１５５８８９号公報
〔発明が解決しようとする課題〕
　一般に、車両が中高速にて走行する際の車両の良好な操縦安定性を確保するためには、車両のスリップ角は０又は小さい値であることが好ましい。しかし、車両が中高速にて走行する状況であっても、操舵角の大きさが比較的大きくされる場合には、操舵角の大きさに比して旋回内側への車両のスリップ角が小さくなるため、車両の乗員は車両の回頭性が低下し車体が旋回外側へ向いているように感じてしまう。換言すれば、車両の乗員の体感にとっての車両のスリップ角の適値は、車速によって異なるだけでなく、特に車両が中高速にて走行する場合には、操舵角の大きさによっても異なる。
　しかるに、車速に応じた旋回応答性を制御するために行われる後輪操舵による操舵制御によっては、車両が中高速にて走行する際における車両のスリップ角を、操舵角の大きさの如何に関係なく、車両の乗員の体感にとっての適値に制御することができない。即ち、車両が中高速にて走行する際に車両の乗員が車両の回頭性の低下を感じる虞れを低減すべく、前輪と同相方向への後輪の操舵量が小さくされると、車両の旋回応答性の低下が不十分になって車両の操縦安定性を効果的に向上させることができない。逆に、車両が中高速にて走行する際の車両の操縦安定性を効果的に向上させるべく、前輪と同相方向への後輪の操舵量が大きくされると、車両のスリップ角が小さくなるため、車両の乗員が車両の回頭性の低下を感じる虞れを効果的に低減することができない。
　なお、上記特許文献２には、車両の横加速度と操舵角との比率及び車両のスリップ角と横加速度との比率に基づいて、横加速度に対するスリップ角の比率が大きいと判定される場合には、後輪の等価コーナリングパワーを増大させる操舵制御装置が記載されている。しかし、この操舵制御装置によっても、上述の問題を解消することはできない。
　本発明は、後輪操舵装置を有する車両のための従来の操舵制御装置に於ける上述の如き問題に鑑みてなされたものである。そして、本発明の主要な課題は、車両が中高速にて走行する際における車両のスリップ角を、操舵角の大きさの如何に関係なく、車両の乗員の体感にとっての適値に制御することができるよう改良された操舵制御装置を提供することである。
〔課題を解決するための手段及び発明の効果〕
　上述の主要な課題は、本発明によれば、運転者の操舵操作に応じて前輪を操舵する前輪操舵装置と、運転者の操舵操作によらず後輪を操舵可能な後輪操舵装置とを有する車両の操舵制御装置において、前輪に対し逆相方向への後輪の操舵を修正操舵として、後輪が後輪操舵装置によって前輪と同相に操舵されている状況にて運転者の操舵操作量を示す操舵角の大きさが大きいときには、操舵角の大きさが小さいときに比して、修正操舵量の大きさが大きくなるよう、後輪操舵装置を制御することを特徴とする車両の操舵制御装置によって達成される。
　上記の構成によれば、後輪操舵装置は、後輪が前輪と同相に操舵されている状況にて操舵角の大きさが大きいときには、操舵角の大きさが小さいときに比して、修正操舵量の大きさが大きくなるよう、制御される。よって、後輪が前輪と同相に操舵されている状況にて操舵角の大きさが大きいときには、後輪の同相の操舵量を低減して車両の旋回応答性の低下量を低減することができる。従って、旋回内側への車両のスリップ角を大きくすることができるので、車両の乗員が車両の回頭性の低下を感じる虞れを効果的に低減することができる。
　なお、後輪が前輪と同相に操舵されている状況であっても、操舵角の大きさが大きくないときには、修正操舵量の大きさは大きくならないので、後輪の同相の操舵量が大きく低減されることはない。従って、車両の旋回応答性が不必要に高くされることはないので、車両の良好な操縦安定性を確保することができる。
　また、本発明によれば、上記の構成に於いて、操舵角の大きさが大きいときには、操舵角の大きさが小さいときに比して、操舵角の大きさに対する修正操舵量の大きさの比が大きくてよい。
　上記の構成によれば、操舵角の大きさが小さい状況における修正操舵量の大きさを過剰に大きくすることなく、操舵角の大きさが大きい状況における修正操舵量の大きさを大きくすることができる。従って、車操舵角の大きさが小さい状況における車両のスリップ角を過剰に大きくすることなく、操舵角の大きさが大きい状況における車両のスリップ角を大きくし、車両の乗員が車両の回頭性の低下を感じる虞れを効果的に低減することができる。
　また、本発明によれば、上記の構成に於いて、修正操舵量の大きさは、車速が高いときには、車速が低いときに比して、大きくてよい。
　操舵角の大きさが同一であっても、換言すれば、車両の旋回半径が同一であっても、車速が高いほど車両の旋回横加速度が高くなり、車両の乗員が車両の回頭性の低下を感じ易くなる。よって、修正操舵量の大きさは、車速が高いときには車速が低いときに比して大きくなるよう、可変設定されることが好ましい。
　上記の構成によれば、車速が低い状況における修正操舵量の大きさを過剰に大きくすることなく、車速が高い状況における修正操舵量の大きさを大きくすることができる。従って、車速が低い状況における車両のスリップ角を過剰に大きくすることなく、車速が高い状況における車両のスリップ角を大きくし、車両の乗員が車両の回頭性の低下を感じる虞れを効果的に低減することができる。
　また、本発明によれば、上記の構成に於いて、修正操舵量の大きさは、路面の摩擦係数が低いときには、路面の摩擦係数が高いときに比して、小さくてよい。
　路面の摩擦係数が低い場合には、車両がアンダーステア状態やオーバーステア状態になり易い。車両がオーバーステア状態にある状況に於いて、後輪が大きい修正操舵量にて修正操舵されると、後輪の舵角が前輪に対し逆相方向へ変化し、後輪のコーナリングフォースが低下するため、車両のオーバーステア状態が悪化してしまう。
　上記の構成によれば、路面の摩擦係数が低いときには、路面の摩擦係数が高いときに比して、修正操舵量の大きさを小さくすることができる。よって、路面の摩擦係数が低いときには、修正操舵に起因して車両がオーバーステア状態になったり、車両のオーバーステア状態が悪化したりする虞れを低減することができる。また、路面の摩擦係数が高いときには、修正操舵量の大きさが不必要に小さくされることがないので、車両の乗員が車両の回頭性の低下を感じる虞れを効果的に低減することができる。
　また、本発明によれば、上記の構成に於いて、操舵角の大きさが下限基準値以下であるときには、修正操舵を行わないようになっていてよい。
　操舵角は、車両の直進位置に対応する値を０として、左右の旋回方向の一方を正とし、他方の旋回方向を負とする値として、操舵角センサの如き検出装置によって検出される。しかし、操舵角の０が車両の実際の直進位置に対応しない場合がある。特にステアリングホイールの如き操舵入力装置に対する前輪の舵角の関係を変化させる舵角可変装置が設けられている場合には、操舵角の０が車両の実際の直進位置に対応しない、いわゆるニュートラルずれが生じることがある。
　操舵角の大きさが０以外であるときに修正操舵が行われる場合には、ニュートラルずれが生じると、一方の旋回方向へ操舵される場合には、修正操舵量が急激に増大するのに対し、他方の旋回方向へ操舵される場合には、修正操舵量が増大しない状況が生じる。この状況が生じると、車両の旋回特性が操舵方向によって異なるようになるので、運転者が違和感を覚えることが避けられない。
　上記の構成によれば、操舵角の大きさが下限基準値以下であるときには、修正操舵が行われないので、ニュートラルずれが生じても、操舵角が０の位置より操舵される場合における車両の旋回特性が操舵方向によって異なる虞れを低減することができる。従って、ニュートラルずれが生じた場合にも、修正操舵に起因して運転者が違和感を覚える虞れを低減することができる。
　また、本発明によれば、上記の構成に於いて、下限基準値は、車速が高いときには、車速が低いときに比して、小さくてよい。
　上述の如く、車速が高いほど車両の旋回横加速度が高くなり、車両の乗員は車両の回頭性の低下を感じ易くなる。よって、車速が高いときには車速が低いときに比して、操舵角の大きさが小さくても修正操舵が行われることが好ましい。
　上記の構成によれば、下限基準値は、車速が高いときには、車速が低いときに比して、下限基準値を小さくすることができる。従って、車速が高いときには車速が低いときに比して、操舵角の大きさが小さくても修正操舵を行わせることができ、これにより車両の乗員が車両の回頭性の低下を感じる虞れを効果的に低減することができる。
　また、本発明によれば、上記の構成に於いて、車両は通常旋回応答性の走行モード及び高旋回応答性の走行モードの少なくとも二つの走行モードを有し、下限基準値は、走行モードが高旋回応答性の走行モードであるときには、走行モードが通常旋回応答性の走行モードであるときに比して、小さくてよい。
　操舵角の大きさが車両の旋回応答性の如何に関係なく一定の下限基準値を越えているときに修正操舵が行われる場合には、車両の旋回応答性の高低によって修正操舵が開始されるときの車両の旋回横加速度が異なる。そのため、車両が通常旋回応答性の走行モード及び高旋回応答性の走行モードの少なくとも二つの走行モードを有する場合には、修正操舵が開始されるときの車両の旋回横加速度が、走行モードによって異なることが避けられない。
