JP2000203299A - Vehicle controller - Google Patents
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Abstract
Description
【０００１】[0001]
【発明の属する技術分野】本発明は、左右の駆動輪に対
する駆動力の配分を変更する手段を有し、旋回限界付近
での車両の安定性を確保することができる車両制御装置
に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a vehicle control device having means for changing the distribution of driving force to left and right driving wheels and capable of securing the stability of the vehicle near a turning limit.
【０００２】[0002]
【従来の技術】近年、左右輪の駆動力配分や、各輪の制
動力配分などを制御して旋回走行時の安定性の向上やス
ポーツ性の向上が図られている。このような駆動力配分
を変更可能な車両制御装置として、例えば、特開平７−
１７２８９号公報に記載されたものが知られている。こ
の従来技術は、車両のエンジンの駆動力を左右輪へ配分
調整するトルク分配装置を有し、駆動輪に過剰スリップ
が発生したときにエンジントルクを低減させ、操舵特性
の急変などを防止することができるというものであっ
た。そして、この従来技術にあっては、過剰スリップが
発生した時には、駆動輪速ω１と従動輪速ω２とに基づ
いて、δ＝（ω１−ω２）／ω１の演算式によりスリッ
プ率δを求め、このスリップ率δに見あったトルク低減
量を算出するよう構成されていた。2. Description of the Related Art In recent years, the distribution of driving force between left and right wheels, the distribution of braking force between wheels, and the like have been controlled to improve stability during cornering and improve sportiness. For example, Japanese Patent Application Laid-Open No.
What is described in 17289 gazette is known. This conventional technology has a torque distribution device that distributes and adjusts the driving force of the engine of the vehicle to the left and right wheels, and reduces the engine torque when excessive slip occurs in the driving wheels to prevent a sudden change in steering characteristics. Could be done. According to this conventional technique, when an excessive slip occurs, a slip ratio δ is obtained by an arithmetic expression of δ = (ω1−ω2) / ω1, based on the driving wheel speed ω1 and the driven wheel speed ω2, It is configured to calculate a torque reduction amount corresponding to the slip ratio δ.
【０００３】[0003]
【発明が解決しようとする課題】上述の従来技術は、要
するに、（ω１−ω２）／ω１の演算式により得たスリ
ップ率δによって、旋回性能限界を判定し、旋回性能を
越える駆動力が駆動輪に与えられているときにはエンジ
ントルクを低減させて、車両が旋回性能を越えないよう
にするものである。In the prior art described above, the turning performance limit is determined by the slip ratio δ obtained from the equation (ω1−ω2) / ω1, and a driving force exceeding the turning performance is driven. When applied to the wheels, the engine torque is reduced so that the vehicle does not exceed turning performance.
【０００４】しかしながら、上記のように駆動輪速ω１
と従動輪速ω２とに基づいて求めるスリップ率δは、直
進時であっても路面摩擦係数（路面μ）などにより生じ
る値であるため、旋回限界に正確に対応する値ではな
い。そのため、スポーツ性能を発揮させる旋回限界付近
での車両の安定性を確保するためのエンジンの駆動力の
制御を有効に作用させるのが困難であった。However, as described above, the driving wheel speed ω1
The slip ratio δ calculated based on the wheel speed ω2 and the driven wheel speed ω2 is a value generated by the road surface friction coefficient (road surface μ) or the like even when the vehicle is traveling straight, and thus does not accurately correspond to the turning limit. For this reason, it has been difficult to effectively control the driving force of the engine to secure the stability of the vehicle near the turning limit at which the sports performance is exhibited.
【０００５】本発明は、車両の旋回限界に正確に対応し
て旋回限界付近での車両の安定性の向上を図ることを目
的としている。SUMMARY OF THE INVENTION It is an object of the present invention to improve the stability of a vehicle near the turning limit accurately in correspondence with the turning limit of the vehicle.
【０００６】[0006]
【課題を解決するための手段】上述の目的を達成するた
めに、本発明の車両制御装置は、図１のクレーム対応図
に示すように、エンジンａの駆動力を左右の駆動輪に配
分させる駆動力配分機構ｂと、エンジンａのトルクを低
減するトルク低減手段ｃと、車両挙動を検出する車両挙
動検出手段ｄと、車両挙動検出手段ｄの検出に基づいて
左右の目標駆動力配分量を求める目標駆動力配分演算手
段ｅと、目標駆動力配分量に基づいて駆動力配分機構ｂ
の作動を制御する駆動力配分指令手段ｆと、目標駆動力
配分量が駆動力配分機構ｂの配分能力値を越えたらトル
ク低減手段ｃを作動させてエンジンａの駆動トルクを低
減させるトルク低減制御手段ｇと、を備えていることを
特徴とする。このように本発明では、車両挙動に基づい
て得られた左右の目標駆動力配分量が駆動力配分機構ｂ
の配分能力を越えたらトルク低減制御手段ｇによりエン
ジンａの駆動トルクを低減させるものであり、したがっ
て、駆動力配分機構ｂの配分能力越える駆動力配分制御
が成されることがなく、旋回限界付近での車両の安定性
を確保できる。In order to achieve the above-mentioned object, a vehicle control device of the present invention distributes the driving force of an engine a to left and right driving wheels as shown in FIG. The driving force distribution mechanism b, the torque reduction means c for reducing the torque of the engine a, the vehicle behavior detection means d for detecting the vehicle behavior, and the left and right target driving force distribution amounts based on the detection of the vehicle behavior detection means d. A target driving force distribution calculating means e; and a driving force distribution mechanism b based on the target driving force distribution amount.
Power distribution command means f for controlling the operation of the motor, and torque reduction control for reducing the driving torque of the engine a by activating the torque reduction means c when the target driving power distribution amount exceeds the distribution capacity value of the driving power distribution mechanism b. Means g. As described above, in the present invention, the left and right target driving force distribution amounts obtained based on the vehicle behavior are determined by the driving force distribution mechanism b.
If the distribution capacity exceeds the distribution capacity, the torque reduction control means g reduces the driving torque of the engine a. Therefore, the driving force distribution control exceeding the distribution capacity of the driving force distribution mechanism b is not performed, and The vehicle stability can be secured in the vehicle.
【０００７】なお、請求項２記載の発明のように、請求
項１記載の発明の車両制御装置において、前記トルク低
減制御手段ｇは、トルク低減量△ＴＥを目標駆動力配分
量ＴＭと配分能力値ＴＭ０との差に応じて決定するよう
構成してもよい。したがって、エンジンａの駆動トルク
の低減量が不足したり過剰であったりしないようにし
て、旋回限界に極めて近い領域で走行安定性を確保する
ことが可能となる。In the vehicle control apparatus according to the first aspect of the present invention, the torque reduction control means g sets the torque reduction amount ΔTE to the target driving force distribution amount TM and the distribution capability. You may comprise so that it may be determined according to the difference with the value TM0. Therefore, the driving stability of the engine a can be ensured in a region extremely close to the turning limit by preventing the reduction amount of the driving torque of the engine a from becoming insufficient or excessive.
【０００８】また、請求項３記載の発明のように、請求
項１または２記載の発明の車両制御装置において、前記
車両挙動検出手段ｄが、車両に生じている実ヨーモーメ
ントを検出する実ヨーモーメント検出手段ｄ１を含み、
前記目標駆動力配分演算手段ｅを、前記車両挙動検出手
段ｄからの入力に基づいて、現在の車両挙動において必
要なヨーモーメントである目標ヨーモーメントを求める
目標ヨーモーメント演算手段ｅ１を備え、目標ヨーモー
メントと実ヨーモーメントとの差に基づいて目標駆動力
配分量ＴＭを求めるよう構成してもよい。このように、
車両に必要な旋回力に相当する目標駆動力配分量ＴＭを
ヨーモーメントに基づいて求めているために、車両に発
生したヨーモーメントを、さらにヨーレイトセンサによ
りヨーレイトとして検出してヨーレイトで制御する場合
のように、制御結果に遅れや振動が生じることがなく、
高い制御精度が得られる。According to a third aspect of the present invention, in the vehicle control apparatus according to the first or second aspect, the vehicle behavior detecting means d detects an actual yaw moment generated in the vehicle. Including moment detecting means d1,
The target driving force distribution calculating means e includes a target yaw moment calculating means e1 for obtaining a target yaw moment which is a yaw moment required for the current vehicle behavior based on an input from the vehicle behavior detecting means d. The target driving force distribution amount TM may be determined based on the difference between the moment and the actual yaw moment. in this way,
Since the target driving force distribution amount TM corresponding to the turning force required for the vehicle is obtained based on the yaw moment, the yaw moment generated in the vehicle is further detected as a yaw rate by a yaw rate sensor and is controlled by the yaw rate. As described above, there is no delay or vibration in the control result,
High control accuracy is obtained.
【０００９】なお、前記実ヨーモーメント検出手段ｄ１
としては、請求項４記載の発明のように、車両挙動検出
手段ｄで得られる横力・前後力検出手段からの入力に基
づいて実ヨーモーメントを演算する手段としてもよい
し、また、請求項５記載の発明のように、ヨーレイトセ
ンサで得られるヨーレイトの微分値と、車両のヨー慣性
モーメントの値とを乗算することによって実ヨーモーメ
ントを求める手段としてもよい。The actual yaw moment detecting means d1
It is also possible to use means for calculating the actual yaw moment based on the input from the lateral force / front / rear force detecting means obtained by the vehicle behavior detecting means d, as in the invention according to claim 4. As in the invention described in the fifth aspect, a means for obtaining the actual yaw moment by multiplying the differential value of the yaw rate obtained by the yaw rate sensor by the value of the yaw inertia moment of the vehicle may be used.
【００１０】また、請求項３ないし６記載の目標ヨーモ
ーメント演算手段ｅ１は、請求項６に記載の発明のよう
に、舵角と車両状態量とを用いて目標ヨーレイトを演算
し、この目標ヨーレイトの微分値と車両のヨー慣性モー
メントの値との乗算により目標ヨーモーメントを演算す
る手段としてもよいし、請求項７に記載の発明のよう
に、各輪の状態量と目標タイヤ特性とを用いて目標ヨー
モーメントを演算する手段としてもよい。この目標タイ
ヤ特性としては、理想的特性を用いることができ、この
場合、理想的なタイヤ特性を得るための目標ヨーモーメ
ントを演算することになる。また、請求項７記載の目標
ヨーモーメント演算手段ｅ１は、請求項８に記載の発明
のように、各輪の輪荷重を演算する輪荷重演算手段ｅ１
１と、各輪のスリップ角を演算する各輪スリップ角演算
手段ｅ１２と、各輪の制駆動力を演算する各輪制駆動力
演算手段ｅ１３と、を含み、前記各輪の状態量として、
輪荷重、スリップ角、制駆動力を含むようにしてもよい
し、あるいは、請求項９に記載の発明のように、目標ヨ
ーモーメント演算手段ｅ１を、横加速度による荷重移動
を演算する荷重移動演算手段ｅ１４と、各輪のスリップ
角を演算する各輪スリップ角演算手段ｅ１２と、荷重移
動と各輪スリップ角のみを用いて目標タイヤ特性から目
標横力を演算し、この目標横力から目標ヨーモーメント
を演算する演算手段ｅ１５と、を備えた手段としてもよ
い。The target yaw moment calculating means e1 calculates the target yaw rate by using the steering angle and the vehicle state quantity, and calculates the target yaw rate. Or a means for calculating the target yaw moment by multiplying the differential value of the vehicle by the value of the yaw inertia moment of the vehicle, or using the state quantity of each wheel and the target tire characteristic as in the invention according to claim 7. Means for calculating the target yaw moment. As the target tire characteristic, an ideal characteristic can be used. In this case, a target yaw moment for obtaining the ideal tire characteristic is calculated. The target yaw moment calculating means e1 according to claim 7 is a wheel load calculating means e1 that calculates the wheel load of each wheel as in the invention according to claim 8.
