JP2003291795A - Yaw movement control device of vehicle - Google Patents

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a revolutionary limit control performance by obtaining a full neutral steering characteristic for approximately equally transiting side slip angles at front and rear parts of a vehicle in any traveling condition. <P>SOLUTION: This device comprises an actual yaw moment detection means 23 for detecting an actual yaw moment; a target yaw moment calculation means 22 for finding a target moment, which is required for vehicle behaviors; and an action instructing means for actuating a yaw moment generating mechanism 21 to output the yaw moment by a difference between the target yaw moment and the actual yaw moment, and also has a target lateral force calculation means for finding a target lateral force of the front and rear wheels from slip angles of the front and rear wheels based on a target tire characteristic by presetting the target yaw moment calculation means 22. The target yaw moment is found from the target lateral force of the front and rear wheels, and the target tire characteristic of the front wheel is different from the target tire characteristic of the rear wheel. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【発明の詳細な説明】Detailed Description of the Invention

【発明の属する技術分野】本発明は、車両の左右輪に対
し、互いに逆向きの略等しいトルクを発生させるヨーモ
ーメント発生機構を用いて、車両にヨーモーメントを発
生させ、操舵時における車両のヨー運動量を最適制御す
る車両のヨー運動制御装置に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention uses a yaw moment generation mechanism for generating substantially equal torques in opposite directions to left and right wheels of a vehicle to generate a yaw moment in the vehicle and yaw the vehicle during steering. The present invention relates to a yaw motion control device for a vehicle that optimally controls a momentum.

【従来の技術】従来、車両のステアリング特性を、定常
円旋回などの時に弱アンダ特性となるように設定するの
が一般的である。すなわち、ステアリング特性として
は、理想はニュートラルステア特性であるが、例えば、
後輪駆動車にあっては駆動トルクが大きくなるとオーバ
ステア特性が強くなり、オーバステア特性が強くなると
車両がスピンする傾向が強くなるため、駆動トルクが大
きくなってもオーバステア特性が強くならないようにす
べく弱アンダ特性に設定している。なお、所定の半径Ｒ
０で旋回するように操舵した状態で、実際の旋回半径Ｒ
が、Ｒ＞Ｒ０となる特性がアンダステア特性、Ｒ＝Ｒ０
となる特性がニュートラル特性、Ｒ＜Ｒ０となる特性が
オーバステア特性である。2. Description of the Related Art Conventionally, it is general to set a steering characteristic of a vehicle so as to have a weak under characteristic at the time of steady circle turning. That is, as the steering characteristic, the ideal is the neutral steer characteristic, but for example,
In a rear-wheel drive vehicle, the oversteer characteristic becomes stronger as the drive torque increases, and the vehicle tends to spin as the oversteer characteristic becomes stronger.Therefore, the oversteer characteristic should not become strong even if the drive torque increases. It is set to a weak under characteristic. Note that the predetermined radius R
The actual turning radius R when the steering wheel is turned to 0
However, the characteristic that R> R0 is an understeer characteristic, and R = R0
The characteristic that satisfies the above is the neutral characteristic, and the characteristic that R <R0 is the oversteer characteristic.

【発明が解決しようとする課題】上述のように、車両
は、速度、駆動力、制動力などに応じてステアリング特
性が変化するものであり、車両のステアリング特性を常
にニュートラル特性とするのが難しい。例えば、低速旋
回時のように車輪がまだグリップ域にあるときにニュー
トラル特性を得ることができるようにステアリング特性
を設定した場合、加速旋回のように車輪が限界域に近付
くと、ニュートラル特性を得ることが難しくなる。この
ように、車輪のグリップ域から限界域に至る全域に亘っ
てニュートラル特性に設定することができなかった。し
かし、車輪の限界域において、ニュートラル特性を得る
ことができた場合、車両が限界状態にあっても、非常に
コントロール性に優れることになり、高いスポーツ走行
性能や緊急回避性能を得ることが可能となる。本発明
は、あらゆる走行状態において車両前後の横滑り角がほ
ぼ等しく推移する完全ニュートラルステア特性を得るこ
とを可能として、革新的な限界コントロール性能を得る
ことを目的としている。As described above, the steering characteristic of the vehicle changes according to the speed, driving force, braking force, etc., and it is difficult to always make the steering characteristic of the vehicle neutral. . For example, if the steering characteristic is set so that the neutral characteristic can be obtained when the wheel is still in the grip range such as when turning at a low speed, the neutral characteristic is obtained when the wheel approaches the limit range as in an acceleration turn. Becomes difficult. As described above, the neutral characteristic cannot be set over the entire range from the grip area of the wheel to the limit area. However, if the neutral characteristics can be obtained in the limit range of the wheels, it will be extremely controllable even when the vehicle is in the limit state, and it is possible to obtain high sports running performance and emergency avoidance performance. Becomes It is an object of the present invention to obtain a completely neutral steer characteristic in which the sideslip angles before and after the vehicle change in almost all driving states and to obtain an innovative limit control performance.

【課題を解決するための手段】上述の目的を達成するた
め、本発明は、左右輪に対し、互いに逆向きの略等しい
トルクを発生させるヨーモーメント発生機構と、車両挙
動を検出する車両挙動検出手段と、この車両挙動検出手
段に含まれ、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と、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と、前記目標ヨーモーメント
と実ヨーモーメントとの差分に相当する量のヨーモーメ
ントを出力させるべく前記ヨーモーメント発生機構を作
動させる作動指令手段と、を備え、前記目標ヨーモーメ
ント演算手段は、実タイヤ特性と異ならせて予め設定さ
れた目標タイヤ特性に基づいて前後輪のスリップ角から
前後輪の目標横力を得る目標横力演算手段を有している
とともに、前後輪の目標横力から目標ヨーモーメントを
求めるよう構成されている車両のヨー運動制御装置であ
って、前記目標ヨーモーメント演算手段における前輪目
標タイヤ特性と後輪目標タイヤ特性とを異ならせている
ことを特徴とする手段とした。また、請求項２に記載の
発明は、請求項１に記載の車両のヨー運動制御装置にお
いて、前記目標横力演算手段は、前輪目標タイヤ特性と
後輪目標タイヤ特性との設定を、同じスリップ角におけ
る実横力と前輪の目標横力との差分が、実横力と後輪の
目標横力の差分よりも大きな値となる設定としたことを
特徴とする手段とした。In order to achieve the above object, the present invention is directed to a yaw moment generating mechanism that generates substantially equal torques in opposite directions to left and right wheels, and a vehicle behavior detection that detects a vehicle behavior. Means, the actual yaw moment detecting means included in the vehicle behavior detecting means for detecting the actual yaw moment occurring in the vehicle, and the yaw necessary for the current vehicle behavior based on the input from the vehicle behavior detecting means. A target yaw moment calculating means for obtaining a target yaw moment, which is a moment, and an operation command means for operating the yaw moment generating mechanism so as to output a yaw moment of an amount corresponding to the difference between the target yaw moment and the actual yaw moment. The target yaw moment calculation means includes a target tire characteristic set in advance different from the actual tire characteristics. A yaw motion of the vehicle having target lateral force calculating means for obtaining the target lateral force of the front and rear wheels from the slip angle of the front and rear wheels based on In the control device, the front wheel target tire characteristic and the rear wheel target tire characteristic in the target yaw moment calculating means are made different. According to a second aspect of the invention, in the yaw motion control device for a vehicle according to the first aspect, the target lateral force calculating means sets the front wheel target tire characteristic and the rear wheel target tire characteristic to the same slip. The means is characterized in that the difference between the actual lateral force at the corner and the desired lateral force of the front wheels is set to a value larger than the difference between the actual lateral force and the desired lateral force of the rear wheels.

