JP2006224936A - System for controlling vehicle posture - Google Patents

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a vehicle posture control system for optimizing turnability. <P>SOLUTION: The vehicle posture control system 2 includes: a right and left torque transmission control part 4 for transmitting a driving torque to right and left drive wheels 18; and a variable steering ratio control part 6 for varying a steering ratio between the steering wheel angle of a steering wheel 20 and the steering angle of front wheels 14. When the steering characteristic of the vehicle 10 is understeering, the right and left torque transmission control part 4 performs understeering control to increase a driving torque difference between the right and left drive wheels 18. The variable steering ratio control part 6 controls the steering ratio, based on the driving torque difference between the right and left drive wheels 18. <P>COPYRIGHT: (C)2006,JPO&NCIPI

Description

本発明は、車両の姿勢を制御する車両制御システムに関する。   The present invention relates to a vehicle control system that controls the attitude of a vehicle.

従来、車両状態に応じた駆動トルクを左右の駆動輪へ伝達するために、左右トルク伝達制御装置が用いられている（特許文献１参照）。こうした左右トルク伝達制御装置では、例えば低μ路等で車両のステア特性がアンダステアとなるとき、当該アンダステアを解消すべく旋回外側駆動輪の駆動トルクを旋回内側駆動輪の駆動トルクよりも大きくするアンダステア制御を実施する。また逆に、車両のステア特性がオーバステアとなるときには、当該オーバステアを解消すべく旋回内側駆動輪の駆動トルクを旋回外側駆動輪の駆動トルクよりも大きくするオーバステア制御を実施する。こうした制御により、車両の旋回性を向上することができるのである。   Conventionally, a left and right torque transmission control device has been used to transmit drive torque according to a vehicle state to left and right drive wheels (see Patent Document 1). In such a left-right torque transmission control device, for example, when the vehicle's steer characteristic is understeer on a low μ road or the like, the understeer is set so that the driving torque of the turning outer drive wheel is larger than the driving torque of the turning inner drive wheel in order to eliminate the understeer. Implement control. Conversely, when the vehicle's steer characteristic becomes oversteer, oversteer control is performed in which the drive torque of the turning inner drive wheel is larger than the drive torque of the turning outer drive wheel to eliminate the oversteer. Such control can improve the turning performance of the vehicle.

また、従来、車両状態に応じてステアリングハンドルのハンドル角と操舵輪の切れ角との間のステアリングレシオを可変にするために、可変ステアリングレシオ制御装置が用いられている（特許文献２参照）。こうした可変ステアリングレシオ制御装置では、例えばハンドル角に対して切れ角を相対的に大きくして操舵応答性をクイックにするクイック制御を実施することで、車両の旋回性を向上することができる。また逆に、切れ角をハンドル角に対して相対的に小さくして操舵応答性をスローにするスロー制御を実施することで、特に高速走行時における車両の安定性を向上することができる。   Conventionally, a variable steering ratio control device has been used to vary the steering ratio between the steering wheel angle of the steering wheel and the turning angle of the steering wheel in accordance with the vehicle state (see Patent Document 2). In such a variable steering ratio control device, for example, by performing quick control to make the steering response quick by making the turning angle relatively large with respect to the steering wheel angle, the turning performance of the vehicle can be improved. Conversely, by performing slow control that makes the steering angle relatively small with respect to the steering wheel angle and slows down the steering response, it is possible to improve the stability of the vehicle particularly during high-speed traveling.

特開２００４−５２９０１号公報JP 2004-52901 A 特開２００３−３２０４９号公報JP 2003-32049 A

さて、近年、左右トルク伝達制御装置と可変ステアリングレシオ制御装置との双方を用いた姿勢制御が車両に対して実施されようとしている。しかし、これまでに考えられている技術では、左右トルク伝達制御装置と可変ステアリングレシオ制御装置とを独立して作動させるようになっているため、各々の作用が干渉して不具合が生じる場合がある。   In recent years, attitude control using both a left-right torque transmission control device and a variable steering ratio control device is being performed on a vehicle. However, in the technologies that have been considered so far, the left / right torque transmission control device and the variable steering ratio control device are operated independently. .

例えば、左右トルク伝達制御装置によってアンダステアを解消すべく左右の駆動輪間の駆動トルク差が大きくなっている状況下で、可変ステアリングレシオ制御装置のクイック制御が実施されると、操舵輪が実際に旋回可能な切れ角以上に切れ過ぎて車両が制御不能となってしまうおそれがある。   For example, in the situation where the drive torque difference between the left and right drive wheels is large in order to eliminate understeer by the left and right torque transmission control device, when the variable steering ratio control device quick control is performed, the steered wheels are actually There is a risk that the vehicle may become uncontrollable if it is cut more than the turning angle at which it can turn.