1, each wheel slip angle calculating means e12 for calculating the slip angle of each wheel, and each wheel braking / driving force calculating means e13 for calculating the braking / driving force of each wheel.
Wheel load, slip angle, braking / driving force may be included, or the target yaw moment calculating means e1 may be a load movement calculating means e14 which calculates load movement by lateral acceleration. And each wheel slip angle calculating means e12 for calculating the slip angle of each wheel, and calculating the target lateral force from the target tire characteristics using only the load movement and each wheel slip angle, and calculating the target yaw moment from the target lateral force. And a calculating means e15 for calculating.
【００１１】また、請求項４ないし９記載の実ヨーモー
メント検出手段ｄ１を、請求項１０記載の発明のよう
に、各輪タイヤの状態量推定手段ｄ１１と、この状態量
推定手段ｄ１１の出力信号を用いて車両のヨーモーメン
トを演算する演算手段ｄ２とにより構成してもよい。The actual yaw moment detecting means d1 according to the fourth to ninth aspects is replaced by the state quantity estimating means d11 of each wheel tire and the output signal of the state quantity estimating means d11. And a calculating means d2 for calculating the yaw moment of the vehicle using the above.
【００１２】また、請求項１０記載の各輪タイヤの状態
量推定手段ｄ１１は、請求項１１に記載の発明のよう
に、車両スリップ角・舵角・ヨーレイト・車速から各輪
のスリップ角を求める各輪スリップ角演算手段ｄ１１１
と、車両の前後加速度および横加速度から各輪の輪荷重
を求める輪荷重演算手段ｄ１１２と、ブレーキ状態およ
び車両前後加速度から各輪に働く制駆動力を演算する制
駆動力演算手段ｄ１１３と、これら演算手段ｄ１１１，
ｄ１１２，ｄ１１３で得られた輪荷重・制駆動力・各輪
スリップ角に基づいて各輪に働く横力を演算する横力演
算手段ｄ１１４とを備えている手段としてもよい。According to a tenth aspect, the state quantity estimating means d11 of each wheel tire calculates the slip angle of each wheel from the vehicle slip angle, the steering angle, the yaw rate, and the vehicle speed, as in the invention of the eleventh aspect. Each wheel slip angle calculation means d111
A wheel load calculating means d112 for calculating a wheel load of each wheel from the longitudinal acceleration and the lateral acceleration of the vehicle; a braking / driving force calculating means d113 for calculating a braking / driving force acting on each wheel from the braking state and the longitudinal acceleration of the vehicle; Calculation means d111,
Means may include lateral force calculating means d114 for calculating a lateral force acting on each wheel based on the wheel load, braking / driving force, and each wheel slip angle obtained in d112 and d113.
【００１３】また、請求項１１記載の横力演算手段ｄ１
１４は、請求項１２に記載の発明のように、輪荷重とス
リップ角とに基づいて制駆動力抜きの各輪に働く横力を
予め設定されたマップにより求める手段と、制駆動力に
基づいて横力低減率を求める手段と、前記制駆動力抜き
の横力と横力低減率とに基づいて各輪横力を求める手段
とを備えている手段としてもよい。Further, the lateral force calculating means d1 according to claim 11 is provided.
14 is means for obtaining a lateral force acting on each wheel of the braking / driving force removal based on the wheel load and the slip angle based on the wheel load and the slip angle according to a twelfth aspect of the present invention, Means for determining the lateral force reduction rate by means of the vehicle, and means for calculating the lateral force of each wheel based on the lateral force without the braking / driving force and the lateral force reduction rate.
【００１４】また、請求項８ないし１２記載の各輪スリ
ップ角演算手段ｄ１１１，ｅ１２は、請求項１３に記載
の発明のように、車両の重心点におけるスリップ角を求
めた後、各輪スリップ角を求めるよう構成し、車両重心
点のスリップ角を求めるにあたり、車両のヨーレイト△
ψと横加速度△△Ｙと車速Ｖの各センサ信号から次式
（１）により後輪のコーナリングパワー推定値ＰＣ2 を
演算し、 ＰＣ2 ＝（Ｖ／Ｌ）（ｍａ△△Ｙ−Ｉ△ψｓ）ｓ／［△ψ（ｂｓ＋Ｖ）−△△Ｙ ］＋ｆ（△△Ｙ） …（１） （ここで、ｓはラプラス演算子、ｍは車両質量、ａは車
両重心位置から前輪車軸までの前後方向距離、ｂは車両
重心位置から後輪車軸までの前後方向距離、Ｌはホイー
ルベース、Ｉは車両慣性モーメント、右辺第１項は車両
の二輪モデルから解析的に求められる後輪のコーナリン
グパワー、第二項のｆ（△△Ｙ）は横加速度による補正
項である） 次に、前記後輪のコーナリングパワー推定値ＰＣ2 とヨ
ーレイト信号△ψを用いて、車両の二輪モデルから解析
的に求められるヨーレイトとスリップ角の関係式である
次式（２） β＝−Ｋbr［（Ｔb ｓ＋１）／（Ｔr ｓ＋１）］△ψ …（２） ［ここで、Ｋbr＝（１−（ｍａ／（ＬｂＰＣ2 ））Ｖ
2 ）（ｂ／Ｖ）、Ｔb ＝ＩＶ／（ＬｂＰＣ2 −ｍａＶ
2 ）、Ｔr ＝［ｍａ／（ＬＰＣ2 ）］Ｖである］により
演算する手段としてもよい。The respective wheel slip angle calculating means d111 and e12 according to claims 8 to 12 determine the slip angle at the center of gravity of the vehicle and then calculate the respective wheel slip angles. To determine the slip angle of the vehicle center of gravity, the vehicle yaw rate △
From the sensor signals of ψ, lateral acceleration △△ Y and vehicle speed V, an estimated cornering power PC2 of the rear wheel is calculated by the following equation (1), and PC2 = (V / L) (ma △△ Y-I △ ψs) s / [△ ψ (bs + V) − △△ Y] + f (△△ Y) (1) (where s is a Laplace operator, m is the vehicle mass, and a is the front-rear direction from the center of gravity of the vehicle to the front wheel axle. Distance, b is the distance in the front-rear direction from the center of gravity of the vehicle to the rear wheel axle, L is the wheelbase, I is the moment of inertia of the vehicle, the first term on the right side is the cornering power of the rear wheel analytically obtained from the two-wheel model of the vehicle, The two terms f (二 Y) are correction terms based on the lateral acceleration. Next, the yaw rate is analytically obtained from the two-wheel model of the vehicle by using the cornering power estimated value PC2 of the rear wheel and the yaw rate signal 次 に. The following equation, which is the relational expression between 2) β = −Kbr [(Tbs + 1) / (Trs + 1)] △ ψ (2) [where Kbr = (1− (ma / (LbPC2)) V
2 ) (b / V), Tb = IV / (LbPC2-maV
2 ), Tr = [ma / (LPC2)] V].
【００１５】あるいは、請求項８ないし１２記載の各輪
スリップ角演算手段ｄ１１１，ｅ１２を、請求項１４に
記載の発明のように、車両の重心点におけるスリップ角
を求めた後、各輪スリップ角を求めるよう構成し、車両
重心点のスリップ角を求めるにあたり、車両のヨーレイ
ト△ψと横加速度△△Ｙと車速Ｖの各センサ信号から次
式（５）により後輪のコーナリングパワー推定値ＰＣ2
を演算し、 ＰＣ2 ＝（Ｖ／Ｌ）（ｍａ△△Ｙ−Ｉ△ψｓ）ｓ／［△ψ（ｂｓ＋Ｖ）−△△Ｙ ］ …（５） （ここで、ｓはラプラス演算子、ｍは車両質量、ａは車
両重心位置から前輪車軸までの前後方向距離、ｂは車両
重心位置から後輪車軸までの前後方向距離、Ｌはホイー
ルベース、Ｉは車両慣性モーメント、である） 前記後輪のコーナリングパワー推定値ＰＣ2 とヨーレイ
ト信号△ψを用いて、車両の二輪モデルから解析的に求
められるヨーレイトとスリップ角の関係式である次式
（６） β＝−Ｋbr［（Ｔb ｓ＋１）／（Ｔr ｓ＋１）］△ψ …（６） ［ここで、Ｋbr＝（１−（ｍａ／（ＬｂＰＣ2 ））Ｖ
2 ）（ｂ／Ｖ）、Ｔb ＝ＩＶ／（ＬｂＰＣ2 −ｍａＶ
2 ）、Ｔr ＝［ｍａ／（ＬＰＣ2 ）］Ｖである］により
スリップ角βを演算するようにしてもよい。Alternatively, after calculating the slip angle at the center of gravity of the vehicle, the respective wheel slip angle calculating means d111 and e12 may calculate the slip angle at the center of gravity of the vehicle. In order to determine the slip angle at the center of gravity of the vehicle, the estimated cornering power PC2 of the rear wheels is calculated from the sensor signals of the yaw rate △ ψ, the lateral acceleration と Y, and the vehicle speed V by the following equation (5).
PC2 = (V / L) (ma △△ Y-I △ ψs) s / [△ ψ (bs + V)-△△ Y] (5) (where s is a Laplace operator and m is Vehicle mass, a is the longitudinal distance from the vehicle center of gravity position to the front wheel axle, b is the longitudinal direction distance from the vehicle center of gravity position to the rear wheel axle, L is the wheelbase, and I is the moment of inertia of the vehicle. Using the cornering power estimated value PC2 and the yaw rate signal △ ψ, the following equation (6), which is a relational expression between the yaw rate and the slip angle, which is analytically obtained from a two-wheel model of the vehicle, s + 1)] △ ψ (6) [where Kbr = (1- (ma / (LbPC2)) V]
2 ) (b / V), Tb = IV / (LbPC2-maV
2 ), Tr = [ma / (LPC2)] V], and the slip angle β may be calculated.
【００１６】[0016]
【発明の実施の形態】以下に、本発明の実施の形態を図
面に基づいて説明する。まず、実施の形態を説明する前
に、前輪の舵角δ、ヨーレイトψ、コーナリングパワー
Ｃ、横力Ｆなどの関係について説明する。図２は一般的
に用いられる車両の２輪モデルで、図において、ＦＷは
前輪、ＲＷは後輪、ＷＰは車両の重心、δは前輪舵角、
△ψはヨーレイト、△△Ｙは横加速度、βはスリップ
角、Ｃ１は前輪コーナリングパワー（２輪分）、Ｃ２は
後輪コーナリングパワー（２輪分）、ｍは車両質量、Ｉ
は車両慣性モーメント、Ｌはホイールベース、Ｖは車速
を示している。Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings. First, before describing the embodiment, the relationship between the steering angle δ of the front wheels, the yaw rate ψ, the cornering power C, the lateral force F, and the like will be described. FIG. 2 shows a two-wheel model of a commonly used vehicle. In the figure, FW is the front wheel, RW is the rear wheel, WP is the center of gravity of the vehicle, δ is the front wheel steering angle,
Δψ is yaw rate, ΔY is lateral acceleration, β is slip angle, C1 is front wheel cornering power (for two wheels), C2 is rear wheel cornering power (for two wheels), m is vehicle mass, I
Denotes a vehicle inertia moment, L denotes a wheel base, and V denotes a vehicle speed.
【００１７】この図のように車速Ｖで進んでいる車両の
ヨーレイト△ψと、スリップ角βとの運動方程式は、下
記の式（１１）および（１２）に示すとおりである。 ｍＶ（△β＋△ψ） ＝−Ｃ１（β＋ａ△ψ／ｖ−δ）−Ｃ２（β−ｂ△ψ／Ｖ） …（１１） Ｉ△△ψ＝ −ａＣ１（β＋ａ△ψ／Ｖ−δ）＋ｂＣ２（β−ｂ△ψ／Ｖ） …（１２） 図３は、舵角δに対するヨーレイト△ψとスリップ角β
の応答の形を示しているもので、これを舵角入力０とし
て簡略化したものが図４である。The equation of motion between the yaw rate の and the slip angle β of the vehicle traveling at the vehicle speed V as shown in this figure is as shown in the following equations (11) and (12). mV ({β + △ ψ) = − C1 (β + a △ ψ / v−δ) −C2 (β−b △ ψ / V) (11) I △△ ψ = −aC1 (β + a △ ψ / V−δ) + BC2 (β−b △ ψ / V) (12) FIG. 3 shows the yaw rate に 対 す る and the slip angle β with respect to the steering angle δ.
