WO2022181468A1 - 車両運動制御装置、車両運動制御システムおよび車両 - Google Patents

車両運動制御装置、車両運動制御システムおよび車両 Download PDF

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WO2022181468A1
WO2022181468A1 PCT/JP2022/006573 JP2022006573W WO2022181468A1 WO 2022181468 A1 WO2022181468 A1 WO 2022181468A1 JP 2022006573 W JP2022006573 W JP 2022006573W WO 2022181468 A1 WO2022181468 A1 WO 2022181468A1
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WO
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command value
vehicle
roll
yaw moment
actuator
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Application number
PCT/JP2022/006573
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English (en)
French (fr)
Inventor
淳一 平田
勇大 中野
Original Assignee
Ntn株式会社
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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60L—PROPULSION OF ELECTRICALLY-PROPELLED VEHICLES; SUPPLYING ELECTRIC POWER FOR AUXILIARY EQUIPMENT OF ELECTRICALLY-PROPELLED VEHICLES; ELECTRODYNAMIC BRAKE SYSTEMS FOR VEHICLES IN GENERAL; MAGNETIC SUSPENSION OR LEVITATION FOR VEHICLES; MONITORING OPERATING VARIABLES OF ELECTRICALLY-PROPELLED VEHICLES; ELECTRIC SAFETY DEVICES FOR ELECTRICALLY-PROPELLED VEHICLES
    • B60L15/00—Methods, circuits, or devices for controlling the traction-motor speed of electrically-propelled vehicles
    • B60L15/20—Methods, circuits, or devices for controlling the traction-motor speed of electrically-propelled vehicles for control of the vehicle or its driving motor to achieve a desired performance, e.g. speed, torque, programmed variation of speed
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W30/00—Purposes of road vehicle drive control systems not related to the control of a particular sub-unit, e.g. of systems using conjoint control of vehicle sub-units, or advanced driver assistance systems for ensuring comfort, stability and safety or drive control systems for propelling or retarding the vehicle
    • B60W30/02—Control of vehicle driving stability
    • B60W30/045—Improving turning performance

