WO2022264897A1 - 車両運動制御装置、車両およびシステム - Google Patents

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WO2022264897A1
WO2022264897A1 PCT/JP2022/023107 JP2022023107W WO2022264897A1 WO 2022264897 A1 WO2022264897 A1 WO 2022264897A1 JP 2022023107 W JP2022023107 W JP 2022023107W WO 2022264897 A1 WO2022264897 A1 WO 2022264897A1
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WO
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vehicle
value
angular acceleration
yaw
yaw angular
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PCT/JP2022/023107
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淳一 平田
勇大 中野
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Ntn株式会社
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    • B60W30/02—Control of vehicle driving stability

Definitions

  • the present invention relates to a vehicle motion control device, vehicle and system for controlling roll motion in a vehicle during turning.
  • Conventional technology 1 is a technology that controls the roll angle caused by lateral acceleration and the pitch angle caused by longitudinal acceleration by changing the damping force of the damper of the suspension with an actuator. And by changing the damping force of the damper based on the damper speed, the responsiveness of roll angle control and pitch angle control is improved.
  • Conventional technology 2 is a technology for controlling the roll angle of a vehicle equipped with an active stabilizer and a damper that can change the damping force. By changing the damping characteristics or spring characteristics of the suspension based on the deviation from the roll angle, suppress the roll that occurs according to the lateral acceleration and reduce the time difference between the occurrence of the lateral acceleration and the occurrence of the roll, or Control to keep constant. (Patent document 2)
  • 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 a low speed, the yaw rate is generated with a slight delay after the lateral acceleration is generated in the vehicle in response to the driver's steering operation. 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. A roll occurs later than the lateral acceleration due to the moment of inertia of the spring and the damping force of the suspension.
  • the amount of roll generated and the time difference until the roll is generated are controlled with respect to the lateral acceleration that occurs in the vehicle during turning. Acceleration dependent. That is, yaw motion and roll motion, which are rotational motions of the vehicle, occur at different timings. Therefore, the driver perceives yaw and roll as separate motions, and 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, and a system that allow the driver to feel a sense of unity with the movement of the vehicle, in order to solve the above-described problems of the prior art.
  • a vehicle motion control device includes: a sideslip angular velocity estimator for estimating a sideslip angular velocity of a vehicle and outputting an estimated sideslip angular velocity; a yaw angular acceleration calculator for calculating a yaw angular acceleration of the vehicle and outputting a yaw angular acceleration calculated value; and at least a vehicle speed of the vehicle. Calculates and outputs a roll moment command value so that the roll motion and yaw motion of the vehicle during turning are interlocked based on the product of the side slip angular velocity estimated value and the product of the vehicle speed and the yaw angular acceleration calculated value.
  • the yaw angular acceleration computing unit is a yaw angular acceleration estimator that estimates the yaw angular acceleration of the vehicle from the vehicle speed and the steering angle and outputs a yaw angular acceleration estimated value, and outputs from a yaw rate sensor provided in the vehicle.
  • a differential calculation unit that differentiates the measured yaw rate value and outputs a measured yaw angular acceleration value
  • a ratio setting unit that sets a ratio of the measured yaw angular acceleration value to the calculated yaw angular acceleration value
  • a yaw angular acceleration calculator that calculates and outputs a yaw angular acceleration calculated value from the measured yaw angular acceleration value and the ratio
  • the ratio setting unit sets the ratio based on the vehicle speed and the steering angle.
  • the vehicle motion control device includes a roll moment calculator for calculating and outputting a roll moment command value so that the roll motion and yaw motion of the vehicle during turning are interlocked, and a roll moment for the vehicle body.
  • the roll motion is interlocked with the yaw motion, and the yaw angle acceleration is calculated from the estimated yaw angular acceleration value, the measured yaw angular acceleration value, and the ratio. Since the calculated angular acceleration value is calculated and the ratio is set based on the vehicle speed and the steering angle, the delay caused by the damping of the suspension is compensated, and the delay from the generation of the yaw rate to the generation of the roll angle is eliminated. Since it can be reduced (the phase lag of roll motion with respect to yaw motion can be reduced), the driver can get a sense of unity with the motion of the vehicle.
  • the ratio setting unit determines whether the vehicle posture determined based on the vehicle speed and the steering angle is in a steady state, a transient state, or a quasi-transient state between the steady state and the transient state.
  • the ratio may be set accordingly.
  • the vehicle posture is divided into the steady state, the transient state, and the quasi-transient state, and the ratio is set, so that the ratio can be adjusted to suit each state. It is possible to suppress the discomfort given to
  • the vehicle attitude may be determined by the yaw angular acceleration estimated value calculated from the vehicle speed and the steering angle.
  • the yaw angular acceleration estimated value calculated from the vehicle speed and the steering angle it is possible to determine the vehicle posture reflecting the influence of the driver's steering intention and the vehicle speed.
  • the vehicle attitude may be determined based on the vehicle speed and at least the steering angular velocity obtained by differentiating the steering angle with respect to time. In this way, by using the vehicle speed and at least the steering angular velocity, it is possible to determine the vehicle attitude reflecting the influence of the driver's steering intention and the vehicle speed. Reduced load.
  • the ratio setting unit may set the ratio to zero when the vehicle attitude is determined to be in the steady state.
  • noise components included in the roll moment command value can be reduced when the vehicle is in the steady state in which changes in the behavior of the vehicle are small, so that it is possible to suppress discomfort given to the driver by the control.
  • the ratio setting unit may set the ratio to 1 when the vehicle posture is determined to be in the transient state.
  • the roll moment command value can reflect the measured yaw angular acceleration corresponding to the actual vehicle behavior. can be calculated.
  • the ratio setting unit when the vehicle attitude is determined to be in the semi-transitional state, the ratio may be brought closer to 1 as the vehicle attitude is closer to the transient state. Accordingly, when the vehicle posture is in a quasi- transitional state between the steady state and the transient state, the closer the vehicle posture is to the transient state, the closer the ratio is to 1, thereby reducing the roll moment. It is possible to appropriately adjust the effect of reducing the noise component included in the command value and the effect of reflecting the yaw angular acceleration actual measurement value corresponding to the actual vehicle behavior in the roll moment command value (both effects can be made compatible). ).
  • a vehicle according to the present invention is equipped with a vehicle motion control device having any one of the configurations described above.
  • a system according to the present invention includes a vehicle motion control device having any one of the above configurations, and an actuator.
  • the vehicle and system according to the present invention are equipped with the functions described above, so that the above effects can be obtained and at least the roll motion and yaw motion of the vehicle during turning can be reduced.
  • Roll motion is converted into yaw motion by a roll moment computing unit that calculates and outputs a roll moment command value so as to be interlocked, and an actuator control means that controls an actuator that generates a roll moment in the vehicle body based on the roll moment command value.
  • a calculated yaw angular acceleration value is calculated from the estimated yaw angular acceleration value, the measured yaw angular acceleration value, and the ratio, and the ratio is set based on the vehicle speed and the steering angle.
  • the delay between the occurrence of the yaw rate and the occurrence of the roll angle can be reduced (the phase lag of the roll motion with respect to the yaw motion can be reduced), so the driver can easily respond to the movement of the vehicle. You can get a sense of unity.
  • FIG. 1 is a schematic diagram showing the configuration of a vehicle equipped with a vehicle motion control system according to a first embodiment of the invention
  • FIG. 2 is a block diagram showing the configuration of the vehicle motion control device of FIG. 1
  • FIG. 2 is a block diagram showing the configuration of a yaw angular acceleration calculator included in the vehicle motion control device of FIG. 1
  • FIG. FIG. 1 is a schematic diagram showing the configuration of a vehicle equipped with a vehicle motion control system according to a first embodiment of the invention
  • FIG. 2 is a block diagram showing the configuration of the vehicle motion control device of FIG. 1
  • FIG. 2 is a block diagram showing the configuration of a yaw angular acceleration calculator included in the vehicle motion control device of FIG. 1
  • FIG. 4 is a waveform diagram for explaining characteristics of a ratio ⁇ ;
  • FIG. 4 is a diagram for explaining J-shaped turn travel of a vehicle;
  • FIG. 2 is a waveform diagram of roll angles, roll moment command values, etc. in a vehicle that is not equipped with the vehicle motion control device of FIG. 1 and a vehicle that is equipped with the vehicle motion control device of FIG. 3A and 3B are waveform diagrams of a yaw angular acceleration estimated value, a yaw angular acceleration actually measured value, a yaw angular acceleration calculated value, a roll moment command value, etc. in a vehicle equipped with the vehicle motion control device of FIG.