FIG. 4 shows a simplified form of the response as the steering angle input 0.
【００１８】次に、実施の形態について説明する。この
実施の形態は後輪駆動車に適用した例で、図５は駆動力
配分機構２１を示す概略構成図である。図において、５
０は周知の差動装置であり、推進軸５１の回転力を減速
小歯車５２と減速大歯車５３によってデファレンシャル
ケース５４に伝達し、さらにデファレンシャルケース５
４の回転力を差動小歯車５５と差動大歯車５６，５７に
よって左右の車輪軸５８，５９に配分するようになって
いる。また、差動小歯車５５の自転により、左右の車輪
軸５８，５９の回転数差が吸収されることになる。な
お、図中５０Ａは、差動装置５０の本体としてのデファ
レンシャルハウジングである。Next, an embodiment will be described. This embodiment is an example applied to a rear wheel drive vehicle, and FIG. 5 is a schematic configuration diagram showing a driving force distribution mechanism 21. In the figure, 5
Numeral 0 denotes a well-known differential device, which transmits the rotational force of the propulsion shaft 51 to a differential case 54 by a small reduction gear 52 and a large reduction gear 53, and further transmits the differential case 5.
4 is distributed to the left and right wheel shafts 58, 59 by the differential small gear 55 and the differential large gears 56, 57. In addition, the rotation of the small differential gear 55 absorbs the difference between the rotational speeds of the left and right wheel shafts 58, 59. In the figure, reference numeral 50A denotes a differential housing as a main body of the differential device 50.
【００１９】前記駆動力配分機構２１は、左の車輪軸５
８とデファレンシャルケース５４との間に相対的な回転
力を付与可能な油圧モータ６１と、デファレンシャルケ
ース５４の回転によって油圧を発生する油圧ポンプ６２
とを備えている。油圧モータ６１は、例えば、車輪軸５
８とデファレンシャルケース５４との間に設けられたト
ロコイドモータなどにより構成され、その入力ポートＰ
５，Ｐ６のいずれから油圧を導入するかにより回転方向
が切り換わる。油圧ポンプ６２は、例えば、デファレン
シャルケース５４とデファレンシャルハウジング５０Ａ
との間に設けられたトロコイドポンプなどにより構成さ
れ、その吸入ポートＰ７から吸入した作動油を吐出ポー
トＰ８から吐出する。このポンプ６２は、デファレンシ
ャルケース５４の回転によって駆動されるため、作動油
の吐出流量が車速に比例することになる。The driving force distribution mechanism 21 includes the left wheel shaft 5
A hydraulic motor 61 capable of applying a relative rotational force between the motor case 8 and the differential case 54, and a hydraulic pump 62 for generating hydraulic pressure by rotation of the differential case 54
And The hydraulic motor 61 is, for example,
And a trochoid motor provided between the motor case 8 and the differential case 54.
The rotation direction is switched depending on which one of the hydraulic pressure is introduced from P5 and P6. The hydraulic pump 62 includes, for example, a differential case 54 and a differential housing 50A.
And the like, and a trochoid pump or the like provided between them and discharges hydraulic oil sucked from its suction port P7 through a discharge port P8. Since the pump 62 is driven by the rotation of the differential case 54, the discharge flow rate of the hydraulic oil is proportional to the vehicle speed.
【００２０】ポンプ６２の吐出ポートＰ８から吐出され
た作動油は、圧力調整弁６３によって圧力調整された
上、４ポート３位置切り換え式の切換弁６４に導出され
る。本例の圧力調整弁６３は、制御型リリーフ弁であっ
て、ポンプ６２の吐出ポートＰ８と切換弁６４の第１の
入力ポートＰ１１との間の供給通路Ｌ１と、リザーバ６
５に連通するリリーフ通路Ｌ２との間に設けられてい
る。Ｌ３は、ポンプ６２の吸入ポートＰ７とリザーバ６
５との間の連通路、Ｌ４は、リザーバ６５と切換弁６４
の第２の入力ポートＰ１２との間の連通路であり、本例
の場合、これらの連通路Ｌ３，Ｌ４とリリーフ通路Ｌ２
が共通化されている。圧力調整弁６３は、入力ポートＰ
１１に入力される油圧を調整し、リリーフした作動油を
リザーバ６５に排出する。つまり、供給通路Ｌ１の圧力
を減圧調整し、その減圧相当分の作動油をリリーフ通路
Ｌ２からリザーバ６５に戻して循環させる。そのため、
供給通路Ｌ１が減圧された分だけ、ポンプ６２の負荷が
低減され、この結果、作動油の温度上昇や車両の燃費の
上昇が抑えられることになる。また、リザーバ６５とし
ては、差動装置５０内の底面側において適量の作動油を
潤滑油として収容する収容部を利用してもよい。The hydraulic oil discharged from the discharge port P8 of the pump 62 is pressure-adjusted by a pressure adjusting valve 63, and is then led out to a 4-port 3-position switching valve 64. The pressure regulating valve 63 of this example is a control-type relief valve, and includes a supply passage L1 between the discharge port P8 of the pump 62 and the first input port P11 of the switching valve 64,
5 is provided between the relief passage L2 and the relief passage L2. L3 is the suction port P7 of the pump 62 and the reservoir 6
L4 is connected to the reservoir 65 and the switching valve 64.
Are connected to the second input port P12. In the case of this example, these communication paths L3, L4 and the relief path L2
Has been standardized. The pressure regulating valve 63 is connected to the input port P
The hydraulic pressure input to 11 is adjusted, and the relieved hydraulic oil is discharged to the reservoir 65. That is, the pressure in the supply passage L1 is reduced and adjusted, and the hydraulic oil corresponding to the reduced pressure is returned from the relief passage L2 to the reservoir 65 and circulated. for that reason,
The load on the pump 62 is reduced by an amount corresponding to the reduced pressure in the supply passage L1, and as a result, an increase in the temperature of the hydraulic oil and an increase in the fuel efficiency of the vehicle are suppressed. Further, as the reservoir 65, a storage portion that stores an appropriate amount of hydraulic oil as lubricating oil on the bottom surface side in the differential device 50 may be used.
【００２１】切換弁６４は、その切換位置に応じて第
１，第２および第３の切換状態が得られるようになって
いる。第１の切換状態は、図５のように、入力ポートＰ
１１，Ｐ１２どうしを連通させ、かつ出力ポートＰ１
３，Ｐ１４どうしを連通させる状態であり、第２の切換
状態は、入力ポートＰ１１と出力ポートＰ１３とを連通
させ、かつ入力ポートＰ１２と出力ポートＰ１４とを連
通させる状態であり、第３の切換状態は、入力ポートＰ
１１と出力ポートＰ１４とを連通させ、かつ入力ポート
Ｐ１２と出力ポートＰ１３とを連通させる状態である。
出力ポートＰ１３，Ｐ１４は、それぞれロータリジョイ
ント６６を介してモータ６１のポートＰ５，Ｐ６に接続
されている。The switching valve 64 is adapted to obtain first, second and third switching states according to the switching position. In the first switching state, as shown in FIG.
11 and P12 communicate with each other, and output port P1
The second switching state is a state in which the input port P11 communicates with the output port P13, and the input port P12 communicates with the output port P14. The state is input port P
11 and the output port P14, and the input port P12 and the output port P13.
The output ports P13 and P14 are connected to ports P5 and P6 of the motor 61 via a rotary joint 66, respectively.
【００２２】このように構成された駆動力配分機構２１
は、切換弁６４が第１の切換状態のときに、モータ６１
の自由回転を許容する。そして、切換弁６４が第２の切
換状態のときは、モータ６１が一方向に回転して、デフ
ァレンシャルケース５４に対して左の車輪軸５８が増速
方向に強制的に回転され、それらの間の相対回転分だ
け、左の車輪軸５８が増速され、かつ右の車輪軸５９が
減速されることになる。それらの車輪軸５８，５９の増
減速の割合、つまり駆動力の配分の割合は圧力調整弁６
３によって調整される。一方、切換弁６４が第３の切換
状態のときは、モータ６１が他方に回転して、デファレ
ンシャルケース５４に対して左の車輪軸５８が減速方向
に強制的に回転され、それらの間の相対回転分だけ左の
車輪軸５８が減速されかつ右の車輪軸５９が増速される
ことになる。それらの車輪軸５８，５９の増速の割合、
つまり駆動力の配分の割合は圧力調整弁６３によって調
整される。このように、モータ６１に対する作動油の供
給方向と、その作動油の圧力に応じて、左右の後輪Ｌ
Ｗ，ＲＷに対する駆動力の配分の割合が制御され、その
配分の割合に応じて車両にヨーモーメントが発生するこ
とになる。The driving force distribution mechanism 21 configured as described above
When the switching valve 64 is in the first switching state, the motor 61
To allow free rotation. When the switching valve 64 is in the second switching state, the motor 61 rotates in one direction, and the left wheel axle 58 is forcibly rotated in the speed increasing direction with respect to the differential case 54. , The left wheel shaft 58 is accelerated and the right wheel shaft 59 is decelerated. The rate of acceleration / deceleration of the wheel shafts 58, 59, that is, the rate of distribution of the driving force is determined by the pressure regulating valve
Adjusted by 3. On the other hand, when the switching valve 64 is in the third switching state, the motor 61 rotates to the other side, and the left wheel shaft 58 is forcibly rotated in the deceleration direction with respect to the differential case 54, and the relative rotation between them is performed. The left wheel shaft 58 is decelerated and the right wheel shaft 59 is accelerated by the amount of rotation. The rate of acceleration of those wheel shafts 58, 59,
That is, the ratio of the distribution of the driving force is adjusted by the pressure adjusting valve 63. As described above, the left and right rear wheels L depend on the supply direction of the hydraulic oil to the motor 61 and the pressure of the hydraulic oil.
The ratio of the distribution of the driving force to W and RW is controlled, and a yaw moment is generated in the vehicle according to the ratio of the distribution.
【００２３】上述の駆動力配分機構２１の圧力制御弁６
３および切換弁６４の作動はコントロールユニット１２
により制御される。このコントロールユニット１２は、
図６に示すように、入力側にブレーキスイッチ３１，前
後加速度センサ（以下、前後Ｇセンサという）３２，横
加速度センサ（以下、前後Ｇセンサという）３３，操舵
角センサ３４，ヨーレイトセンサ３５，車速センサ３
６，スリップ角検出手段３７が接続され、後述する目標
ヨーモーメント演算手段２２，実ヨーモーメント演算手
段２３，駆動力配分演算手段２４，トルク低減量演算手
段２５，出力回路２６，２７を備え、前記圧力制御弁６
３および切換弁６４の作動の制御に加え、図外のスロッ
トルバルブを作動させるスロットルバルブアクチュエー
タ７０の駆動を制御するよう構成されている。The pressure control valve 6 of the driving force distribution mechanism 21 described above.
3 and the operation of the switching valve 64 are controlled by the control unit 12.
Is controlled by This control unit 12
As shown in FIG. 6, a brake switch 31, a longitudinal acceleration sensor (hereinafter referred to as a longitudinal G sensor) 32, a lateral acceleration sensor (hereinafter referred to as a longitudinal G sensor) 33, a steering angle sensor 34, a yaw rate sensor 35, and a vehicle speed are provided on the input side. Sensor 3
6, a slip angle detecting means 37 is connected, and includes a target yaw moment calculating means 22, an actual yaw moment calculating means 23, a driving force distribution calculating means 24, a torque reduction calculating means 25, and output circuits 26 and 27, which will be described later. Pressure control valve 6
In addition to controlling the operation of the switching valve 64 and the switching valve 64, the driving of a throttle valve actuator 70 for operating a throttle valve (not shown) is controlled.