　上記の構成によれば、走行モードが高旋回応答性の走行モードであるときには、走行モードが通常旋回応答性の走行モードであるときに比して、下限基準値を小さくすることができる。従って、修正操舵が開始されるときの車両の旋回横加速度が、走行モードによって異なる度合を低減することができ、これにより修正操舵が開始されるときの車両の旋回横加速度が、走行モードによって異なることに起因する違和感を低減することができる。
　また、本発明によれば、上記の構成に於いて、操舵角の大きさが上限基準値以上であるときには、操舵角の大きさが増大しても修正操舵量の大きさを増大させないようになっていてよい。
　操舵角の大きさが増大して修正操舵量の大きさが増大すると、後輪の舵角が前輪に対し逆相方向へ変化する量が大きくなる。そのため、後輪のコーナリングフォースが低下して、車両に作用する旋回ヨーモーメントが大きくなり、車両がオーバーステア状態になり易くなる。よって、操舵角の大きさの増大に伴う修正操舵量の大きさの増大には、上限が設定されていることが好ましい。
　上記の構成によれば、操舵角の大きさが上限基準値以上であるときには、操舵角の大きさが増大しても修正操舵量の大きさが増大しないようにすることができる。従って、操舵角の大きさが上限基準値以上に大きくなっても、修正操舵量の大きさが過大になることを防止し、これにより後輪のコーナリングフォースが低下して車両がオーバーステア状態になる虞れを効果的に低減することができる。
　また、本発明によれば、上記の構成に於いて、上限基準値は、車速が高いときには、車速が低いときに比して、小さくてよい。
　上記の構成によれば、車速が高いときには、車速が低いときに比して、上限基準値を小さくすることができる。よって、車速が高く、後輪のコーナリングフォースの低下により車両の走行安定性が低下する虞れが高いときには、その虞れが低いときに比して、操舵角の大きさが小さい段階で修正操舵量の大きさを増大させないようにすることができる。従って、車速が高いときには、車速が低いときに比して、後輪のコーナリングフォースの低下に起因して車両の走行安定性が低下する虞れを効果的に低減することができる。
　また、本発明によれば、上記の構成に於いて、車両は通常旋回応答性の走行モード及び高旋回応答性の走行モードの少なくとも二つの走行モードを有し、上限基準値は、走行モードが高旋回応答性の走行モードであるときには、走行モードが通常旋回応答性の走行モードであるときに比して、小さくてよい。
　後輪のコーナリングフォースの低下に起因して車両の走行安定性が低下する虞れを効果的に低減するためには、車両の旋回応答性が高いときには、車両の旋回応答性が低いときに比して、後輪のコーナリングフォースの低下が早期に防止されることが好ましい。
　上記の構成によれば、走行モードが高旋回応答性の走行モードであるときには、走行モードが通常旋回応答性の走行モードであるときに比して、上限基準値を小さくすることができる。従って、走行モードが高旋回応答性の走行モードであるときには、走行モードが通常旋回応答性の走行モードであるときに比して、後輪のコーナリングフォースの低下の防止を早期に開始させることができる。
　また、本発明によれば、上記の構成に於いて、車両は通常旋回応答性の走行モード及び高旋回応答性の走行モードの少なくとも二つの走行モードを有し、操舵角の大きさに対する修正操舵量の大きさの比は、走行モードが高旋回応答性の走行モードであるときには、走行モードが通常旋回応答性の走行モードであるときに比して、大きく、走行モードを二つの走行モードの間に移行させる際の時間は、操舵角の大きさが大きいときには、操舵角の大きさが小さいときに比して、長くてよい。
　高旋回応答性の走行モード時には、通常旋回応答性の走行モード時に比して、操舵角の大きさに対する修正操舵量の大きさの比が大きい場合には、高旋回応答性の走行モード時の修正操舵量の大きさも通常旋回応答性の走行モード時の値に比して大きくなる。よって、二つの走行モードの間における修正操舵量の大きさ差は、操舵角の大きさが大きいときには、操舵角の大きさが小さいときに比して、大きくなる。従って、走行モードが二つの走行モードの間に移行する際の修正操舵量の大きさの急激な変化を防止するためには、操舵角の大きさが大きいときには、操舵角の大きさが小さいときに比して、移行をゆっくりと行わせることが好ましい。
　上記の構成によれば、操舵角の大きさが大きいときには、操舵角の大きさが小さいときに比して、走行モードを二つの走行モードの間に移行させる際の時間を長くすることができる。従って、操舵角の大きさが大きいときにも、走行モードが二つの走行モードの間に移行する際の修正操舵量の大きさの変化を穏やかにすることができ、これにより修正操舵量の大きさの急激な変化に起因する車両の好ましからざる挙動の変化を防止することができる。
　本発明の一つの好ましい態様によれば、低車速域に於いては、後輪が前輪に対し逆相に操舵され、高車速域に於いては、後輪が前輪に対し同相に操舵されるよう、後輪操舵装置を制御するようになっていてよい。
　本発明の他の一つの好ましい態様によれば、後輪操舵装置による後輪の操舵制御の定常ゲイン及び微分ゲインは、車速が高いときには、車速が低いときに比して高くてよい。
　本発明の他の一つの好ましい態様によれば、車両は操舵入力装置に対する前輪の舵角を変化させる舵角可変装置を有し、操舵制御装置は、低車速域に於いては、前輪の操舵が増速され、高車速域に於いては、前輪の操舵が減速されるよう、舵角可変装置を制御するようになっていてよい。
　本発明の他の一つの好ましい態様によれば、舵角可変装置による前輪の操舵制御の定常ゲイン及び微分ゲインは、車速が高いときには、車速が低いときに比して高くてよい。
前輪用の舵角可変装置及び後輪操舵装置が搭載された車両に適用された本発明による車両の操舵制御装置の第一の実施形態を示す概略構成図である。 第一の実施形態における操舵制御のメインルーチンを示すフローチャートである。 図２のステップ２００において実行される前輪の目標舵角δft演算ルーチンを示すフローチャートである。 図２のステップ３００において実行される後輪の基本目標舵角δrbt演算ルーチンを示すフローチャートである。 図２のステップ４００において実行される後輪の目標修正舵角Δδrbt演算ルーチンを示すフローチャートである。 車速Ｖに基づいて前輪の定常ゲインＫfsを演算するためのマップである。 車速Ｖに基づいて前輪の微分ゲインＫfdを演算するためのマップである。 車速Ｖに基づいて後輪の定常ゲインＫrsを演算するためのマップである。 車速Ｖに基づいて後輪の微分ゲインＫrdを演算するためのマップである。 操舵角ＭＡに基づいて後輪の基本目標修正舵角Δδbrtを演算するためのマップである。 車速Ｖに基づいて車速ゲインＫrvを演算するためのマップである。 路面の摩擦係数μに基づいて路面の摩擦係数μに基づく補正ゲインＫrrを演算するためのマップである。 前輪用の舵角可変装置及び後輪操舵装置が搭載された車両に適用された本発明による車両の操舵制御装置の第二の実施形態を示す概略構成図である。 第二の実施形態における操舵制御のメインルーチンの要部を示すフローチャートである。 図１４のステップ５００において実行される前輪の目標舵角δft演算ルーチンを示すフローチャートである。 図１４のステップ６００において実行される後輪の基本目標舵角δrbt演算ルーチンを示すフローチャートである。 図１４のステップ７００において実行される後輪の目標修正舵角Δδrbt演算ルーチンを示すフローチャートである。 操舵角ＭＡについていわゆる不感帯が設定されることなく、後輪の基本目標修正舵角Δδbrtが演算される場合（Ａ）、及びニュートラルずれが生じた状況におけるマップの変化の一例（Ｂ）を示す図である。 第一の実施形態において、ニュートラルずれが生じた状況にて操舵角ＭＡが０の位置より操舵が行われる場合を示す図である。 制動が行われて車速が低下する状況において、定常ゲインＫfsが制動開始時の値に維持される場合（実線）及び定常ゲインＫfsの増大が抑制される場合（破線）を示す説明図である。 制動が行われて車速が低下する状況において、定常ゲインＫrsが制動開始時の値に維持される場合（実線）及び定常ゲインＫrsの低下が抑制される場合（破線）を示す説明図である。 車両の走行モードがノーマルモードである状況において、操舵角ＭＡ及び車速Ｖに基づいて基本目標修正舵角Δδbrtを演算するためのマップである。 車両の走行モードがスポーツモードである状況において、操舵角ＭＡ及び車速Ｖに基づいて基本目標修正舵角Δδbrtを演算するためのマップである。 車両の横加速度Ｇyに基づいて基本目標修正舵角Δδbrtを演算するためのマップである。
　以下に添付の図を参照しつつ、本発明を幾つかの好ましい実施形態について詳細に説明する。
［第一の実施形態］
　図１は、前輪用の舵角可変装置及び後輪操舵装置が搭載された車両に適用された本発明による車両の操舵制御装置の第一の実施形態を示す概略構成図である。
　図１において、１０は車両１２に搭載された操舵制御装置を示しており、操舵制御装置１０は前輪用の舵角可変装置１４、後輪操舵装置４２、及びこれらを制御する電子制御装置１６を含んでいる。また、図１において、１８FL及び１８FRはそれぞれ車両１２の左右の前輪を示し、１８RL及び１８RRはそれぞれ左右の後輪を示している。操舵輪である左右の前輪１８FL及び１８FRは、運転者によるステアリングホイール２０の操作に応答して駆動されるラック・アンド・ピニオン型の電動式パワーステアリング装置２２によりラックバー２４及びタイロッド２６L及び２６Rを介して転舵される。
