WO2021250761A1 - 車両の駆動力制御方法及び車両の駆動力制御装置 - Google Patents

車両の駆動力制御方法及び車両の駆動力制御装置 Download PDF

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WO2021250761A1
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vehicle
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circle
friction coefficient
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健介 伊藤
達也 鈴木
昌明 縄野
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日産自動車株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to the control of the driving force of the vehicle.
  • JP2009-56884A discloses a technique of estimating a circle of forces based on the frictional force between a tire and a road surface and limiting the driving force based on the estimated circle of forces.
  • the driving force when the coefficient of friction of the road surface changes, the driving force also changes.
  • the friction coefficient of the road surface is high such as a dry road surface or a wet road surface
  • the friction coefficient changes when a large tire generating force is generated the vehicle behavior due to the change occurs quickly. Therefore, even if the change in the estimated circle of friction quickly follows the change in the coefficient of friction, the behavior of the vehicle is not easily disturbed.
  • the road surface condition is likely to change, such as variations in the degree of snow compaction or ice-like parts in some places, and the amount of change in the friction coefficient is large. .. That is, when the coefficient of friction is small, the amount of change in the size of the estimated circle of forces is large. Further, when the coefficient of friction is small, a large tire generating force cannot be generated, so that the vehicle behavior is gradual. In such a case, if the change in the estimated circle of friction quickly follows the change in the coefficient of friction, the driving force suddenly changes and the behavior of the vehicle is disturbed.
  • an object of the present invention is to control the driving force so as to suppress the disturbance of the behavior of the vehicle even on a road surface having a small coefficient of friction.
  • the estimated circle of forces is calculated based on the longitudinal acceleration and the lateral acceleration, the driving force is limited according to the size of the estimated circle of forces, and the size of the estimated circle of forces during vehicle running is limited.
  • a vehicle driving force control method is provided that limits the rate of change based on the tire generating force. In this driving force control method, the larger the tire generating force, the larger the rate of change in the size of the estimated circle of forces after limitation.
  • FIG. 1 is a block diagram of a control system according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a diagram showing an example of a circle of forces during turning.
  • FIG. 3 is a circle of forces between the front wheels and the rear wheels for explaining the driving force limitation.
  • FIG. 4 is a control block diagram for limiting the driving force.
  • FIG. 5 is an example of a restricted rate map.
  • FIG. 6 is a timing chart when the embodiment of the present invention is executed.
  • FIG. 7 is a timing chart of a comparative example.
  • FIG. 1 is a configuration diagram of a control system according to the present embodiment.
  • This control system includes various sensors and the like described later, a controller 1 as a control unit that executes various controls including control of driving force based on information from these, a front motor 2 and a rear motor 3 as drive sources. It is equipped with a meter 4 for notifying the driver that the driving force is being restricted.
  • Various sensors include a vehicle speed sensor 5 that detects vehicle speed, a front-rear acceleration detection unit that detects front-rear and lateral acceleration applied to the vehicle, an acceleration sensor 6 as a lateral acceleration detection unit, and a steering angle sensor 7 that detects steering angle.
  • An accelerator opening sensor 8 for detecting the amount of depression of the accelerator pedal also referred to as an accelerator opening
  • a mode selector 9 operated by the driver to select a traveling mode.
  • the controller 1 is composed of a microcomputer equipped with a central arithmetic unit (CPU), a read-only memory (ROM), a random access memory (RAM), and an input / output interface (I / O interface). It is also possible to configure the controller 1 with a plurality of microcomputers.
  • CPU central arithmetic unit
  • ROM read-only memory
  • RAM random access memory
  • I / O interface input / output interface
  • the front motor 2 generates the driving force transmitted to the two front wheels
  • the rear motor 3 generates the driving force transmitted to the two rear wheels.
  • the driving force generated by the front motor 2 and the rear motor 3 is controlled by the controller 1. The specific control contents will be described later.
  • the drive source of the present embodiment is two electric motors, a front motor 2 and a rear motor 3, but one or both of them may be replaced with an internal combustion engine.
  • the vehicle is equipped with a front motor 2 and a rear motor 3.
  • the controller 1 sets the target driving force of the vehicle as a whole according to the amount of depression of the accelerator pedal of the driver, and sets the distribution of the driving force of the front motor 2 and the driving force of the rear motor 3 to realize the target driving force. ..
  • This distribution is set so that the distribution of the larger circle of forces is larger according to the size of the circle of forces of the front wheels and the circle of forces of the rear wheels. For example, if the circle of forces of the front wheels and the circle of forces of the rear wheels are the same size, the distribution of the driving force is set to 50:50.