【発明の作用および効果】旋回時など車両にヨーモーメ
ントが発生する走行状態にあっては、実ヨーモーメント
検出手段が、車両に実際に発生しているヨーモーメント
を検出する。一方、目標ヨーモーメント演算手段は、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
ヨーモーメントを演算する。そして、作動指令手段は、
得られた目標ヨーモーメントと実ヨーモーメントとの差
分に相当する量のヨーモーメント（ヨーモーメントの不
足分）を発生させるべくヨーモーメント発生機構に作動
指令を出力する。このヨー運動制御において、本発明で
は、目標ヨーモーメントを演算するにあたり、目標ヨー
モーメント演算手段は、目標横力演算手段により、予め
設定された前輪目標タイヤ特性および後輪目標タイヤ特
性に基づいて前輪のスリップ角から前輪の目標横力を求
めるとともに、後輪のスリップ角から後輪の目標横力を
求め、この前輪の目標横力と後輪の目標横力とから目標
ヨーモーメントを求める。すなわち、前輪の目標横力が
後輪の目標横力よりも大きい場合には、オーバステア方
向の目標ヨーモーメントが得られ、逆に、前輪の目標横
力が後輪の目標横力よりも小さい場合には、アンダステ
ア方向の目標ヨーモーメントが得られることになる。こ
こで、本発明では、前輪タイヤ特性と後輪タイヤ特性と
を異ならせている。すなわち、前後で目標横力特性を一
致させた場合、予め設定された車両のステアリング特性
がアンダステア特性であると、車輪のグリップ域から限
界域に至る全域に亘ってアンダステア特性に制御するこ
とになる。また、予め設定された車両のステアリング特
性がオーバステア特性である場合、車輪のグリップ域か
ら限界域に至る全域に亘ってオーバステア特性に制御す
ることになる。そこで、前輪目標タイヤ特性と後輪タイ
ヤ特性とを異ならせて、前輪と後輪とでスリップ角に対
する目標横力を異ならせることにより、車両のステアリ
ング特性を予め設定されたステアリング特性からニュー
トラルステア特性とするために必要な横力の前後の差分
を加えた設定することが可能となる。これにより、車輪
のグリップ域から限界域に至る全域に亘ってニュートラ
ル特性を得ることが可能となる。すなわち、請求項２に
記載の発明のように、同じスリップ角で、前輪の目標横
力と実横力との差分が、後輪の目標横力と実横力との差
分よりも大きくなるよう設定した場合、得られる目標ヨ
ーモーメントは、オーバステア方向のモーメントとな
る。したがって、予めアンダステア特性に設定された車
両に適用した場合、このアンダステア特性をニュートラ
ル特性に変更するのに必要な目標ヨーモーメントを予め
与えることができ、車輪のグリップ域から限界域に至る
全域に亘って、ニュートラルステア特性とすることがで
きる。In the traveling state in which the yaw moment is generated in the vehicle such as when turning, the actual yaw moment detecting means detects the yaw moment actually generated in the vehicle. On the other hand, the target yaw moment calculating means calculates a target yaw moment which is a yaw moment required for the current vehicle behavior. And the operation command means is
An operation command is output to the yaw moment generation mechanism to generate a yaw moment (shortage of yaw moment) in an amount corresponding to the difference between the obtained target yaw moment and the actual yaw moment. In this yaw motion control, in the present invention, when calculating the target yaw moment, the target yaw moment calculating means causes the target lateral force calculating means to set the front wheel target tire characteristics and the rear wheel target tire characteristics based on the preset front wheel target tire characteristics. The target lateral force of the front wheel is obtained from the slip angle of the rear wheel, the target lateral force of the rear wheel is obtained from the slip angle of the rear wheel, and the target yaw moment is obtained from the target lateral force of the front wheel and the target lateral force of the rear wheel. That is, when the target lateral force of the front wheels is larger than the target lateral force of the rear wheels, the target yaw moment in the oversteer direction is obtained, and conversely, when the target lateral force of the front wheels is smaller than the target lateral force of the rear wheels. , The target yaw moment in the understeer direction is obtained. Here, in the present invention, the front tire characteristics and the rear tire characteristics are made different. That is, when the target lateral force characteristics are matched before and after and the preset steering characteristic of the vehicle is the understeer characteristic, the understeer characteristic is controlled over the entire range from the grip area of the wheel to the limit area. . When the preset steering characteristic of the vehicle is the oversteer characteristic, the oversteer characteristic is controlled over the entire range from the grip area of the wheel to the limit area. Therefore, the steering characteristics of the vehicle are changed from the preset steering characteristics to the neutral steering characteristics by making the front tire target tire characteristics and the rear wheel tire characteristics different so that the target lateral force with respect to the slip angle is made different between the front wheels and the rear wheels. Therefore, it is possible to set the difference between the lateral force required before and after. This makes it possible to obtain the neutral characteristic over the entire range from the grip area of the wheel to the limit area. That is, as in the invention described in claim 2, at the same slip angle, the difference between the target lateral force of the front wheels and the actual lateral force becomes larger than the difference between the target lateral force of the rear wheels and the actual lateral force. When set, the target yaw moment obtained is a moment in the oversteer direction. Therefore, when applied to a vehicle in which the understeer characteristic is set in advance, the target yaw moment necessary to change this understeer characteristic to the neutral characteristic can be given in advance, and the entire range from the grip area of the wheel to the limit area can be obtained. Can have neutral steer characteristics.