Definitions

  • the present invention relates to a vehicle motion control device, a vehicle motion control system, and a vehicle that control rolling motion of a vehicle during turning.
  • Patent Documents 1 and 2 disclose techniques for improving ride comfort and drivability of a vehicle by controlling the roll of the vehicle during turning.
  • Patent document 1 is a technique for controlling a roll angle caused by lateral acceleration or a pitch angle caused by longitudinal acceleration by changing the damping force of a damper of a suspension. By changing the damping force of the damper based on the differential value of lateral acceleration or the differential value of longitudinal acceleration, the responsiveness of roll angle control or pitch angle control is enhanced.
  • Patent document 2 is a technique for controlling the roll angle in a vehicle equipped with an active stabilizer and a damper capable of changing damping force.
  • the timing at which the vehicle yaw rate occurs after the driver operates the steering wheel and the timing at which lateral acceleration occurs changes depending on the vehicle speed. For example, when the vehicle is traveling at low speed, the yaw rate is generated with a slight delay after the lateral acceleration is generated in response to the driver's steering operation. The roll occurs later than the yaw rate because the moment of inertia of the spring and the damping force of the suspension delay the occurrence of the lateral acceleration. When the vehicle is traveling at high speed, lateral acceleration occurs with a delay after the yaw rate occurs in the vehicle in response to the driver's steering operation. The roll occurs later than the lateral acceleration due to the moment of inertia of the spring and the damping force of the suspension.
  • Patent Documents 1 and 2 control the amount of roll that occurs and the time difference until the roll occurs with respect to the lateral acceleration that occurs in the vehicle when turning. depends. That is, yaw motion and roll motion, which are rotational motions of the vehicle, occur at different timings. Since the driver perceives yaw and roll as separate motions, he cannot get a sense of unity in the motion of the vehicle.
  • An object of the present invention is to provide a vehicle motion control device, a vehicle motion control system, and a vehicle that allow the driver to feel a sense of unity with the motion of the vehicle when the vehicle is turning.
  • a vehicle motion control device 17 of the present invention is a vehicle motion control device mounted on a vehicle 1 having an actuator that generates a roll moment and a yaw moment, a roll moment calculator 22 for calculating a roll moment command value for controlling the actuator so that the roll motion and the yaw motion of the vehicle 1 during turning are interlocked; a yaw moment calculator 23 for calculating a yaw moment command value using the roll moment command value calculated by the roll moment calculator 22 based on at least the sideslip angular velocity of the vehicle and the vehicle speed; and actuator control means 24 for controlling the actuator according to the calculated roll moment command value and yaw moment command value.
  • the roll moment calculator 22 calculates the roll moment command value to be output based on the sideslip angular velocity of the vehicle 1 and the vehicle speed, so that the roll moment command value can be easily calculated. For example, an arithmetic expression or map defining the relationship between the side slip angular velocity, the vehicle speed, and the roll moment command value may be set, and the roll moment command value may be calculated according to the contents of the setting.
  • a yaw moment calculator 23 calculates a yaw moment command value using the calculated roll moment command value.
  • Actuator control means 24 controls the actuators according to the roll moment command value and the yaw moment command value calculated as described above.
  • the vehicle 1 by causing the vehicle 1 to generate a roll moment and further causing the vehicle 1 to generate a yaw moment based on the roll moment, the change in the plane motion of the vehicle 1 is suppressed and the roll motion of the vehicle 1 is linked to the yaw motion. can be done. Therefore, when the vehicle 1 is turning, the driver can feel a sense of unity with the movement of the vehicle 1 .
  • the yaw moment calculator 23 is a roll angular acceleration change estimator that outputs an estimated roll angular acceleration change estimated from the roll moment command value corresponding to the roll angular acceleration change caused by the roll moment generated in the vehicle 1 by the actuator. and a yaw moment command value calculator 23b for outputting the yaw moment command value calculated from the roll angular acceleration change estimated value estimated by the roll angular acceleration change estimator 23a.
  • the yaw moment command value calculator 23b may reduce the control gain of the yaw moment command value according to the magnitude of the roll moment command value when the magnitude of the roll moment command value is equal to or less than the first threshold value.
  • the first threshold value is a value arbitrarily determined by design or the like, and is determined, for example, by finding an appropriate value through either one or both of tests and simulations.
  • the yaw moment command value calculator 23b may set the yaw moment command value to zero when the magnitude of the roll moment command value is equal to or less than the second threshold value.
  • the second threshold value is a value arbitrarily determined by design or the like, and is determined, for example, by finding an appropriate value through either one or both of tests and simulations. Therefore, by setting the yaw moment command value to zero when the magnitude of the roll moment command value is equal to or less than the second threshold value, it is possible to significantly reduce energy consumption when the actuator generates the yaw moment.
  • the actuator that generates the yaw moment is an actuator that generates the yaw moment by a longitudinal force generated in the tire;
  • the actuator control means 24 determines that the ratio of the front right wheel 2f to the rear right wheel 2r or the ratio of the front left wheel 2f to the rear left wheel 2r in the magnitude of the longitudinal force command value calculated from the yaw moment command value is an anti-squat angle. and the tangent of the anti-dive angle.
  • the anti-squat angle is a virtual angle of the link arrangement of the rear wheel suspension.
  • the anti-dive angle is a virtual angle of the link arrangement of the front wheel suspension.
  • the vertical force acts on the vehicle body 1A due to the longitudinal force generated in the tires by the actuator via the suspension.
  • This vertical force affects roll motion and pitch motion. Therefore, by making the ratio of the right front wheel 2f and the right rear wheel 2r or the ratio of the left front wheel 2f and the left rear wheel 2r equal to the ratio of the tangent of the anti-squat angle and the tangent of the anti-dive angle, The resulting vertical force can be canceled out between the left and right front and rear wheels.
  • the actuator that generates the yaw moment is an actuator that generates the yaw moment by a longitudinal force generated in the tire;
  • the actuator control means 24 controls the longitudinal force command value calculated from the yaw moment command value so that the longitudinal force command values of the right front wheel 2f and the left front wheel 2f or the right rear wheel 2r and the left rear wheel 2r have the same magnitude and sign.
  • the actuators may be controlled differently. In this case, the vertical force generated by the longitudinal force can be canceled by equalizing the magnitude of the longitudinal force between the left and right wheels of the front and rear wheels and having different signs. This can suppress the occurrence of unintended pitch motion.
  • a vehicle motion control system of the present invention includes any one of the vehicle motion control devices 17 of the present invention and the actuator.
  • the effects described above for the vehicle motion control device 17 of the present invention are obtained.
  • the vehicle 1 of the present invention is equipped with any vehicle motion control device 17 of the present invention.
  • the effects described above for the vehicle motion control device 17 of the present invention are obtained.
  • the cost can be reduced as compared with the case of adding a new actuator to the vehicle 1.
  • FIG. Therefore, the versatility of the vehicle motion control device 17 can be enhanced.
  • FIG. 1 is a block diagram showing a conceptual configuration of a vehicle equipped with a vehicle motion control device according to a first embodiment of the invention
  • FIG. It is a block diagram which shows the conceptual structure of the same vehicle motion control apparatus. It is a figure which shows the change of each value at the time of non-operating of the same vehicle motion control apparatus, and operating.
  • FIG. 1 is a block diagram showing a conceptual configuration of a vehicle equipped with a vehicle motion control device according to a first embodiment of the invention
  • FIG. It is a block diagram which shows the conceptual structure of the same vehicle motion control apparatus. It is a figure which shows the change of each value at the time of non-operating of the same vehicle motion control apparatus, and operating.
  • FIG. 4 is a diagram showing changes in the roll angular acceleration change estimated value and the yaw moment command value when the roll moment of FIG. 3 is generated;
  • FIG. 4 is an operation explanatory view showing vertical forces generated in the vehicle as viewed from the front of the vehicle;
  • FIG. 5 is an operation explanatory view showing vertical forces generated in the vehicle as seen from the rear of the vehicle;
  • FIG. 4 is an operation explanatory diagram showing a vertical force generated in the vehicle as viewed from the side of the vehicle;
  • FIG. 4 is a diagram showing the relationship between roll moment command values and control gains;
  • 4 is a diagram conceptually showing the relationship between a yaw moment command value and a longitudinal force command value;
  • FIG. 4 is a diagram conceptually showing the relationship between the vertical force and the longitudinal force acting on the vehicle; 5 is a diagram showing an example of outputting a longitudinal force command value with respect to the yaw moment command value of FIG. 4;
  • FIG. 3 is a block diagram showing the conceptual configuration of a vehicle provided with a vehicle motion control device according to another embodiment of the invention; It is a block diagram which shows the conceptual structure of the same vehicle motion control apparatus.
  • FIG. 11 is a block diagram showing the conceptual configuration of a vehicle provided with a vehicle motion control device according to still another embodiment of the invention; It is a block diagram which shows the conceptual structure of the same vehicle motion control apparatus.