　操舵入力装置であるステアリングホイール２０は、アッパステアリングシャフト２８、舵角可変装置１４、ロアステアリングシャフト３０、ユニバーサルジョイント３２を介してパワーステアリング装置２２のピニオンシャフト３４に駆動接続されている。舵角可変装置１４は、ハウジング１４Ａの側にてアッパステアリングシャフト２８の下端に連結され、回転子１４Ｂの側にて図には示されていない減速機構を介してロアステアリングシャフト３０の上端に連結された補助転舵駆動用の電動機３６を含んでいる。
　かくして、舵角可変装置１４は、アッパステアリングシャフト２８に対し相対的にロアステアリングシャフト３０を回転駆動することにより、左右の前輪１８FL及び１８FRをステアリングホイール２０に対し相対的に補助転舵駆動する。よって、舵角可変装置１４は、ステアリングギヤ比（操舵伝達比の逆数）を増減変化させるステアリングギヤ比可変装置（ＶＧＲＳ）として機能する。また、舵角可変装置１４は、運転者の操舵操作の有無に関係なく左右の前輪の舵角を変化させることにより、ステアリングホイール２０の回転位置と前輪の舵角との関係を変更する前輪用舵角可変装置としても機能する。後に詳細に説明する如く、舵角可変装置１４は電子制御装置１６の舵角制御部により制御される。
　後輪操舵装置４２は、電動式のパワーステアリング装置４４を含み、パワーステアリング装置４４は、左右の前輪１８FL及び１８FRの操舵とは独立に、タイロッド４６L及び４６Rを介して左右の後輪１８RL及び１８RRを操舵する。よって、後輪操舵装置４２は、運転者の操舵操作に依存せず左右の後輪の舵角を変化させる後輪用舵角可変装置として機能し、後述の如く電子制御装置１６の舵角制御部により制御される。
　図示の後輪操舵装置４２は、周知の構成の電動式補助ステアリング装置であり、電動機４８Ａと、電動機４８Ａの回転をリレーロッド４８Ｂの往復運動に変換する例えばねじ式の運動変換機構４８Ｃとを有する。リレーロッド４８Ｂは、タイロッド４６L、４６R及び図には示されていないナックルアームと共働して、リレーロッド４８Ｂの往復運動により左右の後輪１８RL及び１８RRを転舵駆動する転舵機構を構成している。
　図には詳細に示されていないが、運動変換機構４８Ｃは電動機４８Ａの回転をリレーロッド４８Ｂの往復運動に変換するが、左右の後輪１８RL及び１８RRが路面より受けリレーロッド４８Ｂに伝達された力を電動機４８Ａへ伝達しない。従って、後輪操舵装置４２は、路面よりリレーロッド４８Ｂに伝達された力によって電動機４８Ａが回転駆動されることがないよう構成されている。
　図示の実施形態においては、電動式パワーステアリング装置２２は、ラック同軸型の電動式パワーステアリング装置であり、電動機５０と、電動機５０の回転トルクをラックバー２４の往復動方向の力に変換する例えばボールねじ式の変換機構５２とを有する。パワーステアリング装置２２は、電子制御装置１６の電動式パワーステアリング装置（ＥＰＳ）制御部によって制御される。電動式パワーステアリング装置２２は、ハウジング５４に対し相対的にラックバー２４を駆動する補助操舵力を発生することにより、運転者の操舵負担を軽減するすると共に舵角可変装置１４の作動を補助する操舵アシスト力発生装置として機能する。
　なお、舵角可変装置１４及び後輪操舵装置４２は、必要に応じて運転者の操舵操作によらずそれぞれ前輪及び後輪の舵角を変化させることができる限り、任意の構成のものであってよい。また、操舵アシスト力発生装置も補助操舵力を発生することができる限り任意の構成のものであってよい。更に、操舵入力装置はステアリングホイール２０であるが、操舵入力装置はジョイスティック型の操舵レバーであってもよい。
　図示の実施形態においては、アッパステアリングシャフト２８には、該アッパステアリングシャフトの回転角度を操舵角ＭＡとして検出する操舵角センサ６０が設けられている。ピニオンシャフト３４には、操舵トルクＭＴを検出する操舵トルクセンサ６２が設けられている。舵角可変装置１４には、その相対回転角度θre、即ちアッパステアリングシャフト２８に対するロアステアリングシャフト３０の相対回転角度を検出する回転角度センサ６４が設けられている。
　操舵角ＭＡを示す信号、操舵トルクＭＴを示す信号、相対回転角度θreを示す信号は、車速センサ６６により検出された車速Ｖを示す信号と共に、電子制御装置１６の舵角制御部及びＥＰＳ制御部へ入力される。なお、ロアステアリングシャフト３０の回転角度が検出され、相対回転角度θreは、操舵角θとロアステアリングシャフト３０の回転角度との差として求められてもよい。
　電子制御装置１６の各制御部は、それぞれＣＰＵとＲＯＭとＲＡＭと入出力ポート装置とを有し、これらが双方向性のコモンバスにより互いに接続されたマイクロコンピュータを含むものであってよい。また、操舵角センサ６０、操舵トルクセンサ６２、回転角度センサ６４は、それぞれ車両の右旋回方向への操舵又は転舵の場合を正として操舵角ＭＡ、操舵トルクＭＴ、相対回転角度θreを検出する。
　後に詳細に説明する如く、電子制御装置１６は、図２ないし図５に示されたフローチャートに従って舵角可変装置１４及び後輪操舵装置４２を制御することにより、前後輪の舵角を制御する操舵制御を行う。これにより、電子制御装置１６は、運転者の操向要求が満たされるよう、前後輪の舵角を制御すると共に、旋回時の車両の回頭性が改善されるよう、必要に応じて後輪の舵角を修正する。
　特に、電子制御装置１６は、操舵角ＭＡ及び車速Ｖに基づいて前輪の目標舵角δft及び後輪の基本目標舵角δrbtを演算し、また、車両の回頭性を改善するための後輪の目標修正舵角Δδrbtを演算する。そして、電子制御装置１６は、目標舵角δftに基づいて前輪の舵角を制御し、基本目標舵角δrbtと目標修正舵角Δδrbtとの和である目標舵角δrtに基づいて後輪の舵角を制御する。
　さらに、電子制御装置１６は、操舵トルクＭＴ等に基づいて電動式パワーステアリング装置２２を制御し、運転者の操舵負担を軽減すると共に、舵角可変装置１４が左右前輪の舵角を目標舵角δftに制御することを補助する。
＜操舵制御のメインルーチン＞（図２）
　次に、図２に示されたフローチャートを参照して第一の実施形態における操舵制御のメインルーチンについて説明する。なお、図２に示されたフローチャートによる制御は、図には示されていないイグニッションスイッチがオフからオンへ切り替えられたときに開始され、所定の時間毎に繰返し実行される。
　まず、ステップ５０においては、操舵角センサ６４により検出された操舵角ＭＡを示す信号等の読み込みが行われる。
　ステップ２００においては、図３に示されたフローチャートに従って、操舵角ＭＡ及び車速Ｖに基づいて前輪の目標舵角δftが演算される。
　ステップ３００においては、図４に示されたフローチャートに従って、操舵角ＭＡ及び車速Ｖに基づいて後輪の基本目標舵角δrbtが演算される。
　ステップ４００に於いては、図５に示されたフローチャートに従って、操舵角ＭＡ及び車速Ｖに基づいて車両の回頭性を改善するための後輪の目標修正舵角Δδrbtが演算される。
　ステップ８００に於いては、前輪の舵角が目標舵角δftになるよう、舵角可変装置１４が制御される。
　ステップ９００においては、基本目標舵角δrbtと目標修正舵角Δδrbtとの和が後輪の目標舵角δrtとして演算されると共に、後輪の舵角が目標舵角δrtになるよう、後輪操舵装置４２が制御される。
＜前輪の目標舵角δft演算ルーチン＞（図３）
　前輪の目標舵角δft演算ルーチンのステップ１１０においては、車速Ｖに基づいて図６において実線にて示されたマップより前輪の定常ゲインＫfsが演算される。この場合、定常ゲインＫfsは、低車速域に於いては正の値（増速ゲイン）であり、中高車速域に於いては負の値（減速ゲイン）であるよう、演算される。また、定常ゲインＫfsは、低車速域に於いては車速Ｖが低いほど大きくなり、中高車速域に於いては車速Ｖが高いほど絶対値が大きくなるよう、演算される。
　ステップ１２０においては、前輪の定常目標舵角δfstが、ステップ１１０において演算された定常ゲインＫfsと操舵角ＭＡとの積Ｋfs＊ＭＡに演算される。
　ステップ１３０においては、車速Ｖに基づいて図７において実線にて示されたマップより前輪の微分ゲインＫfdが演算される。この場合、微分ゲインＫfdは、車速Ｖが高いほど大きくなるよう、また、車速Ｖが高いほど車速の増大に伴う微分ゲインの増大率が大きくなるよう、演算される。
　ステップ１４０においては、例えば操舵角ＭＡの時間微分値として操舵角速度ＭＡdが演算されると共に、前輪の微分目標舵角δfdtが、ステップ１３０において演算された微分ゲインＫfdと操舵角速度ＭＡdとの積に演算される。
　ステップ１５０においては、前輪の目標舵角δftが、ステップ１２０において演算された定常目標舵角δfstとステップ１４０において演算された微分目標舵角δfdtとの和δfst＋δfdtに演算される。
＜後輪の基本目標舵角δrbt演算ルーチン＞（図４）
　後輪の基本目標舵角δrbt演算ルーチンのステップ３１０においては、車速Ｖに基づいて図８において実線にて示されたマップより後輪の定常ゲインＫrsが演算される。この場合、定常ゲインＫrsは、低車速域に於いては負の値、即ち、前輪に対し逆相のゲインであり、中高車速域においては正の値、即ち、前輪に対し同相のゲインであるよう演算される。また、定常ゲインＫrsは、低車速域に於いては車速Ｖが低いほど絶対値が大きくなり、中高車速域に於いては車速Ｖが高いほど大きくなるよう、演算される。なお、定常ゲインＫrsは、中車速域において０であってもよい。