  • 3A and 3B are other waveform diagrams of an estimated yaw angular acceleration value, a measured yaw angular acceleration value, a calculated yaw angular acceleration value, a roll moment command value, and the like in a vehicle equipped with the vehicle motion control device of FIG. 1;
  • 2 is a block diagram showing another configuration of a yaw angular acceleration calculator included in the vehicle motion control device of FIG. 1;
  • FIG. 10 is a waveform diagram explaining another characteristic of the ratio ⁇ ; 4A and 4B are still further waveform diagrams of an estimated yaw angular acceleration value, a measured yaw angular acceleration value, a calculated yaw angular acceleration value, a roll moment command value, and the like in a vehicle equipped with the vehicle motion control device of FIG. 1; 4A and 4B are still further waveform diagrams of an estimated yaw angular acceleration value, a measured yaw angular acceleration value, a calculated yaw angular acceleration value, a roll moment command value, and the like in a vehicle equipped with the vehicle motion control device of FIG. 1; FIG. 10 is a waveform diagram illustrating still another characteristic of the ratio ⁇ ; FIG.
  • FIG. 2 is a schematic diagram showing a vertical force generated in a vehicle, a suspension link arrangement, and the like;
  • FIG. 2 is a schematic diagram showing the configuration of a vehicle equipped with a vehicle motion control system according to a second embodiment of the invention;
  • 16 is a block diagram showing the configuration of the vehicle motion control device of FIG. 15;
  • FIG. FIG. 2 is a schematic diagram showing a vertical force generated in a vehicle, a suspension link arrangement, and the like;
  • a vehicle motion control device 100 (100A [FIG. 1], 100B [FIG. 15]) according to the following first and second embodiments of the present invention includes an actuator 400 (for example, an active suspension 17 [FIG. 15]) that generates a roll moment. 1] and an in-wheel motor 19 [FIG. 15]).
  • the vehicle motion control device 100 includes the sideslip angular velocity estimator 150, the yaw angular acceleration calculator 170, the roll moment calculator 110, and the actuator control means 130 (130A [FIG. 2], 130B [FIG. 16]) shown in FIGS. have.
  • the vehicle motion control device 100A of this embodiment acts as an actuator capable of generating a roll moment on four wheels 10 attached to the vehicle via knuckles 11, suspension arms 15 and the like. It is mounted on a vehicle 1A having a suspension 17.
  • the vehicle 1A includes a vehicle speed sensor 271 for detecting the vehicle speed, a steering angle sensor 250 for detecting the steering angle, an acceleration sensor 230 for detecting acceleration in the longitudinal and lateral directions of the vehicle, a yaw rate sensor 210 for detecting the yaw rate, and a roll motion control.
  • the vehicle motion control device 100A a suspension control device 330 that controls the active suspension 17, and an ECU (Electronic Control Unit) 270 (FIG. 15, not shown in FIG. 1) that controls the basic operation of the vehicle are mounted.
  • ECU Electronic Control Unit
  • Each output of vehicle speed sensor 271, steering angle sensor 250, acceleration sensor 230, and yaw rate sensor 210 is input to vehicle motion control device 100A.
  • the vehicle motion control device 100A includes a sideslip angular velocity estimator 150, a yaw angular acceleration calculator 170, a roll moment calculator 110, and actuator control means 130A.
  • Side-slip angular velocity estimator 150 estimates the side-slip angular velocity of vehicle 1 ⁇ /b>A using the input output signals of the respective sensors, and outputs the estimated side-slip angular velocity to roll moment calculator 110 .
  • Side-slip angular velocity can be estimated using a vehicle model using a linear or non-linear tire model.
  • the side-slip angular velocity is calculated from Equation (3), which will be described later, using the steering angle and the vehicle speed, for example.
  • the yaw angular acceleration calculator 170 calculates the yaw angular acceleration of the vehicle 1A using the input output signals of the sensors (excluding the measured lateral acceleration values), and outputs the calculated yaw angular acceleration values to the roll moment calculator 110. output to
  • the roll moment calculator 110 calculates a roll moment command value based on the vehicle speed, the side slip angular velocity estimated value, and the yaw angular acceleration calculated value, and outputs the roll moment command value to the actuator control means 130A.
  • Actuator control means 130A converts a roll moment command value into, for example, a vertical force command value as an input signal that suspension control device 330 can receive, and outputs the command value to suspension control device 330 .
  • the side-slip angular velocity estimator 150 calculates the side-slip angular velocity estimated value ⁇ est " ⁇ " using, for example, a two-wheel model describing lateral translational motion and rotational motion about the vertical axis of the vehicle.
  • the basic formula of the two-wheel model is shown below.
  • the x-axis is the front-rear direction of the vehicle and the front direction is positive
  • the y-axis is the left-right direction and the left direction is positive
  • the z-axis is the vertical direction and the upward direction is positive.
  • the sideslip angular velocity of the vehicle is also written as ⁇ .
  • the time-differentiated variable X is also written as X ".”
  • the transfer function of the sideslip angular velocity ⁇ " ⁇ " with respect to the steering angle ⁇ is given by the following equation (3).
  • the sideslip angular velocity estimated value ⁇ est " ⁇ " is estimated.
  • the yaw angular acceleration calculator 170 calculates a yaw angular acceleration calculated value using the input signals of each sensor and outputs it to the roll moment calculator.
  • the yaw angular acceleration calculator 170 includes a yaw angular acceleration estimator 171 , a differential calculator 173 , a ratio setter 175 and a yaw angular acceleration calculator 177 .
  • the yaw angular acceleration estimator 171 calculates (estimates) a yaw angular acceleration from the input vehicle speed and steering angle, and outputs a yaw angular acceleration estimated value r est " ⁇ ".
  • Differential calculation section 173 differentiates the measured yaw rate value output from yaw rate sensor 210 and outputs the measured yaw angular acceleration value r act " ⁇ ".
  • the ratio setting unit 175 sets the ratio ⁇ according to a predetermined condition using the yaw angular acceleration estimated value r est " ⁇ ". Specifically, the ratio setting unit 175 uses the yaw angular acceleration estimated value r est " ⁇ " estimated from the vehicle speed and the steering angle as an index, and determines whether the vehicle posture is in a steady state according to a predetermined condition. , quasi-transient or transient, set the ratio ⁇ .
  • the ratio ⁇ is the ratio of the yaw angular acceleration actually measured value r act " ⁇ " to the yaw angular acceleration calculated value r cal “ ⁇ ” which will be described later.
  • the yaw angular acceleration calculated value is a weighted average value of the yaw angular acceleration estimated value r est “ ⁇ ” and the yaw angular acceleration actual measured value r act “ ⁇ ”. It is a value calculated from the estimated value r est " ⁇ ", the measured yaw angular acceleration value r act " ⁇ ", and the ratio ⁇ .
  • the ratio ⁇ is set using the absolute value of the yaw angular acceleration estimated value r est “ ⁇ ” as an index, as shown in the graph of FIG. 4, for example. If the absolute value of the yaw angular acceleration estimated value r est " ⁇ " is less than or equal to the threshold value As, the ratio ⁇ is set to zero. When the absolute value of the yaw angular acceleration estimated value r est " ⁇ " exceeds the threshold value As and is equal to or smaller than the threshold value Ae, the ratio ⁇ is brought closer from zero to 1 as the absolute value of the yaw angular acceleration estimated value r est " ⁇ " increases.
  • the ratio ⁇ is set to 1 when the absolute value of the yaw angular acceleration estimated value r est “ ⁇ ” exceeds the threshold Ae.
  • the yaw angular acceleration calculator 177 calculates the yaw angular acceleration calculated value r cal " ⁇ " from the yaw angular acceleration estimated value r est “ ⁇ ", the yaw angular acceleration actually measured value r act " ⁇ ", and the ratio ⁇ . , is calculated by the following formula (6) and output.
  • the roll moment calculator 110 calculates the roll moment generated in the vehicle body 1A by the actuator 17 using the following equation (7), and outputs it as a roll moment command value M ⁇ .
  • hs is the distance between the center of gravity of the vehicle G and the roll axis (the axis connecting the front roll center A1 and the rear roll center A2) ls shown in FIG. 14, K ⁇ is the roll stiffness, and C ⁇ is the roll damping coefficient. is.
  • Equation (1) shows the relationship between the sideslip angular velocity ⁇ " ⁇ " of the vehicle during turning, the yaw rate r, and the lateral force. and the lateral acceleration a y is given by the following equation (8).
  • the above equation (8) indicates that the lateral acceleration ay of the vehicle is composed of two lateral accelerations, the lateral acceleration derived from the vehicle sideslip angular velocity ⁇ " ⁇ " and the lateral acceleration derived from the yaw rate r. .