  • FIG. ⁇ Actuator, etc.> the vehicle 1 of this embodiment includes shock absorbers 7, which will be described later, on four wheels, which are the left and right front and rear wheels, as actuators capable of generating a roll moment, and actuators capable of generating a yaw moment.
  • In-wheel motors 3 are provided for four wheels.
  • the vehicle 1 includes a vehicle body 1A and front and rear suspension devices 4 that respectively support wheels 2 serving as left and right front wheels 2f and wheels 2 serving as left and right rear wheels 2r.
  • the front and rear suspension devices 4 have upper and lower suspension arms 4 a and shock absorbers 7 .
  • An in-wheel motor 3 capable of rotationally driving each wheel 2 is supported by the vehicle body 1A via upper and lower suspension arms 4a and the like.
  • the upper and lower suspension arms 4a are swingably supported at supporting points on the vehicle body side, and the wheel 2 strokes up and down according to the swinging of the upper and lower suspension arms 4a.
  • a shock absorber 7 including a spring and a damper is provided between the lower suspension arm 4a and the vehicle body 1A.
  • the vehicle body 1A is elastically supported by the shock absorber 7 so as to be vertically movable, and the vertical stroke of the vehicle body 1A is damped.
  • an active suspension that can arbitrarily change the damping force by a driving source such as hydraulic pressure, pneumatic pressure, or an electric motor is applied while the vehicle 1 is running.
  • the suspension arms 4a of the left and right front wheels 2f are connected to each other by a stabilizer member Sb such as a torsion bar.
  • the suspension arms 4a of the left and right rear wheels 2r are also connected to each other by stabilizer members Sb.
  • the in-wheel motor 3 has a motor and a speed reducer that reduces the rotation of the motor, and is arranged entirely or mostly inside the wheel 2 .
  • the in-wheel motor 3 is an actuator that generates a yaw moment by the longitudinal force generated in the tire.
  • the in-wheel motor 3 is a drive source for running and braking, and can generate a yaw moment in the vehicle 1 by controlling the relationship between the braking and driving forces of the four wheels.
  • the in-wheel motor 3 is controlled via a main ECU 9 that controls basic operations of the vehicle 1 according to the operation of the driver.
  • the main ECU is also called a VCU (Vehicle Control Unit) and consists of a computer and the like.
  • the in-wheel motor 3 may be a so-called direct motor in which the speed reducer is omitted.
  • the vehicle 1 is provided with an accelerator pedal sensor 11, a brake pedal sensor 12, a vehicle speed sensor 13, a steering angle sensor 14, a yaw rate sensor 15, and an acceleration sensor 16 as sensors.
  • the accelerator pedal sensor 11 detects the driver's accelerator pedal operation
  • the brake pedal sensor 12 detects the brake pedal operation.
  • a vehicle speed sensor 13 detects a vehicle speed
  • a steering angle sensor 14 detects a steering angle
  • a yaw rate sensor 15 detects a yaw rate.
  • the acceleration sensor 16 detects acceleration in the longitudinal and lateral directions of the vehicle 1 .
  • the vehicle 1 includes, in addition to the ECU 9, a vehicle motion control device 17 that controls roll motion and yaw motion, a suspension control device 18 that controls the shock absorber 7, and a motor control device that controls the in-wheel motor 3.
  • a device 19 is provided.
  • the motor control device 19 has four inverters 19a that control the in-wheel motors 3, respectively.
  • the inverter 19a has a power circuit section (not shown) that converts DC power of a battery (not shown) into AC power for driving the motor, and a driver circuit section (not shown) that controls this power circuit section.
  • the outputs of the accelerator pedal sensor 11 and brake pedal sensor 12 are input to the ECU 9 , converted into an accelerator command value and a brake command value by the ECU 9 , and input to the vehicle motion control device 17 .
  • the vehicle speed output from the vehicle speed sensor 13 is also input to the vehicle motion control device 17 via the ECU 9 .
  • the steering angle information, actual yaw rate, and actual lateral acceleration output by the steering angle sensor 14 , yaw rate sensor 15 , and acceleration sensor 16 are directly input to the vehicle motion control device 17 .
  • a vehicle motion control system 20 is configured by the vehicle motion control device 17 , the shock absorber 7 , and the in-wheel motor 3 .
  • FIG. 2 conceptually shows a block diagram of the vehicle motion control device 17 .
  • the vehicle motion control device 17 has a sideslip angular velocity estimator 21 , a roll moment calculator 22 , a yaw moment calculator 23 and actuator control means 24 .
  • the side-slip angular velocity estimator 21 estimates the side-slip angular velocity according to a defined rule using each input value.
  • the sideslip angular velocity is estimated using a vehicle model using a linear model or a nonlinear tire model, as described below.
  • the roll moment computing unit 22 controls the shock absorber 7 (Fig. 1) and the in-wheel motor 3 (Fig. 1) according to a set rule so that the roll motion and the yaw motion of the vehicle during turning are interlocked. Calculate the roll moment command value. Specifically, the roll moment calculator 22 calculates the roll moment by formula (5) or formula (6), which will be described later, using the sideslip angular velocity estimated value, the vehicle speed, and the actual yaw rate. Output to means 24 . The actuator control means 24 causes the suspension device 4 (FIG. 1) provided in the vehicle to generate a roll moment according to the roll moment command value.
  • the yaw moment calculator 23 uses the roll moment command value calculated by the roll moment calculator 22 to calculate a yaw moment command value.
  • the yaw moment calculator 23 has a roll angular acceleration change estimator 23a and a yaw moment command value calculator 23b.
  • the roll angular acceleration change estimator 23a estimates an estimated roll angular acceleration change caused by the roll moment generated in the vehicle by the suspension device 4 (FIG. 1) from the roll moment command value.
  • the yaw moment command value calculator 23b calculates and outputs a yaw moment command value based on the roll angular acceleration change estimated value.
  • the actuator control means 24 causes the in-wheel motor 3 (FIG. 1) provided in the vehicle to generate a yaw moment according to the yaw moment command value.
  • a method of estimating the sideslip angular velocity ⁇ from the steering angle ⁇ using a vehicle model is as follows. .
  • the steering angle .delta. Angular information can be used.
  • the following two-wheel model can be used as a method of estimating the sideslip angular velocity ⁇ from the yaw rate r.
  • the basic equations of the two-wheel model describing only the lateral translational motion of the vehicle and the rotational motion about the vertical axis are shown below.
  • the x-axis is the longitudinal direction of the vehicle and the forward direction is positive
  • the y-axis is the horizontal direction and the left direction is positive
  • the z-axis is the vertical direction and the upward direction is positive.
  • Formula (1) shows the relationship between the sideslip angular velocity ⁇ " ⁇ " of the vehicle during turning and the yaw rate r. Assuming that the lateral acceleration of the vehicle in the two-wheel model is ay , the relationship between the sideslip angular velocity ⁇ " ⁇ " and the yaw rate r is given by Equation (3) from Equation (1).
  • the sideslip angular velocity ⁇ " ⁇ " can be calculated from the lateral acceleration ay measured by the vehicle-mounted acceleration sensor 16 and the yaw rate r.
  • an error occurs in the estimated sideslip angular velocity ⁇ ( ⁇ ).
  • the above equation uses a linear tire model, the error becomes large under conditions where the tire lateral force is saturated.
  • the error also becomes large when longitudinal acceleration is involved. As a method of reducing these errors, a method of estimating the sideslip angular velocity ⁇ using a nonlinear tire model is applied.
  • This estimation method uses the nonlinear tire model shown in the following formula.
  • T is a subscript indicating the front wheel (f) or rear wheel (r)
  • KT is the cornering power of the tire
  • ⁇ T is the side slip angle at the front or rear wheel position
  • ⁇ is the road surface friction coefficient
  • WT is the vertical load of the tire
  • XT is the longitudinal force of the tire.
  • the yaw rate r in equation (51) is the actual yaw rate that is the measured value of the yaw rate sensor mounted on the vehicle.
  • the non-linear tire model of equation (50) takes into account the saturation of the tire lateral force YT and the normal loading of the tire, thus improving the accuracy of the tire lateral force YT estimate. Therefore, by using the equation (51), the sideslip angular velocity ⁇ " ⁇ " can be accurately estimated from the yaw rate r measured by the on-vehicle yaw rate sensor.
  • the two-wheel model is expanded by assuming that the vehicle roll angle ⁇ is caused by the lateral acceleration ay acting on the center of gravity of the vehicle.
  • hs is the distance between the center of gravity of the vehicle and the roll axis
  • K ⁇ is the roll stiffness
  • C ⁇ is the roll damping coefficient
  • I ⁇ is the roll moment of inertia
  • s is the Laplacian operator.
  • Equation (4) indicates that the roll angle ⁇ occurs with a delay with respect to the lateral acceleration a y (roll moment mh say y ) due to the damping characteristics of the suspension and the roll moment of inertia of the vehicle.
  • FIG. 3 shows the changes in each value when a single lane change is performed, in which the lane is changed once from the current lane to another lane while the vehicle is traveling at high speed.
  • the solid line in the graph of FIG. 3 shows changes in each value when the vehicle motion control system of the present invention is not operated (neither roll moment nor yaw moment is generated by control of the vehicle).
  • a yaw rate r is generated with respect to steering, but the lateral acceleration ay is generated later than the yaw rate r due to the influence of the sideslip angular velocity ⁇ ( ⁇ ), and the roll angle ⁇ is generated later.
  • the delay of the roll motion with respect to the yaw motion increases as the vehicle speed increases.
  • the shock absorber 7 (FIG. 1) provided in the vehicle generates the roll moment M ⁇ shown in Equation (5), thereby canceling out the roll moment generated by the sideslip angular velocity ⁇ . , to interlock yaw and roll motions.
  • the roll moment M ⁇ may further include a term that compensates for the delay of the roll motion with respect to the yaw motion caused by the damping of the suspension, as in Equation (6).
  • the vehicle motion control device 17 uses a sideslip angular velocity estimator 21 to estimate an estimated sideslip angular velocity, and a roll moment calculator 22 calculates a roll moment command value according to equation (5) or (6). do.
  • the roll angular acceleration ⁇ '"" also causes a roll angular acceleration change ⁇ "" due to the roll moment M ⁇ .
  • lateral force Yf of the front wheels and the lateral force Yr of the rear wheels are given by equations (11) and (12), and are values determined by the sideslip angle ⁇ .