　ステップ３２０においては、後輪の定常目標舵角δrstが、ステップ３１０において演算された定常ゲインＫrsと操舵角ＭＡとの積Ｋrs＊ＭＡに演算される。
　ステップ３３０においては、車速Ｖに基づいて図９において実線にて示されたマップより後輪の微分ゲインＫrdが演算される。この場合、微分ゲインＫrdは、車速Ｖが高いほど大きくなるよう、また、車速Ｖが高いほど車速の増大に伴う微分ゲインの増大率が大きくなるよう、演算される。
　ステップ３４０においては、例えば操舵角ＭＡの時間微分値として操舵角速度ＭＡdが演算されると共に、後輪の微分目標舵角δrdtが、ステップ３３０において演算された微分ゲインＫrdと操舵角速度ＭＡdとの積に演算される。
　ステップ３５０においては、後輪の基本目標舵角δrbtが、ステップ３２０において演算された定常目標舵角δrstとステップ３４０において演算された微分目標舵角δrdtとの和δrst＋δrdtに演算される。
　なお、前輪の目標舵角δft及び後輪の基本目標舵角δrbtの演算は、本発明の要旨をなすものではない。従って、後輪の定常目標舵角δrstが、少なくとも高車速域においては前輪に対し同相の舵角であるよう演算される限り、任意の要領にて演算されてよい。また、この場合、後輪の定常目標舵角δrstは、低車速域に於いては前輪に対し逆相の舵角であるよう演算されることが好ましい。
＜後輪の目標修正舵角Δδrbt演算ルーチン＞（図５）
　後輪の目標修正舵角Δδrbt演算ルーチンのステップ４１０においては、操舵角ＭＡに基づいて図１０において実線にて示されたマップより後輪の基本目標修正舵角Δδbrtが演算される。この場合、基本目標修正舵角Δδbrtは、操舵角ＭＡの大きさが大きくなるほど前輪に対し逆相側へ大きくなるよう、また、操舵角ＭＡの大きさが大きいほど操舵角ＭＡの大きさの増大に伴う基本目標修正舵角Δδbrtの増大率が大きくなるよう、演算される。また、基本目標修正舵角Δδbrtは、操舵角ＭＡの大きさが下限基準値ＭＡ1（正の定数）以下の領域においては、０に演算され、操舵角ＭＡの大きさが上限基準値ＭＡ2（ＭＡ1よりも大きい正の定数）以上の領域においては、一定の値に演算される。
　ステップ４２０においては、車速Ｖに基づいて図１１において実線にて示されたマップより後輪の修正操舵用の車速ゲインＫrvが演算される。この場合、車速ゲインＫrvは、車速Ｖが高いほど大きくなるよう、また、車速Ｖが高いほど車速の増大に伴う車速ゲインの増大率が大きくなるよう、演算される。また、車速ゲインＫrvは、車速Ｖが下限基準値Ｖ1（正の定数）以下の領域においては、０に演算され、車速Ｖが上限基準値Ｖ2（Ｖ1よりも大きい正の定数）以上の領域においては、一定の値に演算される。
　ステップ４３０においては、路面の摩擦係数μに基づいて図１２において実線にて示されたマップより路面の摩擦係数μに基づく補正ゲインＫrr（１以下の正の値）が演算される。この場合、補正ゲインＫrrは、路面の摩擦係数μが標準値μ0（正の定数）以上の領域においては、１に演算され、路面の摩擦係数μが標準値μ0未満の領域においては、路面の摩擦係数が低いほど小さくなるよう、演算される。
　なお、路面の摩擦係数μの求め方は本発明の要旨をなすものではないので、路面の摩擦係数μはアンチスキッド制御、トラクション制御、車両の運動制御等に於いて一般的に採用されている任意の方法により検出又は推定された値であってよい。
　ステップ４４０においては、後輪の目標修正舵角Δδbtが、ステップ４２０において演算された車速ゲインＫrvとステップ４３０において演算された補正ゲインＫrrとステップ４１０において演算された基本目標修正舵角Δδbrtとの積に演算される。
　以上の説明より解る如く、ステップ３００において、車速Ｖに応じた好ましい旋回応答性を確保するための後輪の基本目標舵角δrbtが演算され、ステップ４００において、車両の良好な回頭性を確保するための後輪の目標修正舵角Δδrbtが演算される。そして、後輪の目標舵角δrtは、ステップ５００において、基本目標舵角δrbtと車目標修正舵角Δδrbtとの和に演算される。
　特に、微分目標舵角δrdtと共に基本目標舵角δrbtを構成する定常目標舵角δrstは、中高車速域においては、車速Ｖが高いほど前輪に対し同相の大きさが大きくなるよう、演算され、これにより中高速走行時の車両の良好な走行安定性が確保される。また、目標修正舵角Δδrbtは、後輪の舵角を前輪に対し逆相方向へ修正する制御量として演算され、その制御量の大きさは、車両の旋回度合が高いほど、即ち、操舵角ＭＡの大きさが大きく車速Ｖが高いほど、大きくされる。
　従って、車両の旋回度合が高い中高速での旋回走行状況においては、目標修正舵角Δδrbtの大きさが大きくなり、後輪の舵角を前輪に対し逆相方向へ修正する制御量が大きくなる。よって、後輪の舵角が逆相方向へ修正されない場合に比して車両のスリップ角を大きくすることができるので、車両の旋回度合が高い中高速での旋回走行状況において、車両の乗員が車両の回頭性が悪いと感じる虞れを効果的に低減することができる。
　なお、車両の旋回度合が低い中高速での旋回走行状況においては、目標修正舵角Δδrbtの大きさが小さく、後輪の舵角を前輪に対し逆相方向へ修正する制御量が小さいので、車両の良好な走行安定性を確保することができる。また、この旋回走行状況においては、操舵角ＭＡの大きさは一般に大きい値ではないので、目標修正舵角Δδrbtの大きさが小さくても、車両の乗員が車両の回頭性が悪いと感じることはない。
　また、第一の実施形態によれば、図１０に示されている如く、操舵角ＭＡの大きさに対する後輪の目標修正舵角Δδrbtの大きさの比、即ち、マップの線の傾きは、操舵角ＭＡの大きさが大きいほど大きい。
　よって、例えば、操舵角の大きさに対す目標修正舵角Δδrbtの大きさの比が、操舵角の大きさに関係なく一定である場合に比して、操舵角の大きさが大きい状況における目標修正舵角Δδrbtの大きさを大きくすることができる。従って、上記比が一定である場合に比して、操舵角の大きさが大きい状況における車両のスリップ角を大きくすることができるので、車両の乗員が車両の回頭性の低下を感じる虞れを一層効果的に低減することができる。
　また、第一の実施形態によれば、図１１に示されている如く、後輪の修正操舵用の車速ゲインＫrvは、車速Ｖが高いほど大きくなると共に、車速Ｖが高いほど車速の増大に伴う増大率が大きくなるよう、演算される。従って、車速Ｖが高いほど目標修正舵角Δδrbtの大きさが大きく、車速Ｖが高いほど車速の増大に伴う目標修正舵角Δδrbtの大きさの増大率が大きい。
　よって、車速が低い状況における目標修正舵角Δδrbtの大きさを過剰に大きくすることなく、車速が高い状況における目標修正舵角Δδrbtの大きさを大きくすることができる。従って、車速が低い状況における車両のスリップ角を過剰に大きくすることなく、車速が高い状況における車両のスリップ角を大きくし、車両の乗員が車両の回頭性の低下を感じる虞れを効果的に低減することができる。
　また、前述の如く、操舵角センサ６０によって検出される操舵角ＭＡの０が車両の実際の直進位置に対応しない、いわゆるニュートラルずれが生じることがある。図１８（Ａ）は、操舵角ＭＡについていわゆる不感帯が設定されることなく、後輪の基本目標修正舵角Δδbrtが演算される場合を示しており、図１８（Ｂ）は、ニュートラルずれが生じた状況におけるマップの変化の一例を示している。
　図１８（Ｂ）に示された状況においては、検出される操舵角ＭＡが０であっても、基本目標修正舵角Δδbrtが負の値になるため、後輪が車両の左旋回方向へ操舵されてしまい、車両の直進走行性が低下する。また、操舵角ＭＡが右旋回方向へ変化するよう操舵される場合には、基本目標修正舵角Δδbrtの大きさの増大率が大きくなるため、前輪とは逆相方向への後輪の修正操舵量の増大率も大きくなる。これに対し、操舵角ＭＡが左旋回方向へ変化するよう操舵される場合には、操舵角ＭＡが負の値になっても基本目標修正舵角Δδbrtが負の値のままになる領域があり、その領域においては、後輪は前輪とは逆相方向へ修正操舵されず、前輪と同相の操舵量が減少する。そして、操舵角ＭＡがさらに左旋回方向へ変化するよう操舵されると、後輪が前輪とは逆相方向への修正操舵されるようになる。よって、ニュートラルずれが生じると、車両の旋回特性が操舵方向によって大きく異なるようになってしまい、これに起因して運転者が違和感を覚えることが避けられない。
　第一の実施形態によれば、図１０に示されている如く、操舵角ＭＡの大きさが下限基準値ＭＡ1以下の領域においては、後輪の基本目標修正舵角Δδbrtは０に演算され、後輪の修正操舵は行われない。よって、図１９に示されている如く、ニュートラルずれが生じても、操舵角ＭＡが０の位置より操舵が行われる場合に、後輪が前輪とは同相に操舵され、その同相の操舵量が減少する状況などが生じる虞れを低減することができる。従って、ニュートラルずれが生じても、車両の旋回特性が操舵方向によって異なる度合を低減することができ、車両の旋回特性が操舵方向によって大きく異なることに起因して運転者が違和感を覚える虞れを低減することができる。
　また、前述の如く、路面の摩擦係数μが低い場合には、車両がアンダーステア状態やオーバーステア状態になり易い。特に、車両がオーバーステア状態にある状況に於いて、基本目標修正舵角Δδbrtの大きさが大きくなり、後輪が大きい修正操舵量にて修正操舵されると、後輪の舵角が前輪に対し逆相方向へ大きく変化するため、車両のオーバーステア状態が悪化してしまう。