  • the sideslip angular velocity ⁇ of the vehicle becomes zero.
  • " ⁇ " indicates that the lateral acceleration ay changes by the lateral acceleration V ⁇ " ⁇ ".
  • FIG. 6 shows changes in each value when the J-shaped turn travel (J-turn travel) shown in FIG. 5 is performed at a constant vehicle speed during high-speed travel. This change is during the J-turn traveling from the first straight section shown by the solid line in FIG. 5 to the middle point CR of the subsequent turning section.
  • the solid line in the graph of FIG. 6 indicates the change in each value when the vehicle motion control device of each embodiment is not operated (that is, when the vehicle motion control device 100 does not generate the roll moment (equation (7))). is shown. Steering is started at time t1, and the steering angle ⁇ h is increased until time t2 ((a) in FIG. 6). After the start of steering, the yaw rate r ((b) of FIG. 6) and the sideslip angular velocity ⁇ (.) ((d) of FIG. 6) occur with a slight delay.
  • the lateral acceleration a y is delayed in phase with respect to the yaw rate r by the amount of the lateral acceleration derived from the vehicle sideslip angular velocity ⁇ “ ⁇ ” shown in Equation (8) ((c) in FIG. 6). Furthermore, the roll angle ⁇ of the vehicle is generated with a delay from the lateral acceleration a y due to the damping characteristics of the suspension and the moment of inertia of the roll of the vehicle (FIG. 6(f)). In this way, there is a delay between the occurrence of the yaw rate (yaw motion) of the vehicle and the occurrence of the roll angle (roll motion) during turning.
  • the roll angle ⁇ is given by the following equation (9).
  • the unsprung mass is assumed to be sufficiently small relative to the vehicle mass, and the vehicle sprung mass is assumed to be equal to the vehicle mass m.
  • the first term on the right side of the above equation (7) which is the formula for calculating the roll moment command value M ⁇ , is a term that cancels the roll moment generated by the lateral acceleration derived from the side slip angular velocity ⁇ of the vehicle, and the second term on the right side. is a term that compensates for the delay caused by the damping characteristics of the suspension (the delay from when the roll moment caused by the lateral acceleration derived from the yaw rate r acts on the vehicle body until the roll angle is generated).
  • the graph of FIG. 6 shows an example of a case where the actuator 400 generates a roll moment on the vehicle body, which becomes the roll moment command value M ⁇ (equation (7)) when the vehicle motion control device 100 of each embodiment is operated.
  • the roll moment command value M ⁇ ((e) in FIG. 6) and the roll angle ⁇ ((f) in FIG. 6) are indicated by dotted lines.
  • FIG. 7 shows the estimated yaw angular acceleration r est " ⁇ " ((b) of FIG. 7) and the measured yaw angular acceleration r act " ⁇ " ((c) of FIG. 7) in the vehicle motion control device 100 in this case.
  • the yaw angular acceleration estimation value r est " ⁇ " is calculated by the yaw angular acceleration estimator 171 according to the change in the steering angle ⁇ h ((a) in FIG. 7).
  • a differential operation unit 173 differentiates the yaw rate actual measurement value output by the yaw rate sensor, and outputs a yaw angular acceleration actual measurement value r act " ⁇ ".
  • the steering angle ⁇ h is angle (position) information, but the measured yaw rate value is angular velocity (velocity) information.
  • the measured yaw rate value as the output signal of the sensor has larger noise. Therefore, the yaw angular acceleration actual measurement value r act " ⁇ " obtained by differentiating the yaw rate actual measurement value has larger noise than the yaw angular acceleration estimated value r est " ⁇ " as shown in FIG.
  • the ratio setting unit 175 sets the yaw angular acceleration estimated value r est " ⁇ " according to the conditions shown in FIG.
  • the ratio ⁇ is set from the relationship between the threshold value As and the threshold value Ae.
  • the ratio ⁇ is set to 1 on the assumption that the vehicle posture is in a transient state.
  • the ratio ⁇ is increased within a range of zero or more and less than one.
  • the ratio ⁇ is set to the yaw angular acceleration estimated value r est " ⁇ "
  • any increasing function may be used, and it may be expressed as a function of two or more degrees, an exponential function, or the like.
  • the noise component included in the roll moment command value M ⁇ calculated using the yaw angular acceleration calculation value r cal “ ⁇ ” in Equation (7) is also small during straight running or steady turning. Become. When the vehicle posture is in a steady state, the change in vehicle behavior is small, so the driver is likely to sensitively perceive a small change in vehicle posture caused by the control.
  • the yaw angular acceleration calculated value r cal " ⁇ " as described above, it is possible to reduce the generation of the roll moment due to the noise component, thereby reducing the sense of discomfort given to the driver during straight traveling or steady turning. .
  • the steering intention of the driver can be reflected. Since the yaw angular acceleration estimated value r est " ⁇ " is calculated using the steering angle, a roll moment can be generated by control only when the driver steers, and the yaw angular acceleration actual measured value r act " ⁇ " It is possible to remove the influence of disturbances such as crosswinds and unevenness and inclination of the road surface included in the road surface.
  • the roll moment command value M ⁇ can also be set to an appropriate magnitude reflecting the actual vehicle behavior, such as M ⁇ 1 or M ⁇ 2 ((g) in FIG. 8).
  • equation (10) is a modified version of (8).
  • equation (10) may be used instead of equation (8).
  • the vehicle motion control system interlocks roll motion with yaw motion, compensates for delays caused by damping of the suspension, etc., and reduces the delay from the generation of the yaw rate to the generation of the roll angle. (The phase lag of the roll motion with respect to the yaw motion can be reduced), so the driver can get a sense of unity with the motion of the vehicle.
  • FIG. 9 shows a block diagram of a yaw angular acceleration calculator 170A as a modified example of the yaw angular acceleration calculator 170 in this embodiment.
  • the yaw angular acceleration calculator 170A of FIG. 9 also includes a yaw angular acceleration estimator 171, a differential calculator 173, and a yaw angular acceleration calculator 177.
  • the example of FIG. 9 differs in that the inputs to the ratio setting unit 175A are the vehicle speed and the steering angle.
  • a ratio setting unit 175A in FIG. 9 sets the ratio ⁇ according to whether the vehicle posture is in a steady state, a quasi-transitional state, or a transient state according to predetermined conditions using the vehicle speed and the steering angle as indexes.
  • the ratio ⁇ in the ratio setting unit 175A is set as shown in the graph shown in FIG. 10, for example.
  • the characteristic (waveform) of the ratio ⁇ may be different between the vehicle speed V1 and the vehicle speed V2 (V1 ⁇ V2).
  • the vehicle posture is assumed to be in a quasi-transient state, and as the absolute value of the steering angular velocity ⁇ h increases, the ratio ⁇ increases within the range of zero to less than 1. exceeds the threshold value Be1, the vehicle posture is assumed to be in a transient state, and the ratio ⁇ is set to 1.
  • the vehicle speed V2 when the absolute value of the steering angular velocity ⁇ h " ⁇ ", which is the differential value of the steering angle, is equal to or less than the threshold value Bs2, the vehicle attitude is assumed to be in a steady state, and the ratio ⁇ is set to zero.
  • the vehicle posture When the absolute value exceeds the threshold value Bs2 and is equal to or less than the threshold value Be2, the vehicle posture is assumed to be in a quasi-transient state. When the absolute value of "" exceeds the threshold value Be2, the vehicle attitude is assumed to be in a transient state, and the ratio ⁇ is set to 1.
  • the threshold values have relationships of Bs1 ⁇ Bs2 and Be1 ⁇ Be2, respectively.
  • the yaw angular acceleration r of the vehicle is proportional to the vehicle speed V and the steering angular velocity ⁇ h.
  • the same effect as the angular acceleration estimated value r est " ⁇ " is obtained. That is, by setting the ratio ⁇ as shown in FIG. 10, the calculated yaw angular acceleration value r cal “.” can be reduced as shown in FIG. 11 ((f) in FIG. 11). Therefore, in the roll moment calculator 110, the noise component included in the roll moment command value M ⁇ calculated using the yaw angular acceleration calculation value r cal “ ⁇ ” in Equation (7) is also small during straight running or steady turning. ((h) in FIG. 11).
  • the thresholds Bs and Be for the steering angular velocity ⁇ h " ⁇ " in FIG. 11(b) are the thresholds Bs1 and Be1 at the vehicle speed V1 in FIG. 10, or the thresholds Bs2 and Be2 at the vehicle speed V2.
  • the roll moment command value M ⁇ can also be set to an appropriate magnitude reflecting the actual vehicle behavior, such as M ⁇ 1 and M ⁇ 2, respectively ((h) in FIG. 12).