  • Kf is the front wheel cornering power
  • Kr is the rear wheel cornering power
  • ⁇ h is the steering angle
  • n is the steering gear ratio.
  • the yaw moment calculator 23 shown in FIG. 2 calculates the yaw moment required to suppress the change in planar motion caused by the roll angular acceleration change ⁇ "..” and outputs it as a yaw moment command value.
  • the roll angular acceleration change estimated value ⁇ "" caused by the roll moment command value M ⁇ can be calculated by Equation (13) taking into account the roll moment of inertia I ⁇ and the roll damping coefficient C ⁇ .
  • FIG. 4 shows a graph of the roll angular acceleration change estimated value ⁇ "" and the yaw moment command value Mz when the roll moment M ⁇ of FIG. 3 is generated.
  • the yaw moment calculator 23 of the vehicle motion control device 17 shown in FIG. 2 estimates the roll angular acceleration change estimated value in the roll angular acceleration change estimator 23a, and calculates the yaw moment command value in the yaw moment command value calculator 23b.
  • Actuator control means 24 causes in-wheel motor 3 (FIG. 1) provided in the vehicle to generate yaw moment Mz according to the yaw moment command value. Equation (16) is the equation of turning motion when the yaw moment Mz is generated.
  • FS i be the vertical force generated on the suspension by the actuator.
  • the vertical force FS i is acted upon by springs and dampers supporting the sprung mass of the vehicle. These springs and dampers are components of each suspension device 4 .
  • the suffix i in the vertical force FS i indicates the suspension position of the four-wheeled vehicle. is a circle. The same applies to the suffix i in the longitudinal force, which will be described later.
  • ds f is the left-right distance between the support points of the spring and the damper in the suspension device 4 of the front wheel 2 f
  • ds f is the left-right distance between the support points of the spring and the damper in the suspension device 4 of the rear wheel 2 r .
  • the distance be ds r .
  • Equation (17) The relationship between the roll moment command value M ⁇ and the vertical force command value FS i is given by Equation (17).
  • the suspension control device 18 to which the vertical force command value FSi is input from the actuator control means 24 generates a roll moment by controlling the vertical force of the active suspension using a drive source (not shown).
  • the driving source can be hydraulic, pneumatic, electric motor, or the like.
  • the yaw moment calculator 23 calculates an estimated roll angular acceleration change value ⁇ "" from the roll moment command value M ⁇ in the roll angular acceleration change estimator 23a using the equation (13) or the equation (14). Since the use of equation (14) eliminates the integral term, it is possible to eliminate errors due to integration and reduce the computational load.
  • the yaw moment command value calculation unit 23b calculates the yaw moment command value Mz using the equation (15) based on the roll angular acceleration change estimated value ⁇ "" and outputs the yaw moment command value Mz to the actuator control means 24. do.
  • the yaw moment command value calculator 23b sets the yaw moment command value
  • the control gain A for Mz may be decreased according to the magnitude of the roll moment command value M ⁇ .
  • the control gain A may be made smaller than the original set value A1 according to the roll moment command value M ⁇ .
  • the yaw moment command value calculator 23b sets the control gain A to 0 and calculates the yaw moment command value Mz when the magnitude
  • M 1 ⁇ M 2 M 1 ⁇ M 2 .
  • the actuator control means 24 shown in FIG. 2 determines that the ratio of the right front wheel to the right rear wheel or the ratio of the left front wheel to the left rear wheel in the magnitude of the longitudinal force command value calculated from the yaw moment command value is anti-squat.
  • the in-wheel motor 3 (FIG. 1) is controlled so that the ratio of the tangent of the angle ⁇ r to the tangent of the anti-dive angle ⁇ f is equal.
  • the ratio of the magnitudes of the longitudinal force command values FX i distributed to the front and rear wheels is made equal to the ratio of tan ⁇ r , which is the tangent of the anti-squat angle ⁇ r , to tan ⁇ f , which is the tangent of the anti-dive angle ⁇ f .
  • the vertical force generated by the longitudinal force is canceled out between the left and right front and rear wheels.
  • the actuator control means 24 controls the front-right wheel and the front-left wheel or the front-right wheel or the rear-right wheel for the longitudinal force command value calculated from the yaw moment command value.
  • the in-wheel motor 3 is controlled so that the front and rear force command values for the wheels and the left rear wheel are equal in magnitude and have different signs. That is, in order to suppress the occurrence of the unintended pitch motion, the vertical force generated by the longitudinal force is canceled by equalizing the magnitude of the longitudinal force between the left and right wheels of the front and rear wheels and having opposite signs.
  • the longitudinal force command value FX i that satisfies the two conditions is given by equations (23) to (26).
  • the vehicle motion control device 17 calculates the accelerator command value and A longitudinal force command value obtained by adding the longitudinal force corresponding to the brake command value is output.
  • the motor control device 19 controls the motor torque of the in-wheel motor 3 ( FIG. 1 ) according to the longitudinal force command value output by the actuator control means 24 of the vehicle motion control device 17 .
  • the in-wheel motor 3 (FIG. 1) generates a longitudinal force that becomes the longitudinal force command value FX i of the equations (23) to (26), thereby suppressing the influence on the roll motion and the pitch motion and reducing the yaw moment. can occur.
  • This allows separate actuators to be controlled for each movement. In this case, since it is not necessary to coordinate and control a plurality of actuators for one motion, the amount of calculation can be suppressed, the responsiveness of control can be improved, and the cost of hardware can be reduced.
  • FIG. 9 shows an example of outputting the longitudinal force command value FX i according to the equations (23) to (26) for the yaw moment command value M z shown in FIG.
  • the yaw moment Mz is calculated based on the roll moment M ⁇ , and is not calculated based on the vehicle behavior obtained from the onboard sensor information. Since the yaw moment is generated as feedforward control, stable control can be achieved without being affected by disturbances such as the road surface or wind and sensor noise. In addition, control response delay can be suppressed compared to feedback control.
  • an actuator capable of generating a vertical force of the vehicle body such as an active stabilizer that is a variable roll rigidity mechanism can be used instead of the active suspension.
  • the active stabilizers are provided for the front wheels and the rear wheels, respectively.
  • Each active stabilizer has left and right stabilizer members made up of torsion bars or the like, and a stabilizer actuator section that rotatably couples the left and right stabilizer members to each other.
  • the stabilizer actuator section is, for example, a rotary actuator having an electric motor as a drive source and a reduction gear for reducing the output of the electric motor, and having an output shaft that rotates at a low speed.
  • the braking/driving force of the in-wheel motor instead of the longitudinal force (braking/driving force) of the in-wheel motor, the braking/driving force of the engine or an onboard type electric motor, the braking force of the friction brake, or a combination thereof can be used. can.
  • FIG. 10 shows an example of a vehicle having on-board type drive motors 3A for front and rear wheels and friction brakes Bk for four wheels.
  • 11 is a block diagram of the vehicle motion control system of FIG. 10.
  • FIG. Each wheel 2 is supported by a knuckle 25 via a wheel bearing.
  • the driving force of the drive motor 3A is transmitted to the front and rear wheels via drive shafts 26, respectively.
  • the actuator control means 24 of the vehicle motion control device 17 outputs a vertical force command value to the suspension control device 18 in order to generate a roll moment.
  • the suspension control device 18 generates a roll moment by controlling the vertical force of the active suspension using a drive source (not shown).
  • the actuator control means 24 In order to generate a yaw moment, the actuator control means 24 outputs a driving force command value to the motor control device 19 as a longitudinal force command value on the driving side, and applies a braking force command value as a longitudinal force command value on the braking side to brake control. Output to device 27 .
  • the motor control device 19 controls the motor torque of the drive motor 3A according to the driving force command value output by the actuator control means 24 .
  • the brake control device 27 controls the friction brake Bk according to the braking force command value output by the actuator control means 24 . Also in the second embodiment, the same effects as those of the above-described first embodiment are obtained.
  • FIG. 12 shows an example in which four wheels are provided with in-wheel motors 3 and the longitudinal force of the in-wheel motors 3 is used to control roll motion. That is, the vehicle 1 includes in-wheel motors 3 for four wheels as actuators for generating roll moment and yaw moment.
  • the suspension link arrangement has a virtual anti-dive angle ⁇ f or anti-squat angle ⁇ r , a vertical force is generated on the vehicle body due to longitudinal forces such as in-wheel motors or brakes. This vertical force is used to control roll motion.
  • FIG. 12 differs from the first embodiment (FIG. 3) in the absence of active suspension and suspension control.
  • FIG. 13 is a block diagram of the vehicle motion control device 17 of FIG.
  • the motor control device 19 controls the motor torque of the in-wheel motor 3 according to the longitudinal force command value output by the actuator control means 24 .
  • the braking force of the friction brake can be used instead of the braking force of the in-wheel motor to generate the roll moment. Also, the anti-dive angle .theta.f and anti-squat angle .theta.r are reduced, but the braking/driving power of the engine or on-board type electric motor can be used. Moreover, you may combine them.
  • an accelerator command value and a brake command value corresponding to the operation of the accelerator pedal and the brake pedal by the driver are input to the vehicle motion control device. It is also possible to automatically calculate the accelerator command value and the brake command value from such information without depending on the driver's operation.
  • Vehicle 3 In-wheel motor (actuator) 7 ... shock absorber (actuator) Reference Signs List 17
  • Vehicle motion control device 20 Vehicle motion control system 22
  • Roll moment calculator 23 Yaw moment calculator 23a
  • Roll angular acceleration change estimator 23b Yaw moment command value calculator 24

