JP2003226255A - 車両の運転制御装置 - Google Patents
車両の運転制御装置Info
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H48/00—Differential gearings
- F16H48/06—Differential gearings with gears having orbital motion
- F16H48/10—Differential gearings with gears having orbital motion with orbital spur gears
Landscapes
- Regulating Braking Force (AREA)
- Arrangement And Mounting Of Devices That Control Transmission Of Motive Force (AREA)
- Steering Control In Accordance With Driving Conditions (AREA)
- Control Of Driving Devices And Active Controlling Of Vehicle (AREA)
Abstract
く、車両の挙動を安定にするための制御を行う車両の運
転制御装置を提供することを課題とする。 【解決手段】 車両の挙動を検出する車両挙動検出手段
からの車両挙動信号によって車両の挙動を判定する車両
挙動判定部13cと、操舵トルクセンサ17と、電動機
15と、少なくとも操舵トルクセンサ17からの操舵ト
ルク信号に基づいて目標トルク信号を設定する目標トル
ク信号設定部13aと、車両挙動判定部13cで判定し
た車両の挙動を補正する補正部13dを有する制御手段
13と、補正した目標トルク信号に基づいて電動機15
を駆動する電動機駆動手段14とを備える電動パワース
テアリング装置1と、車両挙動判定部13cで判定した
車両の挙動に基づいて、車両の制動力または/および駆
動力を制御する制動力・駆動力制御手段とからなること
を特徴とする。
Description
する車両挙動判定部、車両の挙動を安定にするための制
御を行う電動パワーステアリング装置および制動力・駆
動力制御手段からなる車両の運転制御装置に関する。
リング操作による実舵角(前輪の切れ角)に応じた旋回
半径で旋回している状態(すなわち、前輪の滑り角と後
輪の滑り角の角差が0[deg]の状態)であるニュー
トラルステア状態が理想であるが、実際には実舵角に対
して旋回半径がずれてしまう。実舵角に対して旋回半径
が大きい状態が、アンダステア状態であり、車両の挙動
としては比較的安定している。そのため、一般に、車両
は、弱アンダステアに設定されている。しかしながら、
車速が速い場合や路面の摩擦係数が低い場合等により横
力が低下すると、アンダステア状態からドリフトアウト
状態に移行する。ドリフトアウト状態は車両の挙動とし
ては不安定であるので、車両の運転制御装置では、ドリ
フトアウト状態に極力ならないように制御するととも
に、ドリフトアウト状態になった場合でも直ちに安定側
に戻すように制御している。一方、実舵角に対して旋回
半径が小さい状態が、オーバステア状態であり、車両の
挙動としては不安定である。そのため、車両の運転制御
装置では、オーバステア状態に極力ならないように制御
するとともに、オーバステア状態になった場合でも直ち
に安定側に戻すように制御している。さらに、オーバス
テア状態が強くなった状態が、スピン状態であり、車両
の挙動としては非常に不安定である。そこで、ドライバ
は、スピン状態を極力回避するために、オーバステア状
態の傾向が強くなってくるとカウンタステア操作を行う
場合がある。
に戻すための車両の運転制御装置としては、電動パワー
ステアリング装置、駆動力配分装置、制動力配分装置等
の様な装置がある。電動パワーステアリング装置は、補
助トルクを変えることによってドライバにステアリング
ホイールを介して路面情報(路面反力)を伝達し、ドラ
イバにステアリング操作によって車両の挙動を安定させ
ることを促す。一方、駆動力配分装置(または、制動力
配分装置)は、左右輪の駆動力(または、制動力)の配
分を変え、車両からの作用によって車両の挙動を安定さ
せている。そして、このような駆動力配分装置(また
は、制動力配分装置)を搭載した車両には、左右輪の駆
動力(または、制動力)差により、操舵力(旋回力)が
発生する(トルクステア現象という)。
確に検出し、その検出した車両の挙動に応じて制御する
車両挙動制御装置(特に、電動パワーステアリング装
置)が開示されている。この電動パワーステアリング装
置は、車両の実舵角を検出する実舵角検出手段と、車両
の前輪の滑り角と後輪の滑り角の角差を推定する滑り角
差推定手段とを備えており、ドライバから車両への入力
である実舵角と車両からの出力である滑り角差により車
両の挙動を検出している。そして、この電動パワーステ
アリング装置では、検出した車両の挙動に応じて補正量
を設定し、この補正量により操舵トルクに応じた目標ト
ルクを補正している。その結果、補正された補助トルク
によってドライバにステアリングホイールを介して路面
反力の変化が正確に伝達され、ドライバの意思によるス
テアリング操作によって車両の挙動が安定側に移行す
る。
5頁、図4)
挙動に応じた電動パワーステアリング装置による補正制
御とともに駆動力配分装置(または、制動力配分装置)
による駆動力(または、制動力)制御も同じタイミング
で行った場合、ドライバのステアリング操作による操舵
力に駆動力(または、制動力)制御による操舵力も加わ
ることとなる。そのため、ドライバが電動パワーステア
リング装置からの補助トルクに促されて車両の挙動を安
定側に戻すためのステアリング操作を行っているにもか
かわらず、ドライバの意思とは異なる操舵力が加わり、
ステアリングフィールが阻害される。特に、オーバステ
ア状態が強くなった場合、ドライバがカウンタステア操
作により車両の挙動を安定側に戻そうとしているにもか
かわらず、駆動力(または、制動力)制御によりカウン
タステア操作を阻害してしまう。
ィールを阻害することなく、車両の挙動を安定にするた
めの制御を行う車両の運転制御装置を提供することにあ
る。
明の請求項1に係る車両の運転制御装置は、車両の挙動
を検出する車両挙動検出手段と、該車両挙動検出手段か
らの車両挙動信号によって車両の挙動を判定する車両挙
動判定部と、ステアリング系の操舵トルクを検出する操
舵トルクセンサと、前記ステアリング系に補助トルクを
付加する電動機と、少なくとも前記操舵トルクセンサの
操舵トルク信号に基づいて目標トルク信号を設定する目
標トルク信号設定部と、前記車両挙動判定部で判定した
車両の挙動に基づいて前記目標トルク信号を補正する補
正部を有する制御手段と、前記補正した目標トルク信号
に基づいて前記電動機を駆動する電動機駆動手段とを備
える電動パワーステアリング装置と、前記車両挙動判定
部で判定した車両の挙動に基づいて、車両の制動力およ
び駆動力の少なくとも一方を制御する制動力・駆動力制
御手段とからなることを特徴とする。
動判定部を共有することにより、制動力・駆動力が作用
する領域と、電動パワーステアリング装置の車両挙動を
補正する補正部が作用する車両挙動の範囲がわかるた
め、制動力(または駆動力)により発生する操舵力を予
め考慮した電動パワーステアリング装置の補助トルクを
設定することができ、車両挙動不安定量が増加する前の
段階から制動力(または駆動力)及び電動パワーステア
リング装置の補助トルクを発生させることができ、ドラ
イバのステアリングフィールを阻害せずに車両挙動不安
定量を減少させることができる。又、車両挙動不安定量
が増加した場合においても、制動力(または駆動力)に
より発生する操舵力を予め考慮した上で、電動パワース
テアリング装置の補助トルクを大きくすることで、ドラ
イバのステアリングフィールを阻害することなく、ドラ
イバに対し、車両挙動不安定量を減少させる方向に操舵
を促すことができる。
る車両の運転制御装置は、ステアリング系の操舵トルク
を検出する操舵トルクセンサと、前記ステアリング系に
補助トルクを付加する電動機と、少なくとも前記操舵ト
ルクセンサからの操舵トルク信号に基づいて目標トルク
信号を設定する目標トルク信号設定部と、車両の挙動を
判定する車両挙動判定部および前記判定した車両の挙動
に基づいて前記目標トルク信号を補正する補正部を有す
る制御手段と、前記補正した目標トルク信号に基づいて
前記電動機を駆動する電動機駆動手段とを備える電動パ
ワーステアリング装置と、前記車両挙動判定部で判定し
た車両の挙動に基づいて車両の制動力および駆動力の少
なくとも一方を制御する制動力・駆動力制御手段とから
なる車両の運転制御装置であって、前記制動力・駆動力
制御手段による制御開始時点を前記補正部での補正開始
時点よりも車両の挙動の不安定側にすることを特徴とす
る。
挙動が不安定側に移行すると、制動力・駆動力制御手段
による制御を開始する前に電動パワーステアリング装置
で車両の挙動に応じて補正制御を開始するので、ドライ
バのステアリング操作による操舵力に制動力および駆動
力制御の少なくとも一方による操舵力が加わらない。そ
のため、補正された補助トルクによってドライバにステ
アリングホイールを介して路面反力の変化が正確に伝達
され、ドライバの意思によるステアリング操作によって
車両の挙動を安定側に戻すことができる。また、ドライ
バによるステアリング操作にもかかわらず車両の挙動が
さらに不安定側に移行した場合でも、この車両の運転制
御装置では、制動力・駆動力制御手段による車両の挙動
に応じて制動力および駆動力制御の少なくとも一方を開
始するので、車両からの作用によって車両の挙動を安定
側に戻すことができる。
3に係る車両の運転制御装置は、ステアリング系の操舵
トルクを検出する操舵トルクセンサと、前記ステアリン
グ系に補助トルクを付加する電動機と、少なくとも前記
操舵トルクセンサからの操舵トルク信号に基づいて目標
トルク信号を設定する目標トルク信号設定部と、車両の
挙動を判定する車両挙動判定部および前記判定した車両
の挙動に基づいて前記目標トルク信号を補正する補正部
を有する制御手段と、前記補正した目標トルク信号に基
づいて前記電動機を駆動する電動機駆動手段とを備える
電動パワーステアリング装置と、前記車両挙動判定部で
判定した車両の挙動に基づいて車両の制動力および駆動
力の少なくとも一方を制御する制動力・駆動力制御手段
とからなる車両の運転制御装置であって、前記制動力・
駆動力制御手段は、車両挙動不安定量の増加に応じて制
動力および駆動力の少なくとも一方の制御量を徐々に増
加することを特徴とする。
挙動が不安定側に移行すると、制動力・駆動力制御手段
による制動力および駆動力の少なくとも一方の制御量を
車両の挙動の不安定傾向が強くなるのに応じて徐々に増
加するので、ドライバのステアリング操作による操舵力
に制動力および駆動力制御の少なくとも一方による操舵
力が少しずつしか加わらない。そのため、制動力および
駆動力の少なくとも一方の制御が車両に強く作用するま
で、補正された補助トルクによってドライバにステアリ
ングホイールを介して路面反力の変化が伝達され、ドラ
イバの意思によるステアリング操作によって車両の挙動
を安定側に戻すことができる。
動として望ましい状態(安定状態)から外れていく側で
あり、例えば、弱アンダステア状態→強アンダステア状
態→弱ドリフトアウト状態→強ドリフトアウト状態の側