また、従来の可変ステアリングレシオ制御装置を搭載し、左右トルク伝達制御装置を搭載していない車両では、操舵輪のグリップ力不足等により旋回中にアンダステアが発生すると、スロー制御を行って、実際に旋回可能な半径よりも操舵輪の切れ角が大きくならないようにしている。この制御は、操舵輪のグリップ力が回復した際の車両安定性を確保する上で重要となっている。しかし、可変ステアリングレシオ制御装置と左右トルク伝達制御装置とを搭載する車両では、左右トルク伝達制御装置のアンダステア制御によってアンダステアを解消することが十分に可能な状況下、即ち左右の駆動輪間の駆動トルク差が小さな状況下で可変ステアリングレシオ制御装置のスロー制御が実施されると、操舵輪が切れ難くなってアンダステア制御による旋回性の向上効果が半減してしまう。
本発明は、以上説明した問題に鑑みてなされたものであって、その目的は、旋回性を最適にする車両姿勢制御システムを提供することにある。 Also, in vehicles equipped with a conventional variable steering ratio control device and not equipped with a left / right torque transmission control device, if understeer occurs during turning due to insufficient grip force on the steering wheel, slow control is performed and The turning angle of the steered wheels is not made larger than the radius at which the vehicle can turn. This control is important for ensuring vehicle stability when the gripping force of the steered wheels is restored. However, in a vehicle equipped with a variable steering ratio control device and a left and right torque transmission control device, understeering by the left and right torque transmission control device is sufficiently possible to eliminate understeering, that is, driving between the left and right drive wheels. If the slow control of the variable steering ratio control device is performed under a situation where the torque difference is small, the steered wheel is difficult to cut, and the effect of improving the turning performance by the understeer control is halved.
The present invention has been made in view of the above-described problems, and an object thereof is to provide a vehicle attitude control system that optimizes turning performance.

請求項１に記載の発明は、左右の駆動輪へ駆動トルクを伝達する左右トルク伝達制御部、並びにステアリングハンドルのハンドル角と操舵輪の切れ角との間のステアリングレシオを可変にする可変ステアリングレシオ制御部を備える車両姿勢制御システムであって、前記左右トルク伝達制御部は、前記車両のステア特性がアンダステアとなるとき、前記左右の駆動輪間の駆動トルク差を増大するアンダステア制御を実施し、前記可変ステアリングレシオ制御部は、前記左右の駆動輪間の駆動トルク差に基づいて前記ステアリングレシオを制御する。左右の駆動輪間の駆動トルク差は、車両のステア特性がアンダステアとなるとき左右トルク伝達制御装置によって増大されるので、当該駆動トルク差は、左右トルク伝達制御装置によるアンダステア解消の余地（以下、「左右トルク伝達制御装置によるアンダステア解消の余地」を単に「アンダステア解消の余地」という）についてその大小を示す指標となる。可変ステアリングレシオ制御部は、そうした指標としての駆動トルク差に基づいてハンドル角と切れ角との間のステアリングレシオを制御するので、アンダステア解消の余地に応じた制御を実現して最適な旋回性を得ることが可能になる。
尚、「ステアリングレシオ」とは、一般によく知られているように、切れ角に対するハンドル角の相対比（ハンドル角／切れ角）を意味している。 According to the first aspect of the present invention, a left / right torque transmission control unit that transmits drive torque to the left / right drive wheels, and a variable steering ratio that makes the steering ratio between the steering wheel steering angle and the steering wheel turning angle variable. A vehicle attitude control system including a control unit, wherein the left and right torque transmission control unit performs understeer control to increase a drive torque difference between the left and right drive wheels when the steering characteristic of the vehicle is understeer, The variable steering ratio control unit controls the steering ratio based on a driving torque difference between the left and right driving wheels. The drive torque difference between the left and right drive wheels is increased by the left and right torque transmission control device when the vehicle's steering characteristic becomes understeer, so that the drive torque difference can be eliminated by the left and right torque transmission control device (hereinafter referred to as “understeer”). "The room for canceling understeer by the left and right torque transmission control device" is simply referred to as "the room for canceling understeer"). The variable steering ratio control unit controls the steering ratio between the steering wheel angle and the turning angle based on the difference in driving torque as such an indicator. It becomes possible to obtain.
The “steering ratio” means the relative ratio of the steering wheel angle to the steering angle (steering angle / cutting angle), as is generally well known.

請求項２に記載の発明によると、前記左右の駆動輪間の駆動トルク差又は当該駆動トルク差に相関する値を前記可変ステアリングレシオ制御部へ供給する。可変ステアリングレシオ制御部は、左右の駆動輪間の駆動トルク差又はその相関値を左右トルク伝達制御部から直接供給されることにより、アンダステア解消の余地についてその大小を正確に認識することができる。したがって、旋回性の最適化効果を高めることができる。   According to a second aspect of the present invention, a drive torque difference between the left and right drive wheels or a value correlated with the drive torque difference is supplied to the variable steering ratio control unit. The variable steering ratio control unit can directly recognize the magnitude of the room for resolving understeer by directly supplying the drive torque difference between the left and right drive wheels or the correlation value thereof from the left and right torque transmission control unit. Therefore, the turning effect optimization effect can be enhanced.