【００２４】前記目標ヨーモーメント演算手段２２は、
車両挙動に応じた目標ヨーモーメントＭＭを求める手段
である。前記実ヨーモーメント検出手段２３は、車両に
生じている実ヨーモーメントＭを検出する手段である。
前記駆動力配分演算手段２４は、目標ヨーモーメントＭ
Ｍと実ヨーモーメントＭとを比較して、両者の差（ＭＭ
−Ｍ）に基づいて各駆動輪ＬＷ，ＲＷの左右の目標駆動
力配分量ＴＭを求める演算を行い、この演算結果に基づ
いて圧力制御弁６３の出力値を決定する手段である。前
記トルク低減量演算手段２５は、目標駆動力配分量ＴＭ
と駆動力配分機構２１の駆動力配分限界である配分能力
値ＴＭ０とに基づいて必要なエンジンの出力トルクの低
減量を求めてエンジンの出力トルクを低減させるべくス
ロットルバルブアクチュエータ７０への出力を決定する
手段である。なお、図７は実施の形態の構成および作動
説明図であって、この図では、駆動力配分機構２１が、
目標ヨーモーメントＭＭと実ヨーモーメントＭとの差分
のヨーモーメントを発生していることを示している。The target yaw moment calculating means 22 comprises:
This is a means for obtaining a target yaw moment MM according to the vehicle behavior. The actual yaw moment detecting means 23 is a means for detecting the actual yaw moment M generated in the vehicle.
The driving force distribution calculating means 24 calculates the target yaw moment M
M and the actual yaw moment M, and the difference between them (MM
-M) to calculate the target driving force distribution amount TM on the left and right of each of the driving wheels LW and RW, and to determine the output value of the pressure control valve 63 based on the calculation result. The torque reduction amount calculating means 25 calculates the target driving force distribution amount TM
The required output torque reduction amount of the engine is determined based on the distribution power value TM0 which is the driving power distribution limit of the driving power distribution mechanism 21, and the output to the throttle valve actuator 70 is determined to reduce the engine output torque. It is a means to do. FIG. 7 is a diagram illustrating the configuration and operation of the embodiment. In this figure, the driving force distribution mechanism 21
This shows that a yaw moment of a difference between the target yaw moment MM and the actual yaw moment M is generated.
【００２５】次に、目標ヨーモーメント演算手段２２に
ついて詳述する。図８は目標ヨーモーメント演算手段２
２の説明図であり、目標ヨーモーメント演算手段２２
は、各輪制駆動力演算部２２ａと、各輪荷重演算部２２
ｂと、各輪スリップ角演算部２２ｄと目標横力演算部２
２ｇと、目標ヨーモーメント演算部２２ｉとを備え、車
両挙動検出手段としての後述のセンサなどの入力手段に
接続されている。これら入力手段としては、通常ＯＦＦ
で運転者が制動操作を行ったときにＯＮとなるブレーキ
スイッチ３１と、車両の前後方向加速度（以下、前後Ｇ
という）を検出する前後Ｇセンサ３２と、車両の横方向
加速度（以下、横Ｇという）を検出する横Ｇセンサ３３
と、運転者の操舵角度を検出する操舵角センサ３４と、
車両のヨーレイトを検出するヨーレイトセンサ３５と、
車速を検出する車速センサ３６と、車両のスリップ角β
を検出するスリップ角検出手段３７とが設けられてい
る。Next, the target yaw moment calculating means 22 will be described in detail. FIG. 8 shows target yaw moment calculating means 2.
FIG. 2 is an explanatory diagram of a target yaw moment calculating means 22;
Are each wheel braking / driving force calculating section 22a and each wheel load calculating section 22a.
b, each wheel slip angle calculator 22d and target lateral force calculator 2
2g and a target yaw moment calculating unit 22i, and are connected to input means such as a sensor described later as a vehicle behavior detecting means. These input means are usually OFF
, A brake switch 31 that is turned on when the driver performs a braking operation, and a longitudinal acceleration (hereinafter referred to as longitudinal G) of the vehicle.
), And a lateral G sensor 33 for detecting a lateral acceleration (hereinafter, referred to as lateral G) of the vehicle.
A steering angle sensor 34 for detecting a driver's steering angle;
A yaw rate sensor 35 for detecting a yaw rate of the vehicle,
A vehicle speed sensor 36 for detecting a vehicle speed, and a slip angle β of the vehicle.
And a slip angle detecting means 37 for detecting the slip angle.
【００２６】前記各輪制駆動力演算部２２ａは、４輪の
各輪に作用する制動力および駆動力である制駆動力Ｔ
１，Ｔ２，Ｔ３，Ｔ４（ただし、Ｔ１は前左輪の制駆動
力、Ｔ２は前右輪の制駆動力、Ｔ３は後左輪の制駆動
力、Ｔ４は後右輪の制駆動力）を求めるもので、ブレー
キスイッチ３１がＯＮである時には、その時の前後Ｇに
相当する制動力が前後で所定の割合で４輪に働いている
とし、ブレーキスイッチ３１がＯＦＦである時には、そ
の時の前後Ｇに相当する駆動力が駆動輪である後輪に働
いているとして、各輪の制駆動力を求めるよう構成され
ている。具体的には、ブレーキスイッチ３１からの信号
をＢｓｉｇ、前後Ｇを△△Ｘ、車両重量をｍとした場合
に、下記の式に基づいて求める。 Ｂｓｉｇ＝０（ブレーキＯＦＦ）のとき、 Ｔ１＝Ｔ２＝０ Ｔ３＝Ｔ４＝ｍ△△Ｘ／２ Ｂｓｉｇ＝１（ブレーキＯＮ）のとき、 Ｔ１＝Ｔ２＝ｍ△△Ｘ・（０．７／２） Ｔ３＝Ｔ４＝ｍ△△Ｘ・（０．３／２） の関係が成り立つ。Each wheel braking / driving force calculating section 22a has a braking / driving force T which is a braking force and a driving force acting on each of the four wheels.
1, T2, T3, T4 (where T1 is the braking / driving force of the front left wheel, T2 is the braking / driving force of the front right wheel, T3 is the braking / driving force of the rear left wheel, and T4 is the braking / driving force of the rear right wheel). When the brake switch 31 is ON, it is assumed that the braking force corresponding to the front and rear G at that time acts on the four wheels at a predetermined ratio in the front and rear, and when the brake switch 31 is OFF, the braking force corresponding to the front and rear G at that time is applied. The system is configured to determine the braking / driving force of each wheel, assuming that the corresponding driving force is acting on the rear wheels that are the driving wheels. Specifically, when the signal from the brake switch 31 is Bsig, the front and rear G is ΔX, and the vehicle weight is m, it is obtained based on the following equation. When Bsig = 0 (brake OFF), T1 = T2 = 0 T3 = T4 = m △△ X / 2 When Bsig = 1 (brake ON), T1 = T2 = m △△ X · (0.7 / 2 The relationship of T3 = T4 = m （X · (0.3 / 2) holds.
【００２７】各輪荷重演算部２２ｂは、前後Ｇ△△Ｘお
よび横Ｇ△△Ｙに応じて、各輪荷重Ｗ１，Ｗ２，Ｗ３，
Ｗ４（ただし、Ｗ１は前左輪の輪荷重、Ｗ２は前右輪の
輪荷重、Ｗ３は後左輪の輪荷重、Ｗ４は後右輪の輪荷
重）を下記の式に基づいて演算するものである。なお、
Ｌはホイルベース、ａは前車軸から重心点までの距離、
ｂは後車軸から重心点までの距離、ｈは重心高である。 Ｗ１＝ｍ（ｂ／２Ｌ）−０．５ｍ△△Ｘ（ｈ／Ｌ）−
０．６ｍ△△Ｙｈ／ｔ Ｗ２＝ｍ（ｂ／２Ｌ）−０．５ｍ△△Ｘ（ｈ／Ｌ）＋
０．６ｍ△△Ｙｈ／ｔ Ｗ３＝ｍ（ａ／２Ｌ）＋０．５ｍ△△Ｘ（ｈ／Ｌ）−
０．４ｍ△△Ｙｈ／ｔ Ｗ４＝ｍ（ａ／２Ｌ）＋０．５ｍ△△Ｘ（ｈ／Ｌ）＋
０．４ｍ△△Ｙｈ／ｔ の関係が成り立つ。Each wheel load calculating section 22b calculates each wheel load W1, W2, W3, according to the front-back G 前後 X and the lateral G △△ Y.
W4 (W1 is the wheel load of the front left wheel, W2 is the wheel load of the front right wheel, W3 is the wheel load of the rear left wheel, and W4 is the wheel load of the rear right wheel) is calculated based on the following equation. . In addition,
L is the wheel base, a is the distance from the front axle to the center of gravity,
b is the distance from the rear axle to the center of gravity, and h is the height of the center of gravity. W1 = m (b / 2L) −0.5m △△ X (h / L) −
0.6m △△ Yh / t W2 = m (b / 2L) −0.5m △△ X (h / L) +
0.6m △△ Yh / t W3 = m (a / 2L) + 0.5m △△ X (h / L)-
0.4m △△ Yh / t W4 = m (a / 2L) + 0.5m △△ X (h / L) +
The relationship of 0.4m △△ Yh / t holds.
【００２８】各輪スリップ角演算部２２ｄは、車両重心
点のスリップ角βに基づいて、舵角δ、ヨーレイトψ、
車速Ｖを用いて、前輪スリップ角βｆおよび後輪スリッ
プ角βｒを求める演算（下記式）を行うものである。 βｆ＝β−（△ψ／Ｖ）Ｌｆ＋δ βｒ＝β＋（△ψ／Ｖ）Ｌｒ の関係が成り立つ。Each wheel slip angle calculation unit 22d calculates a steering angle δ, a yaw rate ψ, a yaw rate て based on the slip angle β at the center of gravity of the vehicle.
Using the vehicle speed V, a calculation (the following equation) for obtaining the front wheel slip angle βf and the rear wheel slip angle βr is performed. The relationship βf = β− (△ ψ / V) Lf + δ βr = β + (△ ψ / V) Lr holds.