  • M ⁇ 1 and M ⁇ 2 respectively ((h) in FIG. 12).
  • the ratio setting units 175 and 175A may use the graph shown in FIG. 13 instead of the graphs shown in FIGS. .
  • the horizontal axis of the graph in FIG. 13 is the product of the absolute value of the vehicle speed V and the absolute value of the steering angular velocity ⁇ h " ⁇ ".
  • the vehicle posture is assumed to be in a steady state, and the ratio ⁇ is set to zero.
  • the product of the absolute values of " ⁇ " exceeds the threshold Cs and is equal to or less than the threshold Ce
  • the vehicle posture is assumed to be in a quasi-transient state.
  • the product of the absolute value of the vehicle speed V and the absolute value of the steering angular velocity ⁇ h (•) exceeds the threshold Ce, the vehicle attitude is considered to be in a transient state, and the ratio ⁇ is set to 1.
  • the roll moment calculator 110 of the present embodiment calculates the roll moment M ⁇ by Equation (7) using the vehicle speed, the side slip angular velocity estimated value, and the yaw angular acceleration calculated value, and outputs it to the actuator control means 130A as the roll moment command value M ⁇ . do.
  • the relationship between the roll moment command value M ⁇ and the vertical force command value FS i is given by the following equation (11).
  • the distance between the left and right front wheels at the support point where the active suspension 17 generates a vertical force on the vehicle body is ds f
  • the distance between the left and right rear wheels is ds r .
  • the roll moment command value FS i for generating a roll moment that satisfies M ⁇ can be calculated by the following four formulas.
  • Suspension control device 330 to which vertical force command value FS i is input generates a roll moment by controlling the vertical force of the active suspension using a drive source (not shown).
  • a hydraulic type, a pneumatic type, an electric motor type, or the like can be used for this drive source.
  • the magnitude of the roll motion is changed and the roll motion of the vehicle is linked to the yaw motion.
  • a sense of unity is obtained.
  • an actuator capable of generating a vertical force on the vehicle body such as an active stabilizer, may be used instead of the active suspension to generate the roll moment in FIG.
  • FIG. 15 shows an example in which the longitudinal force of the in-wheel motor 19 is used for roll motion control.
  • FIG. 15 shows an example in which the longitudinal force of the in-wheel motor 19 is used for roll motion control.
  • FIG. 16 is a block diagram of the vehicle motion control device 100B. 16 differs from the block diagram of FIG. 2 in that the output of the actuator control means 130B is the longitudinal force command value and is output to the motor control device 350.
  • the output of the actuator control means 130B is the longitudinal force command value and is output to the motor control device 350.
  • the actuator control means of the vehicle motion control device 100B calculates a longitudinal force command value FX i using the following equations (16) to (19) based on the roll moment command value M ⁇ , and outputs it to the motor control device. .
  • a roll moment that satisfies the roll moment command value M ⁇ can be generated by the longitudinal force of the four wheels.
  • 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.
  • the anti-dive angle ⁇ f and the anti-squat angle ⁇ r are small, the braking/driving force of the engine or the on-board type electric motor can be used. Moreover, you may combine them.
  • the actuator in each embodiment may be an active stabilizer or a four-wheel drive mechanism that can drive the front and rear wheels separately (engine or one or two of the onboard type (including an electric motor) and a four-wheel independent control braking mechanism, the same functions and effects as those of the above-described embodiments can be obtained.

Abstract

横滑り角速度推定器(150)と、ヨー角加速度演算器(170)と、少なくとも車両(1)の車速と横滑り角速度推定値との積と、車速とヨー角加速度演算値との積とに基づいて旋回中の車両のロール運動とヨー運動が連動するようにロールモーメント指令値を演算し出力するロールモーメント演算器(110)と、ロールモーメントを発生させるアクチュエータ(400)をロールモーメント指令値に基づいて制御するアクチュエータ制御手段(130)を有し、車速と操舵角から車両(1)のヨー角加速度を推定し、車両(1)に備えられたヨーレートセンサの出力を微分しヨー角加速度実測値を出力し、ヨー角加速度演算値に対するヨー角加速度実測値の比率を設定し、ヨー角加速度推定値とヨー角加速度実測値と比率からヨー角加速度演算値を演算し車速と操舵角とに基づいて前記比率を設定する車両運動制御装置(100)。

Description

車両運動制御装置、車両およびシステム 関連出願
　本出願は、２０２１年６月１５日出願の特願２０２１－０９９７７１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、車両およびシステムに関する。
　旋回中の車両に生じるロール運動（適宜、ロール角または単にロールとも呼ぶ）を制御することで、車両の乗り心地や運転し易さを向上させる技術の開発が進められてきている。当該技術として、例えば、以下の従来技術１および従来技術２が知られている。