　第一の実施形態によれば、図１２に示されている如く、補正ゲインＫrrは、路面の摩擦係数μが標準値μ0未満の領域においては、路面の摩擦係数が低いほど小さくなるよう、演算される。よって、路面の摩擦係数が低いときには、路面の摩擦係数が高いときに比して、基本目標修正舵角Δδbrtの大きさを小さくし、これにより修正操舵量の大きさを小さくすることができる。従って、路面の摩擦係数が低いときには、修正操舵に起因して車両がオーバーステア状態になったり、車両のオーバーステア状態が悪化したりする虞れを低減することができる。なお、路面の摩擦係数が高いときには、修正操舵量の大きさが不必要に小さくされることがないので、車両の乗員が車両の回頭性の低下を感じる虞れを効果的に低減することができる。
　また、前述の如く、操舵角ＭＡの大きさが増大して基本目標修正舵角Δδbrtの大きさが増大すると、後輪の舵角が前輪に対し逆相方向へ変化する量が大きくなる。そのため、後輪のコーナリングフォースが低下して、車両に作用する旋回ヨーモーメントが大きくなり、車両がオーバーステア状態になり易くなる。
　第一の実施形態によれば、図１０に示されている如く、後輪の基本目標修正舵角Δδbrtは、操舵角ＭＡの大きさが上限基準値ＭＡ2以上の領域においては、一定の値に演算され、操舵角ＭＡの大きさが上限基準値ＭＡ2よりも大きくなっても、増大しない。従って、操舵角ＭＡの大きさが上限基準値ＭＡ2以上に大きくなっても、修正操舵量の大きさが過大になることを防止し、これにより後輪のコーナリングフォースが低下して車両がオーバーステア状態になる虞れを効果的に低減することができる。
　さらに、車速Ｖが比較的高い状況において制動が行われ、車速が低下すると、図６に示された前輪の定常ゲインＫfsは増大変化（増速方向へ変化）し、図８に示された後輪の定常ゲインＫrsは減少変化（逆相方向へ変化）する。そのため、特に車両の減速度が高い場合には、車両の旋回応答性が急に高くなって車輌が過剰にオーバーステア状態になり易い。
　これに対し、車速Ｖが比較的高い状況において制動が行われ、車速が低下すると、図１１に示された後輪の修正操舵用の車速ゲインＫrvが低下する。よつて、後輪の目標修正舵角Δδrtは減少変化し、前輪とは逆相方向への後輪の修正操舵量が減少するので、車両の旋回応答性が低下する。従って、後輪の修正操舵量の減少により、上記定常ゲインＫfs及びＫrsの変化に起因して車両が過剰にオーバーステア状態になる虞れを低減することができる。
　なお、車速Ｖが比較的高い状況において制動が行われ、車速が低下する場合には、図２０及び図２１において実線の矢印にて示されている如く、定常ゲインＫfs及びＫrsは、例えば制動が終了するまで制動開始時の値に維持されてもよい。あるいは、図２０及び図２１において破線の矢印にて示されている如く、例えば制動が終了するまで、定常ゲインＫfsは制動開始時の値より穏やかに増大し、定常ゲインＫrsは制動開始時の値より穏やかに減少するよう、制御されてもよい。これらの制御によれば、図２０及び図２１において仮想線の矢印にて示されている如く、上記制御が行われない場合に比して、車速が低下する場合における前後輪の舵角の変化を穏やかにして車両がオーバーステア状態になる虞れを低減することができる。
［第二の実施形態］
　図１３は、前輪用の舵角可変装置及び後輪操舵装置が搭載された車両に適用された本発明による車両の操舵制御装置の第二の実施形態を示す概略構成図である。なお、図１３において、図１に示された部材と同一の部材には図１に於いて付された符号と同一の符号が付されている。
　この第二の実施形態においては、車両１２は切替えスイッチ６８を有し、車両の乗員によって切替えスイッチ６８が操作されることにより、車両の走行モードがノーマルモードとスポーツモードとに切替えられるようになっている。スポーツモードにおいては、車両の旋回応答性が通常旋回応答性であるノーマルモードの場合よりも高い応答性に制御される
　また、この実施形態においては、操舵制御は図１４ないし図１７に示されたフローチャートに従って実行される。なお、図１４において、図２に示されたステップと同一のステップには図２において付されたステップ番号と同一のステップ番号が付されている。
＜操舵制御のメインルーチン＞（図１４）
　次に、図１４に示されたフローチャートを参照して第二の実施形態における操舵制御のメインルーチンについて説明する。なお、図１４に示されたフローチャートによる制御は、図には示されていないイグニッションスイッチがオフからオンへ切り替えられたときに開始され、所定の時間毎に繰返し実行される。
　ステップ５０が完了すると、制御はステップ１１０へ進む。そして、ステップ１１０においては、走行モードがノーマルモードであるか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときには制御はステップ１５０へ進み、肯定判別が行われたときには制御はステップ１２０へ進む。
　ステップ１２０においては、走行モードがスポーツモードからノーマルモードへ切替えられたか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときには制御はステップ２００へ進み、肯定判別が行われたときには制御はステップ１３０へ進む。
　ステップ１３０においては、後述のステップ１４０において実行される移行処理が完了しているか否かの判別が行われる。そして、肯定判別が行われたときには、走行モードが切替えられた情報がクリアされた後、制御はステップ２００へ進み、否定判別が行われたときには制御はステップ１４０へ進む。
　ステップ１４０においては、図６ないし図１１に示されたマップを制御サイクルごとに破線から実線へ漸次変化させることにより、各制御量を漸次変化させるスポーツモードからノーマルモードへの移行処理が行われる。特に、図１０に示されたマップにおいては、操舵角ＭＡの大きさが大きいほど走行モードの移行に伴う基本目標修正舵角Δδbrtの変化量が大きくなる。よって、破線から実線へのマップの変化は、操舵角ＭＡの大きさが大きいほど長い時間をかけて行われる。
　ステップ２００ないし４００は、上述の第一の実施形態の場合と同様に実行され、ステップ４００が完了すると、制御はステップ８００へ進む。
　ステップ１５０ないし１７０においては、それぞれステップ１２０ないし１４０に対応する制御が行われる。即ち、ステップ１５０においては、走行モードがノーマルモードからスポーツモードへ切替えられたか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときには制御はステップ５００へ進み、肯定判別が行われたときには制御はステップ１６０へ進む。
　なお、ステップ１４０の移行処理によりマップが変化されている過程にあるときには、ゲインＫfs、Ｋfd、Ｋrs及びＫrd、後輪の基本目標修正舵角Δδbrt、車速ゲインＫrv、補正ゲインＫrrは、それぞれ変化の途上にあるマップより演算される。
　ステップ１６０においては、後述のステップ１７０において実行される移行処理が完了しているか否かの判別が行われる。そして、肯定判別が行われたときには、走行モードが切替えられた情報がクリアされた後、制御はステップ５００へ進み、否定判別が行われたときには制御はステップ１７０へ進む。
　ステップ１７０においては、図６ないし図１１に示されたマップを制御サイクルごとに実線から破線へ漸次変化させることにより、各制御量を漸次変化させるノーマルモードからスポーツモードへの移行処理が行われる。特に、図１０に示されたマップについては、実線から破線へのマップの変化は、ステップ１４０の場合と同様に、操舵角ＭＡの大きさが大きいほど長い時間をかけて行われる。
　ステップ５００ないし７００は、それぞれ図３ないし図５に示されたフローチャートに対応する図１５ないし図１７に示されたフローチャートに従って実行され、ステップ７００が完了すると、制御はステップ８００へ進む。
＜前輪の目標舵角δft演算ルーチン＞（図１５）
　ステップ５１０においては、車速Ｖに基づいて図６において破線にて示されたマップより前輪の定常ゲインＫfsが演算され、ステップ５３０においては、車速Ｖに基づいて図７において破線にて示されたマップより前輪の微分ゲインＫfdが演算される。なお、ステップ１７０の移行処理によりマップが変化されている過程にあるときには、定常ゲインＫfs及び微分ゲインＫfdは変化の途上にあるマップより演算される。
　他のステップ、即ち、ステップ５２０、５４０及び５５０は、それぞれステップ２２０、２４０及び２５０と同様に実行される。
＜後輪の基本目標舵角δrbt演算ルーチン＞（図１６）
　ステップ６１０においては、車速Ｖに基づいて図８において破線にて示されたマップより後輪の定常ゲインＫrsが演算され、ステップ６３０においては、車速Ｖに基づいて図９において破線にて示されたマップより後輪の微分ゲインＫrdが演算される。
　なお、ステップ１７０の移行処理によりマップが変化されている過程にあるときには、定常ゲインＫrs及び微分ゲインＫrdは、変化の途上にあるマップより演算される。また、他のステップ、即ち、ステップ６２０、６４０及び６５０は、それぞれステップ３２０、３４０及び３５０と同様に実行される。
＜後輪の目標修正舵角Δδrbt演算ルーチン＞（図１７）
　ステップ７１０においては、操舵角ＭＡに基づいて図１０において破線にて示されたマップより後輪の基本目標修正舵角Δδbrtが演算され、ステップ７２０においては、車速Ｖに基づいて図１１において破線にて示されたマップより後輪の修正操舵用の車速ゲインＫrvが演算される。