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Abstract

車両運動制御装置（１７）は、ロールモーメントおよびヨーモーメントを発生させるアクチュエータを有する車両に搭載される。車両運動制御装置（１７）は、旋回中の車両におけるロール運動とヨー運動が連動するように、アクチュエータを制御するためのロールモーメント指令値を横滑り角速度と車速に基づいて演算するロールモーメント演算器（２２）と、ロールモーメント指令値を用いてヨーモーメント指令値を演算するヨーモーメント演算器（２３）と、アクチュエータ制御手段（２４）とを備える。アクチュエータ制御手段（２４）は、演算されたロールモーメント指令値およびヨーモーメント指令値によってアクチュエータを制御する。

Description

車両運動制御装置、車両運動制御システムおよび車両 関連出願
　この出願は、２０２１年２月２５日出願の特願２０２１－０２８４０８の優先権を主張するものであり、その全体を参照により本願の一部をなすものとして引用する。
　本発明は、旋回中の車両におけるロール運動を制御する車両運動制御装置、車両運動制御システムおよび車両に関する。
　旋回中の車両におけるロールを制御することで、車両の乗り心地および運転のし易さを向上させる技術として、例えば、特許文献１、２がある。
　特許文献１は、サスペンションのダンパの減衰力を変更することで、横加速度によって生じるロール角、または前後加速度によって生じるピッチ角を制御する技術である。横加速度の微分値または前後加速度の微分値に基づいてダンパの減衰力を変更することで、ロール角制御またはピッチ角制御の応答性を高めている。
　特許文献２は、アクティブスタビライザや減衰力を変更可能なダンパを備えた車両においてロール角を制御する技術である。検出した車速と操舵角から車体に発生しているロール角を推定し、目標となるロール角との偏差に基づいてサスペンションの減衰特性、またはばね特性を変更することで、横加速度に応じて発生するロールを抑制し、横加速度の発生とロールの発生との時間差を小さくする、または一定に保つ。
特開２００６－０６９５２７号公報 特開２００７－１０６２５７号公報
　一般的に、運転者がステアリングを操作してから車両にヨーレートが発生するタイミングと、横加速度が発生するタイミングは、車速によって変化する。例えば低速走行時、運転者のステアリング操作に対して車両に横加速度が発生した後、僅かに遅れてヨーレートが発生する。ロールは、ばね上の慣性モーメントおよびサスペンションの減衰力の影響で横加速度に対して発生が遅れるため、ヨーレートより遅れて発生する。高速走行時は、運転者のステアリング操作に対して車両にヨーレートが発生した後、遅れて横加速度が発生する。ロールは、ばね上の慣性モーメントおよびサスペンションの減衰力の影響で横加速度に対してさらに遅れて発生する。
　特許文献１、２は、旋回時の車両に生じる横加速度に対してロールの発生量や発生までの時間差を制御しているが、ヨーレートは考慮していないため、ロールの発生タイミングは横加速度に依存している。すなわち、車両の回転運動である、ヨー運動とロール運動は別々のタイミングで発生することになる。運転者はヨーとロールを別々の運動として感じることになるため、車両の動きに一体感を得ることができない。
　本発明の目的は、旋回時の車両において、運転者が車両の動きに一体感を得ることができる車両運動制御装置、車両運動制御システムおよび車両を提供することである。
　本発明の車両運動制御装置１７は、ロールモーメントおよびヨーモーメントを発生させるアクチュエータを有する車両１に搭載される車両運動制御装置であって、
　旋回中の前記車両１におけるロール運動とヨー運動が連動するように、前記アクチュエータを制御するためのロールモーメント指令値を演算するロールモーメント演算器２２と、
　このロールモーメント演算器２２で演算されたロールモーメント指令値を用いてヨーモーメント指令値を、少なくとも前記車両の横滑り角速度と車速に基づいて演算するヨーモーメント演算器２３と、
　演算されたロールモーメント指令値およびヨーモーメント指令値によって前記アクチュエータを制御するアクチュエータ制御手段２４と、を備えた。
　この構成によると、ロールモーメント演算器２２は、出力するロールモーメント指令値を、車両１の横滑り角速度と車速に基づいて演算するため、ロールモーメント指令値を容易に演算し得る。例えば、横滑り角速度と車速とロールモーメント指令値との関係を定めた演算式またはマップ等を設定しておき、設定内容に従ってロールモーメント指令値を演算すればよい。ヨーモーメント演算器２３は、演算されたロールモーメント指令値を用いてヨーモーメント指令値を演算する。アクチュエータ制御手段２４は、前記のように演算されたロールモーメント指令値およびヨーモーメント指令値によってアクチュエータを制御する。
　したがって、車両１にロールモーメントを発生させ、さらにロールモーメントに基づくヨーモーメントを車両１に発生させることにより、車両１の平面運動の変化を抑制しつつ車両１のロール運動をヨー運動に連動させることができる。このため、旋回時の車両１において、運転者は車両１の動きに一体感を得ることができる。
　前記ヨーモーメント演算器２３は、前記アクチュエータで前記車両１に発生させるロールモーメントによって生じるロール角加速度変化に相当する前記ロールモーメント指令値から推定したロール角加速度変化推定値を出力するロール角加速度変化推定部２３ａと、このロール角加速度変化推定部２３ａで推定されたロール角加速度変化推定値から演算した前記ヨーモーメント指令値を出力するヨーモーメント指令値演算部２３ｂと、を有してもよい。このようにロール角加速度変化推定値からヨーモーメント指令値を演算することで、車両１の平面運動の変化をより確実に抑制することができる。
　前記ヨーモーメント指令値演算部２３ｂは、ロールモーメント指令値の大きさが第１の閾値以下のとき、ヨーモーメント指令値の制御ゲインをロールモーメント指令値の大きさに応じて小さくしてもよい。
　前記第１の閾値は、設計等によって任意に定める値であって、例えば、試験およびシミュレーションのいずれか一方または両方等により適切な値を求めて定められる。
　ロールモーメント指令値が小さいときは、ロールモーメントによる車両１の平面運動の変化も小さい。このため、ロールモーメント指令値の大きさが第１の閾値以下のときは、ヨーモーメント指令値の制御ゲインを小さくする、換言すれば、ヨーモーメント指令値を小さくすることで、アクチュエータでヨーモーメントを発生する際のエネルギー消費を抑えることができる。
　前記ヨーモーメント指令値演算部２３ｂは、ロールモーメント指令値の大きさが第２の閾値以下のとき、ヨーモーメント指令値を零としてもよい。
　前記第２の閾値は、設計等によって任意に定める値であって、例えば、試験およびシミュレーションのいずれか一方または両方等により適切な値を求めて定められる。
　このため、ロールモーメント指令値の大きさが第２の閾値以下のときは、ヨーモーメント指令値を零にすることで、アクチュエータでヨーモーメントを発生する際のエネルギー消費を格段に抑えることができる。
　前記ヨーモーメントを発生させるアクチュエータが、タイヤに発生させる前後力によってヨーモーメントを発生させるアクチュエータであり、
　前記アクチュエータ制御手段２４は、ヨーモーメント指令値から演算される前後力指令値の大きさにおける、右前輪２ｆと右後輪２ｒの比または左前輪２ｆと左後輪２ｒの比が、アンチスクワット角の正接とアンチダイブ角の正接の比に等しくなるように前記アクチュエータを制御してもよい。
　前記アンチスクワット角は、後輪のサスペンションのリンク配置が有する仮想的な角度である。
　前記アンチダイブ角は、前輪のサスペンションのリンク配置が有する仮想的な角度である。
　サスペンションのリンク配置が仮想的なアンチダイブ角または仮想的なアンチスクワット角を有する場合、アクチュエータによりタイヤに発生する前後力がサスペンションを介すことで上下力が車体１Ａに作用する。この上下力はロール運動およびピッチ運動に影響を及ぼす。そこで、右前輪２ｆと右後輪２ｒの比または左前輪２ｆと左後輪２ｒの比が、アンチスクワット角の正接とアンチダイブ角の正接の比に等しくなるようにすることで、前後力により生じる上下力を左右それぞれの前後輪の間で打ち消すことができる。
　前記ヨーモーメントを発生させるアクチュエータが、タイヤに発生させる前後力によってヨーモーメントを発生させるアクチュエータであり、
　前記アクチュエータ制御手段２４は、ヨーモーメント指令値から演算される前後力指令値につき、右前輪２ｆと左前輪２ｆまたは右後輪２ｒと左後輪２ｒの前後力指令値の大きさが等しく符号が異なるように前記アクチュエータを制御してもよい。この場合、前後それぞれの左右輪の間で前後力の大きさを等しくし且つ異符号とすることで、前後力により生じる上下力を打ち消すことができる。これにより意図せぬピッチ運動の発生を抑制し得る。
　本発明の車両運動制御システムは、本発明のいずれかの車両運動制御装置１７と前記アクチュエータとを備えている。この場合、本発明の車両運動制御装置１７につき前述した各効果が得られる。また、旋回時の車両１に所望のロールモーメントを発生させ、さらにロールモーメントに基づく所望のヨーモーメントを車両１に発生させる高精度のアクチュエータを提供することが可能となる。
　本発明の車両１は、本発明のいずれかの車両運動制御装置１７を搭載している。この場合、本発明の車両運動制御装置１７につき前述した各効果が得られる。また、車両１に既存のアクチュエータを車両運動制御装置１７で制御する場合、車両１に新たなアクチュエータを追加する場合と比べてコスト低減を図れる。したがって、車両運動制御装置１７の汎用性を高めることができる。
　請求の範囲および／または明細書および／または図面に開示された少なくとも２つの構成のどのような組合せも、この発明に含まれる。特に、請求の範囲の各請求項の２つ以上のどのような組合せも、この発明に含まれる。
　本発明は、添付の図面を参考にした以下の好適な実施形態の説明からより明瞭に理解されるであろう。しかしながら、実施形態および図面は単なる図示および説明のためのものであり、本発明の範囲を定めるために利用されるべきものではない。本発明の範囲は添付の請求の範囲によって定まる。添付図面において、複数の図面における同一の部品番号は、同一または相当部分を示す。
本発明の第１の実施形態に係る車両運動制御装置を備えた車両の概念構成を示すブロック図である。 同車両運動制御装置の概念構成を示すブロック図である。 同車両運動制御装置の非動作時と動作時における各値の変化を示す図である。 同図３のロールモーメントを発生させたときのロール角加速度変化推定値とヨーモーメント指令値の変化を示す図である。 車両に生じる上下力を車両前方から見て示す作用説明図である。 車両に生じる上下力を車両後方から見て示す作用説明図である。 車両に生じる上下力を車両側方から見て示す作用説明図である。 ロールモーメント指令値と制御ゲインとの関係を示す図である。 ヨーモーメント指令値と前後力指令値との関係を概念的に示す図である。 車両に生じる上下力と前後力との関係を概念的に示す図である。 同図４のヨーモーメント指令値について、前後力指令値を出力した例を示す図である。 本発明の他の実施形態に係る車両運動制御装置を備えた車両の概念構成を示すブロック図である。 同車両運動制御装置の概念構成を示すブロック図である。 本発明のさらに他の実施形態に係る車両運動制御装置を備えた車両の概念構成を示すブロック図である。 同車両運動制御装置の概念構成を示すブロック図である。
　［第１の実施形態］
　本発明の第１の実施形態を図１ないし図９と共に説明する。
　＜アクチュエータ等＞
　図１に示すように、この実施形態の車両１は、ロールモーメントを発生可能なアクチュエータとして、左右の前後輪である四輪に後述するショックアブソーバー７を備え、ヨーモーメントを発生可能なアクチュエータとして、四輪にインホイールモータ３を備えている。車両１は、車体１Ａに、左右の前輪２ｆとなる車輪２、および左右の後輪２ｒとなる車輪２をそれぞれ支持する前後のサスペンション装置４を備えている。
　＜サスペンション装置４＞
　前後のサスペンション装置４は、構成部材上下のサスペンションアーム４ａと、ショックアブソーバー７とを有する。各車輪２を回転駆動可能なインホイールモータ３は、上下のサスペンションアーム４ａ等を介して車体１Ａに支持されている。上下のサスペンションアーム４ａは車体側端の支持点が揺動自在に支持され、これら上下のサスペンションアーム４ａの揺動に応じて車輪２が上下にストロークする。
　下側のサスペンションアーム４ａと車体１Ａとの間には、ばねおよびダンパを含むショックアブソーバー７が設けられている。車体１Ａはショックアブソーバー７により弾性的に上下動可能に支持され、且つ、車体１Ａの上下方向のストロークが減衰される。ショックアブソーバー７としては、車両１の走行時に、例えば、油圧、空気圧または電気モータ等の駆動源により減衰力を任意に変更可能なアクティブサスペンションが適用される。
　左右の前輪２ｆのサスペンションアーム４ａは、例えば、トーションバー等からなるスタビライザ部材Ｓｂで互いに連結されている。左右の後輪２ｒのサスペンションアーム４ａもスタビライザ部材Ｓｂで互いに連結されている。
　＜インホイールモータ３＞
　インホイールモータ３は、モータと、このモータの回転を減速する減速機とを有し、全体または大部分が車輪２の内部に配置されている。インホイールモータ３は、タイヤに発生させる前後力によってヨーモーメントを発生させるアクチュエータである。インホイールモータ３は、走行駆動および制動を行う駆動源であるが、四輪の制駆動力の関係を制御することで、車両１にヨーモーメントを発生させ得る。
　インホイールモータ３は、運転者の操作に従い、車両１の基本動作を制御するメインのＥＣＵ９を介して制御される。メインのＥＣＵはＶＣＵ（車両制御ユニット：Vehicle Control Unit）とも称され、コンピュータ等からなる。なおインホイールモータ３は、前記減速機が省略された所謂ダイレクトモータであってもよい。
　＜センサ類＞
　車両１には、センサ類として、アクセルペダルセンサ１１、ブレーキペダルセンサ１２、車速センサ１３、操舵角センサ１４、ヨーレートセンサ１５および加速度センサ１６が設けられている。アクセルペダルセンサ１１は運転者のアクセルペダル操作を検出し、ブレーキペダルセンサ１２はブレーキペダル操作を検出する。車速センサ１３は車速を検出し、操舵角センサ１４は操舵角を検出し、ヨーレートセンサ１５はヨーレートを検出する。加速度センサ１６は、車両１の前後および左右方向の加速度を検出する。
　＜制御系について＞
　制御系として、車両１には、前記ＥＣＵ９の他に、ロール運動およびヨー運動を制御する車両運動制御装置１７、ショックアブソーバー７を制御するサスペンション制御装置１８、およびインホイールモータ３を制御するモータ制御装置１９が設けられている。モータ制御装置１９は、各インホイールモータ３をそれぞれ制御する四台のインバータ１９ａを有する。インバータ１９ａは、図示外のバッテリの直流電力をモータ駆動のための交流電力に変換する図示外のパワー回路部と、このパワー回路部を制御する図示外のドライバ回路部とを有する。
　アクセルペダルセンサ１１、ブレーキペダルセンサ１２の出力は、ＥＣＵ９に入力されてＥＣＵ９によりアクセル指令値およびブレーキ指令値に変換され、車両運動制御装置１７に入力される。車速センサ１３から出力される車速もＥＣＵ９を介して車両運動制御装置１７に入力される。操舵角センサ１４、ヨーレートセンサ１５、加速度センサ１６がそれぞれ出力する操舵角情報、実ヨーレート、実横加速度は、車両運動制御装置１７に直接入力される。車両運動制御装置１７と、ショックアブソーバー７と、インホイールモータ３とで車両運動制御システム２０が構成される。
　＜車両運動制御装置１７＞
　図２に、車両運動制御装置１７のブロック図を概念的に示す。車両運動制御装置１７は、横滑り角速度推定器２１、ロールモーメント演算器２２、ヨーモーメント演算器２３、およびアクチュエータ制御手段２４を有する。
　横滑り角速度推定器２１は、入力された各値を用いて定められた規則に従い横滑り角速度を推定する。横滑り角速度は、線形モデルまたは非線形タイヤモデルを用いた車両モデルを用いて後述のように推定する。
　ロールモーメント演算器２２は、旋回中の車両におけるロール運動とヨー運動が連動するように、定められた規則に従い、ショックアブソーバー７（図１）およびインホイールモータ３（図１）を制御するためのロールモーメント指令値を演算する。
　ロールモーメント演算器２２は、具体的には、横滑り角速度推定値、車速、および実ヨーレートを用いて後述する式（５）または式（６）でロールモーメントを演算し、ロールモーメント指令値としてアクチュエータ制御手段２４に出力する。
　アクチュエータ制御手段２４は、ロールモーメント指令値に従い、車両に備えたサスペンション装置４（図１）でロールモーメントを発生させる。
　ヨーモーメント演算器２３は、ロールモーメント演算器２２で演算されたロールモーメント指令値を用いてヨーモーメント指令値を演算する。ヨーモーメント演算器２３は、ロール角加速度変化推定部２３ａと、ヨーモーメント指令値演算部２３ｂとを有する。ロール角加速度変化推定部２３ａは、サスペンション装置４（図１）で車両に発生させるロールモーメントによって生じるロール角加速度変化推定値を、前記ロールモーメント指令値から推定する。ヨーモーメント指令値演算部２３ｂは、ロール角加速度変化推定値に基づいてヨーモーメント指令値を演算し出力する。
　アクチュエータ制御手段２４は、ヨーモーメント指令値に従い、車両に備えたインホイールモータ３（図１）でヨーモーメントを発生させる。
　＜横滑り角速度推定器２１が出力する横滑り角速度推定値について＞
　横滑り角速度β「・」を直接計測するためには高価な専用計測器が必要であるが、高価な専用計測器を不要とするため、横滑り角速度推定器２１は車両モデルを用いて操舵角δから横滑り角速度β「・」を推定する方法、または車載のヨーレートセンサ１５で計測した実ヨーレートｒから推定する方法を用いてもよい。
　車両モデルを用いて操舵角δから横滑り角速度β「・」を推定する方法は、例えば、２輪モデルを用いた場合、操舵角δに対する横滑り角速度β「・」の伝達関数は次のようになる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
  