  • the distribution of the front wheels will be larger than the distribution of the rear wheels, and if the circle of forces of the front wheels is smaller than the circle of forces of the rear wheels, the distribution of the rear wheels will be larger than the distribution of the front wheels.
  • the target driving force can be achieved by only one of the front motor 2 and the rear motor 3, the target driving force may be realized by only one of the motors without distributing the driving force.
  • the above-mentioned circle of forces on the front wheels is the smaller of the two circles of forces on the front wheels.
  • the circle of forces on the rear wheels For example, during turning as shown in FIG. 2, the load on the inner ring of both the front wheel and the rear wheel is smaller than the load on the outer ring, so that the inner ring has a smaller circle of forces than the outer ring.
  • the solid circle in FIG. 2 is a circle of forces
  • the broken line circle is a circle whose radius is the tire generating force determined by the target driving force and the target lateral force described later
  • the black arrow in the circle of forces is the circle of forces.
  • Driving force, white arrow indicates lateral force.
  • the controller 1 limits the target driving force so that the tire generating force falls within the friction circle.
  • FIG. 3 is a circle of forces for the front and rear wheels for explaining the limited target driving force.
  • the circle of forces of the front wheels is larger than the circle of forces of the rear wheels.
  • the target driving force based on the accelerator opening is Fx
  • the driving force distributed to the front wheels is Fxf
  • the driving force distributed to the rear wheels is Fxr.
  • the lateral force of the front wheels based on the steering layer steering angle and the vehicle speed is defined as Fyf
  • the lateral force of the rear wheels is also defined as Fyr.
  • the tire generating force Ff of the front wheels which is the resultant force of the target driving force Fxf of the front wheels and the target lateral force Fyf of the front wheels, exceeds the circle of forces of the front wheels.
  • the front wheels slip or skid, and the behavior of the vehicle is disturbed. Therefore, what limits the tire generating force Ff of the front wheels by the circle of forces is defined as the tire generating force Flimit front of the front wheels after the limitation, and the driving force component thereof is defined as the target driving force TargetFxf of the front wheels. This is expressed by a mathematical formula as shown in equation (1).
  • the target driving force TargetFxr for the rear wheels is the target driving force Fxr for the rear wheels, the target lateral force Fyr for the rear wheels, the tire generation force Fr for the rear wheels, which is the resultant force of these, and the rear after restriction. It is expressed by the equation (2) using the tire generation force of the wheel, Flimit rear. Then, the resultant force of the target driving force TargetFxf of the front wheels after the restriction and the target driving force TargetFxr of the rear wheels after the restriction becomes the target driving force TargetFx after the restriction.
  • the road surface condition changes while driving
  • the size of the circle of forces changes, and the target driving force TargetFx after the restriction also changes accordingly.
  • the road surface has a large coefficient of friction (also called a high ⁇ road) such as a dry or wet paved road
  • the degree of change is small. ..
  • the allowable lateral force becomes large on a high ⁇ road, the time until the influence of the change in the road surface condition appears on the vehicle behavior is short. Therefore, on a high ⁇ road, there is no problem even if the change in the target driving force TargetFx after the limitation quickly follows the change in the road surface condition.
  • FIG. 4 is a control block diagram of the driving force control executed by the controller 1. It should be noted that this control block diagram shows the function of the controller 1 and does not mean the physical configuration.
  • the friction coefficient estimation unit B10 estimates the friction coefficient estimation value ⁇ , which is the estimated value of the friction coefficient, based on the current longitudinal acceleration, lateral acceleration, and disturbance information.
  • the disturbance information is, for example, the size of the roll and pitch of the vehicle and the degree of wandering, and the wheel load can be estimated from these.
  • a known method for calculating the estimated value ⁇ of the friction coefficient may be applied. For example, on the assumption that the tire generating force determined from the current front-rear acceleration and lateral acceleration is within the friction circle, the tire generating force obtained by increasing the current front-rear acceleration and lateral acceleration by a predetermined offset amount is commanded. , The increase due to the above offset amount is repeated until the tire generating force actually reaches the limit.
  • the tire generating force estimation unit B11 estimates the current tire generating force based on the current front-rear acceleration and lateral acceleration. Then, the acceleration Gv applied to the vehicle is calculated based on the estimated tire generation force and the wheel load, and this is output to the change speed limiting unit B12 described later.
  • the acceleration Gv applied to the vehicle may be calculated by synthesizing the current front-rear acceleration and lateral acceleration.
  • the change speed limiting unit B12 limits the change speed of the friction coefficient estimated value ⁇ based on the acceleration Gv, which can be regarded as performing the limitation based on the tire generating force. This is because the tire generating force is the product of the total value of the wheel loads of the four wheels (that is, the vehicle weight) and the acceleration of the vehicle, and the total value of the wheel loads does not change significantly during driving, so the tire generating force does not change significantly. This is because there is a proportional relationship between the acceleration of the vehicle and the acceleration of the vehicle.