であり、また弱アンダステア状態→オーバステア状態→
スピン状態の側である。また、車両挙動不安定量とは、
車両の挙動として不安定側への傾向が強くなることを量
で表したものであり、例えば、前輪の滑り角と後輪の滑
り角の角差の絶対値で表し、この値が大きくなると車両
挙動不安定量が増加したことになる。
係る車両の運転制御装置の実施の形態について説明す
る。
の挙動に応じて補正した目標トルク信号に基づいて補助
トルクをステアリング系に付加する電動パワーステアリ
ング装置と車両の挙動に応じて制動力および駆動力の少
なくとも一方を制御する制動力・駆動力制御手段とを備
え、車両の挙動が不安定状態に移行した場合、電動パワ
ーステアリング装置による補正制御を優先的に行い、制
動力および駆動力の少なくとも一方の制御によるステア
リングフィールの低下を防止する。そのために、本発明
に係る車両の運転制御装置では、制動力・駆動力制御手
段による制動力および駆動力の少なくとも一方の制御を
電動パワーステアリング装置による補正開始よりも車両
の挙動がさらに不安定状態に移行してから行う。また、
本発明に係る車両の運転制御装置では、制動力・駆動力
制御手段による制御において車両挙動不安定量の増加に
応じて制動力および駆動力の少なくとも一方の制御量を
徐々に増加する。
転制御装置を、制御手段により制御される電動パワース
テアリング装置および駆動力制御手段により制御される
駆動力配分装置を備える車両の運転制御装置に適用す
る。この車両の運転制御装置では、車両の実舵角(前輪
の切れ角)の検出値および車両の前輪の滑り角と後輪の
滑り角との角差の推定値に基づいて車両の挙動を判定
し、その角差の推定値の絶対値を車両挙動不安定量とし
ている。また、この車両の運転制御装置では、車両の挙
動としてアンダステア状態を安定状態と判定し、アンダ
ステア状態からドリフトアウト状態に移行していくか、
あるいはアンダステア状態からオーバステア状態さらに
スピン状態やカウンタ過大状態に移行していくに従って
不安定傾向が強くなると判定している。尚、本実施の形
態には、駆動力制御手段における制御において、駆動力
制御を電動パワーステアリング装置での補正制御の開始
時点よりも車両の挙動がさらに不安定状態に移行してか
ら行う形態と車両挙動不安定量の増加に応じて駆動力の
制御量を徐々に増加する形態との2つの実施の形態があ
る。また、本実施の形態では、車両を前輪駆動車とする
が、後輪駆動車および四輪駆動車においても同様に適用
できる。
装置を説明する前に、本実施の形態で使用する車両のパ
ラメータおよび車両の挙動を示す各状態について説明し
ておく。
タについて説明する。ここでの説明は、説明を簡単化す
るため、図4に示すように、前輪FWと後輪RWの二輪
モデルを用いる。また、図4は、ドライバの時計回りの
ステアリング操作により車両が右旋回している場合を示
している。この車両は、ホイールベースLとし、前輪F
Wの車軸と車両重心CG間距離Lfおよび後輪RWの車
軸と車両重心CG間距離Lrとする。図4は、車両のモ
デル図(二輪モデル)である。
によって、旋回中心CTを中心として旋回半径ρ、ヨー
角速度Yで旋回しながら、車速Vで走行する。前輪の切
れ角δは、車体の中心線(後輪の向きDRW)を基準と
して前輪の向きDFWへの角度である。尚、切れ角δ、
ヨー角速度Yは、時計回り方向を正(プラス)とし、反
時計回りを負(マイナス)とする。また、車速Vは、前
進方向を正(プラス)とし、後退方向を負(マイナス)
とする。
Wを基準として前輪の進行方向RFWへの角度である。
後輪滑り角βrは、後輪の向きDRWを基準として後輪
の進行方向RRWへの角度である。そして、前輪滑り角
βfと後輪滑り角βrとの角差βfr=βf−βrとす
る。さらに、車両重心CGにおける滑り角βとする。
尚、前輪滑り角βf、後輪滑り角βr、角差βfrおよ
び滑り角βは、反時計回りを正(プラス)とし、時計回
りを負(マイナス)とする。ちなみに、ドライバがステ
アリングホイールを時計回りに操作した場合、前輪の向
きDFWに対して前輪の進行方向RFWは反時計回りの
向きにあり、前輪滑り角βfは正(プラス)となる。同
様に、後輪滑り角βrも正(プラス)となる。したがっ
て、角差βfrの方向(符号)は、後輪滑り角の絶対値
|βr|が前輪滑り角の絶対値|βf|以上となるま
で、正(プラス)である。
ヨー角速度Y、車速V、切れ角δおよび前輪FWの車軸
と車両重心CG間距離Lf、後輪RWの車軸と車両重心
CG間距離Lrによって、以下に示す式(1)と式
(2)で表現できる。
(2)により、式(3)で求めることができる。
βfrは式(4)となり、旋回半径ρは式(5)とな
る。
後輪滑り角βrとの角差βfrと前輪の切れ角δを用い
て、ドライバが運転しているときの車両状態について説
明する。図5では、横軸は前輪の切れ角δ(deg)で
あり、正(プラス)が時計回り、負(マイナス)が反時
計回りである。また、縦軸は角差βfr(deg)であ
り、正(プラス)が反時計回り、負(マイナス)が時計
回りである。尚、角差βfr=0[deg]は、ニュー
トラルステアラインNL(すなわち、車両がニュートラ
ルステア状態)である。また、ヨー角速度Y=0(de
g/s)(すなわち、車両が直進状態)は、式(3)よ
り角差βfr=前輪の切れ角δであり、ラインAで示
す。ちなみに、ラインAは、旋回半径ρ=∞である。ま
た、このラインAを境界として、ラインAの右下の領域
では車両は右旋回であり、ラインAの左上の領域では車
両は左旋回である。また、ラインAは、式(4)より旋
回半径ρをパラメータとして、1点鎖線で示すように角
差βfr軸(縦軸)上を推移する。図5は、運転状態図
である。
ニュートラルステアラインNLを境界として、角差βf
r>0では車両の挙動が安定状態であるアンダステア状
態U1となり、角差βfr<0では車両の挙動が不安定
状態であるオーバステア状態O1となる。
差の絶対値|βfr|が大きくなると、車両の挙動が不
安定状態である弱ドリフトアウト状態WD1となる。さ
らに、ドリフトアウト状態が強くなって角差の絶対値|
βfr|が一層大きくなると、車両の挙動が一層不安定
状態である強ドリフトアウト状態SD1となる。尚、角
差の絶対値|βfr|が小さい場合でも、ラインAの近
傍では、切れ角δ>0のときにはドライバによる右旋回
のステアリング操作にもかかわらず、低摩擦係数の路面
状態等により車両がほぼ直進していることが予測され
る。そのため、角差の絶対値|βfr|が小さい場合で
も、車両の挙動がラインAの近傍のときには補正制御や
さらに駆動力制御を行う必要がある。そこで、角差の絶
対値|βfr|が小さい場合でも、切れ角δ>0でライ
ンAの近傍の車両の挙動に対しては、補正制御と駆動力
制御を行う対象とするために、ラインAに沿って強ドリ
フトアウト状態SD1を設定し、強ドリフトアウト状態
SD1に沿って弱ドリフトアウト状態WD1を設定して
いる。
角差の絶対値|βfr|が大きくなると、車両の挙動が
一層不安定状態であるスピン状態SP1となる。尚、切
れ角の絶対値|δ|が大きくなるに従ってヨー角速度の
絶対値|Y|も大きくなるので、アンダステア状態から
オーバステア状態に移行し易い。そこで、角差βfr>
0の領域内で一定の切れ角δ1以上の領域に、オーバス
テア移行状態T1を設定する。オーバステア移行状態T
1は、ニュートラルステアラインNLと、切れ角δ1か
つ角差βfr=0を基点として切れ角δ1から切れ角δ
が大きくなるに従って角差βfrが大きくなる境界ライ
ンD間内に形成される状態である。
ライバがカウンタステア操作(切れ角δ<0の左旋回の
ステアリング操作)を行う場合がある。カウンタステア
操作が行われた場合、車両の挙動がラインAに近づいて
カウンタステア操作が戻されて、切れ角δが0に近づい
ていくときには車両の挙動としては安定状態に戻ってい
っていることになる。しかし、車両の挙動がラインAを
越えて左旋回状態になると、車両の挙動が不安定状態で
あるカウンタ過大状態C1となる。
域)も右旋回の場合と同様に、車両の挙動としてアンダ
ステア状態U2、弱ドリフトアウト状態WD2、強ドリ
フトアウト状態SD2、オーバステア状態O2、スピン
状態SP2、オーバステア移行状態T2およびカウンタ
過大状態C2(右旋回:ラインAの右下の領域)があ
る。
1,U2は無地領域であり、オーバステア状態O1,O
2は斜破線領域であり、弱ドリフトアウト状態WD1,
WD2は縦線領域であり、強ドリフトアウト状態SD
1,SD2は斜線領域であり、オーバステア移行状態T
1,T2は網掛領域である。
2は、切れ角の絶対値|δ|が小さくなるほど、角差の
絶対値|βfr|が小さい領域でアンダステア状態U
1,U2から入る領域として設定する。すなわち、弱ド
リフトアウト状態WD1、WD2とアンダステア状態U
1,U2の境界ラインB,Cは、切れ角の絶対値|δ|
の増加に従って角差の絶対値|βfr|が増加する直線
となるが、切れ角の絶対値|δ|<|δ2|の領域で
は、ラインAの近傍に弱ドリフトアウト状態WD1,W
D2を設定するために角差の絶対値|βfr|の増加率
は大きい。
2は、切れ角の絶対値|δ|が小さくなるほど、角差の
絶対値|βfr|が小さい領域で弱ドリフトアウト状態
WD1,WD2から入る領域として設定する。すなわ
ち、強ドリフトアウト状態SD1,SD2と弱ドリフト
アウト状態WD1,WD2の境界ラインF,Gは、切れ
角の絶対値|δ|の増加に従って角差の絶対値|βfr
|が増加する直線となるが、切れ角の絶対値|δ|<|
δ3|の領域では、ラインAに沿って強ドリフトアウト
状態SD1,SD2を設定するために角差の絶対値|β
fr|の増加率は大きい。
は、切れ角の絶対値|δ|が大きくなるほど、角差の絶
対値|βfr|が大きい領域でアンダステア状態U1,
U2から入る領域として設定する。すなわち、オーバス
テア移行状態T1,T2とアンダステア状態U1,U2
の境界ラインD,Eは、切れ角の絶対値|δ|の増加に
従って角差の絶対値|βfr|が増加する直線となる。
制御装置の説明に移る。車両の運転制御装置は、前記し
たように、電動パワーステアリング装置1と駆動力配分
装置2とを備えている(図1参照)。車両の運転制御装
置では、電動パワーステアリング装置1において車両の
挙動として前記した状態を判定する。そして、車両の運
転制御装置では、判定した車両の状態に応じて、電動パ
ワーステアリング装置1において補正制御を行うととも
に駆動力配分装置2において駆動力制御を行う。
アリング装置1の全体構成について説明する。図1は、
電動パワーステアリング装置1の全体構成図である。
リングホイール10から転舵輪である前輪Wに至るステ
アリング系Sに備えられ、ドライバによってステアリン
グホイール10が操舵されると、ステアリング軸11に
加えられた手動操舵トルクをラック&ピニオン機構12
によりラック軸12bの軸方向の推力に変換する。ラッ
ク&ピニオン機構12は、ピニオン12aに噛み合うラ
ック歯12cがラック軸12bに形成され、ピニオン1
2aとラック歯12cの噛み合いにより、ピニオン12
aの回転をラック軸12bの軸方向の往復運動とする。
そして、電動パワーステアリング装置1は、このラック
軸12bの軸方向の推力を、タイロッドRを介して前輪
Wの操向に変える。
手動操舵トルクをアシストするために、制御手段13に
よる電動機制御信号VOに基づいて電動機駆動手段14
により電動機電圧VMを発生し、この電動機電圧VMに
よって電動機15を駆動して補助トルクを発生させる。
さらに、電動パワーステアリング装置1は、電動機15