　図１０に示されている如く、破線にて示されたマップより後輪の基本目標修正舵角Δδbrtを演算するための操舵角ＭＡの下限値ＭＡ1′及び上限値Ｍ2′は、実線にて示されたマップの下限値ＭＡ1及び上限値Ｍ2よりもそれぞれ小さい。また、破線にて示されたマップの基本目標修正舵角Δδbrtの大きさは、実線にて示されたマップの基本目標修正舵角Δδbrtの大きさよりも大きく、その差は操舵角ＭＡの大きさが大きくなるほど大きい。
　ステップ７３０においては、路面の摩擦係数μに基づいて図１２において破線にて示されたマップより路面の摩擦係数μに基づく補正ゲインＫrrが演算される。この場合、補正ゲインＫrrは、路面の摩擦係数μが標準値μ0以上の領域においては、１に演算され、路面の摩擦係数μが標準値μ0未満の領域においては、実線の場合の値よりも小さく、かつ、路面の摩擦係数が低いほど小さくなるよう、演算される。
　なお、ステップ１７０の移行処理によりマップが変化されている過程にあるときには、基本目標修正舵角Δδbrt、車速ゲインＫrv及び補正ゲインＫrrは、変化の途上にあるマップより演算される。また、他のステップ、即ち、ステップ７４０は、ステップ４４０と同様に実行される。
　かくして、第二の実施形態によれば、切替えスイッチ６８の操作により、車両の走行モードがノーマルモードに設定されているときには、ステップ１１０において肯定判別が行われ、ステップ２００～４００においてノーマルモード時の操舵制御が実行される。これに対し、車両の走行モードがスポーツモードに設定されているときには、ステップ１１０において否定判別が行われ、ステップ５００～７００においてスポーツモード時の操舵制御が実行される。
　従って、走行モードがノーマルモード及びスポーツモードの何れの場合にも、車両の旋回度合が高い中高速での旋回走行状況において、後輪の舵角を前輪に対し逆相方向へ修正することができる。よって、後輪の舵角が逆相方向へ修正されない場合に比して車両のスリップ角を大きくすることができ、これにより車両の乗員が車両の回頭性が悪いと感じる虞れを効果的に低減することができる。
　前述の如く、操舵角の大きさが車両の旋回応答性の如何に関係なく一定の下限基準値を越えているときに修正操舵が行われる場合には、車両の旋回応答性の高低によって修正操舵が開始されるときの車両の旋回横加速度が異なる。そのため、走行モードが通常旋回応答性のノーマルモードであるか、高旋回応答性のスポーツモードであるかによって、修正操舵が開始されるときの車両の旋回横加速度が異なることが避けられない。
　第二の実施形態によれば、後輪の基本目標修正舵角Δδbrtは、走行モードがノーマルモードであるときには、実線にて示されたマップより演算され、走行モードがスポーツモードであるときには、破線にて示されたマップより演算される。そして、破線にて示されたマップの操舵角ＭＡの下限値ＭＡ1′は、実線にて示されたマップの下限値ＭＡ1よりも小さい。
　よって、修正操舵が開始されるときの車両の旋回横加速度が、走行モードによって異なる度合を低減することができる。従って、修正操舵が開始されるときの車両の旋回横加速度が、走行モードによって大きく異なること及びこれに起因して車両の乗員が違和感を覚える虞れを低減することができる。
　また、上述の如く、破線にて示されたマップの基本目標修正舵角Δδbrtの大きさは、実線にて示されたマップの基本目標修正舵角Δδbrtの大きさよりも大きく、その差は操舵角ＭＡの大きさが大きくなるほど大きい。よって、走行モードが二つの走行モードの間に移行する際の修正操舵量の大きさの急激な変化を防止するためには、操舵角の大きさが大きいときには、操舵角の大きさが小さいときに比して、移行をゆっくりと行わせることが好ましい。
　第二の実施形態によれば、ステップ１４０における図１０の破線から実線へのマップの変化及びステップ１７０における図１０の実線から破線へのマップの変化は、操舵角ＭＡの大きさが大きいほど長い時間をかけて行われる。従って、操舵角の大きさが大きいときにも、走行モードが移行する際の修正操舵量の大きさの変化を穏やかにすることができ、これにより後輪の目標修正舵角Δδrtの急激な変化及びこれに起因する車両の好ましからざる挙動の変化を防止することができる。
　また、前述の如く、操舵角の大きさが増大して修正操舵量の大きさが増大すると、後輪の舵角が前輪に対し逆相方向へ変化する量が大きくなので、後輪のコーナリングフォースが低下する。後輪のコーナリングフォースの低下に起因して車両がオーバーステア状態になる虞れを効果的に低減するためには、旋回応答性が高いときには、車両の旋回応答性が低いときに比して、後輪のコーナリングフォースの低下が早期に防止されることが好ましい。
　第二の実施形態によれば、図１０に示されたマップの上限値ＭＡ2′は上限値Ｍ2よりも小さい。よって、走行モードがスポーツモードであるときには、走行モードがノーマルモードであるときに比して、後輪のコーナリングフォースの低下の防止を早期に開始させることができる。従って、上限値ＭＡ2′が上限値ＭＡ2と同一又はそれよりも大きい場合に比して、後輪のコーナリングフォースの低下に起因して車両がオーバーステア状態になる虞れを効果的に低減することができる。
　さらに、図１２に示されている如く、補正ゲインＫrrは、路面の摩擦係数μが標準値μ0未満の領域においては、実線の場合の値よりも小さく、かつ、路面の摩擦係数が低いほど小さくなるよう、演算される。よって、路面の摩擦係数が低いほど後輪の目標修正舵角Δδrtの低減補正量を大きくすることができるので、このことによっても、後輪のコーナリングフォースの低下に起因して車両がオーバーステア状態になる虞れを効果的に低減することができる。
　以上に於いては本発明を特定の実施形態について詳細に説明したが、本発明は上述の実施形態に限定されるものではなく、本発明の範囲内にて他の種々の実施形態が可能であることは当業者にとって明らかであろう。
　例えば、上述の第一及び第二実施形態に於いては、図１０の下限基準値ＭＡ1、ＭＡ1′及び上限基準値ＭＡ2、Ｍ2′は正の定数であるが、車速Ｖが高いときには車速が低いときに比して小さくなるよう、車速に応じて可変設定されてもよい。
　特に、下限基準値が、上述の如く可変設定される場合には、車速が高いときには車速が低いときに比して、操舵角の大きさが小さくても修正操舵を行わせることができ、これにより車両の乗員が車両の回頭性の低下を感じる虞れを効果的に低減することができる。また、上限基準値が、上述の如く可変設定される場合には、車速が高く、後輪のコーナリングフォースの低下により車両の走行安定性が低下する虞れが高いときには、操舵角の大きさが小さい段階で修正操舵量の大きさを増大させないようにすることができる。
　また、上述の第一及び第二の実施形態に於いては、後輪の目標修正舵角Δδrbtは車速ゲインＫrvと補正ゲインＫrrと基本目標修正舵角Δδbrtとの積に演算され、基本目標修正舵角Δδbrtは図１０に示されたマップより演算される。
　しかし、基本目標修正舵角Δδbrtは、車両の走行モードがノーマルモードであるときには、操舵角ＭＡ及び車速Ｖに基づいて図２２に示されたマップより演算されてもよい。同様に、基本目標修正舵角Δδbrtは、車両の走行モードがスポーツモードであるときには、操舵角ＭＡ及び車速Ｖに基づいて図２３に示されたマップより演算されてもよい。そして、それらの場合には、後輪の目標修正舵角Δδrbtは補正ゲインＫrrと基本目標修正舵角Δδbrtとの積に演算されてよい。
　また、基本目標修正舵角Δδbrtは、車両の走行モードがノーマルモードであるときには、車両の横加速度Ｇyに基づいて図２４において実線にて示されたマップより演算されてもよい。同様に、基本目標修正舵角Δδbrtは、車両の走行モードがスポーツモードであるときには、車両の横加速度Ｇyに基づいて図２４において破線にて示されたマップより演算されてもよい。そして、それらの場合にも、後輪の目標修正舵角Δδrbtは補正ゲインＫrrと基本目標修正舵角Δδbrtとの積に演算されてよい。
　なお、これらの場合に於いて、車両の横加速度Ｇyは横加速度センサにより検出される実横加速度Ｇyであってもよく、また、例えば操舵角ＭＡ及び車速Ｖに基づいて推定される横加速度Ｇyhであってもよい。特に、車両の横加速度Ｇyが実横加速度Ｇyである場合には、外乱による変動が排除されるよう、横加速度センサにより検出された値がローパスフィルタ処理されることが好ましい。
　上述の第一及び第二の実施形態に於いては、車両はステアリングギヤ比可変装置として機能する舵角可変装置１４を有しているが、本発明は舵角可変装置を有しない車両に適用されてもよい。また、本発明は、前輪がステアバイワイヤ式の操舵装置により操舵される車両に適用されてもよい。
　また、上述の第一及び第二の実施形態に於いては、路面の摩擦係数μに基づいて図１２に示されたマップより路面の摩擦係数μに基づく補正ゲインＫrrが演算される。そして、後輪の目標修正舵角Δδrbtは、車速ゲインＫrvと補正ゲインＫrrと基本目標修正舵角Δδbrtとの積に演算される。しかし、路面の摩擦係数μに基づく補正ゲインＫrrは省略されてもよい。
　ただし、その場合には、車両のオーバーステア状態又はその虞れを判定し、車両がオーバーステア状態にある又はその虞れがあるときには、後輪の目標修正舵角Δδrbtが低減されることが好ましい。