【００２９】なお、スリップ角検出手段３７は、ヨーレ
イト△ψと横Ｇ△△Ｙと車速Ｖに基づいて車両スリップ
角βを推定する手段である。この推定方法を説明する
と、まず、次式（２１）によりコーナリングパワー推定
値ＰＣ2 を演算する。 ＰＣ2 ＝（Ｖ／Ｌ）（ｍａ△△Ｙ−Ｉ△ψｓ）ｓ／［△ψ（ｂｓ＋Ｖ）−△△Ｙ ］＋ｆ（△△Ｙ） …（２１） （ここで、ｓはラプラス演算子、ｍは車両質量、ａは車
両重心位置から前輪車軸までの前後方向距離、ｂは車両
重心位置から後輪車軸までの前後方向距離、Ｌはホイー
ルベース、Ｉは車両慣性モーメント、右辺第１項は車両
の二輪モデルから解析的に求められる後輪のコーナリン
グパワー、第二項のｆ（△△Ｙ）は横Ｇによる補正項で
ある） そして、前記後輪のコーナリングパワー推定値ＰＣ2 と
ヨーレイト信号△ψを用いて、車両の二輪モデルから解
析的に求められるヨーレイトとスリップ角の関係式であ
る次式（２２）でスリップ角（推定値）βを演算する。 β＝−Ｋbr［（Ｔb ｓ＋１）／（Ｔr ｓ＋１）］△ψ …（１２） ［ここで、Ｋbr＝（１−（ｍａ／（ＬｂＰＣ2 ））Ｖ
2 ）（ｂ／Ｖ）、Ｔb ＝ＩＶ／（ＬｂＰＣ2 −ｍａＶ
2 ）、Ｔr ＝［ｍａ／（ＬＰＣ2 ）］Ｖである］。な
お、前記補正項ｆ（△△Ｙ）を、次式（２３）に示す、
｜△△Ｙ｜の一次式とすることも可能である。 ｆ（△△Ｙ）＝Ｃ*2｜△△Ｙ｜／９．８ …（２３） （Ｃ*2は後輪タイヤのサイドフォースとスリップ角図上
でサイドフォースがほぼ飽和する点と原点を結ぶ直線の
傾き） あるいは、ヨーレイト△ψの代わりに横Ｇ△△Ｙを用い
て、同じく車両の二輪モデルから解析的に求められる横
Ｇとスリップ角βの関係式である次式（２４）を用いて
スリップ角（推定値）βを演算することもできる。 β＝−Ｋbg［（Ｔb ｓ＋１）／（Ｔg2ｓ2 ＋Ｔg1ｓ＋１）］△△Ｙ …（２４） ［ここで、Ｋbg＝（１−（ｍａ／（ＬｂＰＣ2 ））Ｖ
2 ）（ｂ／Ｖ2 ）、Ｔb ＝ＩＶ／（ＬｂＰＣ2 −ｍａＶ
2 ）、Ｔg2＝［Ｉ／（ＬＰＣ2 ）］、Ｔg1＝ｂ／Ｖであ
る］ また、上記（２１）に替えて、次式（３１）により後輪
のコーナリングパワー推定値ＰＣ2 を演算し、 ＰＣ2 ＝（Ｖ／Ｌ）（ｍａ△△Ｙ−Ｉ△ψｓ）ｓ／［△ψ（ｂｓ＋Ｖ）−△△Ｙ ］ …（３１） （ここで、ｓはラプラス演算子、ｍは車両質量、ａは車
両重心位置から前輪車軸までの前後方向距離、ｂは車両
重心位置から後輪車軸までの前後方向距離、Ｌはホイー
ルベース、Ｉは車両慣性モーメント、である） 上記式（２２）に替えて次式（３２）によりスリップ角
βを演算することもできる。 β＝−Ｋbr［（Ｔb ｓ＋１）／（Ｔr ｓ＋１）］△ψ …（３２） ［ここで、Ｋbr＝（１−（ｍａ／（ＬｂＰＣ2 ））Ｖ
2 ）（ｂ／Ｖ）、Ｔb ＝ＩＶ／（ＬｂＰＣ2 −ｍａＶ
2 ）、Ｔr ＝［ｍａ／（ＬＰＣ2 ）］Ｖである］。The slip angle detecting means 37 is means for estimating the vehicle slip angle β based on the yaw rate △ ψ, the lateral G △△ Y, and the vehicle speed V. The estimation method will be described. First, an estimated cornering power value PC2 is calculated by the following equation (21). PC2 = (V / L) (ma △△ Y-I △ ψs) s / [△ ψ (bs + V)-△△ Y] + f (△△ Y) (21) (where s is a Laplace operator, m is the vehicle mass, a is the longitudinal distance from the vehicle center of gravity position to the front wheel axle, b is the longitudinal direction distance from the vehicle center of gravity position to the rear wheel axle, L is the wheelbase, I is the vehicle inertia moment, and the first term on the right side is The cornering power of the rear wheel analytically obtained from the two-wheel model of the vehicle, the second term f (△△ Y) is a correction term based on the lateral G), and the estimated cornering power PC2 of the rear wheel and the yaw rate signal △ Using ψ, the slip angle (estimated value) β is calculated by the following equation (22), which is a relational equation between the yaw rate and the slip angle analytically obtained from the two-wheel model of the vehicle. β = −Kbr [(Tbs + 1) / (Trs + 1)]） (12) [where Kbr = (1− (ma / (LbPC2)) V
2 ) (b / V), Tb = IV / (LbPC2-maV
2 ), Tr = [ma / (LPC2)] V]. The correction term f (△△ Y) is expressed by the following equation (23).
| △△ Y | can be a linear expression. f (△△ Y) = C * 2 | △△ Y | /9.8 (23) (C * 2 indicates the origin and the point where the side force is almost saturated on the side force and slip angle diagram of the rear tire. Alternatively, the following equation (24), which is a relational expression between the lateral G and the slip angle β similarly analytically obtained from the two-wheel model of the vehicle, is obtained by using the lateral G △△ Y instead of the yaw rate △ ψ. Can be used to calculate the slip angle (estimated value) β. β = -Kbg [(Tb s + 1) / (Tg2s 2 + Tg1s + 1)] △△ Y ... (24) [ wherein, Kbg = (1- (ma / (LbPC2)) V
2 ) (b / V 2 ), Tb = IV / (LbPC2−maV)
2 ), Tg2 = [I / (LPC2)], Tg1 = b / V] Further, instead of the above (21), an estimated cornering power value PC2 of the rear wheel is calculated by the following equation (31), = (V / L) (ma △△ Y−I △ ψs) s / [△ ψ (bs + V)-△△ Y] (31) (where s is a Laplace operator, m is a vehicle mass, and a is The distance in the front-rear direction from the position of the center of gravity of the vehicle to the front wheel axle, b is the distance in the front-rear direction from the position of the center of gravity of the vehicle to the rear wheel axle, L is the wheelbase, and I is the moment of inertia of the vehicle. The slip angle β can be calculated by the equation (32). β = −Kbr [(Tbs + 1) / (Trs + 1)] △ ψ (32) [where Kbr = (1− (ma / (LbPC2)) V
2 ) (b / V), Tb = IV / (LbPC2-maV
2 ), Tr = [ma / (LPC2)] V].
【００３０】前記目標横力演算部２２ｇは、図９に示す
目標タイヤ特性マップに基づいて各輪荷重Ｗ１〜Ｗ４と
各輪スリップ角βｆ，βｒとにより、各輪に働く目標横
力Ｆｙ１，Ｆｙ２，Ｆｙ３，Ｆｙ４を求めるものであ
る。なお、この図９において実線で示すのが目標タイヤ
特性であってこれは理想的なタイヤ特性に設定されてい
る。すなわち、実際のタイヤ特性は、図において点線で
示すように、スリップ角βｆ，βｒが大きくなると横力
Ｆがある程度以上得られなくなり頭打ち状態となる特性
であるのに対して、この理想的に設定された目標タイヤ
特性は、スリップ角βｆ，βｒが大きくなるにつれて横
力Ｆが大きくなるように、つまり高いコーナリングフォ
ースが得られるように設定されている。The target lateral force calculating section 22g calculates target lateral forces Fy1, Fy2 acting on each wheel based on the respective wheel loads W1 to W4 and the respective wheel slip angles βf, βr based on the target tire characteristic map shown in FIG. , Fy3, Fy4. In FIG. 9, a solid line indicates a target tire characteristic, which is set to an ideal tire characteristic. In other words, the actual tire characteristics are such that the lateral force F cannot be obtained to a certain extent when the slip angles βf and βr become large, and the tire tires flatten out, as shown by the dotted lines in the figure. The set target tire characteristics are set such that the lateral force F increases as the slip angles βf and βr increase, that is, a high cornering force is obtained.
【００３１】前記目標ヨーモーメント演算部２２ｉは、
各目標横力Ｆｙ１〜Ｆｙ４に基づいて、下記式により目
標ヨーモーメントＭＭを演算するよう構成されている。 ＭＭ＝（Ｆｙ１＋Ｆｙ２）ａ−（Ｆｙ３＋Ｆｙ４）ｂ なお、図１０は目標ヨーモーメント演算手段２２の他例
であって、この例では、各輪荷重演算２２ｃが、横Ｇに
基づいて荷重移動を演算し、この荷重移動と各輪スリッ
プ角演算部２２ｄが求めた各輪スリップ角βｆ，βｒと
に応じて目標横力演算部２２ｇにおいて予め設定した目
標タイヤ特性に基づいて目標横力Ｆ１〜Ｆ４を求めるよ
うに構成した例である。なお、この荷重移動を考慮した
横力は、例えば、後述する実ヨーモーメント検出手段２
３の第１横力演算部２３ｆのようにスリップ角βｆ，β
ｒと輪荷重Ｗとから求めるように構成する。The target yaw moment calculating section 22i includes:
The target yaw moment MM is calculated by the following equation based on the target lateral forces Fy1 to Fy4. MM = (Fy1 + Fy2) a- (Fy3 + Fy4) b FIG. 10 shows another example of the target yaw moment calculating means 22. In this example, each wheel load calculation 22c calculates the load movement based on the lateral G. The target lateral forces F1 to F4 are determined based on the target tire characteristics preset in the target lateral force calculator 22g according to the load movement and the wheel slip angles βf and βr obtained by the wheel slip angle calculators 22d. This is an example of such a configuration. The lateral force in consideration of the load movement is, for example, the actual yaw moment detecting means 2 described later.
3 as in the first lateral force calculation unit 23f.
r and the wheel load W.
【００３２】また、目標ヨーモーメントＭＭは、次のよ
うに演算することができる。 ＭＭ＝Ｉ（ｄ△ψ1 ／ｄｔ） ＝（Ｉ／Ｌ）（△δＶ＋δ△Ｖ） ここで、△ψ1 は目標ヨーレート、Ｉは車両慣性モーメ
ント、Ｌはホイルベース、δは舵角、△δは操舵速度で
ある。The target yaw moment MM can be calculated as follows. MM = I (d △ ψ1 / dt) = (I / L) (△ δV + δ △ V) where △ ψ1 is a target yaw rate, I is a vehicle inertia moment, L is a wheel base, δ is a steering angle, and △ δ is a steering. Speed.
【００３３】次に、前記実ヨーモーメント検出手段２３
について説明する。この車両ヨーモーメント検出手段２
３は、図１１に示すように、各輪制駆動力演算部２２ａ
と、各輪荷重演算部２２ｂと、各輪スリップ角演算部２
２ｄと、横力低減率演算部２３ｅと、第１横力演算部２
３ｆと、第２横力演算部２３ｈと、実ヨーモーメント演
算部２３ｉとを備えている。ここで、各輪制駆動力演算
部２２ａと各輪荷重演算部２２ｂと各輪スリップ角演算
部２２ｄとについては、上述した目標ヨーモーメント演
算手段２２で説明したものと同じものであるので説明を
省略する。Next, the actual yaw moment detecting means 23
Will be described. This vehicle yaw moment detecting means 2
3 is, as shown in FIG.
, Each wheel load calculating unit 22b, and each wheel slip angle calculating unit 2
2d, the lateral force reduction rate calculator 23e, and the first lateral force calculator 2
3f, a second lateral force calculator 23h, and an actual yaw moment calculator 23i. Here, the respective wheel braking / driving force calculators 22a, the respective wheel load calculators 22b, and the respective wheel slip angle calculators 22d are the same as those described in the above-described target yaw moment calculator 22, and will not be described. Omitted.
【００３４】前記横力低減率演算部２２ｅは、前記各輪
制動力演算部２２ａが演算した各輪の制駆動力Ｔ１〜Ｔ
４および各輪荷重演算部２２ｂが演算した各輪荷重Ｗ１
〜Ｗ４に基づき、下記式により各輪ごとの横力低減率ｋ
１，ｋ２，ｋ３，ｋ４（ただし、ｋ１は前左輪横力低減
率、ｋ２は前右輪横力低減率、ｋ３は後左輪横力低減
率、ｋ４は後右輪横力低減率）を演算するものである。
すなわち、制駆動力Ｔが大きくなると横力Ｆｙが減るも
のであり、この制駆動力Ｔに応じた横力Ｆｙの低減率を
演算する。 ｋ１＝（Ｗ１2 −Ｔ１2 ）1/2 ／Ｗ１ ｋ２＝（Ｗ２2 −Ｔ２2 ）1/2 ／Ｗ２ ｋ３＝（Ｗ３2 −Ｔ３2 ）1/2 ／Ｗ３ ｋ４＝（Ｗ４2 −Ｔ４2 ）1/2 ／Ｗ４ 前記第１横力演算部２３ｆは、荷重移動を考慮した横力
Ｆを求めるもので、輪荷重Ｗとスリップ角βｆ，βｒに
より各輪に働く横力Ｆを図１２に示すマップに基づいて
求める。なお、輪荷重Ｗが任意の時、マップデータ間で
補完された値が求まるよう構成する。The lateral force reduction rate calculating section 22e calculates braking / driving forces T1 to T of each wheel calculated by the wheel braking force calculating section 22a.