により発生させた補助トルクをハイポイドギヤ16を介
して倍力し、この倍力された補助トルクをステアリング
軸11に作用させる。そして、電動パワーステアリング
装置1では、ステアリング軸11に加えられるドライバ
の手動操舵トルクを軽減する。
7、車速センサ18、切れ角センサ19、ヨー角速度セ
ンサ20および電動機電流検出手段21からの各検出信
号T,V,δ,Y,IMFが入力される。そして、制御
手段13では、操舵トルク信号Tおよび車速信号Vに基
づいて目標トルク信号IMOを設定する(図3参照)。
さらに、制御手段13では、この目標トルク信号IMO
を補正し、補正した目標トルク信号IMHと電動機電流
検出手段21から入力された電動機電流信号IMFとの
差(負帰還)に応じた電動機制御信号VOを電動機駆動
手段14に出力する(図3参照)。尚、制御手段13
は、目標トルク信号IMHと電動機電流信号IMFとの
差が速やかに0になるように、電動機制御信号VOで電
動機駆動手段14を制御する。
(車両の挙動)に応じた補正量で目標トルク信号IMO
を補正する(図3参照)。そのために、制御手段13で
は、ヨー角速度信号Y、切れ角信号δ、車速信号Vおよ
び車両の寸法パラメータ(ホイールベースL)に基づい
て式(3)により角差βfrを演算して推定する。そし
て、制御手段13では、角差βfr、切れ角信号δおよ
び操舵トルク信号Tに基づいて、車両の挙動がアンダス
テア状態U1,U2、弱ドリフトアウト状態WD1,W
D2、強ドリフトアウト状態SD1,SD2、オーバス
テア状態O1,O2、オーバステア移行状態T1,T
2、スピン状態SP1,SP2またはカウンタ過大状態
C1,C2かを判定し(図5参照)、判定した状態を車
両状態フラグCFに設定する。さらに、制御手段13で
は、車両状態フラグCFに設定された各状態に応じて補
正量を決定し、この補正量により目標トルク信号IMO
を補正する(図3参照)。尚、制御手段13の構成につ
いては、後で詳細に説明する。
駆動力制御で利用するために、制御手段13で推定した
角差βfrおよび設定した車両状態フラグCFを駆動力
配分装置2の駆動力制御手段47に出力している。
ワーFET(Field Effect Transistor:電界効果トラン
ジスタ)や絶縁ゲート・バイポーラトランジスタ等のス
イッチング素子からなるブリッジ回路で構成される。電
動機駆動手段14は、電動機制御信号VOに基づいてP
WM(Pulse Width Modulation)の電動機電圧VMを電
動機15に印加し、電動機15を正回転または反回転し
てPWM駆動する。すると、電動機15には電動機電流
IMが流れ、電動機15は電動機電流IMに比例したト
ルクを発生する。
11に作用する操舵トルクの大きさと方向を検出し、検
出した操舵トルクに対応した電気信号に変換して操舵ト
ルク信号Tとして出力する。
のパルス数として検出し、検出したパルス数に対応した
電気信号に変換して車速信号Vとして出力する。
度と方向を検出し、検出した切れ角に対応した電気信号
に変換して切れ角信号δとして出力する。
20は、車両に作用するヨー角速度の大きさと方向を検
出し、検出したヨー角速度に対応した電気信号に変換し
てヨー角速度信号Yとして出力する。
の操舵角から算出してもよい。また、ヨー角速度信号Y
は、切れ角信号δおよび車速信号Vから算出してもよ
い。従って、車速センサ18や、切れ角センサ19も車
両挙動検出手段といえる。また、これらのセンサは、電
動パワーステアリング装置1に対して各信号を出力する
構成だけでなく、車両に搭載される他の装置に出力する
構成としてもよい。あるいは、他の装置に備えられる既
存のセンサを利用してもよい。
車速信号Vおよび操舵トルク信号Tは、それぞれ大きさ
と方向を有し、制御手段13に供給される。ヨー角速度
信号Y、切れ角信号δおよび操舵トルク信号Tの方向
は、時計回りを正(プラス)値とし、反時計回りを負
(マイナス)値とする。
直列に接続された抵抗器またはホール素子等を備え、電
動機15に実際に流れる電動機電流IMを電圧に変換し
て検出する。そして、電動機電流検出手段21は、検出
した電動機電流IMに対応した電動機電流信号IMFを
制御手段13にフィードバック(負帰還)する。
の全体構成について説明する。尚、駆動力配分装置2に
おける駆動力を配分する機構部分は、公知技術を利用す
るものであり、例えば、特開2000−255441号
公報の発明の実施の形態に開示された駆動力配分装置の
機構部分と同様の構成である。そこで、駆動力配分装置
2の説明では、本発明の特徴となる制御部分を中心に説
明する。図2は、駆動力配分装置2の全体構成図であ
る。
Mから延びる入力軸30から駆動輪である前輪WL,W
Rに至る駆動系に備えられ、車両の挙動に応じて駆動力
配分機構2aにより左前輪WLの駆動力と右前輪WRの
駆動力とを配分する。
動力がトランスミッションMを介して入力軸30に入力
されると、この駆動力を入力軸30に設けられた入力ギ
ヤ31を介して差動装置32に伝達する。差動装置32
は、ダブルピニオン式の遊星歯車機構であり、入力ギヤ
31に噛み合う外歯ギヤ32aに伝達された駆動力を外
歯ギヤ32aと一体で形成されたリングギヤ32bを介
してアウタプラネタリギヤ32cに伝達し、さらに、そ
の駆動力をアウタプラネタリギヤ32cに噛み合うイン
ナプラネタリギヤ32dを介してサンギヤ32eに伝達
するとともに、アウタプラネタリギヤ32cとインナプ
ラネタリギヤ32dとを支持するプラネタリキャリア3
2fに伝達して左右に配分する。そして、駆動力配分機
構2aでは、この配分された駆動力を、サンギヤ32e
に連結された左出力軸33から左ドライブシャフトDL
を介して左前輪WLに伝達するとともに、プラネタリキ
ャリア32fに連結された右出力軸34から右ドライブ
シャフトDRを介して右前輪WRに伝達する。
動力の配分比を変えるために、キャリア部材35、3速
ピニオン部材36、第1サンギヤ37、第2サンギヤ3
8、および第3サンギヤ39を備えている。キャリア部
材35は、4本のピニオン軸35a,・・・を備えてお
り、左出力軸33の外周に回転自在に支持されるととも
に、右油圧クラッチ40を介してケーシング41に結合
可能である。3速ピニオン部材36は、第1〜第3ピニ
オン36a,36b,36cを一体で形成しており、各
ピニオン軸35a,・・・に回転自在に支持される。第
1サンギヤ37は、第1ピニオン36aに噛み合い、左
出力軸33の外周に回転自在に支持されるとともに、差
動装置32のプラネタリキャリア32fに連結されてい
る。第2サンギヤ38は、第2ピニオン36bに噛み合
い、左出力軸33の外周に固定されている。第3サンギ
ヤ39は、第3ピニオン36cに噛み合い、左出力軸3
3の外周に回転自在に支持されるとともに、左油圧クラ
ッチ42を介してケーシング41に結合可能である。
することにより係合力を変えることができる油圧クラッ
チであり、右オイルポンプ43から油圧が供給され、右
調圧バルブ44によりクラッチ圧(係合力)が調整され
る。一方、左油圧クラッチ42は、クラッチ圧を調整す
ることにより係合力を変えることができる油圧クラッチ
であり、左オイルポンプ45から油圧が供給され、左調
圧バルブ46によりクラッチ圧(係合力)が調整され
る。
42がともに非係合状態の場合、駆動力配分機構2aで
は、差動装置32のプラネタリキャリア32f、キャリ
ア部材35、右出力軸34および左出力軸33が一体で
回転し、右前輪WRの駆動力と左前輪WLの駆動力とに
等配分する。また、右調圧バルブ44が制御されて右油
圧クラッチ40のクラッチ圧が調整されると、駆動力配
分機構2aでは、右油圧クラッチ40の係合力に応じて
キャリア部材35の回転数が減速し、その減速に応じて
左前輪WLの回転数を右前輪WRの回転数に対して増速
し、その増速に応じて左前輪WLの駆動力を右前輪WR
の駆動力より大きく配分する。また、左調圧バルブ46
が制御されて左油圧クラッチ42のクラッチ圧が調整さ
れると、駆動力配分機構2aでは、左油圧クラッチ42
の係合力に応じてキャリア部材35の回転数が増速し、
その増速に応じて右前輪WRの回転数を左前輪WLの回
転数に対して増速し、その増速に応じて右前輪WRの駆
動力を左前輪WLの駆動力より大きく配分する。
ラッチ40および左油圧クラッチ42のクラッチ圧(係
合力)を調整して右前輪WRの駆動力と左前輪WLの駆
動力とに配分するために、右調圧バルブ44および左調
圧バルブ46を駆動力制御手段47で制御している。駆
動力制御手段47には、切れ角センサ19からの切れ角
信号δ、ヨー角速度センサ20からのヨー角速度信号Y
および電動パワーステアリング装置1からの角差信号β
frと車両状態フラグ信号CFが入力される。そして、
駆動力制御手段47では、車両状態フラグ信号CFに基
づいて(すなわち、車両の挙動に基づいて)駆動力制御
(右前輪WRの駆動力と左前輪WLの駆動力との配分比
を変える制御)するか否かを決定し、駆動力制御する場
合には角差信号βfr、切れ角信号δおよびヨー角速度
信号Yに基づいて右油圧クラッチ40または左油圧クラ
ッチ42のクラッチ圧(係合力)を設定して右調圧バル
ブ44または左調圧バルブ46を制御する。尚、駆動力
制御手段47の構成については、後で詳細に説明する。
尚、本実施の形態では、駆動力制御手段47が特許請求
の範囲に記載する制動力・駆動力制御手段に相当する。
動パワーステアリング装置1の制御手段13の構成につ
いて説明する。図3は、電動パワーステアリング装置1
の制御手段13の構成図および制御手段13と駆動力配
分装置2の駆動力制御手段47との関係図である。図8
は、切れ角信号δ−角差しきい値βfr1特性マップで
ある。図9は、切れ角信号δ−角差しきい値βfr2特
性マップである。図10は、切れ角信号δ−角差しきい
値βfr3特性マップである。図11は、角差信号絶対
値|βfr|−オーバステア補正量DO特性マップであ
る。図12は、角差信号絶対値|βfr|−アンダステ
ア補正量DU特性マップである。図13は、角差信号絶
対値|βfr|−カウンタステア補正量DC特性マップ
である。図14は、車速信号V−車速係数Kr特性マッ
プである。図15は、角差変化量Dv−角差変化係数K
v特性マップである。
3a、滑り角差推定部13b、車両挙動判定部13c、
補正部13d、偏差演算部13eおよび駆動制御部13
fから構成される。そのために、制御手段13は、各種
入力回路、各種出力回路、各種記憶装置およびCPU[C
entral Processing Unit]等を備えている。
ead Only Memory]やCPUによる検索機能等から構成さ
れ、予め実験値または設計値に基づいて設定した操舵ト
ルク信号Tおよび車速信号Vと目標トルク信号IMOと
の対応するデータを記憶している。そして、目標トルク
信号設定部13aは、操舵トルクセンサ17からの操舵
トルク信号Tおよび車速センサ18からの車速信号Vが
入力され、目標トルク信号IMOを補正部13dに出力
する。目標トルク信号設定部13aでは、操舵トルク信
号Tおよび車速信号Vに基づいて対応する目標トルク信
号IMOを読み出す。ちなみに、目標トルク信号IMO
は、電動機15が目標トルクを発生するために必要とさ
れる電動機15に流す電流の大きさを示す目標電流と電
動機15に流れる電流の向きを示す電流方向の情報を含
み、電流方向は目標電流のプラス値/マイナス値で表さ
れ、プラス値はアシスト方向が右回転方向であり、マイ
ナス値はアシスト方向が左回転方向である。そして、目