Claims (11)

  1. 　運転者の操舵操作に応じて前輪を操舵する前輪操舵装置と、運転者の操舵操作によらず後輪を操舵可能な後輪操舵装置とを有する車両の操舵制御装置において、前輪に対し逆相方向への後輪の操舵を修正操舵として、後輪が前記後輪操舵装置によって前輪と同相に操舵されている状況にて運転者の操舵操作量を示す操舵角の大きさが大きいときには、操舵角の大きさが小さいときに比して、修正操舵量の大きさが大きくなるよう、前記後輪操舵装置を制御することを特徴とする車両の操舵制御装置。
  2. 　操舵角の大きさが大きいときには、操舵角の大きさが小さいときに比して、操舵角の大きさに対する修正操舵量の大きさの比が大きいことを特徴とする請求項１に記載の車両の操舵制御装置。
  3. 　修正操舵量の大きさは、車速が高いときには、車速が低いときに比して、大きいことを特徴とする請求項１又は２に記載の車両の操舵制御装置。
  4. 　修正操舵量の大きさは、路面の摩擦係数が低いときには、路面の摩擦係数が高いときに比して、小さいことを特徴とする請求項１ないし３の何れか一つに記載の車両の操舵制御装置。
  5. 　操舵角の大きさが下限基準値以下であるときには、修正操舵を行わないことを特徴とする請求項１ないし４の何れか一つに記載の車両の操舵制御装置。
  6. 　前記下限基準値は、車速が高いときには、車速が低いときに比して、小さいことを特徴とする請求項５に記載の車両の操舵制御装置。
  7. 　車両は通常旋回応答性の走行モード及び高旋回応答性の走行モードの少なくとも二つの走行モードを有し、前記下限基準値は、走行モードが前記高旋回応答性の走行モードであるときには、走行モードが前記通常旋回応答性の走行モードであるときに比して、小さいことを特徴とする請求項５又は６に記載の車両の操舵制御装置。
  8. 　操舵角の大きさが上限基準値以上であるときには、操舵角の大きさが増大しても修正操舵量の大きさを増大させないことを特徴とする請求項１ないし７の何れか一つに記載の車両の操舵制御装置。
  9. 　前記上限基準値は、車速が高いときには、車速が低いときに比して、小さいことを特徴とする請求項８に記載の車両の操舵制御装置。
  10. 　車両は通常旋回応答性の走行モード及び高旋回応答性の走行モードの少なくとも二つの走行モードを有し、前記上限基準値は、走行モードが前記高旋回応答性の走行モードであるときには、走行モードが前記通常旋回応答性の走行モードであるときに比して、小さいことを特徴とする請求項８又は９に記載の車両の操舵制御装置。
  11. 　車両は通常旋回応答性の走行モード及び高旋回応答性の走行モードの少なくとも二つの走行モードを有し、操舵角の大きさに対する修正操舵量の大きさの比は、走行モードが前記高旋回応答性の走行モードであるときには、走行モードが前記通常旋回応答性の走行モードであるときに比して、大きく、走行モードを前記二つの走行モードの間に移行させる際の時間は、操舵角の大きさが大きいときには、操舵角の大きさが小さいときに比して、長いことを特徴とする請求項１ないし４の何れか一つに記載の車両の操舵制御装置。
PCT/JP2013/059018 2013-03-27 2013-03-27 車両の操舵制御装置 Ceased WO2014155564A1 (ja)