【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、本発明で用いる限界ヨーモーメントＣＹＭについて
説明する。図１に示すように、各輪の制駆動力と荷重が
与えられた場合に、この条件のもとで横滑り角が増大し
て横力が最大値をとる状態を考える。このときのタイヤ
発生力（大きさは摩擦円半径に等しい）による車両重心
点回りのヨーモーメントを限界ヨーモーメントＣＹＭと
する。この限界ヨーモーメントＣＹＭがマイナスの値な
ら最終的に復元モーメントのマージンをもっていること
を意味する。後輪駆動車が定常旋回あるいは加速旋回す
る場合には、限界ヨーモーメントＣＹＭは、次式にな
る。 ＣＹＭ＝Ｌｆ（Ｆ１＋Ｆ２）−Ｌｒ（Ｆｙ３＋Ｆｙ４）
＋Ｌｔ（−Ｆｘ３＋Ｆｘ４）／２ ここで、Ｆ１，Ｆ２，Ｆ３，Ｆ４は、各輪荷重における
最大タイヤ発生力、Ｆｘ３，Ｆｘ４は後輪の駆動力、Ｆ
ｙ３，Ｆｙ４は後輪最大横力で、これらは以下の関係に
ある。 Ｆｙ３＝（Ｆ３^２−Ｆｘ３^２）^１／２、Ｆｙ４＝（Ｆ４
^２−Ｆｘ４^２）^１／２ なお、Ｌｆは車両重心と前輪車軸との距離、Ｌｒは車両
重心と後輪車軸との距離、Ｌｔは左右後輪の距離であ
る。次に、本実施の形態のヨーモーメント制御に関し、
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。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。次に、図５は、実施の
形態の車両のヨー運動制御装置の構成および作動説明図
で、図において２１はヨーモーメント発生機構である。
その詳細については、後述する。２２は車両挙動に応じ
た目標ヨーモーメントＭＭを求める目標ヨーモーメント
演算手段、２３は車両に生じている実ヨーモーメントＭ
を検出する実ヨーモーメント検出手段である。このよう
に、本実施の形態は、実ヨーモーメント検出手段２３に
おいて検出した車両に生じている実ヨーモーメントＭ
と、目標ヨーモーメント演算手段２２が演算した目標ヨ
ーモーメントＭＭとを比較して、両者の差（ＭＭ−Ｍ）
をヨーモーメント発生機構２１により出力させるように
構成されている。この図において、目標ヨーモーメント
演算手段２２の出力と実ヨーモーメント検出手段２３と
の差分を求め、その差分をヨーモーメント発生機構２１
に出力している部分が、特許請求の範囲の作動指令手段
に相当する。ここで、ヨーモーメント発生機構２１の一
例としての動力配分装置について説明する。図６は、動
力配分装置を示す断面図であって、図において１はハウ
ジングである。このハウジング１は、入力側に位置する
段付筒状の入力ハウジング部２と、出力側に位置してこ
の入力ハウジング部２と一体に設けられ、それぞれ左方
向および右方向に延びた段付筒状の出力ハウジング部３
とから成り、この出力ハウジング部３は、中央に位置し
た筒状の胴部３Ａと、この胴部３Ａの左右両側に設けら
れた段付筒状のカバー部３Ｂ，３Ｃとを備えている。ま
た、出力ハウジング部３には、胴部３Ａの内側に位置し
てカバー部３Ｃとの間に、段付筒部３Ｄが設けられ、カ
バー部３Ｃと段付筒部３Ｄとの間には、後述の油圧モー
タ１８が回転可能に配設されている。そして、段付筒部
３Ｄは、カバー部３Ｃの側からカバー部３Ｂの側に向け
て軸方向に延びてその先端側は、後述の入力歯車４Ａと
の干渉を避けるように形成されている。図において４は
推進軸であり、この推進軸４は、ハウジング１の入力ハ
ウジング部２の内部に回転可能に設けられ、車両に搭載
された図外のエンジンにより回転される。また、推進軸
４には、出力ハウジング部３の胴部３Ａの内部に延びる
先端側に入力歯車４Ａが設けられ、この入力歯車４Ａ
は、後述のリング歯車７に噛合されている。図において
５は差動機構であり、カバー部３Ｂの側に位置して出力
ハウジング部３の内部に回転可能に設けられている。こ
の差動機構５は、遊星歯車機構Ｇにより構成され、その
外殻を成すディファレンシャルケース６の外周側には入
力歯車４Ａに噛合された前記リング歯車７がボルトなど
により固定されている。そして、ディファレンシャルケ
ース６は、推進軸４により入力歯車４Ａおよびリング歯
車７を介して回転駆動され、このとき駆動力は後述のサ
ンギヤ１３とキャリア８とにより左右の車輪軸１６，１
７に分配して伝達される。ここで、差動機構５は、ディ
ファレンシャルケース６の内周に全周に亘って形成され
た前記遊星歯車機構Ｇのリングギヤ６Ａと、ディファレ
ンシャルケース６内に相対回転可能に設けられた遊星歯
車機構Ｇのキャリア８と、このキャリア８に回転可能に
支持されてリングギヤ６Ａに噛合された複数の第１プラ
ネタリギヤ１０と、これら第１プラネタリギヤ１０に噛
合されてキャリア８に回転可能に支持された第２プラネ
タリギヤ１２と、これら第２プラネタリギヤ１２に噛合
されてキャリア８に対して相対回転可能なサンギヤ１３
とを備え、このサンギヤ１３は、車輪軸１６と一体回転
するようにスプライン結合されている。したがって、デ
ィファレンシャルケース６の回転は、第１・第２プラネ
タリギヤ１０，１２を介してサンギヤ１３に同方向の回
転として伝達される。そして、車両の直進走行時には、
ディファレンシャルケース６の回転力が遊星歯車機構Ｇ
のサンギヤ１３とキャリア８に均等に分配され、左右の
車輪軸１６，１７は同一の回転数で回転する。また、車
両の旋回時には、図外の車輪が路面から受ける反力など
により車輪軸１６，１７の一方が他方よりも速く回転す
るように、サンギヤ１３とキャリア８には、ディファレ
ンシャルケース６側の回転力が互いに異なる回転比をも
って伝達される。これにより、旋回内側となる車輪は相
対的に低い回転数となり、旋回外側の車輪は相対的に高
い回転数となって、車両のコーナリング性能などを高め
る差動機能を発揮する。次に、差動機構５と車輪軸１
６，１７との関係について説明を加えると、サンギヤ１
３は、スプライン結合部を介して車輪軸１６に結合さ
れ、車輪軸１６は、サンギヤ１３と一体的に回転する。
さらに、車輪軸１６は、出力ハウジング部３内に挿入さ
れたスプライン軸部１６Ａを有し、このスプライン軸部
１６Ａは、シリンダブロック２５に回り止め状態で連結
されている。一方、キャリア８は、スリーブ１４を介し
て、前記車輪軸１６およびシリンダブロック２５を包む
ように形成されたモータケース１９と結合されている。
前記油圧モータ１８は、出力ハウジング部３の内部にお
いて、差動機構５と左右方向に横並びで併設されてい
る。この油圧モータ１８は、例えばラジアルピストン式
の油圧モータで、モータケース１９、シリンダブロック
２５，ピストン２７および通路ブロック３２を備え、シ
リンダブロック２５に形成されたシリンダ２６に対して
油圧ポンプ４０から圧油を給排してピストン２７に駆動
力を与えることにより、モータケース１９とシリンダブ
ロック２５との間に相対的な回転力を与え、左右の車輪
軸１６，１７に相対的な回転力を付与するものである。
また、油圧ポンプ４０から油圧モータ１８に給排する圧
油は、方向制御弁４２により方向が切り替えられ、この
方向制御弁４２の切替位置に基づいて左右の車輪軸１
６，１７の相対回転方向を切り替えることができるとと
もに、圧油の給排を停止可能に構成されている。また、
油圧ポンプ４０の吐出圧は、圧力可変式のリリーフ弁４
３により可変に制御され、これにより油圧モータ１８の
駆動力を任意に変更することができる。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７は目標
ヨーモーメント演算手段２２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２２ｂと、各輪スリップ角演算部２
２ｄと目標横力演算部２２ｇ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時
にＯＮとなるブレーキスイッチ２３１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２３２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２３３と、運転者の操舵角度を検
出する操舵角センサ２３４と、車両のヨーレイトを検出
するヨーレイトセンサ２３５と、車速を検出する車速セ
ンサ２３６と、車両のスリップ角βを検出するスリップ
角検出手段２３７とが設けられている。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Ｔ１，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２３１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
２３１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２３１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） 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、Ｗ
３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はホイール
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 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 なお、スリップ角検出手段２３７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。 ＰＣ_２ ＝（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Ｐ
Ｃ２ 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＝−Ｋ_ｂｒ［（Ｔ_ｂ ｓ＋１）／（Ｔ_ｒ ｓ＋１）］△ψ ...（１２） ［ここで、Ｋ_ｂｒ＝（１−（ｍａ／（ＬｂＰＣ_２ ））
Ｖ^２ ）（ｂ／Ｖ）、Ｔ_ｂ ＝ＩＶ／（ＬｂＰＣ_２ −ｍ
ａＶ^２ ）、Ｔ_ｒ ＝［ｍａ／（ＬＰＣ_２ ）］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＝−Ｋ_ｂｇ［（Ｔ_ｂ ｓ＋１）／（Ｔ_ｇ２ｓ^２ ＋Ｔ
_ｇ１ｓ＋１）］△△Ｙ ...（２４）［ここで、Ｋ_ｂｇ
＝（１−（ｍａ／（ＬｂＰＣ_２ ））Ｖ^２ ）（ｂ／Ｖ
^２ ）、 Ｔ_ｂ ＝ＩＶ／（ＬｂＰＣ_２ −ｍａＶ^２ ）、Ｔ_ｇ２＝
［Ｉ／（ＬＰＣ_２ ）］、Ｔ_ｇ１＝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ＰＣ_２ を演算するととも
に、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。 ＰＣ_２ ＝［（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） β＝−Ｋ_ｂｒ［（Ｔ_ｂ ｓ＋１）／（Ｔ_ｒ ｓ＋１）］△ψ ...（３２） ［ここで、Ｋ_ｂｒ＝（１−（ｍａ／（ＬｂＰＣ_２ ））
Ｖ^２ ）（ｂ／Ｖ）、Ｔ_ｂ ＝ＩＶ／（ＬｂＰＣ_２ −ｍ
ａＶ^２ ）、Ｔ_ｒ ＝［ｍａ／（ＬＰＣ_２ ）］Ｖであ
る］ 前記目標横力演算部２２ｇは、図８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，Ｆ
ｙ２，Ｆｙ３，Ｆｙ４を求めるものである。この図８に
おいて実線で示すのが前輪目標タイヤ特性Ｆｒおよび後
輪目標タイヤ特性Ｒｒである。これらは、前後輪のスリ
ップ角βｆ，βｒに対する前輪目標横力Ａ（＝Ｆｙ１＋
Ｆｙ２）および後輪目標横力Ｂ（＝Ｆｙ３＋Ｆｙ４）を
示しており、これらはそれぞれ理想的なタイヤ特性に設
定されている。すなわち、図８において点線で示す実際
のタイヤ特性は、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って頭打ち状態とな
る特性であるのに対して、この理想的に設定された各目
標タイヤ特性Ｆｒ，Ｒｒ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。さらに、本実施の形態にあっては、同じスリップ角
では、前輪目標タイヤ特性Ｆｒは後輪目標タイヤ特性Ｒ
ｒよりも横力Ｆが高くなる設定となっている。すなわ
ち、本実施の形態の装置を搭載した車両のステアリング
特性は、予め弱アンダステア特性に設定されている。こ
の弱アンダステア特性では、旋回時には、前輪のスリッ
プ角βｆが後輪のスリップ角βｒよりも大きくなる設定
となっている。このため、旋回時に、ステアリング特性
をニュートラル特性とするには、車両にオーバステア方
向のモーメントを与える必要がある。そのためには、前
輪の横力Ｆｙ１，Ｆｙ２を後輪の横力Ｆｙ３，Ｆｙ４よ
りも大きくする必要がある。よって、同じスリップ角
（βｆ＝βｆ）では前輪目標横力Ａが後輪目標横力Ｂよ
りも大きくなる特性に設定されている。なお、実タイヤ
特性は、４輪とも同じとしている。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 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２３は、図９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２２ｄと、横力低