標トルク信号IMOは、車速信号Vに対して、路面反力
の大きい低速の場合には大きい値が対応づけられ、走行
時の安定性を確保するために高速の場合には小さい値が
対応づけられている。また、目標トルク信号IMOは、
操舵トルク信号Tに対して、操舵トルク信号Tが0近傍
では0に対応づけられ、所定の操舵トルク以上になると
操舵トルク信号Tの増加に従って増加する値に対応づけ
られる。尚、目標トルク信号IMOは、電動機15に流
すことができる最大電流が規定されているので、最大目
標電流以下に設定される。
算機能等から構成される。そして、滑り角差推定部13
bは、ヨー角速度センサ20からのヨー角速度信号Y、
切れ角センサ19からの切れ角信号δおよび車速センサ
18からの車速信号Vが入力され、角差信号βfrを車
両挙動判定部13c、補正部13dおよび駆動力配分装
置2の駆動力制御手段47に出力する。滑り角差推定部
13bでは、ヨー角速度信号Y、切れ角信号δ、車速信
号Vおよびメモリに記憶されたホイールベースLに基づ
いて、式(3)により前輪滑り角βfと後輪滑り角βr
との角差βfrを演算する。尚、角差信号βfrは、大
きさと方向を有し、反時計回りを正(プラス)とし、時
計回りを負(マイナス)とする。
による比較判定機能等から構成され、切れ角信号δに応
じた角差しきい値βfr1,βfr2,βfr3および
一定値の角差しきい値βfr4を記憶している(図8〜
図10参照)。そして、車両挙動判定部13cは、滑り
角差推定部13bからの角差信号βfr、操舵トルクセ
ンサ17からの操舵トルク信号T、切れ角センサ19か
らの切れ角信号δおよびヨー角速度センサ20からのヨ
ー角速度信号Yが入力され、車両状態フラグ信号CFを
補正部13dおよび駆動力配分装置2の駆動力制御手段
47に出力する。車両挙動判定部13cでは、後で詳細
に説明するが、角差信号βfr、切れ角信号δ、ヨー角
速度信号Yおよび角差しきい値βfr1,βfr2,β
fr3,βfr4に基づいて車両の挙動がアンダステア
状態U1,U2、弱ドリフトアウト状態WD1,WD
2、強ドリフトアウト状態SD1,SD2、オーバステ
ア移行状態T1,T2、オーバステア状態O1,O2、
スピン状態SP1,SP2あるいはカウンタ過大状態C
1,C2かを判定し(図5参照)、判定した状態を車両
状態フラグ信号CFに設定する。尚、角差しきい値βf
r1,βfr2,βfr3は、切れ角δに応じて予め実
験値または設計値等で定められた値であり、図5に示す
境界ラインD(E),B(C),F(G)に相当する切
れ角信号δとの対応関係を有する(図8〜図10参
照)。また、角差しきい値βfr4は、予め実験値また
は設計値等で定められた値であり、一定値である(図5
参照)。
較判定機能、演算機能等から構成され、角差信号の絶対
値|βfr|に応じた補正量(オーバステア補正量D
O、アンダステア補正量DU、カウンタステア補正量D
C)(図11〜図13参照)、車速信号Vに応じた車速
係数Kr(図14参照)、角差変化量Dvに応じた角差
変化係数Kv(図15参照)およびヨー角速度係数G2
を記憶している。そして、補正部13dは、目標トルク
信号設定部13aからの目標トルク信号IMO、滑り角
差推定部13bからの角差信号βfr、車両挙動判定部
13cからの車両状態フラグ信号CF、操舵トルクセン
サ17からの操舵トルク信号T、車速センサ18からの
車速信号V、切れ角センサ19からの切れ角信号δおよ
びヨー角速度センサ20からのヨー角速度信号Yが入力
され、補正した目標トルク信号IMHを偏差演算部13
eに出力する。補正部13dでは、車両状態フラグ信号
CFに基づいて車両の状態を判定し、車両の状態に基づ
いて補正量を決定し、さらに、この補正量と目標トルク
信号IMOにより目標トルク信号IMHを演算する。
尚、オーバステア補正量DO、アンダステア補正量DU
およびカウンタステア補正量DCは、角差βfrに応じ
て予め実験値または設計値等で定められた値であり、角
差信号の絶対値|βfr|との対応関係を有する(図1
1〜図13参照)。また、車速係数Krは、車速Vに応
じて予め実験値または設計値等で定められた値であり、
車速信号Vとの対応関係を有する(図14参照)。ま
た、角差変化係数Kvは、角差βfrの変化量に応じて
予め実験値または設計値等で定められた値であり、角差
変化量Dvとの対応関係を有する(図15参照)。ま
た、ヨー角速度係数G2は、ヨー角速度Yに応じて予め
実験値または設計値等で定められた値であり、一定値で
ある。
の場合(図5参照)、補正部13dでは、車両の挙動が
安定した通常走行状態と判断する。この場合、補正部1
3dでは、補正量を0とし、目標トルク信号IMH=I
MOとする。
以外の場合(図5参照)、補正部13dでは、車両の挙
動が不安定と判断する。この場合、補正部13dでは、
角差信号の絶対値|βfr|に応じて補正量(オーバス
テア補正量DO、アンダステア補正量DU、カウンタス
テア補正量DC)を選択し(図11〜図13参照)、目
標トルク信号IMOを補正する。つまり、補正部13d
では、切れ角δが減少する方向へのステアリング操作を
促すために、目標トルク信号IMOから補正量を減算し
て目標トルク信号IMH<IMOとし、あるいは目標ト
ルク信号IMOに補正量を加算して目標トルク信号IM
H>IMOとする。
するためには、角差βfrとヨー角速度Yをゼロにする
方向に切れ角δがステアリング操作されるように、補助
トルクでアシストするのが理想的である。そこで、補正
部13dでは、角差βfrおよびヨー角速度Yに基づい
て補正量を設定する。まず、切れ角δを、式(3)が変
形された式(6)により演算する。さらに、角差βfr
とヨー角速度Yをゼロ方向に減少させるために、式
(6)より理想的な補正量VCを式(7)より演算す
る。
に、補正量VCを角差βfrとヨー角速度Yに基づいて
(具体的には、角差βfrとヨー角速度Yをパラメータ
とした関数で)設定する。そして、補正部13dでは、
前記した角差βfrと切れ角δに基づいて発生させた補
正量DO,DU,DCに車速係数Krと角差変化係数K
vを乗算するとともにヨー角速度Yにヨー角速度係数G
2を乗算して、補正量VCを設定する。さらに、補正部
13dでは、この補正量VCで目標トルク信号IMOを
補正した目標トルク信号IMHを演算する。
能等から構成される。そして、偏差演算部13eは、補
正部13dからの目標トルク信号IMHと電動機電流検
出手段21からの電動機電流信号IMFが入力され、偏
差信号ΔIを駆動制御部13fに出力する。偏差演算部
13eでは、目標トルク信号IMHから電動機電流信号
IMFを減算し、その減算値を偏差信号ΔIとする。
al Integral Differential)コントローラおよびPWM
信号発生手段等から構成される。そして、駆動制御部1
3fは、偏差演算部13eからの偏差信号ΔIが入力さ
れ、電動機制御信号VOを電動機駆動手段14に出力す
る。駆動制御部13fでは、偏差信号ΔIに比例
(P)、積分(I)および微分(D)制御を施す。さら
に、駆動制御部13fでは、PID制御を施した信号を
混成した混成信号に基づいてステアリングホイール10
の右操舵または左操舵に対応したPWMの電動機制御信
号VOを発生する。
アンダステア状態U1,U2から弱ドリフトアウト状態
WD1,WD2に移行したときか、あるいはアンダステ
ア状態U1,U2からオーバステア移行状態T1,T2
またはオーバステア状態O1,O2に移行したときに補
正制御を開始し(図5参照)、この補正制御によって車
両の各状態に応じた補助トルクを発生するように電動機
15の駆動を制御する。その結果、電動パワーステアリ
ング装置1では、ドライバに車両の挙動が不安定状態に
移ったことをステアリングホイール10から路面反力の
変化で伝達でき、車両の挙動を安定状態に戻すためのス
テアリング操作を促すことができる。又、車両挙動判定
部13cを共有することにより、制動力・駆動力が作用
する領域と、電動パワーステアリング装置1の車両挙動
を補正する補正部13dが作用する車両挙動の範囲がわ
かるため、換言すると制御誤差がないため制動力(また
は駆動力)により発生する操舵力を予め考慮した電動パ
ワーステアリング装置1の補助トルクを設定することが
でき、車両挙動不安定量が増加する前の段階から駆動力
制御手段47による駆動力(または制動力制御手段によ
る制動力)及び電動パワーステアリング装置1の補助ト
ルクを発生させることができ、ドライバのステアリング
フィールを阻害せずに車両挙動不安定量を減少させるこ
とができる。又、車両挙動不安定量が増加した場合にお
いても、駆動力(または制動力)により発生する操舵力
を予め考慮した上で、電動パワーステアリング装置1の
補助トルクを大きくすることで、ドライバのステアリン
グフィールを阻害することなく、ドライバに対し、車両
挙動不安定量を減少させる方向に操舵を促すことができ
る。又、ヨー角速度センサ20、車速センサ18、切れ
角センサ19等の車両挙動検出手段を共通に用いること
によって、車両挙動判定部13は、電動パワーステアリ
ング装置1、制動力・駆動力制御手段(駆動力制御手段
47)それぞれに設置してもよい。このように同じ車両
挙動手段からの信号で車両挙動を判定すれば、制御誤差
を少なくできるからである。
図21〜図22を参照して、駆動力配分装置2の駆動力
制御手段47の構成について説明する。図17は、角差
信号絶対値|βfr|−オーバステアクラッチ圧PO特
性マップである(第1の実施の形態)。図18は、角差
信号絶対値|βfr|−アンダステアクラッチ圧PU特
性マップである(第1の実施の形態)。図19は、角差
信号絶対値|βfr|−カウンタステアクラッチ圧PC
特性マップである。図21は、角差信号絶対値|βfr
|−オーバステアクラッチ圧PO特性マップである(第
2の実施の形態)。図22は、角差信号絶対値|βfr
|−アンダステアクラッチ圧PU特性マップである(第
2の実施の形態)。
および左調圧バルブ46を制御することによって右油圧
クラッチ40および左油圧クラッチ42の係合力を調整
し、右前輪WRと左前輪WLとの駆動力の配分比を制御
する。そのために、駆動力制御手段47は、各種入力回
路、各種出力回路、各種記憶装置およびCPU等を備え
ている。
の絶対値|βfr|に応じたクラッチ圧(オーバステア
クラッチ圧PO、アンダステアクラッチ圧PU、カウン
タステアクラッチ圧PC)を記憶している(図17〜図
19および図21〜図22参照)。そして、駆動力制御
手段47は、電動パワーステアリング装置1からの角差
信号βfrと車両状態フラグ信号CF、切れ角センサ1
9からの切り角信号δ、およびヨー角速度センサ20か
らのヨー角速度信号Yが入力され、右調圧バルブ信号R
VOを右調圧バルブ44に、および左調圧バルブ信号L
VOを左調圧バルブ46に出力する。駆動力制御手段4
7では、車両状態フラグ信号CFに設定された車両の状
態に基づいて駆動力制御を行うか否かを判断する。そし
て、駆動力制御を行う場合、駆動力制御手段47では、
角差信号βfrおよび切れ角信号δに基づいてクラッチ
圧を決定するとともに、ヨー角速度信号Yに基づいて係
合力を調整する油圧クラッチ40,42を決定し、決定
したクラッチ圧に対応する調圧バルブ信号RVO,LV
Oを設定する。尚、オーバステアクラッチ圧PO、アン
ダステアクラッチ圧PU、およびカウンタステアクラッ
チ圧PCは、角差βfrに応じて予め実験値または設計
値等で定められた値であり、角差信号の絶対値|βfr
|との対応関係を有する(図17〜図19および図21