　操舵角δは、例えば、ステアリング部に設けた操舵角センサ１４の出力からの演算値の他に、ステアリングラックに設けたセンサの出力である歯車等の回転角またはラック移動量等から演算した操舵角情報を用いることができる。
　ヨーレートｒから横滑り角速度β「・」を推定する方法としては、以下の２輪モデルを用いて推定し得る。
　車両の横方向の並進運動と鉛直軸周りの回転運動のみを記述した２輪モデルの基本式を以下に示す。座標系はｘ軸が車両の前後方向であり前方向が正、ｙ軸が左右方向であり左方向が正、ｚ軸が上下方向であり上方向が正としている。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
  
　式（１）に旋回時の車両に生じる車両の横滑り角速度β「・」とヨーレートｒの関係が示されている。また２輪モデルにおける車両の横加速度をａｙとすれば、式（１）から横滑り角速度β「・」とヨーレートｒの関係は式（３）になる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
  
　式（３）を変形すると次式を得る。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000004
  
　前記式（３）´を用いることで、車載の加速度センサ１６で計測した横加速度をａｙとヨーレートｒから横滑り角速度β「・」を計算し得る。但し、カント路では傾斜に応じて横加速度をａｙが変化するため、推定した横滑り角速度β「・」に誤差が生じる。また前記式は線形タイヤモデルを用いているため、タイヤ横力が飽和する条件では誤差が大きくなる。また前後加速度を伴う場合も同様に誤差が大きくなる。これらの誤差を低減する方法として、非線形タイヤモデルを用いた横滑り角速度β「・」の推定方法を適用する。
　この推定方法では、下記式に示す非線形タイヤモデルを用いる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000005
  
　但し、Ｔは前輪（ｆ）または後輪（ｒ）を示す添え字であり、ＫＴはタイヤのコーナリングパワー、βＴは前輪または後輪位置での横滑り角、μは路面摩擦係数、ＷＴはタイヤの垂直荷重、ＸＴはタイヤの前後力である。
　非線形タイヤモデルの前記式（５０）で計算したタイヤ横力ＹＴから、式（５１）で横滑り角速度β「・」を推定する。式（５１）のヨーレートｒは、車載のヨーレートセンサの計測値である実ヨーレートである。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000006
  
　式（５０）の非線形タイヤモデルは、タイヤ横力ＹＴの飽和およびタイヤの垂直荷重を考慮しているため、タイヤ横力ＹＴの推定値の精度が向上する。したがって、式（５１）を用いれば車載のヨーレートセンサで計測したヨーレートｒから横滑り角速度β「・」を精度よく推定し得る。
　＜ロールモーメント演算器２２が出力するロールモーメント指令値について＞
　横滑り角速度β「・」とヨーレートｒの関係式（３）は、横加速度ａｙが車両の横滑り角速度β「・」で生じる横加速度とヨーレートｒで生じる横加速度から成ることを示している。定常旋回時は車両の横滑り角速度β「・」は零になるが、旋回の過渡状態は車両の横滑り角速度β「・」で生じる横加速度Ｖβ「・」だけ横加速度ａｙが変化することを示している。つまり、ヨーレートｒに対して横加速度ａｙは、車両の横滑り角速度β「・」の分だけ位相が変化することになる。
　ここで車両の重心に作用した横加速度ａｙによって車両にロール角φが生じるとして、２輪モデルを拡張する。ｈｓは車両重心点とロール軸間の距離、Ｋφはロール剛性、Ｃφはロール減衰係数、Ｉφはロール慣性モーメントとすれば、式（４）のロール角φが生じる。ｓはラプラス演算子である。ばね下質量は車両質量に対して十分に小さいとすることで、車両のばね上質量は車両質量ｍに等しいとしている。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000007
  
　式（４）は、サスペンションの減衰特性および車両のロール慣性モーメントにより横加速度ａｙ（ロールモーメントｍｈｓａｙ）に対してロール角φが遅れて生じることを示している。
　上記について、具体例として高速走行時に進行中の車線から他の車線へ移る車線変更を１回行うシングルレーンチェンジを行った場合の各値の変化を図３に示す。図３のグラフにおける実線は、本発明の車両運動制御装置を動作させていない（車両に制御によるロールモーメントもヨーモーメントも発生させていない）場合の各値の変化を示したものである。
　高速走行では、操舵に対してヨーレートｒが生じるが、横加速度ａｙは横滑り角速度β「・」の影響でヨーレートｒよりも遅れて生じ、さらに遅れてロール角φが生じる。このヨー運動に対するロール運動の遅れは、車速が高くなるほど大きくなる。
　本実施形態の車両運動制御装置では、車両に備えたショックアブソーバー７（図１）で式（５）に示すロールモーメントＭφを発生させることで、横滑り角速度β「・」によって生じるロールモーメントを打ち消し、ヨー運動とロール運動を連動させる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000008
  
　またロールモーメントＭφは、式（６）のように、サスペンションの減衰等によって生じるヨー運動に対するロール運動の遅れを補償する項をさらに追加してもよい。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000009
  
　図２に示すように、車両運動制御装置１７は、横滑り角速度推定器２１で横滑り角速度推定値を推定し、ロールモーメント演算器２２で式（５）または式（６）に従いロールモーメント指令値を演算する。
　＜ヨーモーメント演算器２３が出力するヨーモーメント指令値について＞
　図３のグラフにおける点線は、車両運動制御装置で式（６）に示したロールモーメントＭφだけを発生させたとき（ヨーモーメント指令値は零）の各値の変化を示したものである。図３に示す「ヨーレート」は「ヨー運動」と同義であり、同図３に示す「ロール角」は「ロール運動」と同義である。
　車両運動制御装置でロールモーメントＭφを発生させた場合、図３のように、ロール運動がヨー運動に連動し、ロール運動とヨー運動の時間差が小さくなる。このとき車両に生じているロール角をφ´とすれば、式（７）に示すように、ロールモーメントＭφを発生させていないときのロール角φに対して、ロールモーメントＭφによってΔφのロール角変化が生じる。
　　　φ´＝φ＋Δφ　　　　(7)
　また式（８）に示すように、ロール角加速度φ´「・・」もロールモーメントＭφによってロール角加速度変化Δφ「・・」が生じる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000010
  