減率演算部２３ｅと、第１横力演算部２３ｆ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。前記
横力低減率演算部２２ｅは、前記各輪制動力演算部２２
ａが演算した各輪の制駆動力Ｔ１〜Ｔ４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ｋ１，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＝（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 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８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。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、Ｆｙ１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 本実施の形態にあっては、目標ヨーモーメントＭＭと実
ヨーモーメントＭとの差に基づいてヨーモーメント発生
機構２１に対して制御出力を行うにあたり、図１０のフ
ローチャートに示す制御切替を実行している。すなわ
ち、ステップ１１１において、前輪のスリップ角βｆに
基づいて前輪目標横力Ａを求める一方、ステップ１１２
において、後輪のスリップ角βｒに基づいて後輪目標横
力Ｂを求める。ステップ１１３では、前輪目標横力Ａと
後輪目標横力Ｂとを比較し、Ａ＞Ｂであればステップ１
１４に進んでオーバステア制御、すなわちヨーモーメン
ト発生機構２１によりオーバステア方向のヨーモーメン
トを発生させる制御を実行し、Ａ＞Ｂでなければステッ
プ１１５に進んでアンダステア制御、すなわちヨーモー
メント発生機構２１によりアンダステア方向のヨーモー
メントを発生させる制御を実行する。以上説明してきた
ように、本実施の形態にあっては、元々車両のステアリ
ング特性がアンダステア特性に設定された車両に搭載さ
れたヨー運動制御装置において、必要なヨーモーメント
を演算するにあたり、元々の車両特性であるアンダステ
ア特性を打ち消してニュートラルステア特性に制御する
よう、前輪目標タイヤ特性Ｆｒを後輪目標タイヤ特性Ｒ
ｒよりも横力が大きくなる設定にしたため、車輪のグリ
ップ域から限界域に至る全域に亘ってニュートラルステ
ア特性に制御することができる。以上、本発明の実施の
形態を図面に基づき説明してきたが、具体的な構成につ
いては、この実施の形態に限られるものではなく、特許
請求の範囲の各請求項に係る発明の要旨を逸脱しない限
り、設計の変更や追加等は許容される。例えば、実施の
形態では、弱アンダステア特性の車両に適用して、前輪
目標タイヤ特性Ｆｒは、後輪目標タイヤ特性Ｒｒに対し
てスリップ角に対する横力が大きくなる設定としたが、
車両のステアリング特性がオーバステア特性に設定され
ている車両に適用した場合には、後輪目標タイヤ特性Ｒ
ｒを前輪目標タイヤ特性Ｆｒよりもスリップ角に対する
横力が大きくなる設定とする。BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings. First, before describing the embodiments, the limit yaw moment CYM used in the present invention will be described. As shown in FIG. 1, when the braking / driving force and load of each wheel are applied, the side slip angle increases and the lateral force takes the maximum value under this condition. The yaw moment around the center of gravity of the vehicle due to the tire generated force (the size is equal to the radius of the friction circle) at this time is defined as the limit yaw moment CYM. If this limit yaw moment CYM is a negative value, it means that there is finally a margin of the restoring moment. When the rear-wheel drive vehicle makes a steady turn or an accelerated turn, the limit yaw moment CYM is given by the following equation. CYM = Lf (F1 + F2) -Lr (Fy3 + Fy4)
+ Lt (-Fx3 + Fx4) / 2 Here, F1, F2, F3, and F4 are the maximum tire generating forces at each wheel load, Fx3 and Fx4 are the driving forces of the rear wheels, and F.
y3 and Fy4 are rear wheel maximum lateral forces, which have the following relationship. Fy3 = (F3 ² −Fx3 ² ) ^1/2 , Fy4 = (F4
²⁻ Fx4 ² ) ^1/2 where Lf is the distance between the vehicle center of gravity and the front wheel axle, Lr is the distance between the vehicle center of gravity and the rear wheel axle, and Lt is the distance between the left and right rear wheels. Next, regarding the yaw moment control of the present embodiment,
The relationship among the steering angle δ of the front wheels, the yaw rate Δψ, the cornering power C, the lateral force F, etc. will be described. FIG. 2 is a generally used two-wheel model of a 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, ΔΔY 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
Is the moment of inertia of the vehicle, L is the wheel base, and V is the vehicle speed. As shown in this figure, the equation of motion between the yaw rate Δψ of the vehicle traveling at the vehicle speed V and the slip angle β is
It is as shown in the following formulas (11) and (12). mV (Δβ + Δψ) = − C1 (β + aΔψ / v−δ) −C2 (β−bΔψ / V) ... (11) IΔΔψ = −aC1 (β + aΔψ / V− δ) + bC2 (β−bΔψ / V) (12) FIG. 3 shows the yaw rate Δψ and the slip angle β with respect to the steering angle δ.
4 shows the shape of the response of FIG. 4, which is simplified as the steering angle input 0. Next, FIG. 5 is a configuration and operation explanatory view of the vehicle yaw motion control device of the embodiment, in which reference numeral 21 is a yaw moment generation mechanism.
The details will be described later. Reference numeral 22 is a target yaw moment calculating means for obtaining a target yaw moment MM according to the vehicle behavior, and 23 is an actual yaw moment M generated in the vehicle.
It is a real yaw moment detecting means for detecting. As described above, according to the present embodiment, the actual yaw moment M generated in the vehicle detected by the actual yaw moment detecting means 23.
And the target yaw moment MM calculated by the target yaw moment calculation means 22 are compared, and the difference (MM-M) between them is calculated.
Is output by the yaw moment generation mechanism 21. In this figure, the difference between the output of the target yaw moment calculation means 22 and the actual yaw moment detection means 23 is obtained, and the difference is calculated.
The part which outputs to is equivalent to the operation command means in the claims. Here, a power distribution device as an example of the yaw moment generation mechanism 21 will be described. FIG. 6 is a cross-sectional view showing the power distribution device, in which 1 is a housing. The housing 1 is a stepped tubular input housing portion 2 located on the input side and a stepped tubular portion provided on the output side integrally with the input housing portion 2 and extending leftward and rightward, respectively. Shaped output housing part 3
The output housing portion 3 includes a tubular body portion 3A located at the center, and stepped tubular cover portions 3B and 3C provided on both left and right sides of the body portion 3A. Further, in the output housing part 3, a stepped cylinder part 3D is provided inside the body part 3A and between the cover part 3C, and between the cover part 3C and the stepped cylinder part 3D, A hydraulic motor 18 described later is rotatably arranged. The stepped cylindrical portion 3D extends in the axial direction from the cover portion 3C side toward the cover portion 3B side, and the tip end side thereof is formed so as to avoid interference with the input gear 4A described later. In the figure, reference numeral 4 denotes a propulsion shaft, which is rotatably provided inside the input housing portion 2 of the housing 1 and is rotated by an engine (not shown) mounted on the vehicle. Further, the propulsion shaft 4 is provided with an input gear 4A on the tip end side that extends inside the body portion 3A of the output housing portion 3, and the input gear 4A is provided.