  • the limitation of the change speed of the friction coefficient estimated value ⁇ based on the acceleration Gv can be regarded as the limitation based on the friction coefficient of the road surface.
  • the tire generation force can be expressed as the product of the total value of the wheel load of the four wheels (that is, the vehicle weight), the gravitational acceleration, and the friction coefficient.
  • the gravitational acceleration is a constant value, and the total value of the wheel load is running. This is because the tire generating force and the friction coefficient of the road surface are in a proportional relationship because they do not change significantly during the process.
  • the change speed limiting unit B12 limits the change speed of the friction coefficient estimated value ⁇ using the acceleration Gv calculated by the tire generating force estimation unit B11, and outputs the post-restricted friction coefficient estimated value ⁇ limit to the driving force limiting unit B13 described later. do.
  • the limit rate is set using the map shown in FIG. 5, the amount of change of the input friction coefficient estimated value ⁇ from the previous value is limited by using the limit rate, and the value after the limit is limited.
  • Post-friction coefficient estimated value ⁇ limit. 0.3 on the horizontal axis in FIG. 5 is an example of acceleration Gv on a snowy road, and 0.5 is an example of acceleration Gv on a wet road surface and a dry road surface.
  • the Low and Hi of the restricted rate in FIG. 5 are values that can be arbitrarily set according to the specifications of the vehicle to which the present embodiment is applied, and are set by conformity.
  • the restricted rate is relatively small on snowy roads and relatively large on wet and dry roads. That is, the rate of change of the estimated friction coefficient ⁇ is relatively small on a low ⁇ road such as a snowy road, and relatively large on a high ⁇ road such as a wet road surface and a dry road surface.
  • the acceleration Gv on the horizontal axis may be replaced with the estimated value ⁇ of the friction coefficient of the road surface. Even in that case, the friction coefficient ⁇ of the snowy road is 0.3, and the friction coefficient ⁇ of the wet road surface and the dry road surface is 0.6.
  • the driving force limiting unit B13 determines the limited driving force Fx'based on the target driving force Fx based on the accelerator opening, the target lateral force Fy based on the steering angle and the vehicle speed, and the estimated value ⁇ limit of the friction coefficient after the limitation. calculate. Then, the driving force Fx after the limitation is distributed to the front wheels and the rear wheels according to the size of the circle of forces as described above.
  • the change in the size of the circle of forces according to the change in the estimated value ⁇ limit of the friction coefficient after restriction is relatively gentle on the low ⁇ road and relatively high on the high ⁇ road. It becomes relatively quick on the ⁇ road.
  • FIG. 6 is a timing chart when the above driving force control is executed.
  • FIG. 7 is a timing chart as a comparative example in the case where the change speed limit of the present embodiment is not performed.
  • the target driving force is constant
  • the snow road surface is from timing 0 to timing T1
  • the dry road surface is from timing T1 to timing T2
  • the wet road surface is from timing T2 to timing T3.
  • T3 the case where the vehicle travels on the dry road surface again is shown.
  • the degree of snow compaction is not uniform, and in some places it is icy, so the coefficient of friction of the road surface increases and decreases frequently and rapidly.
  • the rate of change of the estimated friction coefficient ⁇ is not limited, in other words, the rate of change of the size of the estimated circle of forces is not limited
  • the estimated friction coefficient ⁇ is shown in FIG.
  • the amount of fluctuation of is large.
  • the amount of fluctuation referred to here is a fluctuation range when the increase / decrease is repeated alternately.
  • the rate of change of the estimated friction coefficient ⁇ on a low ⁇ road is restricted to be relatively slow as in the present embodiment, as shown in FIG. 6, the fluctuation amount of the estimated friction coefficient ⁇ limit after restriction increases. It is smaller than that in FIG. 7. Along with this, the amount of fluctuation in acceleration due to the driving force after the limitation is also reduced, and as a result, the wheel speed is monotonically increased, so that disturbance of vehicle behavior can be suppressed.
  • the limit of the change speed of the friction coefficient estimated value ⁇ of the present embodiment is looser than that in the case of the snowy road. It becomes equivalent to the comparative example. Therefore, there is no difference between FIGS. 6 and 7 after the timing T1.
  • the estimated value ⁇ limit of the friction coefficient after limitation in FIG. 6 rapidly decreases, and the acceleration due to the driving force after restriction also rapidly decreases accordingly. That is, according to the present embodiment, it is possible to secure the responsiveness to the change of the road surface condition on the high ⁇ road and suppress the disturbance of the vehicle behavior due to the change of the road surface condition on the low ⁇ road.