〜図22参照)。
の実施の形態に対応するために、2つの制御の形態を有
している。その2つの制御の形態を順に説明する。
て説明する。第1の実施の形態では、前記したように、
電動パワーステアリング装置1による補正制御の開始よ
りも車両の挙動が不安定状態に移行してから駆動力制御
を行うことによって、電動パワーステアリング装置1で
の車両の挙動に応じた補正制御を優先させる。そのため
に、駆動力制御手段47では、車両の挙動が強ドリフト
アウト状態SD1,SD2、スピン状態SP1,SP2
またはカウンタ過大状態C1,C2に移行してから駆動
力制御を開始する(図5参照)。
フラグ信号CFに基づいて車両の状態を判定する。
2、弱ドリフトアウト状態WD1,WD2、オーバステ
ア移行状態T1,T2、またはオーバステア状態O1,
O2の場合(図5参照)、駆動力制御手段47では、ク
ラッチ圧を0(すなわち、右油圧クラッチ40および左
油圧クラッチ42をともに非係合)とし、右調圧バルブ
信号RVO、および左調圧バルブ信号LVOにバルブを
全閉する信号を設定する。
1,SD2、スピン状態SP1,SP2またはカウンタ
過大状態C1,C2の場合(図5参照)、駆動力制御手
段47では、角差信号の絶対値|βfr|に応じてクラ
ッチ圧(オーバステアクラッチ圧PO、アンダステアク
ラッチ圧PU、カウンタステアクラッチ圧PC)を選択
する(図17〜図19参照)。続いて、駆動力制御手段
47では、車両の状態およびヨー角速度信号Yに基づい
て駆動力の配分比を右前輪WR側を大きくするのか、あ
るいは左前輪WL側を大きくするのかを判定する。右前
輪WR側の駆動力の大きくすると判定した場合、駆動力
制御手段47では、左調圧バルブ信号LVOに選択した
クラッチ圧(すなわち、係合力)になるようにバルブの
開度を調整する信号を設定するとともに、右調圧バルブ
信号RVOにバルブを全閉する信号を設定する。一方、
左前輪WL側の駆動力の大きくすると判定した場合、駆
動力制御手段47では、右調圧バルブ信号RVOに選択
したクラッチ圧(すなわち、係合力)に制御するための
バルブの開度とする信号を設定するとともに、左調圧バ
ルブ信号LVOにバルブを全閉する信号を設定する。
値|βfr|に対して各クラッチ圧が急激に増加するよ
うに設定されている。このように設定するのは、駆動力
制御を開始した時点では、車両の挙動がさらに不安定状
態に移行しているので、駆動力制御による制御量を急激
に増加して車両の挙動がこれ以上不安定になるのを早急
に防止するためである。
に係る制御では、車両の挙動が強ドリフトアウト状態S
D1,SD2、スピン状態SP1,SP2またはカウン
タ過大状態C1,C2に移行した後に駆動力制御を開始
し(図5参照)、この駆動力制御によって車両の各状態
に応じた駆動力配分比となるように右油圧クラッチ4
0、および左油圧クラッチ42の係合力を調整する。そ
の結果、駆動力配分装置2では、車両の挙動の不安定状
態が強くなるまではドライバによる車両の挙動を安定状
態に戻すためのステアリング操作を優先でき、車両の挙
動の不安定状態が強くなると車両による駆動力制御で早
急に車両の挙動を安定状態に戻すことができる。
て説明する。第2の実施の形態では、前記したように、
車両挙動不安定量の増加に応じて駆動力の制御量を徐々
に増加することによって、電動パワーステアリング装置
1での車両の挙動に応じた補正制御を優先させる。その
ために、駆動力制御手段47では、車両の挙動がアンダ
ステア状態U1,U2以外の状態に移行したときに駆動
力制御を開始するが、弱ドリフトアウト状態WD1,W
D2、オーバステア移行状態T1,T2、またはオーバ
ステア状態O1,O2のときには駆動力の制御量を抑え
る(図5参照)。
フラグ信号CFに基づいて車両の状態を判定する。
の場合(図5参照)、駆動力制御手段47では、クラッ
チ圧を0(すなわち、右油圧クラッチ40、および左油
圧クラッチ42をともに非係合)とし、右調圧バルブ信
号RVOおよび左調圧バルブ信号LVOにバルブを全閉
する信号を設定する。
以外の状態の場合(図5参照)、駆動力制御手段47で
は、角差信号の絶対値|βfr|に応じてクラッチ圧
(オーバステアクラッチ圧PO、アンダステアクラッチ
圧PU、カウンタステアクラッチ圧PC)を選択する
(図19、図21、図22参照)。続いて、駆動力制御
手段47では、車両の状態およびヨー角速度信号Yに基
づいて駆動力の配分比を右前輪WR側を大きくするの
か、あるいは左前輪WL側を大きくするのかを判定す
る。右前輪WR側の駆動力の大きくすると判定した場
合、駆動力制御手段47では、左調圧バルブ信号LVO
に選択したクラッチ圧(すなわち、係合力)になるよう
にバルブの開度を調整する信号を設定するとともに、右
調圧バルブ信号RVOにルブを全閉する信号を設定す
る。一方、左前輪WL側の駆動力の大きくすると判定し
た場合、駆動力制御手段47では、右調圧バルブ信号R
VOに選択したクラッチ圧(すなわち、係合力)に制御
するためのバルブの開度とする信号を設定するととも
に、左調圧バルブ信号LVOにバルブを全閉する信号を
設定する。
r|がβfr4未満ではオーバステアクラッチ圧が徐々
に増加し、角差信号の絶対値|βfr|がβfr4以上
では急激に増加するように設定されている。このように
設定するのは、角差信号の絶対値|βfr|がβfr4
未満では車両の状態としてはオーバステア移行状態T
1,T2、またはオーバステア状態O1,O2であるの
で駆動力制御による制御量を徐々に増加して制御量を抑
え、角差信号の絶対値|βfr|がβfr4以上では車
両の状態としてはスピン状態SP1,SP2に移行する
ので駆動力制御による制御量を急激に増加して車両の挙
動がこれ以上不安定状態になるのを早急に防止するため
である(図5参照)。また、図22では、角差信号の絶
対値|βfr|がβ3未満ではアンダステアクラッチ圧
が徐々に増加し、角差信号の絶対値|βfr|がβ3以
上では急激に増加するように設定されている。このよう
に設定するのは、角差信号の絶対値|βfr|がβ3未
満では車両の状態としては弱ドリフトアウト状態WD
1,WD2であるので駆動力制御による制御量を徐々に
増加して制御量を抑え、角差信号の絶対値|βfr|が
β3以上では車両の状態としては強ドリフトアウト状態
SD1,SD2に移行するので駆動力制御による制御量
を急激に増加して車両の挙動がこれ以上不安定状態にな
るのを早急に防止するためである(図5参照)。尚、本
実施の形態では、図21および図22における角差信号
の絶対値|βfr|が特許請求の範囲に記載する車両挙
動不安定量に相当し、図21および図22におけるオー
バステアクラッチ圧POおよびアンダステアクラッチ圧
PUが特許請求の範囲に記載する制御量に相当する。
に係る制御では、アンダステア状態U1,U2から弱ド
リフトアウト状態WD1,WD2に移行したときか、あ
るいはアンダステア状態U1,U2からオーバステア移
行状態T1,T2、またはオーバステア状態O1,O2
に移行したときに駆動力制御を開始するが(図5参
照)、弱ドリフトアウト状態WD1,WD2、オーバス
テア移行状態T1,T2、またはオーバステア状態O
1,O2のときには制御量を徐々に増加することによっ
て右油圧クラッチ40および左油圧クラッチ42の係合
力を小さい値に抑える。その結果、駆動力配分装置2で
は、車両の挙動の不安定状態が強くなるまではドライバ
による車両の挙動を安定状態に戻すためのステアリング
操作を優先でき、車両の挙動の不安定状態が強くなると
車両による駆動力制御で早急に車両の挙動を安定状態に
戻すことができる。
0を参照して、電動パワーステアリング装置1の制御手
段13の車両挙動判定部13cでの動作を図6のフロー
チャートに沿って説明する。図6は、制御手段13の車
両挙動判定部13cの動作フローチャートである。
部13bからの角差信号βfrの方向Pとヨー角速度セ
ンサ20からのヨー角速度信号Yの方向Nを比較する
(S1)。例えば、ヨー角速度Yが時計回り方向(右旋
回方向)かつ反時計回りの後輪滑り角βrが反時計回り
の前輪滑り角βfより大きい場合(すなわち、車両の挙
動がオーバステア側の場合)、ヨー角速度信号Yの方向
Nは正(プラス)となり、角差信号βfrの方向Pは負
(マイナス)となる。また、ヨー角速度Yが時計回り方
向(右旋回方向)かつ反時計回りの前輪滑り角βfが反
時計回りの後輪滑り角βrより大きい場合(すなわち、
車両の挙動がアンダステア側の場合)、ヨー角速度信号
Yの方向Nは正(プラス)となり、角差信号βfrの方
向Pは正(プラス)となる。
Yの方向Nとが不一致の場合、車両挙動判定部13cで
は、車両の状態がオーバステア状態O1,O2あるいは
スピン状態SP1,SP2と判定し、ステップS2に移
行する。
部13cでは、角差信号の絶対値|βfr|が角差しき
い値の絶対値|βfr4|以下か否かを判定する(S
2)。角差信号の絶対値|βfr|が角差しきい値の絶
対値|βfr4|以下の場合、車両挙動判定部13cで
は、車両の状態がオーバステア状態O1,O2と判定
し、車両状態フラグ信号CFにオーバステア状態O1,
O2を設定する(S10)。一方、角差信号の絶対値|
βfr|が角差しきい値の絶対値|βfr4|より大き
い場合、車両挙動判定部13cでは、車両状態がスピン
状態SP1,SP2と判定し、車両状態フラグ信号CF
にスピン状態SP1,SP2を設定する(S11)。
尚、角差しきい値βfr4は、図5に示すように、オー
バステア状態O1,O2とスピン状態SP1,SP2と
の境界を判定するための値である。
度信号Yの方向Nとが一致の場合、車両挙動判定部13
cでは、滑り角差推定部13bからの角差信号βfrの
方向Pと操舵トルクセンサ17からの操舵トルク信号T
の方向Sを比較する(S3)。例えば、ヨー角速度Yが
反時計回り方向(左旋回方向)かつ操舵トルクTが時計
回り方向(右旋回方向)かつ反時計回りの後輪滑り角β
rが反時計回りの前輪滑り角βfより大きい場合(すな
わち、車両の挙動がカウンタ過大状態C1,C2)、ヨ
ー角速度信号Yの方向Nが負(マイナス)となり、操舵
トルク信号Tの方向Sは正(プラス)となり、角差信号
βfrの方向Pは負(マイナス)となる。また、ヨー角
速度Yが時計回り方向(右旋回方向)かつ操舵トルクが
時計回り方向(右旋回方向)かつ反時計回りの前輪滑り
角βfが反時計回りの後輪滑り角βrより大きい場合
(すなわち、車両の挙動がアンダステア状態U1,U2
の場合)、ヨー角速度信号Yの方向Nが正(プラス)と
なり、操舵トルク信号Yの方向Sは正(プラス)とな
り、角差信号βfrの方向Pは正(プラス)となる。
Tの方向Sとが不一致の場合、車両挙動判定部13cで
は、車両の状態がカウンタ過大状態C1,C2と判定
し、車両状態フラグ信号CFにカウンタ過大状態C1,
C2を設定する(S12)。
ク信号Tの方向Sとが一致の場合、車両挙動判定部13
cでは、切れ角センサ19からの切れ角信号δにより、
切れ角信号δ−角差しきい値βfr1特性データ(図8
参照)から角差しきい値βfr1を選択する(S4)。
信号の絶対値|βfr|が角差しきい値の絶対値|βf
r1|以下か判定する(S5)。尚、角差しきい値βf
r1は、図5に示すように、アンダステア状態U1,U
2とオーバステア移行状態T1,T2との境界を判定す
るための値である。したがって、図8に示す切れ角信号
δ−角差しきい値βfr1特性マップは図5の運転状態
図における境界ラインD,Eに対応して設定され、角差
しきい値βfr1は切れ角信号δがδ1の値から切れ角
信号δの増加に従って増加する値である。