　従来技術１は、アクチュエータで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や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り、横加速度の微分値や前後加速度の微分値とダンパ速度に基づいてダンパの減衰力を変更することで、ロール角制御やピッチ角制御の応答性を高めている。（特許文献１）
　従来技術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り、検出した車速と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、もしくは一定に保つ制御を行う。（特許文献２）
特開２００６－６９５２７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。例えば低速走行時では、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や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。高速走行時では、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や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。
　上記従来技術１，２では、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ロール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。即ち、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。このため、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。
　この発明の目的は、以上の従来技術の課題を解決すべく、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、車両およびシステムを提供することである。
　上記目的を達成するために、本発明に係る車両運動制御装置は、
　車両の横滑り角速度を推定し横滑り角速度推定値を出力する横滑り角速度推定器と、前記車両のヨー角加速度を演算しヨー角加速度演算値を出力するヨー角加速度演算器と、少なくとも前記車両の車速と前記横滑り角速度推定値との積と、前記車速と前記ヨー角加速度演算値との積とに基づいて旋回中の前記車両のロール運動とヨー運動が連動するようにロールモーメント指令値を演算し出力するロールモーメント演算器と、前記車両に搭載され車体にロールモーメントを発生させるアクチュエータを前記ロールモーメント指令値に基づいて制御するアクチュエータ制御手段を有し前記車両に搭載される車両運動制御装置であって、
　前記ヨー角加速度演算器が、前記車速と操舵角から前記車両のヨー角加速度を推定しヨー角加速度推定値を出力するヨー角加速度推定部と、前記車両に備えられたヨーレートセンサの出力であるヨーレート実測値を微分しヨー角加速度実測値を出力する微分演算部と、前記ヨー角加速度演算値に対する前記ヨー角加速度実測値の比率を設定する比率設定部と、前記ヨー角加速度推定値と前記ヨー角加速度実測値と前記比率からヨー角加速度演算値を演算し出力するヨー角加速度演算部とを備え、
　前記比率設定部が、前記車速と前記操舵角とに基づいて前記比率を設定する。
　上記構成によると、本発明に係る車両運動制御装置は、前記旋回中の車両のロール運動とヨー運動が連動するようにロールモーメント指令値を演算し出力するロールモーメント演算器と、車体にロールモーメントを発生させるアクチュエータを前記ロールモーメント指令値に基づいて制御するアクチュエータ制御手段とにより、ロール運動をヨー運動に連動させ、さらに、前記ヨー角加速度推定値と前記ヨー角加速度実測値と前記比率からヨー角加速度演算値を演算し、前記車速と前記操舵角とに基づいて前記比率を設定するので、サスペンションの減衰等で生じる遅れを補償しヨーレートが発生してからロール角が発生するまでの遅れを小さくする（ヨー運動に対するロール運動の位相遅れを小さくする）ことができるため、運転者は車両の動きに一体感を得ることができる。
　前記比率設定部は、前記車速と前記操舵角とに基づいて判定される車両姿勢が、定常状態、過渡状態、または、定常状態と過渡状態との間の準過渡状態のいずれかの状態であるかに応じて、前記比率を設定してもよい。これにより、前記車両姿勢を、前記定常状態、前記過渡状態、および前記準過渡状態に分けて前記比率が設定されるので、各状態に適した前記比率に調整できるため、ロール制御下の運転者に与える違和感を抑制できる。
　前記車両姿勢は、前記車速と前記操舵角とから演算される前記ヨー角加速度推定値によって判定されてもよい。このように、車速と操舵角から演算される前記ヨー角加速度推定値とを用いることで、運転者の操舵意思および車速の影響が反映された前記車両姿勢の判定が可能となる。
　前記車両姿勢は、前記車速と、少なくとも前記操舵角を時間微分した操舵角速度とによって判定されてもよい。このように、車速と少なくとも操舵角速度とを用いることで、運転者の操舵意思および車速の影響が反映された前記車両姿勢の判定が可能となる上、前記ヨー角加速度推定値を用いるよりも計算負荷が軽減される。
　前記比率設定部において、前記車両姿勢が前記定常状態と判定されたとき、前記比率をゼロに設定してもよい。これにより、前記車両の挙動変化が小さくなる前記定常状態のときに、前記ロールモーメント指令値に含まれるノイズ成分を低減できるため、制御によって運転者に与える違和感を抑制できる。
　前記比率設定部において、前記車両姿勢が前記過渡状態と判定されたとき、前記比率を１に設定してもよい。これにより、前記車両の挙動変化が大きくなる前記過渡状態のときに、前記ロールモーメント指令値に実際の車両挙動に対応する前記ヨー角加速度実測値を反映できるため、前記ロールモーメント指令値を適切に演算できる。
　前記比率設定部において、前記車両姿勢が前記準過渡状態と判定されたとき、前記車両姿勢が前記過渡状態に近いほど前記比率を１に近づけてもよい。これにより、前記車両姿勢が前記定常状態と前記過渡状態との間の準前記準過渡状態である場合に、前記車両姿勢が前記過渡状態に近いほど前記比率を１に近づけることで、前記ロールモーメント指令値に含まれるノイズ成分を低減できる効果と、前記ロールモーメント指令値に実際の車両挙動に対応する前記ヨー角加速度実測値を反映できる効果とを適切に調整できる（両効果を両立可能とできる）。
　本発明にかかる車両は、上記のいずれかに記載の構成の車両運動制御装置を搭載している。また、本発明にかかるシステムは、上記のいずれかに記載の構成の車両運動制御装置と、アクチュエータとで構成されている。
　上記構成によると、本発明にかかる車両およびシステムは、上に記載の各機能を搭載しているため、上述の各効果を奏しうると共に、少なくとも、前記旋回中の車両のロール運動とヨー運動が連動するようにロールモーメント指令値を演算し出力するロールモーメント演算器と、車体にロールモーメントを発生させるアクチュエータを前記ロールモーメント指令値に基づいて制御するアクチュエータ制御手段とにより、ロール運動をヨー運動に連動させ、さらに、前記ヨー角加速度推定値と前記ヨー角加速度実測値と前記比率からヨー角加速度演算値を演算し、前記車速と前記操舵角とに基づいて前記比率を設定するので、サスペンションの減衰等で生じる遅れを補償しヨーレートが発生してからロール角が発生するまでの遅れを小さくする（ヨー運動に対するロール運動の位相遅れを小さくする）ことができるため、運転者は車両の動きに一体感を得ることができる。
　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。
　この発明は、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、この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。この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符号は、同一または相当する部分を示す。
この発明の第一実施形態に係る車両運動制御装置を搭載する車両の構成を示す概略図である。 図１の車両運動制御装置の構成を示すブロック図である。 図１の車両運動制御装置に含まれるヨー角加速度演算器の構成を示すブロック図である。 比率αの特性を説明する波形図である。 車両のJ字形状のターン走行を説明する図である。 図１の車両運動制御装置を搭載しない車両と図１の車両運動制御装置を搭載した車両とにおけるロール角、ロールモーメント指令値等の各波形図である。 図１の車両運動制御装置を搭載した車両におけるヨー角加速度推定値、ヨー角加速度実測値、ヨー角加速度演算値、ロールモーメント指令値等の各波形図である。 図１の車両運動制御装置を搭載した車両におけるヨー角加速度推定値、ヨー角加速度実測値、ヨー角加速度演算値、ロールモーメント指令値等の他の各波形図である。 図１の車両運動制御装置に含まれるヨー角加速度演算器の他の構成を示すブロック図である。 比率αの他の特性を説明する波形図である。 図１の車両運動制御装置を搭載した車両におけるヨー角加速度推定値、ヨー角加速度実測値、ヨー角加速度演算値、ロールモーメント指令値等のさらに他の各波形図である。 図１の車両運動制御装置を搭載した車両におけるヨー角加速度推定値、ヨー角加速度実測値、ヨー角加速度演算値、ロールモーメント指令値等のさらに他の各波形図である。 比率αのさらに他の特性を説明する波形図である。 車両に発生する上下力およびサスペンションのリンク配置等を示す概要図である。 この発明の第二実施形態に係る車両運動制御装置を搭載する車両の構成を示す概略図である。 図１５の車両運動制御装置の構成を示すブロック図である。 車両に発生する上下力およびサスペンションのリンク配置等を示す概要図である。
　本発明の以下の第一および第二の実施形態に係る車両運動制御装置１００（１００Ａ［図１］、１００Ｂ［図１５］）は、ロールモーメントを発生させるアクチュエータ４００（例えば、アクティブサスペンション１７［図１］、インホイールモータ１９［図１５］）を有する車両１（１Ａ［図１］、１Ｂ［図１５］）に搭載される。車両運動制御装置１００は、図２、図１６の横滑り角速度推定器１５０、ヨー角加速度演算器１７０、ロールモーメント演算器１１０とアクチュエータ制御手段１３０（１３０Ａ［図２］、１３０Ｂ［図１６］）を有する。