  • the rate of change may increase as the amount of depression of the accelerator pedal increases.
  • the change speed limiting unit B12 in FIG. 4 reads the accelerator opening degree, and the larger the accelerator opening degree, the larger the correction rate in FIG. 5 is corrected.
  • the greater the amount of depression of the accelerator pedal the greater the driver's demand for acceleration, and the greater the tolerance for disturbances in vehicle behavior. Therefore, in order to give priority to the driver's intention of acceleration, the larger the amount of depression of the accelerator pedal, the larger the speed of change.
  • the estimated friction circle is calculated based on the front-rear acceleration and the lateral acceleration, the driving force is limited according to the size of the estimated friction circle, and the vehicle travels.
  • the rate of change in the size of the estimated circle of forces inside is limited based on the tire generating force.
  • the larger the tire generating force the larger the rate of change in the size of the estimated circle of forces after the limitation.
  • the larger the amount of depression of the accelerator pedal the larger the change speed of the estimated size of the circle of forces.
  • the driver's intention to accelerate can be satisfied while suppressing the disturbance of the behavior of the vehicle.
  • the estimated friction coefficient of the road surface is calculated based on the front-rear acceleration and the lateral acceleration, the driving force is limited according to the magnitude of the estimated friction coefficient, and the vehicle is running.
  • the rate of change of the magnitude of the estimated friction coefficient in is limited based on the magnitude of the estimated friction coefficient.
  • the larger the estimated friction coefficient the larger the rate of change in the magnitude of the estimated friction coefficient after the limitation.
  • the larger the amount of depression of the accelerator pedal the larger the change speed of the estimated friction size.
  • the driver's intention to accelerate can be satisfied while suppressing the disturbance of the behavior of the vehicle.