4 and each wheel load W1 calculated by each wheel load calculation unit 22b.
-W4, the lateral force reduction rate k for each wheel by the following formula
1, k2, k3, k4 (where k1 is the front left wheel lateral force reduction rate, k2 is the front right wheel lateral force reduction rate, k3 is the rear left wheel lateral force reduction rate, and k4 is the rear right wheel lateral force reduction rate) Is what you do.
That is, as the braking / driving force T increases, the lateral force Fy decreases, and the reduction rate of the lateral force Fy according to the braking / driving force T is calculated. k1 = (W1 2 -T1 2) 1/2 / W1 k2 = (W2 2 -T2 2) 1/2 / W2 k3 = (W3 2 -T3 2) 1/2 / W3 k4 = (W4 2 -T4 2 ) 1/2 / W4 The first lateral force calculating section 23f calculates the lateral force F in consideration of the load movement. FIG. 12 shows the lateral force F acting on each wheel by the wheel load W and the slip angles βf, βr. Determined based on the map shown. In addition, when the wheel load W is arbitrary, the value complemented between the map data is determined.
【００３５】前記第２横力演算部２３ｈは、各輪の横力
低減率ｋならびに荷重移動を考慮した横力Ｆとから各輪
の横力Ｆｙ１，Ｆｙ２，Ｆｙ３，Ｆｙ４（ただし、Ｆｙ
１は前左輪横力、Ｆｙ２は前右輪横力、Ｆｙ３は後左輪
横力、Ｆｙ４は後右輪横力）を下記式により求める。 Ｆｙ１＝ｋ１・Ｆ１ Ｆｙ２＝ｋ２・Ｆ２ Ｆｙ３＝ｋ３・Ｆ３ Ｆｙ４＝ｋ４・Ｆ４ 前記実ヨーモーメント演算部２３ｉは、各輪に働く横力
Ｆｙ１〜Ｆｙ４から車両に生じている実ヨーモーメント
Ｍを下記式により演算するものである。 Ｍ＝（Ｆｙ１＋Ｆｙ２）ａ−（Ｆｙ３＋Ｆｙ４）ｂ である。The second lateral force calculating unit 23h calculates the lateral force Fy1, Fy2, Fy3, Fy4 (Fy4) of each wheel from the lateral force reduction rate k of each wheel and the lateral force F considering the load movement.
1 is the front left wheel lateral force, Fy2 is the front right wheel lateral force, Fy3 is the rear left wheel lateral force, and Fy4 is the rear right wheel lateral force. Fy1 = k1 · F1 Fy2 = k2 · F2 Fy3 = k3 · F3 Fy4 = k4 · F4 The actual yaw moment calculator 23i calculates the actual yaw moment M generated in the vehicle from the lateral forces Fy1 to Fy4 acting on each wheel. It is calculated by an equation. M = (Fy1 + Fy2) a- (Fy3 + Fy4) b.
【００３６】図７に戻り、前記駆動力配分制御手段２４
は、上述のようにして目標ヨーモーメント演算手段２２
で得られた目標ヨーモーメントＭＭと実ヨーモーメント
演算手段２３で得られた実ヨーモーメントＭとの差分の
ヨーモーメントを駆動力配分機構２１において発生させ
る目標駆動力配分量ＴＭを求め、圧力制御弁６３におけ
る出力圧力を決定するとともに、切換弁６４の切換の向
きを決定する。これにより油圧モータ６１に対する作動
油の供給方向と圧力とが決定され、この圧力に応じて左
右の駆動輪ＬＷ，ＲＷに対する駆動力の配分の割合が決
定される。Returning to FIG. 7, the driving force distribution control means 24
Is the target yaw moment calculating means 22 as described above.
The target driving force distribution amount TM for causing the driving force distribution mechanism 21 to generate a yaw moment of the difference between the target yaw moment MM obtained in step (1) and the actual yaw moment M obtained by the actual yaw moment calculating means 23 is obtained. The output pressure at 63 and the switching direction of the switching valve 64 are determined. Thereby, the supply direction and pressure of the hydraulic oil to the hydraulic motor 61 are determined, and the ratio of the distribution of the driving force to the left and right drive wheels LW, RW is determined according to the pressure.
【００３７】そして、前記トルク低減量演算手段２５
は、駆動力配分制御手段２４で求めた目標駆動力配分量
ＴＭと、駆動力配分機構２１の物理的な左右駆動力配分
の限界値である配分能力値ＴＭ０とを比較し、目標駆動
力配分量ＴＭが配分能力値ＴＭ０を越えた場合には、予
めマップとして記憶された図１３に示すトルク低減特性
に基づいて、トルク低減量△ＴＥを求め、スロットルバ
ルブアクチュエータ７０に向けて、求めたトルク低減量
△ＴＥが得られる指令信号を出力する。すなわち、本実
施の形態の駆動力配分機構２１にあっては油圧モータ６
１の駆動力に基づいてトルク配分能力には限界があり、
このトルク配分限界を越える指令を出力しても、この限
界以上のトルク配分を行うことができない。そして、こ
のように、限界を越えるトルク配分指令を出力した場
合、計算状必要なトルク配分が得られないこととなり、
よって旋回安定性が損なわれるおそれがある。そこで、
本実施の形態では、この限界トルク配分能力を配分能力
値ＴＭ０とし、目標駆動力配分量ＴＭがこの配分能力値
ＴＭを越えている場合には、エンジンのトルクを低減さ
せ、目標ヨーモーメントＭＭを低減させたのと同様の状
態を形成して、旋回安定性を確保することができるとい
う効果を奏する。Then, the torque reduction amount calculating means 25
Compares the target driving force distribution amount TM obtained by the driving force distribution control means 24 with a distribution capability value TM0 which is a physical limit value of the left and right driving force distribution of the driving force distribution mechanism 21. If the amount TM exceeds the distribution capability value TM0, the torque reduction amount ΔTE is calculated based on the torque reduction characteristics shown in FIG. A command signal for obtaining the reduction amount ΔTE is output. That is, in the driving force distribution mechanism 21 of the present embodiment, the hydraulic motor 6
There is a limit to the torque distribution ability based on the driving force of 1
Even if a command exceeding this torque distribution limit is output, torque distribution beyond this limit cannot be performed. When the torque distribution command exceeding the limit is output in this way, the necessary torque distribution cannot be obtained in a calculation manner.
Therefore, the turning stability may be impaired. Therefore,
In the present embodiment, this limit torque distribution capability is defined as a distribution capability value TM0, and when the target drive power distribution amount TM exceeds this distribution capability value TM, the engine torque is reduced and the target yaw moment MM is reduced. The same state as the reduced state is formed, and the effect that the turning stability can be ensured can be achieved.
【００３８】なお、図１４は、上述の駆動力配分演算手
段２４およびトルク低減量演算手段２５におけるトルク
低減制御の流れを示すフローチャートであって、ステッ
プＳ１において目標ヨーモーメントＭＭと実ヨーモーメ
ントＭ０との差に基づいて目標駆動力配分量ＴＭを演算
し、ステップＳ２で目標駆動力配分量ＴＭと配分能力値
ＴＭ０とを比較し、ＴＭ＞ＴＭ０の場合にはステップＳ
３に進んで、図１３に示す特性マップに基づいてトルク
低減量△ＴＥを求めた後、ステップＳ４に進んでトルク
低減量△ＴＥに応じた指令値をスロットルバルブアクチ
ュエータ７０に出力する。一方、ステップＳ２において
ＴＭ≦ＴＭ０の場合は、この一回の流れを終える。前記
配分能力値ＴＭは、予め実験を繰り返して求めたもので
ある。また、駆動力配分機構２１として、油圧モータ６
１の駆動によりトルク配分量を決定するものを示してい
るが、例えば、油圧多板クラッチを用いた周知の構造の
ものを適用することも可能である。すなわち、この油圧
多板クラッチ式のものは、トルク配分能力はクラッチに
作用させる油圧に比例するが、この油圧を高くし過ぎる
とクラッチ面の滑りによる摩擦により温度上昇・摩耗な
どの目か敵対急性を劣化させる要因となるため、作用油
圧に制限（すなわちトルク配分能力に制限）を設けてい
る。よって、この制限値を配分能力値ＴＭ０とする。FIG. 14 is a flowchart showing the flow of the torque reduction control in the driving force distribution calculating means 24 and the torque reduction amount calculating means 25. In step S1, the target yaw moment MM and the actual yaw moment M0 are calculated. The target driving force distribution amount TM is calculated based on the difference between the target driving force distribution amount TM and the distribution capability value TM0 in step S2. If TM> TM0, the process proceeds to step S2.
Proceeding to 3, the torque reduction amount △ TE is obtained based on the characteristic map shown in FIG. 13, and then the process proceeds to step S4 to output a command value corresponding to the torque reduction amount △ TE to the throttle valve actuator 70. On the other hand, if TM ≦ TM0 in step S2, this one-time flow is completed. The distribution capacity value TM is obtained by repeating experiments in advance. Further, as the driving force distribution mechanism 21, the hydraulic motor 6
Although the torque distribution is determined by the driving of No. 1, it is also possible to apply a known structure using a hydraulic multi-plate clutch, for example. In other words, in this hydraulic multi-plate clutch type, the torque distribution ability is proportional to the hydraulic pressure applied to the clutch. Therefore, the working oil pressure is limited (that is, the torque distribution ability is limited). Therefore, this limit value is set as the distribution capability value TM0.
【００３９】そして、本実施の形態では、上述の効果を
得るべくトルク低減量△ＴＭを求めるにあたり、実ヨー
モーメントＭを検出するとともに、目標ヨーモーメント
ＭＭを演算して両者の差から目標駆動力配分量ＴＭを決
定するようにしているため、ヨーレイトに基づく制御と
比べて、制御遅れが生じることがなく、また、振動も生
じないものであり、制御品質が向上するという効果が得
られる。しかも、上述の制御を実行するにあたり、入力
手段としては、既存の各センサ３１〜３６を用いるだけ
であり、車輪の横力を求めるために荷重センサなどの新
たなセンサを追加する必要がないため、製造コストを低
く抑えることができるという効果が得られる。In this embodiment, when obtaining the torque reduction amount ΔTM to obtain the above-described effect, the actual yaw moment M is detected, the target yaw moment MM is calculated, and the target driving force is calculated from the difference between the two. Since the distribution amount TM is determined, control delay does not occur and vibration does not occur as compared with control based on yaw rate, and the effect of improving control quality can be obtained. Moreover, in executing the above-described control, only existing sensors 31 to 36 are used as input means, and it is not necessary to add a new sensor such as a load sensor to obtain the lateral force of the wheel. This has the effect of reducing the manufacturing cost.
【００４０】[0040]
【発明の効果】本発明の車両御装置は、トルク低減制御
手段を、目標駆動力配分量が駆動力配分機構の配分能力
値を越えたらエンジンの駆動トルクを低減させるよう構
成したため、駆動力配分機構の配分能力越える駆動力配
分制御を実行することがなく、旋回限界付近での車両の
旋回安定性を確保できるという効果が得られる。すなわ
ち、駆動力配分機構の配分納力を越える駆動力配分制御
を実行した場合、実際には求める駆動力配分を行うこと
ができないために、制御上求めているヨーモーメントを
発生させることができず、旋回安定性を損なうおそれが
あるが、本発明では、このような場合には、エンジンの
駆動トルクを低減させることで、実際に必要なヨーモー
メントを低減させ、これにより、制御に対する発生ヨー
モーメントの不足を補って、旋回安定性を確保すること
ができる。According to the vehicle control device of the present invention, the torque reduction control means is configured to reduce the driving torque of the engine when the target driving force distribution amount exceeds the distribution capacity value of the driving force distribution mechanism. An effect is obtained that the turning stability of the vehicle near the turning limit can be ensured without executing the driving force distribution control exceeding the distributing capacity of the mechanism. That is, when the driving force distribution control that exceeds the distribution power of the driving force distribution mechanism is executed, the required driving force distribution cannot be actually performed, so that the yaw moment required for the control cannot be generated. Although the turning stability may be impaired, in the present invention, in such a case, the actually required yaw moment is reduced by reducing the driving torque of the engine. And the turning stability can be ensured.