請求項３に記載の発明によると、前記可変ステアリングレシオ制御部は、前記左右の駆動輪間の駆動トルク差に基づいて前記ステアリングレシオの基準値を補正することにより前記ステアリングレシオの目標値を設定する補正手段と、前記ハンドル角に対して前記切れ角を相対的に変化させることにより前記ステアリングレシオを前記目標値に一致させるアクチュエータとを有する。ハンドル角に対して切れ角を相対的に変化させるアクチュエータへの目標値は、左右の駆動輪間の駆動トルク差に基づいてステアリングレシオの基準値を補正することにより得られるので、当該目標値は、アンダステア解消の余地を反映した値となる。したがって、車両のステア特性がアンダステアとなるときには、そうした目標値にステアリングレシオがアクチュエータにより一致させられるので、最適な旋回性を実現することができる。   According to a third aspect of the present invention, the variable steering ratio control unit sets the target value of the steering ratio by correcting a reference value of the steering ratio based on a driving torque difference between the left and right driving wheels. And an actuator for making the steering ratio coincide with the target value by changing the turning angle relative to the steering wheel angle. Since the target value for the actuator that changes the turning angle relative to the steering wheel angle is obtained by correcting the reference value of the steering ratio based on the drive torque difference between the left and right drive wheels, the target value is The value reflects the room for resolving understeer. Therefore, when the steering characteristic of the vehicle is understeer, the steering ratio is matched with the target value by the actuator, so that it is possible to realize the optimum turning performance.

請求項４に記載の発明によると、前記補正手段は、前記左右の駆動輪間の駆動トルク差が閾値以上となるとき、当該駆動トルク差が前記閾値未満となるときよりも前記目標値を大きく設定する。つまり、左右の駆動輪間の駆動トルク差が閾値以上となるとき、即ちアンダステア解消の余地が小さいときの目標値は、当該駆動トルク差が閾値未満となるとき、即ちアンダステア解消の余地が大きいときの目標値よりも大きく設定される。したがって、左右トルク伝達制御部のアンダステア制御時にアンダステア解消の余地が小さくなった場合には、ステアリングレシオが目標値に一致させられて増大する。これにより、切れ角はハンドル角に対して相対的に小さくなるので、操舵輪の切れ過ぎにより車両が制御不能となる事態を防止することができる。また一方、左右トルク伝達制御部のアンダステア制御時にアンダステア解消の余地が十分に残っている場合には、ステアリングレシオが目標値に一致させられて減少する。これにより、切れ角はハンドル角に対して相対的に大きくなるので、操舵輪の切れをアシストして高い旋回性を得ることができ、例えば交差点の右左折時におけるステアリングハンドルの操作負担を軽減することができる。   According to a fourth aspect of the present invention, when the drive torque difference between the left and right drive wheels is greater than or equal to a threshold value, the correction means increases the target value more than when the drive torque difference is less than the threshold value. Set. In other words, when the drive torque difference between the left and right drive wheels is greater than or equal to the threshold value, that is, when the room for eliminating understeer is small, the target value is when the drive torque difference is less than the threshold value, that is, when the room for eliminating understeer is large. It is set larger than the target value. Therefore, when the room for understeer cancellation becomes small during the understeer control of the left and right torque transmission control unit, the steering ratio is increased to match the target value. As a result, the turning angle becomes relatively small with respect to the steering wheel angle, so that a situation in which the vehicle becomes uncontrollable due to excessive turning of the steering wheel can be prevented. On the other hand, if there is sufficient room for understeer elimination during the understeer control of the left and right torque transmission control unit, the steering ratio is made to coincide with the target value and decreases. As a result, the turning angle becomes relatively large with respect to the steering wheel angle, so that the turning of the steering wheel can be assisted and high turning performance can be obtained. For example, the steering handle operating burden when turning right or left at the intersection is reduced. be able to.

請求項５に記載の発明によると、前記補正手段は、前記車両のアンダステアが強くなるほど基準ゲインを大きく設定する基準ゲイン設定手段と、前記左右の駆動輪間の駆動トルク差が閾値以上となるとき前記基準ゲインを補正ゲインとして設定する一方、当該駆動トルク差が前記閾値未満となるとき補正ゲインを前記基準ゲインよりも小さく設定する補正ゲイン設定手段と、前記補正ゲイン設定手段により設定された前記補正ゲインを前記基準値に乗算することにより前記目標値を設定する目標値設定手段とを有する。   According to a fifth aspect of the present invention, the correction means includes a reference gain setting means for setting a reference gain larger as the understeer of the vehicle becomes stronger, and a drive torque difference between the left and right drive wheels is equal to or greater than a threshold value. While setting the reference gain as a correction gain, a correction gain setting means for setting a correction gain smaller than the reference gain when the drive torque difference is less than the threshold, and the correction set by the correction gain setting means Target value setting means for setting the target value by multiplying the reference value by a gain.