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Abstract

本発明に係る車両の駆動力制御方法では、前後加速度と横加速度に基づいて推定摩擦円を算出し、推定摩擦円の大きさに応じて駆動力を制限し、車両走行中における推定摩擦円の大きさの変化速度を、タイヤ発生力に基づいて制限する。さらに、この駆動力制御方法では、タイヤ発生力が大きいほど、制限後の推定摩擦円の大きさの変化速度を大きくする。

Description

車両の駆動力制御方法及び車両の駆動力制御装置
　本発明は、車両の駆動力の制御に関する。
　ＪＰ２００９－５６８８４Ａには、タイヤと路面との摩擦力に基づいて摩擦円を推定し、この推定摩擦円に基づいて駆動力を制限する技術が開示されている。
　上記文献の技術によれば、路面の摩擦係数が変化すると駆動力も変化する。例えばドライ路面またはウェット路面のように路面の摩擦係数が高い場合には、大きなタイヤ発生力が発生しているときに摩擦係数が変化すると、当該変化に起因する車両挙動の発生が早い。したがって、摩擦係数の変化に対して推定摩擦円の変化が速やかに追従しても、車両の挙動は乱れ難い。
　しかし、例えば氷雪路面のように摩擦係数が小さい場合には、圧雪の程度にバラツキがあったり所々に氷状の部分があったりする等、路面状況が変化し易く、摩擦係数の変化量が大きい。つまり、摩擦係数が小さい場合には、推定摩擦円の大きさの変化量が大きくなる。また、摩擦係数の小さい場合には、大きなタイヤ発生力は生じ得ないので、車両挙動の発生は緩やかである。このような場合に、推定摩擦円の変化が摩擦係数の変化に速やか追従すると、駆動力が急変することとなり、車両の挙動が乱れる。
　そこで本発明は、摩擦係数が小さい路面においても車両の挙動の乱れを抑制し得るよう駆動力を制御することを目的とする。
　本発明のある態様によれば、前後加速度と横加速度に基づいて推定摩擦円を算出し、推定摩擦円の大きさに応じて駆動力を制限し、車両走行中における推定摩擦円の大きさの変化速度を、タイヤ発生力に基づいて制限する車両の駆動力制御方法が提供される。この駆動力制御方法において、タイヤ発生力が大きいほど、制限後の推定摩擦円の大きさの変化速度を大きくする。
図１は、本発明の実施形態に係る制御システムの構成図である。 図２は、旋回中の摩擦円の一例を示す図である。 図３は、駆動力制限について説明するための前輪及び後輪の摩擦円である。 図４は、駆動力制限のための制御ブロック図である。 図５は、制限レイトマップの一例である。 図６は、本発明の実施形態を実行した場合のタイミングチャートである。 図７は、比較例のタイミングチャートである。
　以下、図面を参照して、本発明の実施形態について説明する。
　[システム構成]
　図１は、本実施形態にかかる制御システムの構成図である。
　本制御システムは、後述する各種センサ等と、これらからの情報に基づいて駆動力の制御を含む各種制御を実行する制御部としてのコントローラ１と、駆動源としてのフロントモータ２及びリヤモータ３と、駆動力の制限中であること等を運転者に告知するメータ４と、を備える。
　各種センサ等は、車速を検出する車速センサ５、車両にかかる前後加速度及び横加速度を検出する前後加速度検出部及び横加速度検出部としての加速度センサ６、ステアリング舵角を検出する舵角センサ７、アクセルペダルの踏み込み量（アクセル開度ともいう）を検出するアクセル開度センサ８、運転者が走行モードを選択するために操作するモードセレクタ９である。
　コントローラ１は、中央演算装置（ＣＰＵ）、読み出し専用メモリ（ＲＯＭ）、ランダムアクセスメモリ（ＲＡＭ）及び入出力インタフェース（Ｉ／Ｏインタフェース）を備えたマイクロコンピュータで構成される。コントローラ１を複数のマイクロコンピュータで構成することも可能である。
　フロントモータ２は２つの前輪に伝達する駆動力を発生し、リヤモータ３は２つの後輪に伝達する駆動力を発生する。フロントモータ２及びリヤモータ３が発生する駆動力は、コントローラ１により制御される。具体的な制御内容については後述する。
　なお、本実施形態の駆動源はフロントモータ２とリヤモータ３という２つの電動モータであるが、いずれか一方または両方を内燃エンジンに置き換えてもよい。
　[駆動力制御]
　まず本実施形態にかかる駆動力制御の概要について説明する。
　上述した通り、車両はフロントモータ２とリヤモータ３とを備える。コントローラ１は、運転者のアクセルペダル踏み込み量に応じて車両全体としての目標駆動力を設定し、目標駆動力を実現するためのフロントモータ２の駆動力とリヤモータ３の駆動力の配分を設定する。この配分は、前輪の摩擦円と後輪の摩擦円との大きさに応じて、摩擦円が大きい方の配分が大きくなるよう設定する。例えば、前輪の摩擦円と後輪の摩擦円が同じ大きさなら、駆動力の配分は５０：５０に設定する。前輪の摩擦円が後輪の摩擦円より大きい場合は前輪の配分が後輪の配分より大きくなり、前輪の摩擦円が後輪の摩擦円より小さい場合は後輪の配分が前輪の配分より大きくなる。なお、フロントモータ２またはリヤモータ３のいずれか一方だけで目標駆動力を実現できる場合には、駆動力を配分せずに、いずれか一方のモータだけで目標駆動力を実現してもよい。