Are meshed with a ring gear 7 described later. In the figure, reference numeral 5 is a differential mechanism, which is located on the cover portion 3B side and is rotatably provided inside the output housing portion 3. The differential mechanism 5 is composed of a planetary gear mechanism G, and the ring gear 7 meshed with the input gear 4A is fixed by bolts or the like on the outer peripheral side of a differential case 6 forming the outer shell thereof. The differential case 6 is rotationally driven by the propulsion shaft 4 via the input gear 4A and the ring gear 7, and the driving force at this time is driven by the sun gear 13 and the carrier 8 which will be described later.
It is distributed to 7 and transmitted. Here, the differential mechanism 5 has a ring gear 6A of the planetary gear mechanism G formed on the inner periphery of the differential case 6 over the entire circumference thereof, and a planetary gear mechanism G provided in the differential case 6 so as to be relatively rotatable. Carrier 8, a plurality of first planetary gears 10 rotatably supported by the carrier 8 and meshed with the ring gear 6A, and a second planetary gear 10 meshed with the first planetary gears 10 and rotatably supported by the carrier 8. 12 and a sun gear 13 which is engaged with the second planetary gear 12 and is rotatable relative to the carrier 8.
The sun gear 13 is splined so as to rotate integrally with the wheel shaft 16. Therefore, the rotation of the differential case 6 is transmitted as the rotation in the same direction to the sun gear 13 via the first and second planetary gears 10 and 12. And when the vehicle goes straight ahead,
The rotational force of the differential case 6 is the planetary gear mechanism G.
Are evenly distributed to the sun gear 13 and the carrier 8, and the left and right wheel shafts 16 and 17 rotate at the same rotation speed. Further, when the vehicle turns, the sun gear 13 and the carrier 8 rotate on the side of the differential case 6 so that one of the wheel shafts 16 and 17 rotates faster than the other due to a reaction force applied to the wheels (not shown) from the road surface. The forces are transmitted with different rotation ratios. As a result, the wheel on the inside of the turn has a relatively low rotation speed, and the wheel on the outside of the turn has a relatively high rotation speed, thereby exhibiting a differential function of enhancing the cornering performance of the vehicle. Next, the differential mechanism 5 and the wheel shaft 1
6 and 17, the sun gear 1
3 is coupled to a wheel shaft 16 via a spline coupling portion, and the wheel shaft 16 rotates integrally with the sun gear 13.
Further, the wheel shaft 16 has a spline shaft portion 16A inserted into the output housing portion 3, and the spline shaft portion 16A is connected to the cylinder block 25 in a non-rotating state. On the other hand, the carrier 8 is connected via a sleeve 14 to a motor case 19 formed so as to enclose the wheel shaft 16 and the cylinder block 25.
The hydraulic motor 18 is juxtaposed side by side with the differential mechanism 5 in the left-right direction inside the output housing portion 3. The hydraulic motor 18 is, for example, a radial piston hydraulic motor, and includes a motor case 19, a cylinder block 25, a piston 27, and a passage block 32. A hydraulic pump 40 applies pressure oil to a cylinder 26 formed in the cylinder block 25. Is supplied and discharged to give a driving force to the piston 27, thereby giving a relative rotational force between the motor case 19 and the cylinder block 25, and giving a relative rotational force to the left and right wheel shafts 16 and 17. It is a thing.
The direction of the pressure oil supplied to and discharged from the hydraulic pump 40 to the hydraulic motor 18 is switched by the direction control valve 42, and the left and right wheel axles 1 are switched based on the switching position of the direction control valve 42.
The relative rotation directions of 6 and 17 can be switched, and the supply and discharge of pressure oil can be stopped. Also,
The discharge pressure of the hydraulic pump 40 is a variable pressure relief valve 4.
It is variably controlled by 3, and the driving force of the hydraulic motor 18 can be arbitrarily changed. Next, the target yaw moment calculation means 22 will be described in detail. FIG. 7 is an explanatory diagram of the target yaw moment calculation means 22, and the target yaw moment calculation means 22 is a wheel braking / driving force calculation unit 22a.
And each wheel load calculation unit 22b and each wheel slip angle calculation unit 2
2d, a target lateral force calculation unit 22g, and a target yaw moment calculation unit 22i are provided, and are connected to an input unit such as a sensor described later as a vehicle behavior detection unit. As these input means, a brake switch 231 which is normally OFF and is turned ON when the driver performs a braking operation, a longitudinal G sensor 232 which detects longitudinal acceleration (hereinafter referred to as longitudinal G) of the vehicle, and a lateral side of the vehicle. Directional acceleration (hereinafter referred to as lateral G)