＜第一実施形態＞
　本実施形態の車両運動制御装置１００Ａは、例えば図１に示すように、ロールモーメントを発生可能なアクチュエータとして、ナックル１１およびサスペンションアーム１５等を介して車両に取り付けられた４つの各車輪１０にアクティブサスペンション１７を備えた車両１Ａに搭載される。車両１Ａには、車速を検出する車速センサ２７１、操舵角を検出する操舵角センサ２５０、車両の前後左右方向の加速度を検出する加速度センサ２３０、ヨーレートを検出するヨーレートセンサ２１０、ロール運動を制御する上記車両運動制御装置１００Ａ、アクティブサスペンション１７を制御するサスペンション制御装置３３０、車両の基本動作を制御するECU(Electronic Control Unit)２７０（図１５。図１では図示せず）が搭載されている。車速センサ２７１、操舵角センサ２５０、加速度センサ２３０、ヨーレートセンサ２１０の各出力（車速、操舵角、横加速度実測値、ヨーレート実測値）は、車両運動制御装置１００Ａに入力される。
　車両運動制御装置１００Ａのブロック図を図２に示す。車両運動制御装置１００Ａは、横滑り角速度推定器１５０、ヨー角加速度演算器１７０、ロールモーメント演算器１１０、およびアクチュエータ制御手段１３０Ａを備える。横滑り角速度推定器１５０は、入力された上記の各センサの出力信号を用いて、車両１Ａの横滑り角速度を推定し、横滑り角速度推定値をロールモーメント演算器１１０に出力する。横滑り角速度は、線形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推定することができる。例えば線形タイヤモデルを用いた2輪モデルで横滑り角速度を推定する場合は、例えば操舵角および車速を用いて後述の式(3)から、横滑り角速度が演算される。ヨー角加速度演算器１７０は、入力された上記の各センサの出力信号（横加速度実測値を除く）を用いて、車両１Ａのヨー角加速度を演算しヨー角加速度演算値をロールモーメント演算器１１０に出力する。
　ロールモーメント演算器１１０は、車速と上記横滑り角速度推定値と上記ヨー角加速度演算値に基づいて、ロールモーメント指令値を演算しアクチュエータ制御手段１３０Ａに出力する。アクチュエータ制御手段１３０Ａは、サスペンション制御装置３３０が受取可能な入力信号としてロールモーメント指令値を例えば上下力指令値に変換して、該サスペンション制御装置３３０へ出力する。
　各ブロックについてさらに説明する。横滑り角速度推定器１５０は、例えば車両の横方向の並進運動と鉛直軸周りの回転運動を記述した2輪モデルを用いて、横滑り角速度推定値βest「・」を演算する。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を正とし、y軸が左右方向であり左方向を正とし、z軸が上下方向であり上方向を正とする。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
 なお、第一および第二の実施形態において、車両の横滑り角速度は、β「・」とも書く。同様に、各実施形態において、変数Xを時間微分したものは、文字Xの上部に傍点（・）を付す記載形式に加えて、X「・」とも書く。
　2輪モデルにおける、舵角δに対する横滑り角速度β「・」の伝達関数は次式(3)になる。式(3)の伝達関数を用いて、上述の横滑り角速度推定値βest「・」を推定する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
　ヨー角加速度演算器１７０のブロック図を図３に示す。ヨー角加速度演算器１７０は、入力された各センサの信号を用いてヨー角加速度演算値を演算しロールモーメント演算器に出力する。ヨー角加速度演算器１７０は、ヨー角加速度推定部１７１、微分演算部１７３、比率設定部１７５、ヨー角加速度演算部１７７を備える。ヨー角加速度推定部１７１は、入力された上記車速と上記操舵角からヨー角加速度を演算（推定）し、ヨー角加速度推定値ｒest「・」として出力する。例えば2輪モデルを用いた場合、舵角δに対するヨー角加速度ｒ「・」伝達関数は次式(5)になる。式(5)の伝達関数を用いてヨー角加速度推定値ｒest「・」を算出する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
　微分演算部１７３は、ヨーレートセンサ２１０の出力であるヨーレート実測値を微分し、ヨー角加速度実測値ｒact「・」として出力する。比率設定部１７５は、ヨー角加速度推定値ｒest「・」を用いて、予め定めた条件に従い、比率αを設定する。具体的には、比率設定部１７５は、車速と操舵角から推定されたヨー角加速度推定値ｒest「・」を指標として用い、予め定めた条件に従って、本実施形態では車両姿勢が定常状態か、準過渡状態か、過渡状態かに従って、比率αを設定する。比率αは、後述のヨー角加速度演算値ｒcal「・」に対するヨー角加速度実測値ｒact「・」の比率である。ヨー角加速度演算値は、ヨー角加速度推定値ｒest「・」とヨー角加速度実測値ｒact「・」との加重平均値であり、ヨー角加速度演算部１７７で、上述の、ヨー角加速度推定値ｒest「・」と、ヨー角加速度実測値ｒact「・」と、比率αとから演算される値である。
　比率αは、例えば図４に示すグラフのように、ヨー角加速度推定値ｒest「・」の絶対値を指標として設定する。ヨー角加速度推定値ｒest「・」の絶対値が閾値As以下の場合は比率αをゼロにする。ヨー角加速度推定値ｒest「・」の絶対値が閾値Asを超え閾値Ae以下の場合はヨー角加速度推定値ｒest「・」の絶対値が大きくなるほど比率αをゼロから１に近づける。ヨー角加速度推定値ｒest「・」の絶対値が閾値Aeを超える場合は比率αを１にする。ヨー角加速度演算部１７７は、上述のように、ヨー角加速度推定値ｒest「・」とヨー角加速度実測値ｒact「・」と比率αとからヨー角加速度演算値ｒcal「・」を、次式(6)で演算し出力する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000004
 　ロールモーメント演算器１１０は、アクチュエータ１７で車体１Ａに発生するロールモーメントを次式(7)で演算し、ロールモーメント指令値Mφとして出力する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000005
 ここで、hsは、図１４に示す車両重心点Ｇとロール軸（フロントのロールセンタＡ１とリヤのロールセンタＡ２とを結んだ軸線）ｌｓ間の距離、Kφはロール剛性、Cφはロール減衰係数である。
　ロールモーメント指令値Mφについて説明する。2輪モデルにおける車両の横加速度をａyとする。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と横力の関係が示されているので、この式(1)から、横滑り角速度β「・」とヨーレートｒと横加速度ａyの関係は次式(8)になる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000006
　上式(8)は、車両の横加速度ａyが、車両の横滑り角速度β「・」に由来する横加速度と、ヨーレートｒに由来する横加速度の２つの横加速度と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「・」はゼロになるが、旋回の過渡状態は車両の横滑り角βが変化し横滑り角速度β「・」が発生するため、車速Ｖの場合に横滑り角速度β「・」により横加速度Ｖβ「・」だけ横加速度ａyが変化することを示している。具体例として高速走行時に図５に示すJ字形状のターン走行（Jターン走行）を一定車速で行った場合の各値の変化を図６に示す。なお、この変化は、図５の実線で示す最初の直進区間からこれに続く旋回区間の途中地点ＣＲまでの上記Jターン走行におけるものである。
　図６のグラフの実線は、各実施形態の車両運動制御装置を動作させていない（すなわち、車両運動制御装置１００によるロールモーメント（式(7)）を発生させていない）場合の各値の変化を示したものである。時刻t1に操舵を開始し、時刻t2に至るまで操舵角δhを増加させている（図６の（ａ））。操舵開始後、少し遅れてヨーレートｒ（図６の（ｂ））と横滑り角速度β「・」（図６の（ｄ））が発生する。横加速度ａyは、式(8)に示した車両の横滑り角速度β「・」に由来する横加速度の分だけヨーレートｒに対して位相が遅れる（図６の（ｃ））。さらに車両のロール角φは、サスペンションの減衰特性や車両のロール慣性モーメントにより横加速度ａyに対してロール角φが遅れて生じる（図６の図（ｆ））。このように、旋回時に車両にヨーレート（ヨー運動）が発生してからロール角（ロール運動）が発生するまでには遅れが生じる。
　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輪モデルを拡張すれば、ロール角φは下式(9)で示される。ばね下質量は車両質量に対して十分に小さいと仮定し、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
　ロールモーメント指令値Mφの計算式である上式(7)の右辺第1項は、車両の横滑り角速度β「・」に由来する横加速度により生じるロールモーメントをキャンセルする項であり、右辺第2項はサスペンションの減衰特性の影響によって生じる遅れ（ヨーレートｒに由来する横加速度により生じるロールモーメントが車体に作用してからロール角が発生するまでの遅れ）を補償する項である。式(7)の右辺第1項のロールモーメントを車両に発生させることにより、ヨーレートｒに由来する横加速度のみがロールモーメントとして車両に作用するためヨー運動（ヨーレート）とロール運動（ロール角）が連動するようになる。さらに式(7)の右辺第2項のロールモーメントを車両に発生させることにより、ヨー運動（ヨーレート）が発生してからロール運動（ロール角）が発生するまでの遅れが小さくなる。即ち、式(7)のロールモーメント指令値Mφとなるロールモーメントをアクチュエータで車両に発生させることで、ヨーレートｒが発生してからロール角φが発生するまでの遅れを小さくすることができる。