差しきい値の絶対値|βfr1|以下の場合、車両挙動
判定部13cでは、車両の状態がオーバステア移行状態
T1,T2と判定し、車両状態フラグ信号CFにオーバ
ステア移行状態T1、T2を設定する(S13)。アン
ダステア状態にかかわらずオーバステア移行状態T1,
T2を設定するのは、車両の挙動としてはアンダステア
状態U1,U2からオーバステア状態O1,O2に移行
しようとしているので、極力オーバステア状態O1,O
2にならないように、目標トルク信号IMOをオーバス
テア補正量DOで早めに補正するためである。
しきい値の絶対値|βfr1|より大きい場合、車両挙
動判定部13cでは、切れ角信号δにより、切れ角信号
δ−角差しきい値βfr2特性データ(図9参照)から
角差しきい値βfr2を選択する(S6)。
信号の絶対値|βfr|が角差しきい値の絶対値|βf
r2|以下か判定する(S7)。尚、角差しきい値βf
r2は、図5に示すように、アンダステア状態U1,U
2と弱ドリフトアウト状態WD1,WD2との境界を判
定するための値である。したがって、図9に示す切れ角
信号δ−角差しきい値βfr2特性マップは図5の運転
状態図における境界ラインB,Cに対応して設定され、
角差しきい値βfr2はδ2を境に増加率を変えて切れ
角信号δの増加に従って増加する値である。
差しきい値の絶対値|βfr2|以下の場合、車両挙動
判定部13cでは、車両状態がアンダステア状態U1,
U2と判定し、車両状態フラグ信号CFにアンダステア
状態U1,U2を設定する(S14)。
しきい値の絶対値|βfr2|より大きい場合、車両挙
動判定部13cでは、切れ角信号δにより、切れ角信号
δ−角差しきい値βfr3特性データ(図10参照)か
ら角差しきい値βfr3を選択する(S8)。
信号の絶対値|βfr|が角差しきい値の絶対値|βf
r3|以下か判定する(S9)。尚、角差しきい値βf
r3は、図5に示すように、弱ドリフトアウト状態WD
1,WD2と強ドリフトアウト状態SD1,SD2との
境界を判定するための値である。したがって、図10に
示す切れ角信号δ−角差しきい値βfr3特性マップは
図5の運転状態図における境界ラインF,Gに対応して
設定され、角差しきい値βfr3はδ3を境に増加率を
変えて切れ角信号δの増加に従って増加する値である。
差しきい値の絶対値|βfr3|以下の場合、車両挙動
判定部13cでは、車両状態が弱ドリフトアウト状態W
D1,WD2と判定し、車両状態フラグ信号CFに弱ド
リフトアウト状態WD1,WD2を設定する(S1
5)。
しきい値の絶対値|βfr3|より大きい場合、車両挙
動判定部13cでは、車両状態が強ドリフトアウト状態
SD,SD2と判定し、車両状態フラグ信号CFに強ド
リフトアウト状態SD1,SD2を設定する(S1
6)。
5を参照して、電動パワーステアリング装置1の制御手
段13の補正部13dでの動作を図7のフローチャート
に沿って説明する。図7は、制御手段13の補正部13
dの動作フローチャートである。
Fに基づいて、車両の状態を判定する(S20)。
ステア状態U1,U2が設定されている場合、補正部1
3dでは、車両の挙動としては安定状態と判定し、補正
制御を行わないで目標トルク信号IMHにそのまま目標
トルク信号IMOを設定する。この場合、電動パワース
テアリング装置1では、補正制御が施されていない補助
トルクを発生する。
テア状態U1,U2以外の状態が設定されている場合、
補正部13dでは、車両の挙動としては不安定状態と判
定し、補正制御を行う。
1,SP2、オーバステア状態O1,O2またはオーバ
ステア移行状態T1,T2が設定されている場合、補正
部13dでは、切れ角センサ19からの切れ角信号δに
より、切れ角信号δ−角差しきい値βfr1特性データ
(図8参照)から角差しきい値βfr1を選択する(S
21)。そして、補正部13dでは、角差信号の絶対値
|βfr|を角差信号βfrと角差しきい値βfr1か
ら、角差信号の絶対値|βfr|=|βfr−βfr1
|と演算する(S22)。さらに、補正部13dでは、
角差信号の絶対値|βfr|に基づいて、角差信号絶対
値|βfr|−オーバステア補正量DO特性データ(図
11参照)からオーバステア補正量DOを選択する(S
23)。
態C1,C2が設定されている場合、補正部13dで
は、角差信号の絶対値|βfr|に基づいて、角差信号
絶対値|βfr|−カウンタステア補正量DC特性デー
タ(図13参照)からカウンタステア補正量DCを選択
する(S24)。
ト状態WD1,WD2または強ドリフトアウト状態SD
1,SD2が設定されている場合、補正部13dでは、
切れ角センサ19からの切れ角信号δにより、切れ角信
号δ−角差しきい値βfr2特性データ(図9参照)か
ら角差しきい値βfr2を選択する(S25)。そし
て、補正部13dでは、角差信号の絶対値|βfr|を
角差信号βfrと角差しきい値βfr2から、角差信号
の絶対値|βfr|=|βfr−βfr2|と演算する
(S26)。さらに、補正部13dでは、角差信号の絶
対値|βfr|に基づいて、角差信号絶対値|βfr|
−アンダステア補正量DU特性データ(図12参照)か
らアンダステア補正量DUを選択する(S27)。
ウンタステア補正量DCが選択されると、補正部13d
では、角差信号βfrに対する時間微分により角差変化
量信号Dv(=dβfr/dt)を演算し、角差変化量
信号Dvの方向Dと操舵トルク信号Tの方向Sを比較す
る(S28)。例えば、操舵トルク信号Tが時計回り方
向(右旋回方向)かつ反時計回りの後輪滑り角βrが反
時計回りの前輪滑り角βfより大きくさらに反時計回り
の後輪滑り角βrが増加している場合、操舵トルク信号
Tの方向Sが正(プラス)となり、角差信号βfrの方
向Pは負(マイナス)となり、角差変化量信号Dvの方
向Dは正(プラス)となる。この場合、オーバステア状
態が発散方向に向かうので、一層カウンタステア操作を
必要とする。そこで、補正部13dでは、目標トルク信
号IMOに補正量を加算補正し、ドライバにステアリン
グホイール10を介して小さな路面反力を伝達してカウ
ンタステア操作を促す。また、操舵トルク信号Tが時計
回り方向(右旋回方向)かつ反時計回りの後輪滑り角β
rが反時計回りの前輪滑り角βfより大きく、さらに反
時計回りの後輪滑り角βrが減少している場合、操舵ト
ルク信号Tの方向Sが正(プラス)となり、角差信号β
frの方向Pは負(マイナス)となり、角差変化量信号
Dvの方向Dは負(マイナス)となる。この場合、オー
バステア状態が収束方向に向かうので、これ以上カウン
タステア操作を必要としない。そこで、補正部13dで
は、目標トルク信号IMOに補正量を減算補正し、ドラ
イバにステアリングホイール10を介して大きな路面反
力を伝達する。したがって、角差変化量信号Dvの方向
Dと操舵トルク信号Tの方向Sとが一致の場合、補正部
13dでは、目標トルク信号IMOを加算補正するため
に、ステップS29に移行する。一方、角差変化量信号
Dvの方向Dと操舵トルク信号Tの方向Sとが不一致の
場合、補正部13dでは、目標トルク信号IMOを減算
補正するために、ステップS30に移行する。
dでは、車速センサ18からの車速信号Vにより車速信
号V−車速係数Kr特性データ(図14参照)から車速
係数Krを選択するとともに、角差変化量Dvにより角
差変化量Dv−角差変化係数Kv特性データ(図15参
照)から角差変化係数Kvを選択する。さらに、補正部
13dでは、オーバステア補正量DOまたはカウンタス
テア補正量DCに車速係数Krと角差変化係数Kvを乗
算し、オーバステア補正量信号IDOまたはカウンタス
テア補正量信号IDCを設定する(S29)。ちなみ
に、オーバステア補正量DOまたはカウンタステア補正
量DCかは、ステップS28にステップS23から移行
した場合にはオーバステア補正量DOであり、ステップ
S28にステップS24から移行した場合にはカウンタ
ステア補正量DCである。
dでは、車速センサ18からの車速信号Vにより車速信
号V−車速係数Kr特性データ(図14参照)から車速
係数Krを選択するとともに、角差変化量Dvにより角
差変化量Dv−角差変化係数Kv特性データ(図15参
照)から角差変化係数Kvを選択する。さらに、補正部
13dでは、オーバステア補正量DO、カウンタステア
補正量DCまたはアンダステア補正量DUに車速係数K
rと角差変化係数Kvを乗算し、オーバステア補正量信
号IDO、カウンタステア補正量信号IDCまたはアン
ダステア補正量信号IDUを設定する(S30)。ちな
みに、オーバステア補正量DO、カウンタステア補正量
DCまたはアンダステア補正量DUかは、ステップS2
8にステップS23から移行した場合にはオーバステア
補正量DOであり、ステップS28にステップS24か
ら移行した場合にはカウンタステア補正量DCであり、
ステップS30にステップS27から移行した場合には
アンダステア補正量DUである。
ンサ20からのヨー角速度信号Yにヨー角速度係数G2
を乗算し、ヨー角速度補正量信号IYを設定する(S3
1、S32)。
は、オーバステア補正量信号IDOまたはカウンタステ
ア補正量信号IDCとヨー角速度補正量信号IYを目標
トルク信号IMOに加算し、目標トルク信号IMHに
(目標トルク信号IMO+((オーバステア補正量信号
IDO、またはカウンタステア補正量信号IDC)+ヨ
ー角速度補正量信号IY))を設定する(S33)。こ
の場合、電動パワーステアリング装置1では、補正制御
が施された大きな補助トルクを発生し、ドライバにステ
アリングホイール10を介して小さな路面反力を伝達
し、さらなるカウンタステア操作を促す。
ダステア補正量信号IDU、カウンタステア補正量信号
IDC、またはオーバステア補正量信号IDOとヨー角
速度補正量信号IYを目標トルク信号IMOから減算
し、目標トルク信号IMHに(目標トルク信号IMO−
((アンダステア補正量信号IDU、カウンタステア補
正量信号IDC、またはオーバステア補正量信号ID
O)+ヨー角速度補正量信号IY))を設定する(S3
4)。この場合、電動パワーステアリング装置1では、
補正制御が施された小さな補助トルクを発生し、ドライ
バにステアリングホイール10を介して大きな路面反力
を伝達する。
図19を参照して、駆動力配分装置2の駆動力制御手段
47での第1の実施の形態に係る動作を図16のフロー
チャートに沿って説明する。図16は、駆動力制御手段
47の第1の実施の形態の動作フローチャートである。
信号CFに基づいて、車両の状態を判定する(S4
0)。
フトアウト状態WD1,WD2、アンダステア状態U
1,U2、オーバステア移行状態T1,T2、またはオ
ーバステア状態O1,O2が設定されている場合、駆動
力制御手段47では、駆動力制御を行わないと判定し、
右調圧バルブ信号RVO、および左調圧バルブ信号LV
Oにバルブを全閉する信号を設定する。すると、駆動力
配分装置2では、右油圧クラッチ40および左油圧クラ
ッチ42がともに非係合状態となり、右前輪WRの駆動
力と左前輪WLの駆動力とを等配分する。
トアウト状態WD1,WD2、アンダステア状態U1,
U2、オーバステア移行状態T1,T2、およびオーバ
ステア状態O1,O2以外の状態が設定されている場
合、駆動力制御手段47では、車両の挙動としては不安
定状態の傾向が強くなったと判定し、駆動力制御を行
う。
ト状態SD1,SD2が設定されている場合、駆動力制
御手段47では、切れ角センサ19からの切れ角信号δ
により、切れ角信号δ−角差しきい値βfr3特性デー