このように請求項５に記載の発明では、左右の駆動輪間の駆動トルク差が閾値未満となるとき、即ちアンダステア解消の余地が大きいときの補正ゲインは、当該駆動トルク差が閾値以上となるとき、即ちアンダステア解消の余地が小さいときに補正ゲインとされる基準ゲインよりも小さく設定される。故に、補正ゲインを基準値に乗算することによって得られるステアリングレシオの目標値は、アンダステア解消の余地が小さくなると増大し、また逆に当該余地が大きくなると減少する。このことから、左右トルク伝達制御部のアンダステア制御時にアンダステア解消の余地が小さくなった場合には、ハンドル角に対して切れ角を相対的に小さくして操舵輪が切れ過ぎないようにすることができる。また一方、左右トルク伝達制御部のアンダステア制御時にアンダステア解消の余地が十分に残っている場合には、ハンドル角に対して切れ角を相対的に大きくして操舵輪の切れをアシストすることができる。   Thus, in the invention according to claim 5, when the difference between the driving torques of the left and right driving wheels is less than the threshold value, that is, when there is a large room for eliminating the understeer, the driving gain difference is equal to or more than the threshold value. In other words, it is set to be smaller than a reference gain that is used as a correction gain when there is little room for canceling understeer. Therefore, the target value of the steering ratio obtained by multiplying the correction gain by the reference value increases when the room for understeer cancellation decreases, and conversely decreases when the room increases. For this reason, if the room for understeer cancellation becomes small during the understeer control of the left and right torque transmission control unit, the turning angle is made relatively small with respect to the steering wheel angle so that the steered wheels are not overcut. it can. On the other hand, if there is sufficient room for understeer removal during the understeer control of the left and right torque transmission control unit, the turning angle can be made relatively large with respect to the steering wheel angle to assist the turning of the steered wheels. .

さらに、請求項５に記載の発明において基準ゲインは、車両のアンダステアが強くなるほど大きく設定されるので、この基準ゲインをそのまま用いてなる補正ゲインを基準値に乗算することによって、アンダステアが強いほど大きな目標値を取得することができる。したがって、アンダステア解消の余地が小さい状態でアンダステアが強くなるときには、その強さに追従して増大する目標値にステアリングレシオが一致させられるため、操舵輪の切れを十分に抑えることができる。   Furthermore, in the invention described in claim 5, the reference gain is set to be larger as the understeer of the vehicle becomes stronger. Therefore, by multiplying the reference value by a correction gain using the reference gain as it is, the reference gain is increased as the understeer becomes stronger. A target value can be acquired. Therefore, when the understeer becomes strong in a state where there is little room for eliminating the understeer, the steering ratio is made to coincide with the target value that increases following the strength, so that the steering wheel can be sufficiently prevented from being broken.

請求項６に記載の発明によると、前記補正手段は、前記左右の駆動輪間の駆動トルク差が閾値以上となるとき、当該駆動トルク差が閾値未満となるときよりも補正ゲインを大きく設定する補正ゲイン設定手段と、前記補正ゲイン設定手段により設定された前記補正ゲインを前記基準値に乗算することにより前記目標値を設定する目標値設定手段とを有する。   According to the invention described in claim 6, when the drive torque difference between the left and right drive wheels is greater than or equal to a threshold value, the correction means sets the correction gain larger than when the drive torque difference is less than the threshold value. Correction gain setting means; and target value setting means for setting the target value by multiplying the reference value by the correction gain set by the correction gain setting means.

このように請求項６に記載の発明では、左右の駆動輪間の駆動トルク差が閾値以上となるとき、即ちアンダステア解消の余地が小さいときの補正ゲインは、当該駆動トルク差が閾値未満となるとき、即ちアンダステア解消の余地が大きいときの補正ゲインよりも大きく設定される。故に、補正ゲインを基準値に乗算することによって得られるステアリングレシオの目標値は、アンダステア解消の余地が小さくなると増大し、また逆に当該余地が大きくなると減少する。このことから、左右トルク伝達制御部のアンダステア制御時にアンダステア解消の余地が小さくなった場合には、ハンドル角に対して切れ角を相対的に小さくして操舵輪が切れ過ぎないようにすることができる。また一方、左右トルク伝達制御部のアンダステア制御時にアンダステア解消の余地が十分に残っている場合には、ハンドル角に対して切れ角を相対的に大きくして操舵輪の切れをアシストすることができる。   Thus, in the invention described in claim 6, when the difference in driving torque between the left and right driving wheels is greater than or equal to the threshold value, that is, when the room for eliminating the understeer is small, the correction gain is less than the threshold value. In other words, it is set larger than the correction gain when there is a large room for understeer elimination. Therefore, the target value of the steering ratio obtained by multiplying the correction gain by the reference value increases when the room for understeer cancellation decreases, and conversely decreases when the room increases. For this reason, if the room for understeer cancellation becomes small during the understeer control of the left and right torque transmission control unit, the turning angle is made relatively small with respect to the steering wheel angle so that the steered wheels are not overcut. it can. On the other hand, if there is sufficient room for understeer removal during the understeer control of the left and right torque transmission control unit, the turning angle can be made relatively large with respect to the steering wheel angle to assist the turning of the steered wheels. .

請求項７に記載の発明によると、基準値は、車速に相関する値として前記補正手段に記憶されている。アクチュエータへの目標値は、車速に対して相関する基準値を補正することによって得られるので、当該目標値に一致させられるステアリングレシオを車速に応じて変化させることが可能となる。したがって、例えば低速時には、ハンドル角に対して切れ角が相対的に大きくなるようにステアリングレシオを制御して旋回性を向上し、また逆に高速時には、ハンドル角に対して切れ角が相対的に小さくなるようにステアリングレシオを制御して安定性を向上することができる。   According to the seventh aspect of the present invention, the reference value is stored in the correction means as a value correlated with the vehicle speed. Since the target value for the actuator is obtained by correcting a reference value that correlates with the vehicle speed, it is possible to change the steering ratio matched with the target value in accordance with the vehicle speed. Therefore, for example, at low speeds, the steering ratio is controlled so that the turning angle is relatively large with respect to the steering wheel angle to improve turning performance. Conversely, at high speeds, the turning angle is relatively high with respect to the steering wheel angle. It is possible to improve the stability by controlling the steering ratio so as to decrease.