Priority Applications (5)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/JP2013/059018 WO2014155564A1 (ja) 2013-03-27 2013-03-27 車両の操舵制御装置
CN201380075036.XA CN105073556B (zh) 2013-03-27 2013-03-27 车辆的转向控制装置
US14/780,091 US10597076B2 (en) 2013-03-27 2013-03-27 Vehicle steering control device
JP2015507771A JP6123884B2 (ja) 2013-03-27 2013-03-27 車両の操舵制御装置
DE112013006873.7T DE112013006873B4 (de) 2013-03-27 2013-03-27 Fahrzeuglenksteuervorrichtung

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/JP2013/059018 WO2014155564A1 (ja) 2013-03-27 2013-03-27 車両の操舵制御装置

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2014155564A1 true WO2014155564A1 (ja) 2014-10-02

Family

ID=51622641

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2013/059018 Ceased WO2014155564A1 (ja) 2013-03-27 2013-03-27 車両の操舵制御装置

Country Status (5)

Country Link
US (1) US10597076B2 (ja)
JP (1) JP6123884B2 (ja)
CN (1) CN105073556B (ja)
DE (1) DE112013006873B4 (ja)
WO (1) WO2014155564A1 (ja)

Families Citing this family (11)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102015220361B4 (de) * 2015-10-20 2025-08-07 Volkswagen Aktiengesellschaft Lenksystem mit Vorderachslenkung und Hinterachslenkung, Verfahren zur Steuerung eines derartigen Lenksystems sowie Kraftfahrzeug
JP6202480B1 (ja) * 2016-04-22 2017-09-27 マツダ株式会社 車両用挙動制御装置
JP2018047827A (ja) * 2016-09-23 2018-03-29 トヨタ自動車株式会社 操舵制御装置
CN108454751A (zh) * 2017-02-21 2018-08-28 北京凌云智能科技有限公司 两轮车转向控制方法及两轮车
DE102017214380A1 (de) * 2017-08-18 2019-02-21 Volkswagen Aktiengesellschaft Lenkwinkelregler
DE102017129322A1 (de) * 2017-12-08 2019-06-13 Trw Automotive Gmbh Allradlenkungssystem für ein Kraftfahrzeug, Kraftfahrzeug sowie Verfahren zum Betrieb eines Allradlenkungssystems
CN108427417B (zh) * 2018-03-30 2020-11-24 北京图森智途科技有限公司 自动驾驶控制系统及方法、计算机服务器和自动驾驶车辆
JP6463571B1 (ja) * 2018-07-03 2019-02-06 三菱電機株式会社 車両制御装置
WO2020130479A1 (ko) * 2018-12-19 2020-06-25 주식회사 만도 조향 제어 장치와 조향 제어 방법, 및 조향 장치
KR102808602B1 (ko) * 2019-09-11 2025-05-20 에이치엘만도 주식회사 조향 제어 장치 및 그 방법, 그리고 조향 시스템
DE102023210367A1 (de) * 2023-10-20 2025-04-24 Zf Automotive Germany Gmbh Steer-by-wire-Lenksystem und Verfahren

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH02274666A (ja) * 1989-04-14 1990-11-08 Honda Motor Co Ltd ４輪操舵装置
JPH05213224A (ja) * 1992-02-07 1993-08-24 Mazda Motor Corp 車両の後輪操舵装置
JP2008018832A (ja) * 2006-07-12 2008-01-31 Fuji Heavy Ind Ltd 車両運動制御装置

Family Cites Families (18)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
FR2576271B1 (fr) * 1985-01-24 1989-02-17 Honda Motor Co Ltd Dispositif de direction des roues avant et arriere
DE3804587A1 (de) * 1988-02-13 1989-08-24 Daimler Benz Ag Zusatzlenkung
US5492348A (en) * 1992-09-29 1996-02-20 Shaw; David C. Vehicle steering system
US20010027892A1 (en) * 2000-02-02 2001-10-11 Nathan Masters Traction kinking system for applying power to a trailing section of an articulated vehicle
JP4231910B2 (ja) * 2000-04-25 2009-03-04 日産自動車株式会社 車線維持装置
JP2003040132A (ja) * 2001-07-27 2003-02-13 Mitsubishi Motors Corp 走行レーン逸脱防止装置
US6564131B2 (en) * 2001-08-01 2003-05-13 Delphi Technologies, Inc. Four-wheel steering algorithm with functional and diagnostic states and modes
US6804592B2 (en) * 2001-10-18 2004-10-12 Delphi Technologies, Inc. Four wheel steering compensation for low coefficient of friction surface
JP3747316B2 (ja) * 2001-11-16 2006-02-22 学校法人金沢工業大学 電気移動車両の操舵・駆動制御方法ならびに電気移動車両の操舵・駆動制御装置および電気移動車両
JP4247986B2 (ja) * 2003-12-10 2009-04-02 株式会社小松製作所 車両のステアリング制御装置
JP2008155889A (ja) * 2006-12-26 2008-07-10 Toyota Motor Corp 車両の走行安定状態判定装置及びこれを用いた走行状態安定制御装置
JP4924378B2 (ja) * 2007-11-19 2012-04-25 トヨタ自動車株式会社 車輌の走行制御装置
EP2216234B1 (en) * 2007-11-19 2016-04-13 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Vehicle steering control device
JP5144304B2 (ja) * 2008-02-22 2013-02-13 本田技研工業株式会社 車両の後輪操舵装置
JPWO2009130866A1 (ja) * 2008-04-25 2011-08-11 株式会社小松製作所 作業車両のステアリング制御装置及びステアリング制御方法
WO2010100719A1 (ja) * 2009-03-03 2010-09-10 トヨタ自動車株式会社 車両の操舵制御装置
JP2012131471A (ja) * 2010-11-29 2012-07-12 Honda Motor Co Ltd 電動ステアリング装置
US9321480B2 (en) * 2011-06-01 2016-04-26 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Vehicle steering control apparatus

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH02274666A (ja) * 1989-04-14 1990-11-08 Honda Motor Co Ltd ４輪操舵装置
JPH05213224A (ja) * 1992-02-07 1993-08-24 Mazda Motor Corp 車両の後輪操舵装置
JP2008018832A (ja) * 2006-07-12 2008-01-31 Fuji Heavy Ind Ltd 車両運動制御装置

Also Published As

Publication number Publication date
CN105073556B (zh) 2017-08-15
US10597076B2 (en) 2020-03-24
CN105073556A (zh) 2015-11-18
JPWO2014155564A1 (ja) 2017-02-16
DE112013006873B4 (de) 2020-03-19
DE112013006873T5 (de) 2015-12-24
JP6123884B2 (ja) 2017-05-10
US20160046321A1 (en) 2016-02-18

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP6123884B2 (ja) 車両の操舵制御装置
US10144416B2 (en) Apparatus and method for controlling vehicle
JP4924378B2 (ja) 車輌の走行制御装置
EP2119616B1 (en) Steering device for vehicle
US8346434B2 (en) Vehicle-body behavior control apparatus
JP5983759B2 (ja) 車両の走行制御装置
JP4468509B2 (ja) 車両用操舵装置
WO2014068711A1 (ja) 車両の走行制御装置
CN101172488B (zh) 电气式动力转向装置
JPWO2009069242A1 (ja) 後輪操舵車両
WO2014010015A1 (ja) 車両用操舵制御装置
JP2006347286A (ja) 車両用操舵装置
JP5223785B2 (ja) 車両用操舵伝達比可変式操舵装置
JP4636255B2 (ja) 車輪横力推定装置及び操舵反力制御装置
JP4034621B2 (ja) 車輌用操舵応答特性制御装置
JP6256319B2 (ja) パワーステアリング制御装置
JP6311589B2 (ja) パワーステアリング制御装置
JP2011201507A (ja) 後輪操舵制御装置
JP4775091B2 (ja) 車両の走行制御装置
JP4715472B2 (ja) 車輌の操舵制御装置
JP4238809B2 (ja) 操舵制御装置
JP4254710B2 (ja) 車輌用操舵制御装置
JP4830569B2 (ja) 車両の走行制御装置
JP3675212B2 (ja) 車輌の操舵制御装置
JP4775054B2 (ja) 車両の走行制御装置

Legal Events

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

Ref document number: 201380075036.X

Country of ref document: CN

121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 13880012

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2015507771

Country of ref document: JP

Kind code of ref document: A

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 14780091

Country of ref document: US

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 1120130068737

Country of ref document: DE

Ref document number: 112013006873

Country of ref document: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 13880012

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1