　このロール角の変化は車両の旋回運動にも影響を及ぼす。式（１）および式（２）に示した車両運動の基礎式は、ロール運動の影響を考慮すれば式（９）および式（１０）となる。Ｉｚｘは慣性乗積である。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000011
  
　また前輪の横力Ｙｆおよび後輪の横力Ｙｒは式（１１）および式（１２）であり、横滑り角βによって定まる値である。Ｋｆは前輪のコーナリングパワー、Ｋｒは後輪のコーナリングパワー、δｈは操舵角、ｎはステアリングギア比である。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000012
  
　式（９）～式（１２）の関係から、ロール角加速度変化Δφ「・・」によってヨーレートｒ、横加速度ａｙ、横滑り角βに図３の点線のような変化が生じる。そこで、図２に示すヨーモーメント演算器２３は、ロール角加速度変化Δφ「・・」によって生じる平面運動の変化を抑えるために必要なヨーモーメントを計算し、ヨーモーメント指令値として出力する。
　ロールモーメント指令値Ｍφによって生じるロール角加速度変化推定値Δφ「・・」は、ロール慣性モーメントＩφとロール減衰係数Ｃφを考慮した式（１３）で計算できる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000013
  
　図３のロールモーメントＭφを発生させたときのロール角加速度変化推定値Δφ「・・」とヨーモーメント指令値Ｍｚのグラフを図４に示す。
　図２に示す車両運動制御装置１７のヨーモーメント演算器２３は、ロール角加速度変化推定部２３ａでロール角加速度変化推定値を推定し、ヨーモーメント指令値演算部２３ｂでヨーモーメント指令値を演算する。アクチュエータ制御手段２４は、ヨーモーメント指令値に従い、車両に備えたインホイールモータ３（図１）でヨーモーメントＭｚを発生させる。ヨーモーメントＭｚを発生させたときの旋回運動の方程式は式（１６）になる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000014
  
　ヨーモーメントＭｚを発生させることで、ロールモーメントＭφを発生させた際の車両の平面運動の変化が図３のグラフの一点鎖線のように抑制されるとともに、ロール運動がヨー運動に連動する。
　＜アクチュエータ制御手段２４が出力する上下力指令値について＞
　図５Ａ～図５Ｃに示すように、アクチュエータによりサスペンションに発生させる上下力をＦＳｉとする。上下力ＦＳｉは車両のばね上を支持するばねおよびダンパによって作用する。これらばねおよびダンパは、各サスペンション装置４の構成部材である。上下力ＦＳｉにおける添え字ｉは四輪車のサスペンション位置を示しており、添え字ｉ＝１が左前輪、ｉ＝２が右前輪、ｉ＝３が左後輪、ｉ＝４が右後輪である。後述する前後力における添え字ｉについても同様である。
　説明を簡単にするため、各サスペンション装置４におけるばねとダンパは同一軸上に配置されていると仮定する。図５Ａ～図５Ｃに示すように、前輪２ｆのサスペンション装置４におけるばねとダンパの支持点の左右間距離をｄｓｆ、後輪２ｒのサスペンション装置４におけるばねとダンパの支持点の左右間距離をｄｓｒとする。
　ロールモーメント指令値Ｍφと上下力指令値ＦＳｉの関係は式（１７）になる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000015
  
　図２に示すように、アクチュエータ制御手段２４から上下力指令値ＦＳｉが入力されたサスペンション制御装置１８は、図示しない駆動源を用いてアクティブサスペンションの上下力を制御することでロールモーメントを発生させる。前記駆動源は、油圧、空気圧、または電気モータ等を用いることができる。
　ヨーモーメント演算器２３は、ロール角加速度変化推定部２３ａでロールモーメント指令値Ｍφによりロール角加速度変化推定値Δφ「・・」を式（１３）または式（１４）で計算する。式（１４）を用いることで積分項が無くなるため、積分による誤差を無くし計算負荷を抑えることができる。
　ヨーモーメント指令値演算部２３ｂは、ロール角加速度変化推定値Δφ「・・」に基づきヨーモーメント指令値Ｍｚを式（１５）で計算し、アクチュエータ制御手段２４にヨーモーメント指令値Ｍｚを出力する。式（１５）の制御ゲインＡは一定値（Ａ＝Ａ１）としてもよいが、ヨーモーメント指令値演算部２３ｂは、ロールモーメント指令値Ｍφの大きさが閾値以下のとき、ヨーモーメント指令値Ｍｚの制御ゲインＡをロールモーメント指令値Ｍφの大きさに応じて小さくしてもよい。
　具体的には、図６のグラフのようにロールモーメント指令値Ｍφの大きさ｜Ｍφ｜
が第１の閾値Ｍ２以下のとき、ロールモーメント指令値Ｍφに応じて、制御ゲインＡを本来の設定値であるＡ１よりも小さくしてもよい。またヨーモーメント指令値演算部２３ｂ（図２）は、ロールモーメント指令値Ｍφの大きさ｜Ｍφ｜が第２の閾値Ｍ１以下のとき、制御ゲインＡを零としてヨーモーメント指令値Ｍｚが零となるようにしてもよい。但し、Ｍ１＜Ｍ２である。ロールモーメント指令値Ｍφが小さいときはロールモーメントによる平面運動の変化も小さいため、運転者は違和感を感じ難い。ロールモーメント指令値Ｍφが小さいときはヨーモーメント指令値Ｍｚを小さくまたは零にすることで、アクチュエータでヨーモーメントを発生する際のエネルギー消費を抑えることができる。
　＜アクチュエータ制御手段２４が出力する前後力指令値について＞
　図２に示すように、アクチュエータ制御手段２４は、ヨーモーメントを発生するインホイールモータ３（図１）の前後力を制御するため、ヨーモーメント指令値Ｍｚから前後力指令値ＦＸｉ（ｉ＝１～４）を計算しモータ制御装置１９に出力する。
　図７に示すように、前輪２ｆのトレッドをｄｆ、後輪２ｒのトレッドをｄｒとすれば、ヨーモーメント指令値Ｍｚと前後力指令値ＦＸｉの関係は式（２２）になる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000016
  
　図８に示すように、サスペンションのリンク配置が仮想的なアンチダイブ角θｆまたはアンチスクワット角θｒを有する場合、インホイールモータ３（図１）が発生する前後力がサスペンションを介すことで上下力が車体１Ａに作用する。この上下力はロール運動およびピッチ運動に影響を及ぼすため、アクティブサスペンションでロール運動を制御する場合、インホイールモータと協調させてロール運動を制御することは制御の難易度が高くなる。
　そこで、図２に示すアクチュエータ制御手段２４は、ヨーモーメント指令値から演算される前後力指令値の大きさにおける、右前輪と右後輪の比または左前輪と左後輪の比が、アンチスクワット角θｒの正接とアンチダイブ角θｆの正接の比に等しくなるようにインホイールモータ３（図１）を制御する。つまり前後輪に配分する前後力指令値ＦＸｉの大きさの比が、アンチスクワット角θｒの正接であるｔａｎθｒとアンチダイブ角θｆの正接であるｔａｎθｆの比と等しくなるようにすることで、前後力により生じる上下力を左右それぞれの前後輪の間で打ち消す。
　またインホイールモータ３（図１）により意図せぬピッチ運動の発生を抑制するため、アクチュエータ制御手段２４は、ヨーモーメント指令値から演算される前後力指令値につき、右前輪と左前輪または右後輪と左後輪の前後力指令値の大きさが等しく符号が異なるようにインホイールモータ３を制御する。つまり前記意図せぬピッチ運動の発生を抑制するため、前後力により生じる上下力を、前後それぞれの左右輪の間で前後力の大きさを等しくし且つ異符号とすることで打ち消す。２つの条件を満たす前後力指令値ＦＸｉは式（２３）～式（２６）となる。
　但し、運転者はアクセルペダルおよびブレーキペダルを操作し車両の前後加速度を操作するため、車両運動制御装置１７は、式（２３）～式（２６）で計算したＦＸｉに対し、アクセル指令値およびブレーキ指令値に応じた前後力を加算した前後力指令値として出力する。モータ制御装置１９は、車両運動制御装置１７のアクチュエータ制御手段２４が出力した前後力指令値に従ってインホイールモータ３（図１）のモータトルクを制御する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000017
  