【００４１】また、請求項２記載の発明では、トルク低
減制御手段が、トルク低減量△ＴＥを目標駆動力配分量
ＴＭと配分能力値ＴＭ０との差に応じて決定するよう構
成したため、エンジンａの駆動トルクの低減量を過不足
が生じないように最適化を図って、上述の旋回安定性を
旋回限界に極めて近い領域で発揮することができるとい
う効果を奏する。According to the second aspect of the present invention, the torque reduction control means is configured to determine the torque reduction amount に TE according to the difference between the target driving force distribution amount TM and the distribution capacity value TM0. By optimizing the reduction amount of the driving torque so that there is no excess or deficiency, there is an effect that the above-described turning stability can be exhibited in a region extremely close to the turning limit.
【００４２】また、請求項３ないし１３に記載の発明で
は、目標ヨーモーメントと実ヨーモーメントとの差に基
づいて目標駆動力配分量ＴＭを求めるよう構成したた
め、車両に発生したヨーモーメントを、さらにヨーレイ
トセンサによりヨーレイトとして検出してヨーレイトで
制御する場合のように、制御結果に遅れや振動が生じる
ことがなく、高い制御精度が得られるという効果が得ら
れる。According to the third to thirteenth aspects of the present invention, the target driving force distribution amount TM is determined based on the difference between the target yaw moment and the actual yaw moment. As in the case where the yaw rate is detected by the yaw rate sensor and controlled by the yaw rate, there is no delay or vibration in the control result, and the effect of obtaining high control accuracy is obtained.
【図１】本発明の車両のヨー運動制御装置を示すクレー
ム対応図である。FIG. 1 is a diagram corresponding to claims showing a yaw motion control device for a vehicle according to the present invention.
【図２】２輪モデル図である。FIG. 2 is a two-wheel model diagram.
【図３】前輪操舵角δとスリップ角βとヨーレイト△ψ
との関係を示す運動方程式のモデル図である。FIG. 3 shows a front wheel steering angle δ, a slip angle β, and a yaw rate △ ψ
FIG. 4 is a model diagram of an equation of motion showing the relationship with.
【図４】上記運動方程式を簡略化したモデル図である。FIG. 4 is a model diagram in which the above equation of motion is simplified.
【図５】実施の形態の駆動力配分機構を示す概略構成図
である。FIG. 5 is a schematic configuration diagram showing a driving force distribution mechanism according to the embodiment.
【図６】実施の形態のブロック図である。FIG. 6 is a block diagram of an embodiment.
【図７】実施の形態の説明図である。FIG. 7 is an explanatory diagram of the embodiment.
【図８】実施の形態の目標ヨーモーメント演算手段を示
すブロック図である。FIG. 8 is a block diagram showing a target yaw moment calculating means of the embodiment.
【図９】実施の形態の目標横力を求めるマップを示す特
性図である。FIG. 9 is a characteristic diagram showing a map for obtaining a target lateral force according to the embodiment.
【図１０】目標ヨーモーメント演算手段の他例を示すブ
ロック図である。FIG. 10 is a block diagram showing another example of the target yaw moment calculating means.
【図１１】実施の形態の実ヨーモーメント検出手段を示
すブロック図である。FIG. 11 is a block diagram showing an actual yaw moment detecting means of the embodiment.
【図１２】実施の形態の横力を求めるマップを示す特性
図である。FIG. 12 is a characteristic diagram showing a map for obtaining a lateral force according to the embodiment.
【図１３】実施の形態のトルク低減量△ＴＥを求める特
性図である。FIG. 13 is a characteristic diagram for obtaining a torque reduction amount ΔTE according to the embodiment;
【図１４】実施の形態のトルク低減制御を示すフローチ
ャートである。FIG. 14 is a flowchart illustrating torque reduction control according to the embodiment;
ａ エンジン ｂ 駆動力配分機構 ｃ トルク低減手段 ｄ 車両挙動検出手段 ｄ１ 実ヨーモーメント検出手段 ｄ１１ 各輪タイヤの状態量推定手段 ｄ１１１ 各輪スリップ角演算手段 ｄ１１２ 輪荷重演算手段 ｄ１１３ 制駆動力演算手段 ｄ１１４ 横力演算手段 ｄ２ 演算手段 ｅ 目標駆動力配分演算手段 ｅ１ 目標ヨーモーメント演算手段 ｅ１１ 輪荷重演算手段 ｅ１２ 各輪スリップ角演算手段 ｅ１３ 各輪制駆動力演算手段 ｅ１４ 荷重移動演算手段 ｅ１５ 演算手段 ｆ 駆動力配分指令手段 ｇ トルク低減制御手段 １２ コントロールユニット ２１ 駆動力配分機構 ２２ 目標ヨーモーメント演算手段 ２２ａ 各輪制駆動力演算部 ２２ｂ 各輪荷重演算部 ２２ｄ 各輪スリップ角演算部 ２２ｇ 目標横力演算部 ２２ｉ 目標ヨーモーメント演算部 ２３ 実ヨーモーメント検出手段 ３１ ブレーキスイッチ ３２ 前後Ｇセンサ ３３ 横Ｇセンサ ３４ 操舵角センサ ３５ ヨーレイトセンサ ３６ 車速センサ ３７ スリップ角検出手段 ５０ 差動装置 ５０Ａ デファレンシャルハウジング ５１ 推進軸 ５２ 減速小歯車 ５３ 減速大歯車 ５４ デファレンシャルケース ５５ 差動小歯車 ５６，５７ 差動大歯車 ５８，５９ 車輪軸 ６１ 油圧モータ ６２ 油圧ポンプ ６３ 圧力調整弁 ６４ 切換弁 ６５ リザーバ ６６ ロータリジョイント Ｐ５，Ｐ６ 入力ポート Ｐ７ 吸入ポート Ｐ８ 吐出ポート Ｐ１１ 入力ポート Ｐ１２ 入力ポート Ｐ１３ 出力ポート Ｐ１４ 出力ポート Ｌ１ 供給通路 Ｌ２ リリーフ通路 Ｌ３ 連通路 Ｌ４ 連通路 a engine b driving force distribution mechanism c torque reducing means d vehicle behavior detecting means d1 actual yaw moment detecting means d11 state quantity estimating means for each wheel tire d111 wheel slip angle calculating means d112 wheel load calculating means d113 braking / driving force calculating means d114 Lateral force calculating means d2 calculating means e target driving force distribution calculating means e1 target yaw moment calculating means e11 wheel load calculating means e12 each wheel slip angle calculating means e13 each wheel braking / driving force calculating means e14 load moving calculating means e15 calculating means f drive Force distribution command means g Torque reduction control means 12 Control unit 21 Driving force distribution mechanism 22 Target yaw moment calculating means 22a Wheel braking / driving force calculating section 22b Wheel load calculating section 22d Wheel slip angle calculating section 22g Target lateral force calculating section 22i Target yaw moment calculation unit 23 Yaw moment detecting means 31 Brake switch 32 Front and rear G sensor 33 Lateral G sensor 34 Steering angle sensor 35 Yaw rate sensor 36 Vehicle speed sensor 37 Slip angle detecting means 50 Differential device 50A Differential housing 51 Propulsion shaft 52 Reduction small gear 53 Reduction large gear 54 Differential Case 55 Differential small gear 56, 57 Differential large gear 58, 59 Wheel axle 61 Hydraulic motor 62 Hydraulic pump 63 Pressure regulating valve 64 Switching valve 65 Reservoir 66 Rotary joint P5, P6 Input port P7 Suction port P8 Discharge port P11 Input port P12 input port P13 output port P14 output port L1 supply passage L2 relief passage L3 communication passage L4 communication passage
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 勝山 悦生 神奈川県厚木市恩名1370番地 株式会社ユ ニシアジェックス内 (72)発明者 矢形 英夫 神奈川県厚木市恩名1370番地 株式会社ユ ニシアジェックス内 Ｆターム(参考） 3D036 GA01 GA04 GB09 GC07 GD00 GD02 GD04 GE01 GE04 GG00 GG33 GG35 GG42 GG43 GG44 GG52 GH18 GH20 GH23 GJ01 ──────────────────────────────────────────────────続 き Continuing on the front page (72) Inventor Etsushi Katsuyama 1370 Onna, Atsugi-shi, Kanagawa Prefecture Inside Unisia Gex Co., Ltd. Terms (reference) 3D036 GA01 GA04 GB09 GC07 GD00 GD02 GD04 GE01 GE04 GG00 GG33 GG35 GG42 GG43 GG44 GG52 GH18 GH20 GH23 GJ01
Claims (14)
させる駆動力配分機構と、 エンジンのトルクを低減するトルク低減手段と、 車両挙動を検出する車両挙動検出手段と、 車両挙動検出手段の検出に基づいて左右の目標駆動力配
分量を求める目標駆動力配分演算手段と、 目標駆動力配分量に基づいて駆動力配分機構の作動を制
御する駆動力配分指令手段と、 目標駆動力配分量が駆動力配分機構の配分能力値を越え
たらトルク低減手段を作動させてエンジンの駆動トルク
を低減させるトルク低減制御手段と、を備えていること
を特徴とする車両制御装置。1. A driving force distribution mechanism for distributing a driving force of an engine to left and right driving wheels, a torque reduction unit for reducing an engine torque, a vehicle behavior detection unit for detecting a vehicle behavior, and a vehicle behavior detection unit. Target driving force distribution calculating means for obtaining left and right target driving force distribution amounts based on the detection; driving force distribution command means for controlling operation of the driving force distribution mechanism based on the target driving force distribution amounts; A torque reduction control means for operating the torque reduction means to reduce the driving torque of the engine when the value exceeds the distribution capacity value of the driving force distribution mechanism.
いて、前記トルク低減制御手段を、トルク低減量△ＴＥ
を目標駆動力配分量ＴＭと配分能力値ＴＭ０との差に応
じて決定するよう構成したことを特徴とする車両制御装
置。2. The vehicle control device according to claim 1, wherein the torque reduction control means includes a torque reduction amount ΔTE.
Is determined according to the difference between the target driving force distribution amount TM and the distribution capability value TM0.
おいて、前記車両挙動検出手段が、車両に生じている実
ヨーモーメントを検出する実ヨーモーメント検出手段を
含み、 前記目標駆動力配分演算手段が、前記車両挙動検出手段
からの入力に基づいて、現在の車両挙動において必要な
ヨーモーメントである目標ヨーモーメントを求める目標
ヨーモーメント演算手段を備え、目標ヨーモーメントと
実ヨーモーメントとの差に基づいて目標駆動力配分量Ｔ
Ｍを求めるよう構成したことを特徴とする車両制御装
置。3. The vehicle control device according to claim 1, wherein said vehicle behavior detecting means includes an actual yaw moment detecting means for detecting an actual yaw moment occurring in the vehicle, and said target driving force distribution calculating means. Has target yaw moment calculating means for obtaining a target yaw moment, which is a yaw moment required for the current vehicle behavior, based on an input from the vehicle behavior detecting means, based on a difference between the target yaw moment and the actual yaw moment. Target drive power distribution amount T
A vehicle control device configured to obtain M.
挙動検出手段で得られる横力・前後力検出手段からの入
力に基づいて実ヨーモーメントを演算する手段としたこ
とを特徴とする請求項３記載の車両制御装置。4. The real yaw moment detecting means according to claim 3, wherein said real yaw moment detecting means is means for calculating an actual yaw moment based on an input from a lateral force and longitudinal force detecting means obtained by a vehicle behavior detecting means. The vehicle control device as described in the above.