　上記の前輪の摩擦円とは、２つの前輪の摩擦円のうち小さい方である。後輪の摩擦円についても同様である。例えば、図２に示す通り旋回中であれば、前輪及び後輪ともに内輪に係る荷重が外輪に係る荷重より小さくなるので、内輪の方が外輪よりも摩擦円が小さい。なお、図２中の実線の円は摩擦円であり、破線の円は後述する目標駆動力と目標横力から定まるタイヤ発生力を半径とする円であり、摩擦円の中の黒色の矢印は駆動力、白色の矢印は横力を示している。
　旋回する際に、ステアリングの舵角及び車速から定まる目標横力と上述した目標駆動力とから定まる目標タイヤ発生力が車輪の摩擦円を超えてしまうと、車輪が空転や横滑りして車両の挙動が乱れる。そこで、コントローラ１はタイヤ発生力が摩擦円に収まるよう目標駆動力を制限する。
　図３は、制限された目標駆動力について説明するための、前輪及び後輪の摩擦円である。ここでは、前輪の摩擦円が後輪の摩擦円より大きいものとする。
　アクセル開度に基づく目標駆動力をＦｘ、前輪に配分される駆動力をＦｘｆ、後輪に配分される駆動力をＦｘｒとする。また、ステアリング層舵角及び車速に基づく前輪の横力をＦｙｆ、同じく後輪の横力をＦｙｒとする。
　まず、前輪について説明する。前輪の目標駆動力Ｆｘｆと前輪の目標横力Ｆｙｆとの合力である前輪のタイヤ発生力Ｆｆが図示する通り前輪の摩擦円を超えている。この状態では前輪は空転または横滑りすることで車両の挙動が乱れてしまう。そこで、前輪のタイヤ発生力Ｆｆを摩擦円により制限したものを制限後の前輪のタイヤ発生力Ｆｌｉｍｉｔ　ｆｒｏｎｔとし、これの駆動力成分を前輪の目標駆動力ＴａｒｇｅｔＦｘｆとする。これを数式で表すと式（１）の通りである。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
 　後輪についても同様であり、後輪の目標駆動力ＴａｒｇｅｔＦｘｒは後輪の目標駆動力Ｆｘｒと後輪の目標横力Ｆｙｒと、これらの合力である後輪のタイヤ発生力Ｆｒ、制限後の後輪のタイヤ発生力Ｆｌｉｍｉｔ　ｒｅａｒを用いて式（２）のように表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
 　そして、制限後の前輪の目標駆動力ＴａｒｇｅｔＦｘｆと制限後の後輪の目標駆動力ＴａｒｇｅｔＦｘｒとの合力が制限後の目標駆動力ＴａｒｇｅｔＦｘとなる。
　ところで、走行中に路面状況が変化すると、摩擦円の大きさが変化し、これに伴い制限後の目標駆動力ＴａｒｇｅｔＦｘも変化する。ドライ状態やウェット状態の舗装路のように摩擦係数が大きい路面（高μ路ともいう）であれば、路面状況が変化して摩擦抵抗の大きさが変化したとしても、その変化の度合いは小さい。また、高μ路では許容される横力が大きくなるため、路面状況の変化の影響が車両挙動に現れるまでの時間が短い。したがって、高μ路では、制限後の目標駆動力ＴａｒｇｅｔＦｘの変化が路面状況の変化に速やかに追従しても問題はない。
　しかし、雪路のように摩擦係数が小さい路面（低μ路ともいう）では、圧雪の度合いが一定ではないし、踏み固められて氷状になっている部分もあるので、摩擦係数が大きくかつ急激に変化する場合がある。また、低μ路ではタイヤ発生力が小さいので、摩擦係数の変化に起因する車両挙動の変化は緩やかに発生する。このような低μ路においては、摩擦係数の変化に速やかに追従するように制限後の目標駆動力ＴａｒｇｅｔＦｘが変化すると、車両の挙動が乱れてしまう。
　フィルタ処理を施すことによって制限後の目標駆動力の変化速度を緩やかにすれば、低μ路における車両挙動の乱れは抑制できる。しかし、単純なフィルタ処理では高μ路での応答性が低下してしまう。
　そこで本実施形態では、高μ路での応答性と低μ路での車両挙動の安定とを両立するために、いかに説明する制御を実行する。
　図４は、コントローラ１が実行する駆動力制御の制御ブロック図である。なお、この制御ブロック図は、コントローラ１の機能を示すものであって、物理的な構成を意味するものではない。
　摩擦係数推定部Ｂ１０は、現在の前後加速度、横加速度及び外乱情報に基づいて摩擦係数の推定値である摩擦係数推定値μを推定する。外乱情報とは、例えば車両のロール及びピッチの大きさやワンダリングの程度であり、これらから輪荷重を推定できる。摩擦係数推定値μの算出方法は公知のものを適用すればよい。例えば、現在の前後加速度及び横加速度から定まるタイヤ発生力は摩擦円に収まっているとの前提のもと、現在の前後加速度及び横加速度を所定のオフセット量だけ増大させたタイヤ発生力を指令し、実際にタイヤ発生力が限界に到達するまで上記のオフセット量による増大を繰り返す。タイヤ発生力の指令値の増大に対して、前後加速度や横加速度の増大が所定以下に鈍った場合にタイヤ発生力が限界に到達したと判断し、その際のタイヤ発生力と輪荷重から摩擦係数推定値μを算出する。