タ(図10参照)から角差しきい値βfr3を選択する
(S41)。そして、駆動力制御手段47では、角差信
号の絶対値|βfr|を角差信号βfrと角差しきい値
βfr3から、角差信号の絶対値|βfr|=|βfr
−βfr3|と演算する(S42)。さらに、駆動力制
御手段47では、角差信号の絶対値|βfr|に基づい
て、角差信号絶対値|βfr|−アンダステアクラッチ
圧PU特性データ(図18参照)からアンダステアクラ
ッチ圧PUを選択する(S43)。
速度センサ20からのヨー角速度信号Yの方向Nにより
車両の旋回方向を判定する(S44)。
合、駆動力制御手段47では、車両が右旋回していると
判定し、右調圧バルブ信号RVOに選択したアンダステ
アクラッチ圧PUに調整するためのバルブ開度に制御す
る信号を設定し、右調圧バルブ44に出力するとともに
(S45)、左調圧バルブ信号LVOにバルブを全閉す
る信号を設定し、左調圧バルブ46に出力する。する
と、駆動力配分装置2では、右油圧クラッチ40がアン
ダステアクラッチ圧PUとなり、その右油圧クラッチ4
0の係合力に応じてキャリア部材35の回転数が減速
し、その減速に応じて左前輪WLの回転数を右前輪WR
の回転数に対して増速し、その増速に応じて左前輪WL
の駆動力を右前輪WRの駆動力より大きく配分する。そ
のため、強ドリフトアウト状態SD1に移行すると車両
には急激に増加する右旋回力が作用し、強ドリフトアウ
ト状態SD1から車両の挙動の安定状態に短時間で移行
していく(図5参照)。
場合、駆動力制御手段47では、車両が左旋回している
と判定し、左調圧バルブ信号LVOに選択したアンダス
テアクラッチ圧PUに調整するためのバルブ開度に制御
する信号を設定し、左調圧バルブ46に出力するととも
に(S46)、右調圧バルブ信号RVOにバルブを全閉
する信号を設定し、右調圧バルブ44に出力する。する
と、駆動力配分装置2では、左油圧クラッチ42がアン
ダステアクラッチ圧PUとなり、その左油圧クラッチ4
2の係合力に応じてキャリア部材35の回転数が増速
し、その増速に応じて右前輪WRの回転数を左前輪WL
の回転数に対して増速し、その増速に応じて右前輪WR
の駆動力を左前輪WLの駆動力より大きく配分する。そ
のため、強ドリフトアウト状態SD2に移行すると車両
には急激に増加する左旋回力が作用し、強ドリフトアウ
ト状態SD2から車両の挙動の安定状態に短時間で移行
していく(図5参照)。
態C1,C2が設定されている場合、駆動力制御手段4
7では、角差信号の絶対値|βfr|に基づいて、角差
信号絶対値|βfr|−カウンタステアアクラッチ圧P
C特性データ(図19参照)からカウンタステアクラッ
チ圧PCを選択する(S47)。
速度センサ20からのヨー角速度信号Yの方向Nにより
車両の旋回方向を判定する(S48)。
合、駆動力制御手段47では、車両が右旋回していると
判定し、左調圧バルブ信号LVOに選択したカウンタス
テアクラッチ圧PCに調整するためのバルブ開度に制御
する信号を設定し、左調圧バルブ46に出力するととも
に(S49)、右調圧バルブ信号RVOにバルブを全閉
する信号を設定し、右調圧バルブ44に出力する。する
と、駆動力配分装置2では、左油圧クラッチ42がカウ
ンタステアクラッチ圧PCとなり、その左油圧クラッチ
42の係合力に応じてキャリア部材35の回転数が増速
し、その増速に応じて右前輪WRの回転数を左前輪WL
の回転数に対して増速し、その増速に応じて右前輪WR
の駆動力を左前輪WLの駆動力より大きく配分する。そ
のため、カウンタ過大状態C2に移行すると車両には急
激に増加する左旋回力が作用し、カウンタ過大状態C2
から車両の挙動の安定状態に短時間で移行していく(図
5参照)。
場合、駆動力制御手段47では、車両が左旋回している
と判定し、右調圧バルブ信号RVOに選択したカウンタ
ステアクラッチ圧PCに調整するためのバルブ開度に制
御する信号を設定し、右調圧バルブ44に出力するとと
もに(S50)、左調圧バルブ信号LVOにバルブを全
閉する信号を設定し、左調圧バルブ46に出力する。す
ると、駆動力配分装置2では、右油圧クラッチ40がカ
ウンタステアクラッチ圧PCとなり、その右油圧クラッ
チ40の係合力に応じてキャリア部材35の回転数が減
速し、その減速に応じて左前輪WLの回転数を右前輪W
Rの回転数に対して増速し、その増速に応じて左前輪W
Lの駆動力を右前輪WRの駆動力より大きく配分する。
そのため、カウンタ過大状態C1に移行すると車両には
急激に増加する右旋回力が作用し、カウンタ過大状態C
1から車両の挙動の安定状態に短時間で移行していく
(図5参照)。
1,SP2が設定されている場合、駆動力制御手段47
では、角差信号の絶対値|βfr|を角差信号βfrと
角差しきい値βfr4から、角差信号の絶対値|βfr
|=|βfr−βfr4|と演算する(S51)。さら
に、駆動力制御手段47では、角差信号の絶対値|βf
r|に基づいて、角差信号絶対値|βfr|−オーバス
テアクラッチ圧PO特性データ(図17参照)からオー
バステアクラッチ圧POを選択する(S52)。
速度センサ20からのヨー角速度信号Yの方向Nにより
車両の旋回方向を判定する(S53)。
合、駆動力制御手段47では、車両が右旋回していると
判定し、左調圧バルブ信号LVOに選択したオーバステ
アクラッチ圧POに調整するためのバルブ開度に制御す
る信号を設定し、左調圧バルブ46に出力するとともに
(S54)、右調圧バルブ信号RVOにバルブを全閉す
る信号を設定し、右調圧バルブ44に出力する。する
と、駆動力配分装置2では、左油圧クラッチ42がオー
バステアクラッチ圧POとなり、その左油圧クラッチ4
2の係合力に応じてキャリア部材35の回転数が増速
し、その増速に応じて右前輪WRの回転数を左前輪WL
の回転数に対して増速し、その増速に応じて右前輪WR
の駆動力を左前輪WLの駆動力より大きく配分する。そ
のため、スピン状態SP1に移行すると車両には急激に
増加する左旋回力が作用し、スピン状態SP1から車両
の挙動の安定状態に短時間で移行していく(図5参
照)。
場合、駆動力制御手段47では、車両が左旋回している
と判定し、右調圧バルブ信号RVOに選択したオーバス
テアクラッチ圧POに調整するためのバルブ開度に制御
する信号を設定し、右調圧バルブ44に出力するととも
に(S55)、左調圧バルブ信号LVOにバルブを全閉
する信号を設定し、左調圧バルブ46に出力する。する
と、駆動力配分装置2では、右油圧クラッチ40がオー
バステアクラッチ圧POとなり、その右油圧クラッチ4
0の係合力に応じてキャリア部材35の回転数が減速
し、その減速に応じて左前輪WLの回転数を右前輪WR
の回転数に対して増速し、その増速に応じて左前輪WL
の駆動力を右前輪WRの駆動力より大きく配分する。そ
のため、スピン状態SP2に移行すると車両には急激に
増加する右旋回力が作用し、スピン状態SP2から車両
の挙動の安定状態に短時間で移行していく(図5参
照)。
置では、電動パワーステアリング装置1による補正制御
を開始したときより車両の挙動がさらに不安定側(スピ
ン状態SP1,SP2、強ドリフトアウト状態SD1,
SD2、カウンタ過大状態C1,C2)に移行してから
駆動力配分装置2による駆動力制御を開始する。そのた
め、この車両の運転制御装置では、電動パワーステアリ
ング装置1による補正制御が開始して車両の挙動がさら
に不安定状態になるまで、駆動力配分装置2による旋回
力(操舵力)が車両に作用しない。その結果、ドライバ
によるカウンタステア操作や弱ドリフトアウト状態WD
1,WD2におけるドライバによる切れ角δを減少させ
るステアリング操作を駆動力配分装置2による旋回力で
阻害しないので、ドライバは良好なステアリングフィー
ルを得ることができる。また、ドライバによるステアリ
ング操作を車両による強制旋回力で阻害しないので、車
両の挙動の安定状態への復帰も早くなる。
および図21〜図22を参照して、駆動力配分装置2の
駆動力制御手段47での第2の実施の形態に係る動作を
図20のフローチャートに沿って説明する。図20は、
駆動力制御手段47の第2の実施の形態の動作フローチ
ャートである。
信号CFに基づいて、車両の状態を判定する(S6
0)。
ステア状態U1,U2が設定されている場合、駆動力制
御手段47では、車両の挙動としては安定状態なので駆
動力制御を行わないと判定し、右調圧バルブ信号RVO
および左調圧バルブ信号LVOにバルブを全閉する信号
を設定する。すると、駆動力配分装置2では、右油圧ク
ラッチ40および左油圧クラッチ42がともに非係合状
態となり、右前輪WRの駆動力と左前輪WLの駆動力と
を等配分する。
テア状態U1,U2以外の状態が設定されている場合、
駆動力制御手段47では、車両の挙動としては不安定状
態になったと判定し、駆動力制御を行う。
ト状態WD,WD2または強ドリフトアウト状態SD
1,SD2が設定されている場合、駆動力制御手段47
では、切れ角センサ19からの切れ角信号δにより、切
れ角信号δ−角差しきい値βfr2特性データ(図9参
照)から角差しきい値βfr2を選択する(S61)。
そして、駆動力制御手段47では、角差信号の絶対値|
βfr|を角差信号βfrと角差しきい値βfr2か
ら、角差信号の絶対値|βfr|=|βfr−βfr2
|と演算する(S62)。さらに、駆動力制御手段47
では、角差信号の絶対値|βfr|に基づいて、角差信
号絶対値|βfr|−アンダステアクラッチ圧PU特性
データ(図22参照)からアンダステアクラッチ圧PU
を選択する(S63)。
速度センサ20からのヨー角速度信号Yの方向Nにより
車両の旋回方向を判定する(S64)。
合、駆動力制御手段47では、車両が右旋回していると
判定し、右調圧バルブ信号RVOに選択したアンダステ
アクラッチ圧PUに調整するためのバルブ開度に制御す
る信号を設定し、右調圧バルブ44に出力するとともに
(S65)、左調圧バルブ信号LVOにバルブを全閉す
る信号を設定し、左調圧バルブ46に出力する。する
と、駆動力配分装置2では、右油圧クラッチ40がアン
ダステアクラッチ圧PUとなり、その右油圧クラッチ4
0の係合力に応じてキャリア部材35の回転数が減速
し、その減速に応じて左前輪WLの回転数を右前輪WR
の回転数に対して増速し、その増速に応じて左前輪WL
の駆動力を右前輪WRの駆動力より大きく配分する。そ
のため、弱ドリフトアウト状態WD1に移行すると車両
には徐々に増加する小さな右旋回力が作用し、弱ドリフ
トアウト状態WD1ではドライバのステアリング操作に
よる操舵力が主に作用して車両の挙動の安定状態に移行
していく。さらに、強ドリフトアウト状態SD1に移行
すると車両には急激に増加する右旋回力が作用し、強ド
リフトアウト状態SD1から車両の挙動の安定状態に短
時間で移行していく(図5参照)。
場合、駆動力制御手段47では、車両が左旋回している
と判定し、左調圧バルブ信号LVOに選択したアンダス
テアクラッチ圧PUに調整するためのバルブ開度に制御
する信号を設定し、左調圧バルブ46に出力するととも
に(S66)、右調圧バルブ信号RVOにバルブを全閉
する信号を設定し、右調圧バルブ44に出力する。する
と、駆動力配分装置2では、左油圧クラッチ42がアン
ダステアクラッチ圧PUとなり、その左油圧クラッチ4
2の係合力に応じてキャリア部材35の回転数が増速
し、その増速に応じて右前輪WRの回転数を左前輪WL
の回転数に対して増速し、その増速に応じて右前輪WR
の駆動力左右前輪WLの駆動力より大きく配分する。そ
のため、弱ドリフトアウト状態WD2に移行すると車両