　各実施形態のような車両運動制御装置１００を動作させた場合のロールモーメント指令値Mφ（式(7)）となるロールモーメントをアクチュエータ４００で車体に発生させた場合の例として、図６のグラフに、ロールモーメント指令値Mφ（図６の（ｅ））とロール角φ（図６の（ｆ））を点線で示す。図７は、この場合の車両運動制御装置１００におけるヨー角加速度推定値ｒest「・」（図７の（ｂ））、ヨー角加速度実測値ｒact「・」（図７の（ｃ））、比率α（図７の（ｄ））、ヨー角加速度演算値ｒcal「・」（図７の（ｅ））の各値を示すグラフである。操舵開始時刻t1から時刻t2まで、操舵角δh（図７の（ａ））の変化により、ヨー角加速度推定部１７１でヨー角加速度推定値ｒest「・」が演算される。微分演算部１７３は、ヨーレートセンサが出力したヨーレート実測値を微分し、ヨー角加速度実測値ｒact「・」を出力する。操舵角δhは、角度（位置）情報であるが、ヨーレート実測値は角速度（速度）情報であるため、一般的にセンサの出力信号としてヨーレート実測値の方が、ノイズが大きくなる。そのため、ヨーレート実測値を微分したヨー角加速度実測値ｒact「・」は、図７のようにヨー角加速度推定値ｒest「・」に比べてノイズが大きくなる。
　比率設定部１７５は、車速と操舵角から演算したヨー角加速度推定値ｒest「・」を指標として用い、図４に示す条件により、ヨー角加速度推定値ｒest「・」と、図４中の閾値Asと閾値Aeの関係から、比率αを設定する。指標であるヨー角加速度推定値ｒest「・」の絶対値が閾値As以下のとき、車両姿勢が定常状態にあるとして比率αをゼロとし、ヨー角加速度推定値ｒest「・」の絶対値が閾値Aeを超えるとき、車両姿勢が過渡状態にあるとして比率αを１にする。また、ヨー角加速度推定値ｒest「・」の絶対値が閾値Asを超え、かつ閾値Ae以下のとき、車両姿勢が定常状態と過渡状態の間の状態である準過渡状態であるとして、ヨー角加速度推定値ｒest「・」の絶対値が大きくなるほど比率αをゼロ以上1未満の範囲で大きくする。図４では、車両姿勢が準過渡状態であるヨー角加速度推定値ｒest「・」の絶対値が閾値Asを超え閾値Ae以下のとき、比率αを、ヨー角加速度推定値ｒest「・」の絶対値に対する1次関数として表しているが、増加関数であれば良く、2次以上の関数や指数関数等で表しても良い。
　比率αを図４のように設定することにより、直進中や定常旋回中のように操舵角δhの変化が小さくなる車両姿勢が定常状態のときに、ヨー角加速度演算値ｒcal「・」に含まれるノイズを小さくすることができる。そのため、ロールモーメント演算器１１０において、式(7)でヨー角加速度演算値ｒcal「・」を用いて演算されるロールモーメント指令値Mφに含まれるノイズ成分も、直進中や定常旋回中で小さくなる。車両姿勢が定常状態のときは、車両挙動の変化が小さいため、制御によって生じる小さな車両姿勢変化を運転者が敏感に感じ取りやすい。上記のようにヨー角加速度演算値ｒcal「・」を用いることで、ノイズ成分によるロールモーメントの発生を低減することで、直進中や定常旋回中の運転者へ与える違和感を小さくすることができる。また、比率αの設定においてヨー角加速度推定値ｒest「・」を用いることで、運転者の操舵意思を反映することができる。ヨー角加速度推定値ｒest「・」が操舵角を用いて演算されるため、運転者の操舵した場合にだけ制御によるロールモーメントを発生することができ、ヨー角加速度実測値ｒact「・」に含まれる横風や路面の凹凸や傾斜等の外乱の影響を取り除くことができる。
　図７とは異なりヨー角加速度推定値ｒest「・」とヨー角加速度実測値ｒact「・」の大きさが異なる場合、例えば図８のように、ヨー角加速度実測値が、ヨー角加速度推定値ｒest「・」よりも絶対値が大きいｒact１「・」のとき、またはヨー角加速度推定値ｒest「・」よりも絶対値が小さいｒact２「・」のとき（図８の（ｃ））、ヨー角加速度演算値ｒcal「・」はそれぞれｒcal１「・」、またはｒcal２「・」のように変化するため（図８の（ｅ））、実際の車両挙動が反映される。そのため、ロールモーメント指令値Mφも、それぞれMφ1、またはMφ2のように（図８の（ｇ））、実際の車両挙動を反映させ適切な大きさにすることができる。なお車両姿勢が過渡状態および過渡状態に近い準過渡状態のときは、車両に生じる横滑り角速度βが大きくなるため、式(7)で演算されるロールモーメント指令値Mφにおけるヨー角加速度演算値ｒcal「・」のノイズ成分の影響は相対的に小さくなり、また車両挙動変化そのものも大きいので車両挙動の変化におけるヨー角加速度演算値ｒcal「・」のノイズ成分の影響は相対的に小さくなる。このため、車両姿勢が過渡状態および過渡状態に近い準過渡状態のときに、ヨー角加速度演算値ｒcal「・」におけるヨー角加速度実測値ｒact「・」の比率αを１に近づけても、運転者に違和感を与える可能性は抑えられる。
　なお、本実施形態における横滑り角速度を推定する他の例として、加速度センサが出力する横加速度実測値と車速センサが出力する車速Ｖとヨーレートセンサが出力するヨーレート実測値ｒを用いて推定する、式(8)を変形した下式(10)を示す。この場合、式(8)に代えて式(10)を使用しても良い。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000008
　以上の本実施形態に係る車両運動制御装置により、ロール運動をヨー運動に連動させ、さらにサスペンションの減衰等で生じる遅れを補償し、ヨーレートが発生してからロール角が発生するまでの遅れを小さくする（ヨー運動に対するロール運動の位相遅れを小さくする）ことができるため、運転者は車両の動きに一体感を得ることができる。
　本実施形態におけるヨー角加速度演算器１７０の変形例として、ヨー角加速度演算器１７０Ａのブロック図を図９に示す。図９のヨー角加速度演算器１７０Ａも、ヨー角加速度推定部１７１、微分演算部１７３、ヨー角加速度演算部１７７を備えるが、図３の例では比率設定部１７５の入力はヨー角加速度推定値であったのに対して、図９の例では比率設定部１７５Ａの入力が車速と操舵角になっている点で異なる。図９の比率設定部１７５Ａは、指標として車速と操舵角を用いて予め定めた条件に従い、車両姿勢が定常状態か準過渡状態か過渡状態かに応じて比率αを設定する。
　比率設定部１７５Ａにおける比率αは、例えば図１０に示すグラフのように設定される。図１０において、車速V1の場合と車速V2の場合とでは（V1＜V2）、比率αの特性（波形）が異なってもよい。まず車速V1において、操舵角の微分値である操舵角速度δh「・」の絶対値が閾値Bs1以下のとき車両姿勢が定常状態であるとして比率αをゼロとし、操舵角速度δh「・」の絶対値が閾値Bs1を超え閾値Be1以下のとき車両姿勢が準過渡状態であるとして操舵角速度δh「・」の絶対値が大きくなるほど比率αをゼロ以上1未満の範囲で大きくし、操舵角速度δh「・」の絶対値が閾値Be1を超えるとき車両姿勢が過渡状態であるとして比率αを１にする。同様に車速V2においても、操舵角の微分値である操舵角速度δh「・」の絶対値が閾値Bs2以下のとき車両姿勢が定常状態であるとして比率αをゼロとし、操舵角速度δh「・」の絶対値が閾値Bs2を超え閾値Be2以下のとき車両姿勢が準過渡状態であるとして操舵角速度δh「・」の絶対値が大きくなるほど比率αをゼロ以上1未満の範囲で大きくし、操舵角速度δh「・」の絶対値が閾値Be2を超えるとき車両姿勢が過渡状態であるとして比率αを１にする。閾値はそれぞれ、Bs1≧Bs2、Be1≧Be2の関係を有する。
　一般的に車両のヨー角加速度ｒ「・」は、車速Ｖおよび操舵角速度δｈに比例するため、図１０のような条件を定めれば、図３のヨー角加速度演算器１７０において比率αをヨー角加速度推定値ｒest「・」で設定したのと同じ効果が得られる。即ち、比率αを図１０のように設定することにより、車両姿勢が定常状態である直進中や定常旋回中のように操舵角δhの変化が小さい場合にヨー角加速度演算値ｒcal「・」に含まれるノイズを図１１のように小さくすることができる（図１１の（ｆ））。そのため、ロールモーメント演算器１１０において、式(7)でヨー角加速度演算値ｒcal「・」を用いて演算されるロールモーメント指令値Mφに含まれるノイズ成分も、直進中や定常旋回中で小さくなる（図１１の（ｈ））。直進中や定常旋回中は、車両挙動の変化が小さいため、制御によって生じる小さな車両姿勢変化にも敏感であるが、上記のようにヨー角加速度演算値ｒcal「・」を用いることで、ノイズ成分によるロールモーメントの発生を低減し、車両姿勢が定常状態である直進中や定常旋回中の運転者へ与える違和感を小さくすることができる。また比率αの設定において操舵角速度δh「・」を用いることで運転者の操舵意思を反映することができるため、横風やカント路等の外乱の影響を排除することができる。なお図１１（ｂ）における操舵角速度δh「・」の閾値BsとBeは、図１０の車速V1における閾値Bs1とBe1、もしくは車速V2における閾値Bs2とBe2である。
　図１１とは異なりヨー角加速度推定値ｒest「・」とヨー角加速度実測値ｒact「・」の大きさが異なる場合、例えば図１２のようにヨー角加速度実測値がヨー角加速度推定値ｒest「・」よりも絶対値が大きいｒact１「・」やヨー角加速度推定値ｒest「・」よりも絶対値が小さいｒact２「・」のとき（図１２の（ｄ））、ヨー角加速度演算値ｒcal「・」はそれぞれｒcal１「・」やｒcal２「・」のように変化するため（図１２の（ｆ））、車両姿勢が準過渡状態や過渡状態のときに実際の車両挙動が反映される。そのため、ロールモーメント指令値Mφも、それぞれMφ1とMφ2のように（図１２の（ｈ））、実際の車両挙動を反映させ適切な大きさにすることができる。なお車両姿勢が過渡状態や過渡状態に近い準過渡状態のときは、車両に生じる横滑り角速度βが大きくなるため、式(7)で演算されるロールモーメント指令値Mφにおけるヨー角加速度演算値ｒcal「・」のノイズ成分の影響は相対的に小さくなり、また車両挙動変化そのものも大きいため車両挙動の変化におけるヨー角加速度演算値ｒcal「・」のノイズ成分の影響は相対的に小さくなる。このため、車両姿勢が過渡状態や過渡状態に近い準過渡状態でヨー角加速度演算値ｒcal「・」におけるヨー角加速度実測値ｒact「・」の比率αを１に近づけても、運転者に違和感を与える可能性は抑えられる。