　タイヤ発生力推定部Ｂ１１は、現在の前後加速度及び横加速度に基づいて現在のタイヤ発生力を推定する。そして、推定したタイヤ発生力と輪荷重とに基づいて車両にかかる加速度Ｇｖを算出し、これを後述する変化速度制限部Ｂ１２に出力する。なお、車両にかかる加速度Ｇｖは、現在の前後加速度及び横加速度を合成することで算出してもかまわない。
　また、後述する変化速度制限部Ｂ１２では加速度Ｇｖに基づいて摩擦係数推定値μの変化速度を制限するが、これはタイヤ発生力に基づいて当該制限を行うとみなすことができる。なぜならば、タイヤ発生力は四輪の輪荷重の合計値（つまり車重）と車両の加速度との積であり、輪荷重の合計値は走行中に大きく変化することがないので、タイヤ発生力と車両の加速度とは比例関係にあるからである。
　さらに、加速度Ｇｖに基づく摩擦係数推定値μの変化速度の制限は、路面の摩擦係数に基づく当該制限とみなすこともできる。なぜならば、タイヤ発生力は四輪の輪荷重の合計値（つまり車重）と重力加速度と摩擦係数との積と表すこともでき、重力加速度は一定値であり、輪荷重の合計値は走行中に大きく変化することがないので、タイヤ発生力と路面の摩擦係数とは比例関係にあるからである。
　変化速度制限部Ｂ１２は、タイヤ発生力推定部Ｂ１１で算出した加速度Ｇｖを用いて摩擦係数推定値μの変化速度を制限し、制限後摩擦係数推定値μｌｉｍｉｔを後述する駆動力制限部Ｂ１３に出力する。例えば、図５に示すマップを用いて制限レイトを設定し、入力された摩擦係数推定値μの今回値の前回値からの変化量を、制限レイトを用いて制限し、制限後の値を制限後摩擦係数推定値μｌｉｍｉｔする。図５における横軸の０．３は雪路における加速度Ｇｖの一例であり、同じく０．５はウェット路面及びドライ路面における加速度Ｇｖの一例である。また、図５における制限レイトのＬｏｗ及びＨｉは、本実施形態を適用する車両の仕様に応じて任意に設定し得る値であって、適合により設定する。
　図５に示す通り、制限レイトは雪路では相対的に小さく、ウェット路面及びドライ路面では相対的に大きい。すなわち、摩擦係数推定値μの変化速度は、雪路のような低μ路では相対的に小さく、ウェット路面及びドライ路面のような高μ路では相対的に大きくなる。なお、横軸の加速度Ｇｖを路面の摩擦係数推定値μに置き換えてもよい。その場合も、雪路の摩擦係数μは０．３、ウェット路面及びドライ路面の摩擦係数μは０．６とする。
　駆動力制限部Ｂ１３は、アクセル開度に基づく目標駆動力Ｆｘと、ステアリング舵角及び車速に基づく目標横力Ｆｙと、制限後摩擦係数推定値μｌｉｍｉｔとに基づいて制限後の駆動力Ｆｘ´を算出する。そして、制限後の駆動力Ｆｘを上述した通り摩擦円の大きさに応じて前輪と後輪とに分配する。
　上記のように駆動力を制御することで、制限後摩擦係数推定値μｌｉｍｉｔの変化に応じた摩擦円の大きさの変化が低μ路では相対的に緩やかに、高μ路では相対的に高μ路では相対的に速やかになる。
　図６は、上記の駆動力制御を実行した場合のタイミングチャートである。図７は、比較例としての、本実施形態の変化速度制限を行わない場合のタイミングチャートである。
　図６、図７のいずれも、目標駆動力は一定で、タイミング０からタイミングＴ１までは雪路を、タイミングＴ１からタイミングＴ２まではドライ路面を、タイミングＴ２からタイミングＴ３まではウェット路面を、タイミングＴ３以降は再びドライ路面を、走行した場合について示している。
　雪路においては、上述した通り圧雪の程度が一律ではなく、場所によっては氷状になっているところもあることから、路面の摩擦係数が頻繁に、かつ急激に増減する。このような状況において、摩擦係数推定値μの変化速度に制限をかけないと、換言すると推定摩擦円の大きさの変化の速度に制限をかけないと、図７に示す通り摩擦係数推定値μの変動量が大きくなる。このように大きく変動する摩擦係数推定値μに応じて駆動力を制限すると、制限後の駆動力の変動量も大きくなるので、前後加速度の変動量も大きくなる。その結果、車輪速度の変動量も大きくなり、車両挙動の乱れを招くこととなる。なお、ここでいう変動量とは、増減を交互に繰り返す際の振れ幅のことである。
　これに対し、本実施形態のように低μ路での摩擦係数推定値μの変化速度を相対的に遅くなるよう制限すると、図６に示す通り、制限後摩擦係数推定値μｌｉｍｉｔの変動量が図７に比べて小さくなる。これに伴い、制限後の駆動力による加速度の変動量も小さくなり、結果的に車輪速度は単調増加するので、車両挙動の乱れを抑制できる。
　一方、タイミングＴ１以降のドライ路面またはウェット路面では、本実施形態の摩擦係数推定値μの変化速度の制限が雪路の場合に比べて緩くなるので、制限後摩擦係数推定値μｌｉｍｉｔの変化速度は比較例と同等になる。このため、タイミングＴ１以降は図６と図７に違いはない。例えば、タイミングＴ２においてドライ路面からウェット路面に変化したときには、図６の制限後摩擦係数推定値μｌｉｍｉｔは速やかに低下し、これに応じて制限後の駆動力による加速度も速やかに低下している。すなわち、本実施形態によれば、高μ路での路面状況の変化に対する応答性を確保し、かつ低μ路での路面状況の変化に起因する車両挙動の乱れを抑制できる。