以下、本発明の複数の実施形態を図面に基づいて説明する。
（第一実施形態）
図１は、本発明の第一実施形態による車両姿勢制御システム２を適用した四輪駆動式の車両１０を示している。 Hereinafter, a plurality of embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
(First embodiment)
FIG. 1 shows a four-wheel drive vehicle 10 to which a vehicle attitude control system 2 according to a first embodiment of the present invention is applied.

まず、車両１０について説明する。
車両１０において、内燃機関、電動モータ等の動力源１１から出力されるトルクはトランスアクスル１２を経由して左右の前車輪１４へと伝達され、それにより各前車輪１４が駆動される。また、動力源１１の出力トルクはトランスアクスル１２、プロペラシャフト１５、前後トルク伝達制御装置１６及び車両姿勢制御システム２の左右トルク伝達制御装置４を順次経由して左右の後車輪１８へと伝達され、それにより各後車輪１８が駆動される。ここで、前車輪１４と後車輪１８との間のトルク配分比は前後トルク伝達制御装置１６の作動状態によって決まり、また左後車輪１８と右後車輪１８との間のトルク配分比は左右トルク伝達制御装置４の作動状態によって決まる。尚、前後トルク伝達制御装置１６は、内蔵クラッチの係合力を調整することで、動力源１１のトルクが前後車輪１４，１８へ等配分される完全な四輪駆動状態から、前車輪１４のみを駆動する二輪駆動状態まで、車両１０の走行状態に応じて切り換える装置である。 First, the vehicle 10 will be described.
In the vehicle 10, torque output from a power source 11 such as an internal combustion engine or an electric motor is transmitted to the left and right front wheels 14 via the transaxle 12, thereby driving each front wheel 14. The output torque of the power source 11 is transmitted to the left and right rear wheels 18 via the transaxle 12, the propeller shaft 15, the front and rear torque transmission control device 16 and the left and right torque transmission control device 4 of the vehicle attitude control system 2 in order. Thereby, each rear wheel 18 is driven. Here, the torque distribution ratio between the front wheel 14 and the rear wheel 18 is determined by the operating state of the front-rear torque transmission control device 16, and the torque distribution ratio between the left rear wheel 18 and the right rear wheel 18 is the left-right torque. It depends on the operating state of the transmission control device 4. The front-rear torque transmission control device 16 adjusts the engagement force of the built-in clutch, so that only the front wheel 14 is moved from a complete four-wheel drive state in which the torque of the power source 11 is equally distributed to the front and rear wheels 14, 18. It is a device that switches to a two-wheel drive state in which the vehicle 10 is driven according to the traveling state of the vehicle 10.

車両１０において、運転者によりステアリングハンドル２０へ与えられる回転運動は、第一ステアリングシャフト２１、車両姿勢制御システム２の可変ステアリングレシオ制御装置６及び第二ステアリングシャフト２２を経由してステアリングギヤ２４へと伝達される。ステアリングギヤ２４へと伝達された回転運動は、当該ステアリングギヤ２４によってタイロッド２５の直線運動に変換される。ナックルアーム２６を介してタイロッド２５に連結された左右の前車輪１４は、そうしたタイロッド２５の往復直線運動に追従して左右に切れる。   In the vehicle 10, the rotational motion given to the steering handle 20 by the driver is transmitted to the steering gear 24 via the first steering shaft 21, the variable steering ratio control device 6 of the vehicle attitude control system 2, and the second steering shaft 22. Communicated. The rotational motion transmitted to the steering gear 24 is converted into a linear motion of the tie rod 25 by the steering gear 24. The left and right front wheels 14 connected to the tie rod 25 via the knuckle arm 26 are cut to the left and right following the reciprocating linear motion of the tie rod 25.

次に、左右トルク伝達制御装置４及び可変ステアリングレシオ制御装置６を備えた車両姿勢制御システム２について説明する。尚、以下の説明では、「電子制御ユニット」を「ＥＣＵ」と略称する。   Next, the vehicle attitude control system 2 including the left / right torque transmission control device 4 and the variable steering ratio control device 6 will be described. In the following description, “electronic control unit” is abbreviated as “ECU”.