　比率設定部１７５，１７５Ａでは、図４，１０のグラフに代えて図１３に示すグラフを用いて、車両姿勢が定常状態か準過渡状態か過渡状態かに応じて比率αを設定してもよい。図１３のグラフの横軸は、車速Vの絶対値と操舵角速度δh「・」の絶対値の積である。図１３において、車速Vの絶対値と操舵角速度δh「・」の絶対値の積が閾値Cs以下のとき車両姿勢が定常状態であるとして比率αをゼロとし、車速Vの絶対値と操舵角速度δh「・」の絶対値の積が閾値Csを超え閾値Ce以下のとき車両姿勢が準過渡状態であるとして車速Vの絶対値と操舵角速度δh「・」の絶対値の積が大きくなるほど比率αをゼロ以上1未満の範囲で大きくし、車速Vの絶対値と操舵角速度δh「・」の絶対値の積が閾値Ceを超えるとき車両姿勢が過渡状態であるとして比率αを１にする。
　本実施形態のロールモーメント演算器１１０は、車速と横滑り角速度推定値とヨー角加速度演算値を用いて式(7)でロールモーメントMφを計算し、ロールモーメント指令値Mφとしてアクチュエータ制御手段１３０Ａに出力する。この場合、アクチュエータ制御手段１３０Ａは、ロールモーメントを発生するアクティブサスペンション１７の上下力を制御するため、ロールモーメント指令値Mφから図１４に示す上下力指令値ＦＳｉ（i=1～4）を計算しサスペンション制御装置３３０に出力する。ロールモーメント指令値Mφと上下力指令値ＦＳｉの関係は下式(11)になる。なお、アクティブサスペンション１７が上下力を車体に発生させる支持点における前輪の左右間距離をｄｓｆ、後輪の左右間距離をｄｓｒとしている。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000009
　例えば、ピッチとヒーブを発生させないよう前輪と後輪のそれぞれの上下力の和をゼロとし、対角に位置するアクティブサスペンション１７の上下力が等しく符号が逆であるとすれば、ロールモーメント指令値Mφを満足するロールモーメントを発生させるためのＦＳｉは以下の４つの式で計算できる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000010
　上下力指令値ＦＳｉが入力されたサスペンション制御装置３３０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。この駆動源には、油圧式、空圧式、または電気モータ式等を用いることができる。アクティブサスペンション１７で車両１Ａにロールモーメント指令値Mφを満足するロールモーメントを発生させることで、ロール運動の大きさを変化させると共に車両のロール運動がヨー運動に連動するため、運転者は車両の動きに一体感が得られる。なお、図１においてロールモーメントを発生させるのに、アクティブサスペンションに代えて、アクティブスタビライザ等の車体に上下力が発生可能なアクチュエータを使用することもできる。
＜第二実施形態＞
　第二の実施形態を図１５に示す。図１５は、ロール運動の制御にインホイールモータ１９の前後力を用いた例を示す。図１５では、図１のアクティブサスペンション１７およびサスペンション制御装置３３０の代わりに、インホイールモータ１９および四輪に対応したインバータ３５１，３５３，３５５，３５７を有するモータ制御装置３５０を備えている点で図１と異なる。図１６は、車両運動制御装置１００Ｂのブロック図である。図１６は、図２のブロック図と比べて、アクチュエータ制御手段１３０Ｂの出力が前後力指令値となり、モータ制御装置３５０に向けて出力されている点が異なる。図１７に示すように、サスペンションアームSAに支持されたサスペンションSPのリンク配置が、仮想的なアンチダイブ角θｆもしく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１９やブレーキ等の前後力によって車体に上下力が生じるので、この上下力をロール運動の制御に用いる。車両運動制御装置１００Ｂのアクチュエータ制御手段は、ロールモーメント指令値Mφに基づいて、下記の式(16)から式(19)を用いて前後力指令値ＦＸｉを演算し、モータ制御装置に出力する。式(16)から式(19)を用いることで、ロールモーメント指令値Mφを満足するロールモーメントが四輪の前後力で発生できる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000011
　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やアンチスクワット角θｒは小さくなるが、エンジンや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良い。
　今回開示された実施の形態はすべての点で例示であって制限的なものではないと考えられるべきである。本発明の範囲は上記した説明ではなくて特許請求の範囲によって示され、特許請求の範囲と均等の意味および範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。
　例えば、上記車両を、車両運動制御装置と、アクティブサスペンション等のアクチュエータとで構成されたシステムに変更した場合にも、上記第一実施形態と同様の作用、効果を奏する。また、各実施形態におけるアクチュエータを、上記アクティブサスペンション、および上記インホイールモータ以外に、アクティブスタビライザ、または、前後輪別で駆動可能な四輪駆動機構（エンジンまたは上記オンボードタイプの１台／２台の電気モータを含む）および四輪独立制御制動機構による構成に変更した場合にも、上記各実施形態と同様の作用、効果を奏する。
　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、１Ａ、１Ｂ　車両
　１７　アクティブサスペンション（アクチュエータ）
　１９　インホイールモータ（アクチュエータ）
　１００、１００Ａ、１００Ｂ　車両運動制御装置
　１１０　ロールモーメント演算器
　１３０、１３０Ａ、１３０Ｂ　アクチュエータ制御手段
　１５０　横滑り角速度推定器
　１７０　ヨー角加速度演算器
　１７１　ヨー角加速度推定部
　１７３　微分演算部
　１７５　比率設定部
　１７７　ヨー角加速度演算部
　２１０　ヨーレートセンサ
　２５０　操舵角センサ
　２７１　車速センサ
　４００　アクチュエータ

Claims (9)

  1. 　車両の横滑り角速度を推定し横滑り角速度推定値を出力する横滑り角速度推定器と、前記車両のヨー角加速度を演算しヨー角加速度演算値を出力するヨー角加速度演算器と、少なくとも前記車両の車速と前記横滑り角速度推定値との積と、前記車速と前記ヨー角加速度演算値との積とに基づいて旋回中の前記車両のロール運動とヨー運動が連動するようにロールモーメント指令値を演算し出力するロールモーメント演算器と、前記車両に搭載され車体にロールモーメントを発生させるアクチュエータを前記ロールモーメント指令値に基づいて制御するアクチュエータ制御手段を有し前記車両に搭載される車両運動制御装置であって、
    　前記ヨー角加速度演算器が、前記車速と操舵角から前記車両のヨー角加速度を推定しヨー角加速度推定値を出力するヨー角加速度推定部と、前記車両に備えられたヨーレートセンサの出力であるヨーレート実測値を微分しヨー角加速度実測値を出力する微分演算部と、前記ヨー角加速度演算値に対する前記ヨー角加速度実測値の比率を設定する比率設定部と、前記ヨー角加速度推定値と前記ヨー角加速度実測値と前記比率からヨー角加速度演算値を演算し出力するヨー角加速度演算部とを備え、
    　前記比率設定部が、前記車速と前記操舵角とに基づいて前記比率を設定する、
    　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、
    　前記比率設定部は、前記車速と前記操舵角とに基づいて判定される車両姿勢が、定常状態、過渡状態、または、定常状態と過渡状態との間の準過渡状態のいずれかの状態であるかに応じて、前記比率を設定する、
    　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、
    　前記車両姿勢は、前記車速と前記操舵角とから演算される前記ヨー角加速度推定値によって判定される、
    　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、
    　前記車両姿勢は、前記車速と、少なくとも前記操舵角を時間微分した操舵角速度とによって判定される、
    　車両運動制御装置。
  5. 　請求項２～４のいずれか一項に記載の車両運動制御装置において、
    　前記比率設定部において、前記車両姿勢が前記定常状態と判定されたとき、前記比率をゼロに設定する、
    　車両運動制御装置。
  6. 　請求項２～４のいずれか一項に記載の車両運動制御装置において、
    　前記比率設定部において、前記車両姿勢が前記過渡状態と判定されたとき、前記比率を１に設定する、
    　車両運動制御装置。
  7. 　請求項２～４のいずれか一項に記載の車両運動制御装置において、
    　前記比率設定部において、前記車両姿勢が前記準過渡状態と判定されたとき、前記車両姿勢が前記過渡状態に近いほど前記比率を１に近づける、
    　車両運動制御装置。
  8. 　請求項１～７のいずれか一項に記載の車両運動制御装置を搭載した、車両。
  9. 　請求項１～７のいずれか一項に記載の車両運動制御装置と、この車両運動制御装置によって制御される前記アクチュエータとで構成された、システム。
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Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2006069527A (ja) * 2004-08-06 2006-03-16 Honda Motor Co Ltd サスペンションの制御装置
JP2007106257A (ja) * 2005-10-13 2007-04-26 Toyota Motor Corp 車両用サスペンションの制御方法および装置

Patent Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2006069527A (ja) * 2004-08-06 2006-03-16 Honda Motor Co Ltd サスペンションの制御装置
JP2007106257A (ja) * 2005-10-13 2007-04-26 Toyota Motor Corp 車両用サスペンションの制御方法および装置

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