The lateral G sensor 233 that detects the vehicle speed, the steering angle sensor 234 that detects the steering angle of the driver, the yaw rate sensor 235 that detects the yaw rate of the vehicle, the vehicle speed sensor 236 that detects the vehicle speed, and the slip angle β of the vehicle. Slip angle detecting means 237 is provided. Each wheel braking / driving force calculation unit 22a is a braking / driving force T1, T2, T3, T4 that is a braking force and a driving force that acts on each of the four wheels (where T1 is the braking / driving force of the front left wheel, and T2 is The braking force of the front right wheel, T3 is the braking force of the rear left wheel, and T4 is the braking force of the rear right wheel.) When the brake switch 231 is ON, the braking force corresponding to the front and rear G at that time. Is acting on the four wheels at a predetermined ratio in the front and rear, and when the brake switch 231 is OFF, it is assumed that the driving force corresponding to the front and rear G at that time is acting on the rear wheels which are the driving wheels. It is configured to determine the driving force. In particular,
The signal from the brake switch 231 is Bsig, front and rear G
Is ΔΔX and the vehicle weight is m, it is calculated based on the following formula. When Bsig = 0 (brake OFF), T1 = T2 = 0 T3 = T4 = mΔΔX / 2 When Bsig = 1 (brake ON), T1 = T2 = mΔΔX · (0.7 / 2 ) T3 = T4 = mΔΔX · (0.3 / 2) Each wheel load calculation unit 22b has a front / rear GΔΔX and a lateral GΔΔ.
Depending on Y, each wheel load W1, W2, W3, W4 (W1 is the wheel load of the front left wheel, W2 is the wheel load of the front right wheel, W
3 is the wheel load of the rear left wheel, and W4 is the wheel load of the rear right wheel) based on the following formula. Note that 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) -0.5mΔΔX (h / L)-
0.6mΔΔYh / t W2 = m (b / 2L) -0.5mΔΔX (h / L) +
0.6mΔΔYh / t W3 = m (a / 2L) + 0.5mΔΔX (h / L)-
0.4mΔΔYh / t W4 = m (a / 2L) + 0.5mΔΔX (h / L) +
0.4mΔΔYh / t Each wheel slip angle calculation unit 22d uses the steering angle δ, the yaw rate ψ, and the vehicle speed V based on the slip angle β of the vehicle center of gravity to determine the front wheel slip angle βf and the rear wheel slip angle. The calculation (the following formula) for obtaining βr is performed. βf = β− (Δψ / V) Lf + δ βr = β + (Δψ / V) Lr The slip angle detection means 237 determines the vehicle slip angle β based on the yaw rate Δψ, the lateral GΔΔY, and the vehicle speed V. It is a means of estimating. To explain this estimation method, first, the cornering power estimation value PC2 is calculated by the following equation (21). PC ₂ = (V / L) (maΔΔY-IΔψs) s / [Δψ (bs + V) -ΔΔY] + f (ΔΔY) ... (21) (where s is Laplace Operator, m is the vehicle mass, a is the front-rear distance from the vehicle center of gravity position to the front wheel axle, b is the front-rear direction distance from the vehicle center of gravity position to the rear wheel axle, L is the wheel base, I is the vehicle inertia moment, and the right side is The first term is the cornering power of the rear wheels analytically obtained from the two-wheel model of the vehicle, and the second term f (ΔΔY) is a correction term by the lateral G) and the estimated cornering power P of the rear wheels.
Using C2 and the yaw rate signal Δφ, the slip angle (estimated value) β is calculated by the following equation (22), which is a relational expression between the yaw rate and the slip angle analytically obtained from the two-wheel model of the vehicle. β = −K _br [(T _b s + 1) / (T _r s + 1)] Δψ ... (12) [where K _br = (1− (ma / (LbPC ₂ )))
V ² ) (b / V), T _b = IV / (LbPC ₂ −m
aV ² ), T _r = [ma / (LPC ₂ )] V]. The correction term f (ΔΔY) is calculated by the following equation (23).
It is also possible to use a linear expression of | ΔΔY | f (ΔΔY) = C ^* ₂ | ΔΔY | /9.8 (23) (C ^* ₂ is the side force of the rear tire and the point where the side force is almost saturated on the slip angle diagram. (Inclination of a straight line connecting the origin) Or, instead of the yaw rate Δψ, the lateral GΔΔY is used, and the following equation (24) which is a relational expression between the lateral G and the slip angle β which is analytically obtained from the two-wheel model of the vehicle is also used. ) Can be used to calculate the slip angle (estimated value) β. β = −K _bg [(T _b s + 1) / (T _g2 s ² + T
_g1 s + 1)] ΔΔY ... (24) [where K _{bg
= (1- (ma / (LbPC} 2)) V 2) (b / V
_{^{2), T b = IV /}} (LbPC 2 -maV 2), T g2 =
[I / (LPC ₂ )], T _g1 = b / V] Further, _{instead of} the above (21), the cornering power estimated value PC ₂ of the rear wheel is calculated by the following equation (31), and Instead of (22), the slip angle β can be calculated by the following equation (32). PC ₂ = [(V / L) (maΔΔY-IΔψs) s] / [Δψ (bs + V) -ΔΔY] (31) (where s is the 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 distance from the vehicle center of gravity position to the rear wheel axle, L is the wheel base, and I is the vehicle inertia moment) β = − K _br [(T _b s + 1) / (T _r s + 1)] Δψ ... (32) [where K _br = (1- (ma / (LbPC ₂ ))).
V ² ) (b / V), T _b = IV / (LbPC ₂ −m
aV ² ), T _r = [ma / (LPC ₂ )] V] The target lateral force calculation unit 22g calculates the wheel loads W1 to W4 and the wheel slip angles based on the target tire characteristic map shown in FIG. Target lateral forces Fy1, F acting on each wheel are determined by βf and βr.
y2, Fy3 and Fy4 are obtained. In FIG. 8, solid lines show the front tire target tire characteristics Fr and the rear tire target tire characteristics Rr. These are the desired front wheel lateral force A (= Fy1 +) with respect to the front and rear wheel slip angles βf and βr.
Fy2) and the rear wheel target lateral force B (= Fy3 + Fy4) are shown, and these are set to ideal tire characteristics. That is, the actual tire characteristics shown by the dotted line in FIG. 8 are characteristics in which the lateral force F cannot be obtained more than a certain amount and the vehicle reaches a cap state when the slip angles βf and βr increase, whereas this is ideally set. The target tire characteristics Fr and Rr are set so that the lateral force F increases as the slip angles βf and βr increase, that is, high cornering force is obtained. Further, in the present embodiment, at the same slip angle, the front wheel target tire characteristic Fr becomes the rear wheel target tire characteristic R.