左右トルク伝達制御装置４は、伝達制御機構部３０及び伝達制御回路部３２等から構成されている。
伝達制御機構部３０は、左右の後車輪１８と一体回転する左右の後車軸３４と前後トルク伝達制御装置１６との間に介装された差動機構３５、並びにＤＣモータ等からなる電動モータ３６を有している。差動機構３５は、左右の後車軸３４間で差動を生むために例えば図２に示す如く複数のギヤを組み合わせて構成され、前後トルク伝達制御装置１６からの入力トルクを電動モータ３６の出力トルクＴｍに従う配分比にて左右の後車軸３４へ出力する。即ち伝達制御機構部３０では、各後車輪１８の駆動トルクＴｄが電動モータ３６の出力トルクＴｍに応じて変化する。 The left and right torque transmission control device 4 includes a transmission control mechanism unit 30, a transmission control circuit unit 32, and the like.
The transmission control mechanism unit 30 includes a differential mechanism 35 interposed between the left and right rear axles 34 that rotate integrally with the left and right rear wheels 18 and the front and rear torque transmission control device 16, and an electric motor 36 including a DC motor and the like. have. The differential mechanism 35 is configured by combining a plurality of gears, for example, as shown in FIG. 2 in order to produce a differential between the left and right rear axles 34, and the input torque from the front-rear torque transmission control device 16 is output torque of the electric motor 36. Output to the left and right rear axles 34 at a distribution ratio according to Tm. That is, in the transmission control mechanism unit 30, the driving torque Td of each rear wheel 18 changes according to the output torque Tm of the electric motor 36.

伝達制御回路部３２は、図１に示すように、ブリッジ回路等からなる駆動回路３７と、マイクロコンピュータ等からなるＥＣＵ３８を有している。ＥＣＵ３８は、駆動回路３７による電動モータ３６への供給電流Ｃｍを車両１０の走行状態に基づいて制御することにより、電動モータ３６の出力トルクＴｍ、ひいては各後車輪１８の駆動トルクＴｄを変化させる。以下、ＥＣＵ３８による制御内容について詳しく説明する。   As shown in FIG. 1, the transmission control circuit unit 32 includes a drive circuit 37 composed of a bridge circuit or the like, and an ECU 38 composed of a microcomputer or the like. The ECU 38 controls the supply current Cm supplied to the electric motor 36 by the drive circuit 37 based on the traveling state of the vehicle 10, thereby changing the output torque Tm of the electric motor 36 and consequently the driving torque Td of each rear wheel 18. Hereinafter, details of control by the ECU 38 will be described.

図３は、ＥＣＵ３８による制御内容を機能ブロック図にて模式的に示すものである。同図に示すようにリード制御処理４０では、ステアリングハンドル２０のハンドル角θｈ、操舵速度Ｖｈ及び車速Ｖｃに基づいて、制御応答性を向上させるためのリード制御目標トルクＴｍｏｌを算出する。尚、ハンドル角θｈは、ステアリングハンドル２０と共に回転する第一ステアリングシャフト２１についてその回転角を検出する回転角センサからＥＣＵ３８へ与えられる値である。また、操舵速度Ｖｈは、ＥＣＵ３８によりハンドル角θｈを時間微分して得られる値である。さらにまた、車速Ｖｃは、各車輪１４，１８の回転速度Ｖｔ（以下、「各車輪１４，１８の回転速度Ｖｔ」を単に「車輪速Ｖｔ」という）を検出する車輪速センサの出力値に基づいて当該車速Ｖｃを算出するＥＣＵからＥＣＵ３８へ与えられる値である。
直安制御処理４１では、左右の後車軸３４間での差動を制限して車両１０の直進安定性を向上するための直安制御目標トルクＴｍｏｓを、ハンドル角θｈ及び車速Ｖｃに基づいて算出する。 FIG. 3 schematically shows the contents of control by the ECU 38 in a functional block diagram. As shown in the figure, in the lead control process 40, a lead control target torque Tmol for improving control responsiveness is calculated based on the steering wheel angle θh, the steering speed Vh, and the vehicle speed Vc of the steering handle 20. The handle angle θh is a value given to the ECU 38 from a rotation angle sensor that detects the rotation angle of the first steering shaft 21 that rotates together with the steering handle 20. The steering speed Vh is a value obtained by differentiating the steering wheel angle θh with time by the ECU 38. Furthermore, the vehicle speed Vc is based on the output value of a wheel speed sensor that detects the rotational speed Vt of each of the wheels 14 and 18 (hereinafter, “the rotational speed Vt of each of the wheels 14 and 18” is simply referred to as “wheel speed Vt”). This is a value given to the ECU 38 from the ECU for calculating the vehicle speed Vc.
In the straight safety control process 41, a straight safety control target torque Tmos for improving the straight running stability of the vehicle 10 by limiting the differential between the left and right rear axles 34 is calculated based on the steering wheel angle θh and the vehicle speed Vc. To do.

ヨーレート制御処理（以下、「ヨーレート制御」を「ＹＲ制御」と略称する）４２では、ハンドル角θｈ、車速Ｖｃ、ヨーレートＹ及びアクセル開度Ｏに基づいて、旋回性を向上するためのＹＲ制御目標トルクＴｍｏｙを算出する。
具体的には、まず車両モデル演算処理４３において、ハンドル角θｈ及び車速Ｖｃに基づいて車両モデルを演算し、目標ヨーレートＹｏを算出する。 In the yaw rate control process (hereinafter, “yaw rate control” is abbreviated as “YR control”) 42, a YR control target for improving turning performance based on the steering wheel angle θh, the vehicle speed Vc, the yaw rate Y, and the accelerator opening degree O. Torque Tmoy is calculated.
Specifically, first, in the vehicle model calculation process 43, the vehicle model is calculated based on the steering wheel angle θh and the vehicle speed Vc, and the target yaw rate Yo is calculated.