には徐々に増加する小さな左旋回力が作用し、弱ドリフ
トアウト状態WD2ではドライバのステアリング操作に
よる操舵力が主に作用して車両の挙動の安定状態に移行
していく。さらに、強ドリフトアウト状態SD2に移行
すると車両には急激に増加する左旋回力が作用し、強ド
リフトアウト状態SD2から車両の挙動の安定状態に短
時間で移行していく(図5参照)。
態C1,C2が設定されている場合、ステップS67〜
S70による駆動力制御手段47の動作は、第1の実施
の形態に係るステップS47〜50による駆動力制御手
段47の動作と同様の動作なので、説明を省略する。
行状態T1,T2、オーバステア状態O1,O2または
スピン状態SP1,SP2が設定されている場合、駆動
力制御手段47では、切れ角センサ19からの切れ角信
号δにより、切れ角信号δ−角差しきい値βfr1特性
データ(図8参照)から角差しきい値βfr1を選択す
る(S71)。そして、駆動力制御手段47では、角差
信号の絶対値|βfr|を角差信号βfrと角差しきい
値βfr1から、角差信号の絶対値|βfr|=|βf
r−βfr1|と演算する(S72)。さらに、駆動力
制御手段47では、角差信号の絶対値|βfr|に基づ
いて、角差信号絶対値|βfr|−オーバステアクラッ
チ圧PO特性データ(図21参照)からオーバステアク
ラッチ圧POを選択する(S73)。
速度センサ20からのヨー角速度信号Yの方向Nにより
車両の旋回方向を判定する(S74)。
合、駆動力制御手段47では、車両が右旋回していると
判定し、左調圧バルブ信号LVOに選択したオーバステ
アクラッチ圧POに調整するためのバルブ開度に制御す
る信号を設定し、左調圧バルブ46に出力するとともに
(S75)、右調圧バルブ信号RVOにバルブを全閉す
る信号を設定し、右調圧バルブ44に出力する。する
と、駆動力配分装置2では、左油圧クラッチ42がオー
バステアクラッチ圧POとなり、その左油圧クラッチ4
2の係合力に応じてキャリア部材35の回転数が増速
し、その増速に応じて右前輪WRの回転数を左前輪WL
の回転数に対して増速し、その増速に応じて右前輪WR
の駆動力を左前輪WLの駆動力より大きく配分する。そ
のため、オーバステア移行状態T1またはオーバステア
状態O1に移行すると車両には徐々に増加する小さな左
旋回力が作用し、オーバステア移行状態T1またはオー
バステア状態O1ではドライバのステアリング操作によ
る操舵力が主に作用して車両の挙動の安定状態に移行し
ていく。さらに、スピン状態SP1に移行すると車両に
は急激に増加する左旋回力が作用し、スピン状態SP1
から車両の挙動の安定状態に短時間で移行していく(図
5参照)。
場合、駆動力制御手段47では、車両が左旋回している
と判定し、右調圧バルブ信号RVOに選択したオーバス
テアクラッチ圧POに調整するためのバルブ開度に制御
する信号を設定し、右調圧バルブ44に出力するととも
に(S76)、左調圧バルブ信号LVOにバルブを全閉
する信号を設定し、左調圧バルブ46に出力する。する
と、駆動力配分装置2では、右油圧クラッチ40がオー
バステアクラッチ圧POとなり、その右油圧クラッチ4
0の係合力に応じてキャリア部材35の回転数が減速
し、その減速に応じて左前輪WLの回転数を右前輪WR
の回転数に対して増速し、その増速に応じて左前輪WL
の駆動力を右前輪WRの駆動力より大きく配分する。そ
のため、オーバステア移行状態T2またはオーバステア
状態O2に移行すると車両には徐々に増加する小さな右
旋回力が作用し、オーバステア移行状態T2またはオー
バステア状態O2ではドライバのステアリング操作によ
る操舵力が主に作用して車両の挙動の安定状態に移行し
ていく。さらに、スピン状態SP2に移行すると車両に
は急激に増加する右旋回力が作用し、スピン状態SP2
から車両の挙動の安定状態に短時間で移行していく(図
5参照)。
置では、車両の挙動が不安定状態に移行した場合、電動
パワーステアリング装置1による補正制御を開始したと
きより車両の挙動がさらに不安定側(スピン状態SP
1,SP2、強ドリフトアウト状態SD1,SD2、カ
ウンタ過大状態C1,C2)に移行するまで駆動力配分
装置2による左右前輪WL,WRの駆動力差を小さく抑
える。そのため、この車両の運転制御装置では、電動パ
ワーステアリング装置1による補正制御が開始して車両
の挙動がさらに不安定状態になるまで、駆動力配分装置
2による小さな旋回力(操舵力)しか車両に作用しな
い。その結果、ドライバによるカウンタステア操作や弱
ドリフトアウト状態WD1,WD2におけるドライバに
よる切れ角δを減少させるステアリング操作を駆動力配
分装置2による旋回力で殆ど阻害しないので、ドライバ
は良好なステアリングフィールを得ることができる。ま
た、ドライバによるステアリング操作を車両による強制
旋回力で殆ど阻害しないので、車両の挙動の安定状態へ
の復帰も早くなる。
たが、本発明は、前記の実施の形態に限定されることな
く、様々な形態で実施される。例えば、本実施の形態で
は左右の駆動輪の駆動力配分を制御する装置に適用した
が、左右輪間あるいは前後輪間の制動力配分を制御する
装置、または左右輪間あるいは前後輪間の制動力および
駆動力配分を制御する装置にも適用可能である。また、
本実施の形態では右油圧クラッチと左油圧クラッチのク
ラッチ圧を検索するマップを共通のマップとしたが、右
油圧クラッチと左油圧クラッチの特性や各ギヤ間のギヤ
比等を考慮して別々のマップとしてもよい。また、本実
施の形態では右油圧クラッチおよび左油圧クラッチのク
ラッチ圧(係合力)を駆動力制御手段で設定した右調圧
バルブ信号および左調圧バルブ信号により制御するとし
か記載しなかったが、さらに、右油圧クラッチおよび左
油圧クラッチのクラッチ圧をセンサによって検出するか
あるいは右調圧バルブおよび左調圧バルブの開度をセン
サによって検出し、このセンサによる検出値を利用して
フィードバック制御するようにしてもよい。
装置は、車両挙動判定部を共有することにより、制動力
・駆動力が作用する領域と、電動パワーステアリング装
置の車両挙動を補正する補正部が作用する車両挙動の範
囲がわかるため、制動力(または駆動力)により発生す
る操舵力を予め考慮した電動パワーステアリング装置の
補助トルクを設定することができ、車両挙動不安定量が
増加する前の段階から制動力(または駆動力)及び電動
パワーステアリング装置の補助トルクを発生させること
ができ、ドライバのステアリングフィールを阻害せずに
車両挙動不安定量を減少させることができる。又、車両
挙動不安定量が増加した場合においても、制動力(また
は駆動力)により発生する操舵力を予め考慮した上で、
電動パワーステアリング装置の補助トルクを大きくする
ことで、ドライバのステアリングフィールを阻害するこ
となく、ドライバに対し、車両挙動不安定量を減少させ
る方向に操舵を促すことができる。
置は、制動力・駆動力制御手段による制御開始時点を電
動パワーステアリング装置での補正開始時点よりも車両
の挙動の不安定側にすることによって、制動力および駆
動力の少なくとも一方の制御が開始するまで補正された
補助トルクによりドライバにステアリングホイールを介
して路面反力の変化を正確に伝達することができる。そ
のため、ドライバは、ステアリングフィールを阻害され
ることなく、車両の挙動を安定側に戻すためのステアリ
ング操作を行うことができる。
置は、車両挙動不安定量の増加に応じて制動力および駆
動力の少なくとも一方の制御量を徐々に増加することに
よって、制動力および駆動力の少なくとも一方の制御が
車両に強く作用するまで補正された補助トルクによりド
ライバにステアリングホイールを介して路面反力の変化
を伝達することできる。そのため、ドライバは、ステア
リングフィールを阻害されることなく、車両の挙動を安
定側に戻すためのステアリング操作を行うことができ
る。
置の全体構成図である。
図である。
の構成図および制御手段と駆動力配分装置の駆動力制御
手段との関係図である。
チャートである。
である。
値βfr1特性マップである。
値βfr2特性マップである。
い値βfr3特性マップである。
|−オーバステア補正量DO特性マップである。
|−アンダステア補正量DU特性マップである。
|−カウンタステア補正量DC特性マップである。
r特性マップである。
化係数Kv特性マップである。
動作フローチャートである。
fr|−オーバステアクラッチ圧PO特性マップであ
る。
fr|−アンダステアクラッチ圧PU特性マップであ
る。
−カウンタステアクラッチ圧PC特性マップである。
動作フローチャートである。
fr|−オーバステアクラッチ圧PO特性マップであ
る。
fr|−アンダステアクラッチ圧PU特性マップであ
る。
Claims (3)
- 【請求項1】 車両の挙動を検出する車両挙動検出手段
からの車両挙動信号によって車両の挙動を判定する車両
挙動判定部と、 ステアリング系の操舵トルクを検出する操舵トルクセン
サと、前記ステアリング系に補助トルクを付加する電動
機と、少なくとも前記操舵トルクセンサからの操舵トル
ク信号に基づいて目標トルク信号を設定する目標トルク
信号設定部と、前記車両挙動判定部で判定した車両の挙
動に基づいて前記目標トルク信号を補正する補正部を有
する制御手段と、前記補正した目標トルク信号に基づい
て前記電動機を駆動する電動機駆動手段とを備える電動
パワーステアリング装置と、 前記車両挙動判定部で判定した車両の挙動に基づいて、
車両の制動力および駆動力の少なくとも一方を制御する
制動力・駆動力制御手段とからなる、ことを特徴とする
車両の運転制御装置。 - 【請求項2】 ステアリング系の操舵トルクを検出する
操舵トルクセンサと、前記ステアリング系に補助トルク
を付加する電動機と、少なくとも前記操舵トルクセンサ
からの操舵トルク信号に基づいて目標トルク信号を設定
する目標トルク信号設定部と、車両の挙動を判定する車
両挙動判定部および前記判定した車両の挙動に基づいて
前記目標トルク信号を補正する補正部を有する制御手段
と、前記補正した目標トルク信号に基づいて前記電動機
を駆動する電動機駆動手段とを備える電動パワーステア
リング装置と、 前記車両挙動判定部で判定した車両の挙動に基づいて車
両の制動力および駆動力の少なくとも一方を制御する制
動力・駆動力制御手段と、 からなる車両の運転制御装置であって、 前記制動力・駆動力制御手段による制御開始時点を前記
補正部での補正開始時点よりも車両の挙動の不安定側に
することを特徴とする車両の運転制御装置。 - 【請求項3】 ステアリング系の操舵トルクを検出する
操舵トルクセンサと、前記ステアリング系に補助トルク
を付加する電動機と、少なくとも前記操舵トルクセンサ
からの操舵トルク信号に基づいて目標トルク信号を設定
する目標トルク信号設定部、車両の挙動を判定する車両
挙動判定部および前記判定した車両の挙動に基づいて前
記目標トルク信号を補正する補正部を有する制御手段
と、前記補正した目標トルク信号に基づいて前記電動機
を駆動する電動機駆動手段とを備える電動パワーステア
リング装置と、 前記車両挙動判定部で判定した車両の挙動に基づいて車
両の制動力および駆動力の少なくとも一方を制御する制
動力・駆動力制御手段と、 からなる車両の運転制御装置であって、 前記制動力・駆動力制御手段は、車両挙動不安定量の増
加に応じて制動力および駆動力の少なくとも一方の制御
量を徐々に増加することを特徴とする車両の運転制御装
置。
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