The lateral force F is set to be higher than r. That is, the steering characteristic of the vehicle equipped with the device of the present embodiment is preset to the weak understeer characteristic. With this weak understeer characteristic, the slip angle βf of the front wheels is set to be larger than the slip angle βr of the rear wheels when turning. For this reason, it is necessary to apply a moment in the oversteer direction to the vehicle in order to make the steering characteristic neutral when turning. For that purpose, it is necessary to make the lateral forces Fy1 and Fy2 of the front wheels larger than the lateral forces Fy3 and Fy4 of the rear wheels. Therefore, at the same slip angle (βf = βf), the front wheel target lateral force A is set to be larger than the rear wheel target lateral force B. The actual tire characteristics are the same for all four wheels. The target yaw moment calculation unit 22i is configured to calculate the target yaw moment MM by the following equation based on the target lateral forces Fy1 to Fy4. MM = (Fy1 + Fy2) a- (Fy3 + Fy4) b Next, the actual yaw moment detecting means 23 will be described. As shown in FIG. 9, the vehicle yaw moment detecting means 23 includes a wheel braking / driving force calculation unit 22a, a wheel load calculation unit 22b, a wheel slip angle calculation unit 22d, and a lateral force reduction rate calculation unit 23e. , A first lateral force calculation unit 23f, a second lateral force calculation unit 23h, and an actual yaw moment calculation unit 23i. Here, each wheel braking / driving force calculation unit 22a, each wheel load calculation unit 22b, and each wheel slip angle calculation unit 22d are the same as those described in the above-described target yaw moment calculation unit 22, and therefore description will be made. Omit it. The lateral force reduction rate calculation unit 22e is configured to calculate the braking force calculation unit 22 for each wheel.
Based on the braking / driving forces T1 to T4 of each wheel calculated by a and each wheel load W1 to W4 calculated by each wheel load calculation unit 22b,
Lateral force reduction rate k1, 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). That is, the lateral force Fy decreases as the braking / driving force T increases, 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 unit 23f calculates the lateral force F in consideration of load movement. The lateral force F acting on each wheel by the wheel load W and the slip angles βf and βr is shown in FIG. Calculated based on the map shown. In addition, when the wheel load W is arbitrary, the value complemented between the map data is obtained. The second lateral force calculation unit 23h calculates the lateral force Fy1, Fy2, Fy3 of each wheel from the lateral force reduction rate k of each wheel and the lateral force F considering the load movement.
Fy4 (where Fy1 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) is calculated by the following formula. Fy1 = k1 · F1 Fy2 = k2 · F2 Fy3 = k3 · F3 Fy4 = k4 · F4 The actual yaw moment calculation unit 23i calculates the actual yaw moment M generated in the vehicle from the lateral forces Fy1 to Fy4 acting on each wheel as follows. It is calculated by an expression. M = (Fy1 + Fy2) a− (Fy3 + Fy4) b In the present embodiment, the control output to the yaw moment generation mechanism 21 is performed based on the difference between the target yaw moment MM and the actual yaw moment M. The control switching shown in the flowchart of 10 is executed. That is, in step 111, the front wheel target lateral force A is obtained based on the front wheel slip angle βf, while in step 112
At, the rear wheel target lateral force B is obtained based on the slip angle βr of the rear wheel. In step 113, the front wheel target lateral force A and the rear wheel target lateral force B are compared, and if A> B, step 1
14, the oversteer control, that is, the control for generating the yaw moment in the oversteer direction by the yaw moment generation mechanism 21 is executed. The control to generate the yaw moment of is executed. As described above, in the present embodiment, when the necessary yaw moment is calculated in the yaw motion control device mounted on the vehicle in which the steering characteristic of the vehicle is originally set to the understeer characteristic, The front wheel target tire characteristic Fr is changed to the rear wheel target tire characteristic R so that the understeer characteristic which is the vehicle characteristic is canceled and the neutral steer characteristic is controlled.
Since the lateral force is set to be larger than r, the neutral steer characteristic can be controlled over the entire range from the grip area of the wheel to the limit area. Although the embodiments of the present invention have been described above with reference to the drawings, the specific configuration is not limited to the embodiments, and deviates from the gist of the invention according to each claim of the claims. Unless otherwise, design changes and additions are allowed. For example, in the embodiment, the front wheel target tire characteristic Fr is set so that the lateral force with respect to the rear wheel target tire characteristic Rr is larger than the rear wheel target tire characteristic Rr when applied to a vehicle having a weak understeer characteristic.
When applied to a vehicle in which the steering characteristic of the vehicle is set to the oversteer characteristic, the rear wheel target tire characteristic R
r is set so that the lateral force with respect to the slip angle is larger than the front wheel target tire characteristic Fr.