　式（２３）～式（２６）の前後力指令値ＦＸｉとなる前後力をインホイールモータ３（図１）で発生することで、ロール運動およびピッチ運動に与える影響を抑え、かつヨーモーメントを発生することができる。これにより運動毎に制御するアクチュエータを分けることができる。この場合、一つの運動を複数のアクチュエータを協調させて制御する必要がなくなるため、計算量が抑制でき、制御の応答性向上およびハードウェアのコストダウンが可能になる。図４に示したヨーモーメント指令値Ｍｚについて、前後力指令値ＦＸｉを式（２３）～式（２６）に従い出力した例を図９に示す。
　＜作用効果＞
　図１に示す本実施形態のようにショックアブソーバー７であるアクティブサスペンションで車両１にロールモーメントＭφを発生させ、さらにロールモーメントＭφに基づいて演算されるヨーモーメントＭｚをインホイールモータ３で車両に発生させる。これにより、車両１の平面運動の変化を抑制しつつ車両１のロール運動をヨー運動に連動させることができるため、運転者は車両１の動きに一体感を得ることができる。
　本車両運動制御装置１７によれば、ヨーモーメントＭｚをロールモーメントＭφに基づいて演算し、車載されたセンサ情報から取得した車両挙動に基づいて演算していない。フィードフォワード制御としてヨーモーメントを発生させるため、路面または風などの外乱およびセンサのノイズ等の影響を受けることがなく安定した制御ができる。またフィードバック制御に比べ、制御の応答遅れを抑えることができる。
　＜他の実施形態について＞
　以下の説明においては、各実施形態で先行して説明している事項に対応している部分には同一の参照符号を付し、重複する説明を略する。構成の一部のみを説明している場合、構成の他の部分は、特に記載のない限り先行して説明している形態と同様とする。同一の構成から同一の作用効果を奏する。各実施形態で具体的に説明している部分の組合せばかりではなく、特に組合せに支障が生じなければ、実施形態同士を部分的に組合せることも可能である。
　ロールモーメントを発生させるアクチュエータとして、前記アクティブサスペンションに代えて、ロール剛性可変機構となるアクティブスタビライザ等の車体の上下力を発生可能なアクチュエータを使用し得る。前記アクティブスタビライザは、前輪と後輪に対してそれぞれ設けられる。各アクティブスタビライザは、トーションバー等からなる左右のスタビライザ部材と、これら左右のスタビライザ部材を相互に回転可能に結合するスタビライザーアクチュエータ部とを有する。
　前記スタビライザーアクチュエータ部が左右のスタビライザ部材を相互に回転させることで、アクティブスタビライザの全体の弾性力を変化させて車両のロール剛性を制御する。前記スタビライザーアクチュエータ部は、例えば、駆動源である電動モータと、この電動モータの出力を減速する減速機とを備えて出力軸が低速回転するロータリアクチュエータである。
　ヨーモーメントの発生には、前記インホイールモータの前後力（制駆動力）に代えて、エンジンまたはオンボードタイプの電気モータの制駆動力、摩擦ブレーキの制動力、それらを組合せて使用することもできる。
　［第２の実施形態］
　図１０は、前後輪にオンボードタイプの駆動モータ３Ａを備え、四輪に摩擦ブレーキＢｋを備えた車両の例である。図１１は、図１０の車両運動制御装置のブロック図である。各車輪２は車輪用軸受を介してナックル２５に支持されている。駆動モータ３Ａの駆動力は、それぞれドライブシャフト２６を介して前後輪に伝達される。
　車両運動制御装置１７のアクチュエータ制御手段２４は、ロールモーメントを発生するためにサスペンション制御装置１８に上下力指令値を出力する。サスペンション制御装置１８は、図示外の駆動源を用いてアクティブサスペンションの上下力を制御することでロールモーメントを発生させる。
　前記アクチュエータ制御手段２４は、ヨーモーメントを発生するため、駆動側の前後力指令値として駆動力指令値をモータ制御装置１９に出力し、制動側の前後力指令値として制動力指令値をブレーキ制御装置２７に出力する。モータ制御装置１９は、アクチュエータ制御手段２４が出力した駆動力指令値に従って駆動モータ３Ａのモータトルクを制御する。ブレーキ制御装置２７はアクチュエータ制御手段２４が出力した制動力指令値に従って摩擦ブレーキＢｋを制御する。
　第２の実施形態においても、前述の第１の実施形態と同様の作用効果を奏する。
　［第３の実施形態］
　図１２は、四輪にインホイールモータ３を備え、ロール運動の制御にインホイールモータ３の前後力を用いた例である。つまりこの車両１は、ロールモーメントおよびヨーモーメントを発生させるアクチュエータとして、四輪にインホイールモータ３を備えている。図８に示したように、サスペンションのリンク配置が仮想的なアンチダイブ角θｆまたはアンチスクワット角θｒを有する場合、インホイールモータまたはブレーキ等の前後力によって車体に上下力が生じる。この上下力をロール運動の制御に用いる。
　図１２の実施形態は、第１の実施形態（図３）に対してアクティブサスペンションおよびサスペンション制御装置が無い点で異なっている。図１３は、図１２の車両運動制御装置１７のブロック図である。この車両運動制御装置１７でロールモーメントＭφとヨーモーメントＭｚを発生させる場合の前後力指令値ＦＸｉ（ｉ＝１～４）は、式（２７）から式（３０）になる。モータ制御装置１９は、アクチュエータ制御手段２４が出力した前後力指令値に従ってインホイールモータ３のモータトルクを制御する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000018
  
　ロールモーメントの発生には、インホイールモータの制動力の代わりに、摩擦ブレーキの制動力を使用することができる。また、アンチダイブ角θｆおよびアンチスクワット角θｒは小さくなるが、エンジンまたはオンボードタイプの電気モータの制駆動力を使用することができる。また、それらを組合せてもよい。
　各実施形態では、運転者によるアクセルペダル、ブレーキペダルの操作に応じたアクセル指令値およびブレーキ指令値を車両運動制御装置に入力しているが、例えば自動運転車両のように車両の状態および各種センサ等の情報から、運転者の操作に依ることなく自動的にアクセル指令値およびブレーキ指令値を計算することも可能である。
　以上のとおり、図面を参照しながら好適な実施形態を説明したが、本発明の趣旨を逸脱しない範囲内で、種々の追加、変更、削除が可能である。したがって、そのようなものも本発明の範囲内に含まれる。
１…車両
３…インホイールモータ（アクチュエータ）
７…ショックアブソーバー（アクチュエータ）
１７…車両運動制御装置
２０…車両運動制御システム
２２…ロールモーメント演算器
２３…ヨーモーメント演算器
２３ａ…ロール角加速度変化推定部
２３ｂ…ヨーモーメント指令値演算部
２４…アクチュエータ制御手段

Claims (8)

  1. 　ロールモーメントおよびヨーモーメントを発生させるアクチュエータを有する車両に搭載される車両運動制御装置であって、
    　旋回中の前記車両におけるロール運動とヨー運動が連動するように、前記アクチュエータを制御するためのロールモーメント指令値を、少なくとも前記車両の横滑り角速度と車速に基づいて演算するロールモーメント演算器と、
    　このロールモーメント演算器で演算されたロールモーメント指令値を用いてヨーモーメント指令値を演算するヨーモーメント演算器と、
    　演算されたロールモーメント指令値およびヨーモーメント指令値によって前記アクチュエータを制御するアクチュエータ制御手段と、を備えた車両運動制御装置。
  2. 　請求項１に記載の車両運動制御装置において、前記ヨーモーメント演算器は、前記アクチュエータで前記車両に発生させるロールモーメントによって生じるロール角加速度変化を前記ロールモーメント指令値から推定したロール角加速度変化推定値を出力するロール角加速度変化推定部と、このロール角加速度変化推定部で推定されたロール角加速度変化推定値から演算した前記ヨーモーメント指令値を出力するヨーモーメント指令値演算部と、を有する車両運動制御装置。
  3. 　請求項２に記載の車両運動制御装置において、前記ヨーモーメント指令値演算部は、ロールモーメント指令値の大きさが第１の閾値以下のとき、ヨーモーメント指令値の制御ゲインをロールモーメント指令値の大きさに応じて小さくする車両運動制御装置。
  4. 　請求項２に記載の車両運動制御装置において、前記ヨーモーメント指令値演算部は、ロールモーメント指令値の大きさが第２の閾値以下のとき、ヨーモーメント指令値を零とする車両運動制御装置。
  5. 　請求項１ないし請求項４のいずれか１項に記載の車両運動制御装置において、前記ヨーモーメントを発生させるアクチュエータが、タイヤに発生させる前後力によってヨーモーメントを発生させるアクチュエータであり、
    　前記アクチュエータ制御手段は、ヨーモーメント指令値から演算される前後力指令値の大きさにおける、右前輪と右後輪の比または左前輪と左後輪の比が、アンチスクワット角の正接とアンチダイブ角の正接の比に等しくなるように前記アクチュエータを制御する車両運動制御装置。
  6. 　請求項１ないし請求項４のいずれか１項に記載の車両運動制御装置において、前記ヨーモーメントを発生させるアクチュエータが、タイヤに発生させる前後力によってヨーモーメントを発生させるアクチュエータであり、
    　前記アクチュエータ制御手段は、ヨーモーメント指令値から演算される前後力指令値につき、右前輪と左前輪または右後輪と左後輪の前後力指令値の大きさが等しく符号が異なるように前記アクチュエータを制御する車両運動制御装置。
  7. 　請求項１ないし請求項６のいずれか１項に記載の車両運動制御装置と前記アクチュエータとを備えた車両運動制御システム。
  8. 　請求項１ないし請求項６のいずれか１項に記載の車両運動制御装置を搭載した車両。
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