レイトセンサで得られるヨーレイトの微分値と、車両の
ヨー慣性モーメントの値とを乗算することによって実ヨ
ーモーメントを求める手段としたことを特徴とする請求
項３記載の車両制御装置。5. The real yaw moment detecting means is a means for obtaining an actual yaw moment by multiplying a differential value of a yaw rate obtained by a yaw rate sensor by a value of a yaw inertia moment of a vehicle. The vehicle control device according to claim 3.
角と車両状態量とを用いて目標ヨーレイトを演算し、こ
の目標ヨーレイトの微分値と車両のヨー慣性モーメント
の値との乗算により目標ヨーモーメントを演算する手段
としたことを特徴とする請求項３ないし５記載の車両制
御装置。6. The target yaw moment calculating means calculates a target yaw rate by using a steering angle and a vehicle state quantity, and calculates a target yaw moment by multiplying a differential value of the target yaw rate by a value of a yaw inertia moment of the vehicle. The vehicle control device according to claim 3, wherein the vehicle control device calculates the vehicle speed.
輪の状態量と目標タイヤ特性とを用いて目標ヨーモーメ
ントを演算する手段としたことを特徴とする請求項３な
いし５記載の車両制御装置。7. The vehicle control apparatus according to claim 3, wherein the target yaw moment calculating means calculates a target yaw moment using a state quantity of each wheel and a target tire characteristic. .
輪の輪荷重を演算する輪荷重演算手段と、各輪のスリッ
プ角を演算する各輪スリップ角演算手段と、各輪の制駆
動力を演算する各輪制駆動力演算手段と、を含み、前記
各輪の状態量として、輪荷重、スリップ角、制駆動力を
含むように構成したことを特徴とする請求項７記載の車
両制御装置。8. The target yaw moment calculating means calculates a wheel load of each wheel, a wheel slip angle calculating means for calculating a slip angle of each wheel, and a braking / driving force of each wheel. 8. The vehicle control device according to claim 7, further comprising: a wheel braking / driving force calculating means that calculates the wheel load, slip angle, and braking / driving force as the state quantity of each wheel. .
加速度による荷重移動を演算する荷重移動演算手段と、
各輪のスリップ角を演算する各輪スリップ角演算手段
と、荷重移動と各輪スリップ角のみを用いて目標タイヤ
特性から目標横力を演算し、この目標横力から目標ヨー
モーメントを演算する演算手段と、を備えていることを
特徴とする請求項７記載の車両制御装置。9. A load movement calculating means for calculating a target yaw moment calculating means for calculating a load movement by a lateral acceleration;
Each wheel slip angle calculating means for calculating the slip angle of each wheel, and calculating a target lateral force from target tire characteristics using only the load movement and each wheel slip angle, and calculating a target yaw moment from the target lateral force. The vehicle control device according to claim 7, comprising means.
輪タイヤの状態量推定手段と、この状態量推定手段の出
力信号を用いて車両のヨーモーメントを演算する演算手
段とにより構成したことを特徴とする請求項４ないし９
記載の車両制御装置。10. The real yaw moment detecting means includes a state quantity estimating means for each wheel tire, and a calculating means for calculating a yaw moment of the vehicle using an output signal of the state quantity estimating means. Claims 4 to 9
The vehicle control device according to any one of the preceding claims.
車両スリップ角・舵角・ヨーレイト・車速から各輪のス
リップ角を求める各輪スリップ角演算手段と、車両の前
後加速度および横加速度から各輪の輪荷重を求める輪荷
重演算手段と、ブレーキ状態および車両前後加速度から
各輪に働く制駆動力を演算する制駆動力演算手段と、こ
れら演算手段で得られた輪荷重・制駆動力・各輪スリッ
プ角に基づいて各輪に働く横力を演算する横力演算手段
と、を備えていることを特徴とする請求項１０記載の車
両制御装置。11. The state quantity estimating means of each wheel tire,
A wheel slip angle calculating means for calculating a slip angle of each wheel from a vehicle slip angle, a steering angle, a yaw rate, and a vehicle speed; a wheel load calculating means for calculating a wheel load of each wheel from a longitudinal acceleration and a lateral acceleration of a vehicle; Calculating the braking / driving force acting on each wheel from the longitudinal acceleration of the vehicle, and calculating the lateral force acting on each wheel based on the wheel load / braking / driving force / slip angle obtained by these computing means The vehicle control device according to claim 10, further comprising: a lateral force calculating unit that performs the calculation.
プ角とに基づいて制駆動力抜きの各輪に働く横力を予め
設定されたマップにより求める手段と、制駆動力に基づ
いて横力低減率を求める手段と、前記制駆動力抜きの横
力と横力低減率とに基づいて各輪横力を求める手段とを
備えていることを特徴とする請求項１１記載の車両制御
手段。12. A lateral force calculating means for obtaining a lateral force acting on each wheel of braking / driving force based on a wheel load and a slip angle from a preset map, and a lateral force calculating means for determining a lateral force based on the braking / driving force. 12. The vehicle control means according to claim 11, further comprising: means for calculating a force reduction rate; and means for calculating a lateral force of each wheel based on the lateral force without the braking / driving force and the lateral force reduction rate. .
の重心点におけるスリップ角を求めた後、各輪スリップ
角を求めるように構成し、車両重心点のスリップ角を求
めるにあたり、車両のヨーレイト△ψと横加速度△△Ｙ
と車速Ｖの各センサ信号から次式（１）により後輪のコ
ーナリングパワー推定値ＰＣ2 を演算し、 ＰＣ2 ＝（Ｖ／Ｌ）（ｍａ△△Ｙ−Ｉ△ψｓ）ｓ／［△ψ（ｂｓ＋Ｖ）−△△Ｙ ］＋ｆ（△△Ｙ） …（１） （ここで、ｓはラプラス演算子、ｍは車両質量、ａは車
両重心位置から前輪車軸までの前後方向距離、ｂは車両
重心位置から後輪車軸までの前後方向距離、Ｌはホイー
ルベース、Ｉは車両慣性モーメント、右辺第１項は車両
の二輪モデルから解析的に求められる後輪のコーナリン
グパワー、第二項のｆ（△△Ｙ）は横加速度による補正
項である） 次に、前記後輪のコーナリングパワー推定値ＰＣ2 とヨ
ーレイト信号△ψを用いて、車両の二輪モデルから解析
的に求められるヨーレイトとスリップ角の関係式である
次式（２） β＝−Ｋbr［（Ｔb ｓ＋１）／（Ｔr ｓ＋１）］△ψ …（２） ［ここで、Ｋbr＝（１−（ｍａ／（ＬｂＰＣ2 ））Ｖ
2 ）（ｂ／Ｖ）、Ｔb ＝ＩＶ／（ＬｂＰＣ2 −ｍａＶ
2 ）、Ｔr ＝［ｍａ／（ＬＰＣ2 ）］Ｖである］により
演算するよう構成したことを特徴とする請求項８ないし
１２記載の車両制御装置。13. The method according to claim 13, wherein each of the wheel slip angle calculating means calculates a slip angle at a center of gravity of the vehicle and then calculates a slip angle of each wheel. △ ψ and lateral acceleration △ Y
The following equation (1) is used to calculate an estimated cornering power PC2 for the rear wheels from the sensor signals of the vehicle speed V and the following equation (1): PC2 = (V / L) (maｍY-I △ ψs) s / [△ ψ (bs + V) ) − △△ Y] + f (△△ Y) (1) (where s is the Laplace operator, m is the vehicle mass, a is the distance in the front-rear direction from the vehicle center of gravity to the front wheel axle, and b is the vehicle center of gravity. L is the wheelbase, I is the moment of inertia of the vehicle, the first term on the right side is the cornering power of the rear wheel analytically obtained from the two-wheel model of the vehicle, and the second term f (△△ Y) is a correction term based on lateral acceleration. Next, using the cornering power estimation value PC2 of the rear wheels and the yaw rate signal △ ψ, a relational expression between the yaw rate and the slip angle obtained analytically from a two-wheel model of the vehicle is used. The following equation (2) β = −Kbr [( Tb s + 1) / (Tr s + 1)] △ ψ (2) [where Kbr = (1- (ma / (LbPC2)) V]
2 ) (b / V), Tb = IV / (LbPC2-maV
2 ), Tr = [ma / (LPC2)] V.] The vehicle control device according to claim 8, wherein:
の重心点におけるスリップ角を求めた後、各輪スリップ
角を求めるように構成し、車両重心点のスリップ角を求
めるにあたり、車両のヨーレイト△ψと横加速度△△Ｙ
と車速Ｖの各センサ信号から次式（５）により後輪のコ
ーナリングパワー推定値ＰＣ2 を演算し、 ＰＣ2 ＝（Ｖ／Ｌ）（ｍａ△△Ｙ−Ｉ△ψｓ）ｓ／［△ψ（ｂｓ＋Ｖ）−△△Ｙ ］ …（５） （ここで、ｓはラプラス演算子、ｍは車両質量、ａは車
両重心位置から前輪車軸までの前後方向距離、ｂは車両
重心位置から後輪車軸までの前後方向距離、Ｌはホイー
ルベース、Ｉは車両慣性モーメント、である） 前記後輪のコーナリングパワー推定値ＰＣ2 とヨーレイ
ト信号△ψを用いて、車両の二輪モデルから解析的に求
められるヨーレイトとスリップ角の関係式である次式
（６） β＝−Ｋbr［（Ｔb ｓ＋１）／（Ｔr ｓ＋１）］△ψ …（６） ［ここで、Ｋbr＝（１−（ｍａ／（ＬｂＰＣ2 ））Ｖ
2 ）（ｂ／Ｖ）、Ｔb ＝ＩＶ／（ＬｂＰＣ2 −ｍａＶ
2 ）、Ｔr ＝［ｍａ／（ＬＰＣ2 ）］Ｖである］でスリ
ップ角βを演算するように構成したことを特徴とする請
求項８ないし１２記載の車両制御装置。14. The method according to claim 14, wherein each wheel slip angle calculation means calculates a slip angle at a center of gravity of the vehicle, and then calculates a slip angle of each wheel. △ ψ and lateral acceleration △ Y
Then, an estimated cornering power value PC2 for the rear wheels is calculated from the following equation (5) from the sensor signals of the vehicle speed V and PC2 = (V / L) (ma △△ Y-I △ ψs) s / [△ ψ (bs + V) ) − △△ Y] (5) (where s is the Laplace operator, m is the vehicle mass, a is the distance in the front-rear direction from the center of gravity of the vehicle to the front axle, and b is the distance from the center of gravity of the vehicle to the rear axle. (L is the wheelbase and I is the moment of inertia of the vehicle.) Using the estimated cornering power PC2 of the rear wheels and the yaw rate signal △ ψ, the yaw rate and the slip angle analytically obtained from a two-wheel model of the vehicle. Β = −Kbr [(Tbs + 1) / (Trs + 1)] △ ψ (6) where Kbr = (1− (ma / (LbPC2)) V
2 ) (b / V), Tb = IV / (LbPC2-maV
2 ), Tr = [ma / (LPC2)] V], and the slip angle β is calculated.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP11010897A JP2000203299A (en) | 1999-01-19 | 1999-01-19 | Vehicle controller |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP11010897A JP2000203299A (en) | 1999-01-19 | 1999-01-19 | Vehicle controller |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2000203299A true JP2000203299A (en) | 2000-07-25 |
Family
ID=11763102
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP11010897A Pending JP2000203299A (en) | 1999-01-19 | 1999-01-19 | Vehicle controller |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2000203299A (en) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US9592825B2 (en) | 2012-12-26 | 2017-03-14 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | Vehicle control system |
-
1999
- 1999-01-19 JP JP11010897A patent/JP2000203299A/en active Pending
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US9592825B2 (en) | 2012-12-26 | 2017-03-14 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | Vehicle control system |
| DE112013006235B4 (en) | 2012-12-26 | 2023-07-06 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | vehicle control system |
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