【図面の簡単な説明】[Brief description of drawings]

【図１】実施の形態における車両の限界ヨーモーメント
ＣＹＭの説明図である。FIG. 1 is an explanatory diagram of a limit yaw moment CYM of a vehicle in an embodiment.

【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] Front wheel steering angle δ, slip angle β, and yaw rate Δψ
It is a model diagram of a motion equation 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】実施の形態を示す説明図である。FIG. 5 is an explanatory diagram showing an embodiment.

【図６】実施の形態のヨーモーメント発生機構の一例と
しての動力配分装置を示す全体図である。FIG. 6 is an overall view showing a power distribution device as an example of a yaw moment generating mechanism of an embodiment.

【図７】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. 7 is a block diagram showing a target yaw moment calculating means of the embodiment.

【図８】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. 8 is a characteristic diagram showing a map for obtaining a target lateral force according to the embodiment.

【図９】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. 9 is a block diagram showing an actual yaw moment detecting means of the embodiment.

【図１０】実施の形態におけるヨーモーメント発生機構
に対する制御切替を示すフローチャートである。FIG. 10 is a flowchart showing control switching for the yaw moment generating mechanism in the embodiment.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

２１ ヨーモーメント発生機構 ２２ 目標ヨーモーメント演算手段 ２２ｇ目標横力演算部（目標横力演算手段） ２３ 実ヨーモーメント検出手段 21 Yaw moment generation mechanism 22 Target yaw moment calculation means 22g Target lateral force calculator (Target lateral force calculator) 23 Actual yaw moment detection means

Claims (2)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項１】 左右輪に対し、互いに逆向きの略等しい
トルクを発生させるヨーモーメント発生機構と、 車両挙動を検出する車両挙動検出手段と、 この車両挙動検出手段に含まれ、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と、 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と、 前記目標ヨーモーメントと実ヨーモーメントとの差分に
相当する量のヨーモーメントを出力させるべく前記ヨー
モーメント発生機構を作動させる作動指令手段と、を備
え、 前記目標ヨーモーメント演算手段は、実タイヤ特性と異
ならせて予め設定された目標タイヤ特性に基づいて前後
輪のスリップ角から前後輪の目標横力を得る目標横力演
算手段を有しているとともに、前後輪の目標横力から目
標ヨーモーメントを求めるよう構成されている車両のヨ
ー運動制御装置であって、 前記目標ヨーモーメント演算手段における前輪目標タイ
ヤ特性と後輪目標タイヤ特性とを異ならせていることを
特徴とする車両のヨー運動制御装置。1. A yaw moment generating mechanism for generating substantially equal torques in opposite directions to left and right wheels, vehicle behavior detecting means for detecting vehicle behavior, and vehicle behavior detecting means included in the vehicle behavior detecting means. An actual yaw moment detecting means for detecting an actual yaw moment, a target yaw moment calculating means for obtaining a target yaw moment which is a yaw moment necessary for the current vehicle behavior based on an input from the vehicle behavior detecting means, The target yaw moment calculating means is different from the actual tire characteristics, and an operation command means for operating the yaw moment generating mechanism to output a yaw moment of an amount corresponding to the difference between the target yaw moment and the actual yaw moment. Based on the target tire characteristics set in advance, A yaw motion control device for a vehicle configured to obtain a target yaw moment from target lateral forces of front and rear wheels, wherein the target yaw moment calculation means obtains A yaw motion control device for a vehicle, wherein a tire characteristic and a rear wheel target tire characteristic are different. 【請求項２】 請求項１に記載の車両のヨー運動制御装
置において、 前記目標横力演算手段は、前輪目標タイヤ特性と後輪目
標タイヤ特性との設定を、同じスリップ角における実横
力と前輪の目標横力との差分が、実横力と後輪の目標横
力の差分よりも大きな値となる設定としたことを特徴と
する車両のヨー運動制御装置。2. The yaw motion control device for a vehicle according to claim 1, wherein the target lateral force calculating means sets the front wheel target tire characteristic and the rear wheel target tire characteristic to the actual lateral force at the same slip angle. A yaw motion control device for a vehicle, wherein the difference between the target lateral force of the front wheels and the target lateral force of the rear wheels is set to a value that is larger than the difference between the target lateral force of the rear wheels.