次のステア特性判定処理４４では、車両モデル演算処理４３で算出された目標ヨーレートＹｏと、ヨーレートセンサからＥＣＵ３８へ与えられるヨーレートＹとに基づいて車両１０のステア特性を判定し、当該判定結果を表すステア特性指数Ｎｙｓを算出する。詳細には、目標ヨーレートＹｏが実ヨーレートＹよりも小さい場合にはオーバステアであると判定し、当該オーバステアが強くなるほど大きな正値にステア特性指数Ｎｙｓを設定する。また、目標ヨーレートＹｏが実ヨーレートＹよりも大きい場合にはアンダステアであると判定し、当該アンダステアが強くなるほど小さな負値にステア特性指数Ｎｙｓを設定する。さらにまた、目標ヨーレートＹｏが実ヨーレートＹと実質的に等しい場合にはニュートラルステアであると判定し、ステア特性指数Ｎｙｓを０に設定する。   In the next steer characteristic determination process 44, the steer characteristic of the vehicle 10 is determined based on the target yaw rate Yo calculated in the vehicle model calculation process 43 and the yaw rate Y given from the yaw rate sensor to the ECU 38, and the determination result is expressed. A steer characteristic index Nys is calculated. Specifically, when the target yaw rate Yo is smaller than the actual yaw rate Y, it is determined that the steering is oversteer, and the steer characteristic index Nys is set to a larger positive value as the oversteer becomes stronger. Further, when the target yaw rate Yo is larger than the actual yaw rate Y, it is determined as understeer, and the steer characteristic index Nys is set to a smaller negative value as the understeer becomes stronger. Furthermore, when the target yaw rate Yo is substantially equal to the actual yaw rate Y, it is determined that the vehicle is neutral steer, and the steer characteristic index Nys is set to zero.

尚、車両１０の旋回時にアクセル開度Ｏが過大となる場合、車両１０のステア特性がアンダステアとなり易い。そこで、本実施形態のステア特性判定処理４４では、ヨーレートＹから判断される旋回時にアクセルセンサからＥＣＵ３８へ与えられるアクセル開度Ｏが閾値Ｏｔｈ以上となった場合にも、ステア特性指数Ｎｙｓを正値に設定する。   In addition, when the accelerator opening degree O becomes excessive when the vehicle 10 turns, the steering characteristic of the vehicle 10 tends to be understeer. Therefore, in the steering characteristic determination process 44 of the present embodiment, the steering characteristic index Nys is a positive value even when the accelerator opening degree O given from the accelerator sensor to the ECU 38 at the time of turning determined from the yaw rate Y is equal to or greater than the threshold value Oth. Set to.

続く目標トルク演算処理４５では、ステア特性判定処理４４で算出されたステア特性指数Ｎｙｓに基づいてＹＲ制御目標トルクＴｍｏｙを算出する。詳細には、ステア特性指数Ｎｙｓが正値である場合には、その値が大きくなるほど、旋回内側後車輪１８の駆動トルクＴｄｉが増大し且つ旋回外側後車輪１８の駆動トルクＴｄｏが減少するようにＹＲ制御目標トルクＴｍｏｙを設定する。また、ステア特性指数Ｎｙｓが負値となる場合には、その値が小さくなるほど、旋回外側後車輪１８の駆動トルクＴｄｏが増大し且つ旋回内側後車輪１８の駆動トルクＴｄｉが減少するようにＹＲ制御目標トルクＴｍｏｙを設定する。さらにまた、ステア特性指数Ｎｙｓが０となる場合には、各後車輪１８の駆動トルクＴｄがそのまま保持されるようにＹＲ制御目標トルクＴｍｏｙを設定する。   In the subsequent target torque calculation process 45, the YR control target torque Tmoy is calculated based on the steer characteristic index Nys calculated in the steer characteristic determination process 44. More specifically, when the steering characteristic index Nys is a positive value, the drive torque Tdi of the turning inner rear wheel 18 increases and the driving torque Tdo of the turning outer rear wheel 18 decreases as the value increases. The YR control target torque Tmoy is set. Further, when the steer characteristic index Nys is a negative value, the YR control is performed so that the drive torque Tdo of the outer turning rear wheel 18 increases and the driving torque Tdi of the inner turning rear wheel 18 decreases as the value decreases. A target torque Tmoy is set. Furthermore, when the steering characteristic index Nys is 0, the YR control target torque Tmoy is set so that the driving torque Td of each rear wheel 18 is maintained as it is.