　なお、摩擦係数推定値μの変化速度を制限する場合に、アクセルペダルの踏み込み量が大きいほど変化速度が大きくなるようにしてもよい。例えば、図４の変化速度制限部Ｂ１２がアクセル開度を読み込み、アクセル開度が大きいほど図５の制限レイトを大きく補正する。アクセルペダルの踏み込み量が大きくなるほど、運転者は大きな加速度を要求しており、車両挙動の乱れに対する許容度も上がる。したがって、運転者の加速意図を優先するために、アクセルペダルの踏み込み量が大きいほど変化速度を大きくする。
　以上の通り本実施形態に係る車両の駆動力制御方法によれば、前後加速度と横加速度に基づいて推定摩擦円を算出し、推定摩擦円の大きさに応じて駆動力を制限し、車両走行中における推定摩擦円の大きさの変化速度を、タイヤ発生力に基づいて制限する。そして、この駆動力制御方法では、タイヤ発生力が大きいほど、制限後の推定摩擦円の大きさの変化速度を大きくする。これにより、低μ路での車両の挙動の乱れを抑制できる。さらに、高μ路での駆動力制御の応答性を確保できる。
　本実施形態に係る車両の駆動力制御方法では、アクセルペダルの踏み込み量が大きいほど推定摩擦円の大きさの変化速度を大きくする。これにより、車両の挙動の乱れを抑制しつつ、運転者の加速意図を満足することができる。
　本実施形態に係る車両の駆動力制御方法によれば、前後加速度と横加速度に基づいて路面の推定摩擦係数を算出し、推定摩擦係数の大きさに応じて駆動力を制限し、車両走行中における推定摩擦係数の大きさの変化速度を、推定摩擦係数の大きさに基づいて制限する。そして、この駆動力制御方法では、推定摩擦係数が大きいほど、制限後の推定摩擦係数の大きさの変化速度を大きくする。これにより、低μ路での車両の挙動の乱れを抑制できる。さらに、高μ路での駆動力制御の応答性を確保できる。
　本実施形態に係る車両の駆動力制御方法では、アクセルペダルの踏み込み量が大きいほど推定摩擦の大きさの変化速度を大きくする。これにより、車両の挙動の乱れを抑制しつつ、運転者の加速意図を満足することができる。
　以上、本発明の実施形態について説明したが、上記実施形態は本発明の適用例の一部を示したに過ぎず、本発明の技術的範囲を上記実施形態の具体的構成に限定する趣旨ではない。

Claims (6)

  1. 　前後加速度と横加速度に基づいて推定摩擦円を算出し、
    　前記推定摩擦円の大きさに応じて駆動力を制限し、
    　車両走行中における前記推定摩擦円の大きさの変化速度を、タイヤ発生力に基づいて制限する車両の駆動力制御方法において、
    　タイヤ発生力が大きいほど、制限後の前記推定摩擦円の大きさの変化速度を大きくする、車両の駆動力制御方法。
  2. 　請求項１に記載の車両の駆動力制御方法において、
    　アクセルペダルの踏み込み量が大きいほど前記推定摩擦円の大きさの変化速度を大きくする、車両の駆動力制御方法。
  3. 　前後加速度と横加速度に基づいて路面の推定摩擦係数を算出し、
    　前記推定摩擦係数の大きさに応じて駆動力を制限し、
    　車両走行中における前記推定摩擦係数の大きさの変化速度を、前記推定摩擦係数の大きさに基づいて制限する車両の駆動力制御方法において、
    　前記推定摩擦係数が大きいほど、制限後の前記推定摩擦係数の大きさの変化速度を大きくする、車両の駆動力制御方法。
  4. 　請求項３に記載の車両の駆動力制御方法において、
    　アクセルペダルの踏み込み量が大きいほど前記推定摩擦係数の大きさの変化速度を大きくする、車両の駆動力制御方法。
  5. 　車両の前後加速度を検出する前後加速度検出部と、
    　前記車両の横加速度を検出する横加速度検出部と、
    　前記前後加速度と前記横加速度とに基づいて推定摩擦円を算出し、前記推定摩擦円の大きさに応じて駆動力を制限し、車両走行中における前記推定摩擦円の大きさの変化速度を、タイヤ発生力に基づいて制限する制御部と、
    を備える車両の駆動力制御装置において、
    　前記制御部は、タイヤ発生力が大きいほど、制限後の前記推定摩擦円の大きさの変化速度を大きくする、車両の駆動力制御装置。
  6. 　車両の前後加速度を検出する前後加速度検出部と、
    　前記車両の横加速度を検出する横加速度検出部と、
    　前後加速度と横加速度に基づいて路面の推定摩擦係数を算出し、前記推定摩擦係数の大きさに応じて駆動力を制限し、車両走行中における前記推定摩擦係数の大きさの変化速度を、前記推定摩擦係数の大きさに基づいて制限する制御部と、
    を備える車両の駆動力制御装置において、
    　前記制御部は、前記推定摩擦係数が大きいほど、制限後の前記推定摩擦係数の大きさの変化速度を大きくする、車両の駆動力制御装置。
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