以上のリード制御処理４０、直安制御処理４１及びＹＲ制御処理４２で算出された目標トルクＴｍｏｌ，Ｔｍｏｓ，Ｔｍｏｙは指令トルク演算処理４６で重畳演算され、それにより電動モータ３６の出力トルクＴｍに対する指令トルクＴｍｏが算出される。そして指令電流演算処理４７では、指令トルク演算処理４６で算出された指令トルクＴｍｏが電動モータ３６への供給電流Ｃｍに対する指令電流Ｃｍｏへと変換され、この指令電流Ｃｍｏが駆動回路３７へ与えられる。これにより供給電流Ｃｍが指令電流Ｃｍｏと一致させられるので、電動モータ３６の出力トルクＴｍは指令トルクＴｍｏと一致するように制御される。したがって、例えば上記ステア特性判定処理４４での判定結果がアンダステアである場合には、ＹＲ制御目標トルクＴｍｏｙを反映する指令トルクＴｍｏによって、旋回内側後車輪１８よりも旋回外側後車輪１８の駆動トルクＴｄが大きくなり、それら車輪間の駆動トルク差ΔＴｄが増大する。この場合、旋回内側後車輪１８の回転速度よりも旋回外側後車輪１８の回転速度が高くなるので、車両１０のステア特性がアンダステアを解消するニュートラルステア側へと向かうこととなる。   The target torques Tmol, Tmos, and Tmoy calculated in the above lead control process 40, direct safety control process 41, and YR control process 42 are superimposed and calculated in the command torque calculation process 46, whereby the command for the output torque Tm of the electric motor 36 is calculated. Torque Tmo is calculated. In the command current calculation process 47, the command torque Tmo calculated in the command torque calculation process 46 is converted into a command current Cmo for the supply current Cm to the electric motor 36, and this command current Cmo is given to the drive circuit 37. As a result, the supply current Cm is matched with the command current Cmo, so that the output torque Tm of the electric motor 36 is controlled to match the command torque Tmo. Therefore, for example, when the determination result in the steer characteristic determination process 44 is understeer, the drive torque Td of the outer wheel 18 outside the turn is more than the inner rear wheel 18 by the command torque Tmo reflecting the YR control target torque Tmoy. Increases, and the drive torque difference ΔTd between the wheels increases. In this case, since the rotational speed of the rear outer wheel 18 is higher than the rotational speed of the rear inner wheel 18, the steering characteristic of the vehicle 10 moves toward the neutral steer side where the understeer is eliminated.

また、指令トルク演算処理４６で算出された指令トルクＴｍｏは、駆動トルク差演算処理４８において利用される。詳細には、駆動トルク差演算処理４８では、制御目標トルクＴｍｏｙを反映する指令トルクＴｍｏに電動モータ３６の出力トルクＴｍが一致させられることによって実現される左右の後車輪１８間の駆動トルク差ΔＴｄが、指令トルクＴｍｏに基づいて推定算出される。そして、この算出された駆動トルク差ΔＴｄが可変ステアリングレシオ制御装置６へと供給されることとなる。尚、ここで駆動トルク差ΔＴｄは、旋回外側後車輪１８の駆動トルクＴｄｏと旋回内側後車輪１８の駆動トルクＴｄｉとの差（Ｔｄｏ−Ｔｄｉ）にて表される値である。   Further, the command torque Tmo calculated in the command torque calculation process 46 is used in the drive torque difference calculation process 48. Specifically, in the drive torque difference calculation process 48, the drive torque difference ΔTd between the left and right rear wheels 18 realized by matching the output torque Tm of the electric motor 36 with the command torque Tmo reflecting the control target torque Tmoy. Is estimated and calculated based on the command torque Tmo. Then, the calculated drive torque difference ΔTd is supplied to the variable steering ratio control device 6. Here, the driving torque difference ΔTd is a value represented by a difference (Tdo−Tdi) between the driving torque Tdo of the rear outer wheel 18 and the driving torque Tdi of the inner rear wheel 18.

図１に示すように可変ステアリングレシオ制御装置６は、可変制御機構部５０及び可変制御回路部５２等から構成されている。
可変制御機構部５０は、ステアリングシャフト２１，２２間に介装されたギヤ機構５３と、三相ブラシレスモータ等からなる電動モータ５４を有している。ギヤ機構５３は、第一ステアリングシャフト２１から入力されるステアリングハンドル２０のハンドル角θｈに加え、電動モータ５４の回転角θｍをギヤ機構５３に固有のメカニカルギヤ比Ｇｖｍにて減速した回転角を第二ステアリングシャフト２２へ伝達する。即ちギヤ機構５３からは、メカニカルギヤ比Ｇｖｍと回転角θｍとの乗算値をハンドル角θｈに加算してなる回転角（θｈ＋Ｇｖｍ・θｍ）が第二ステアリングシャフト２２へ出力される。したがって、ギヤ機構５３の入出力間における見かけ上のギヤ比Ｇｖは、（１＋Ｇｖｍ・θｍ／θｈ）にて表すことができる。このことから前車輪１４の切れ角θｔは、ギヤ機構５３の見かけ上のギヤ比Ｇｖとステアリングギヤ２４のギヤ比Ｇｓとをハンドル角θｈに乗算した値θｈ・Ｇｖ・Ｇｓ、即ち（θｈ＋Ｇｖｍ・θｍ）・Ｇｓとなる。したがって、本実施形態では、切れ角θｔに対するハンドル角θｈの相対比（θｈ／θｔ）であるステアリングレシオＲが、電動モータ５４の回転角θｍに応じて変化することとなる。尚、ここで各ギヤ比Ｇｖｍ，Ｇｖ，Ｇｓは、入力に対する出力の相対比（出力／入力）にて表される値である。 As shown in FIG. 1, the variable steering ratio control device 6 includes a variable control mechanism unit 50, a variable control circuit unit 52, and the like.
The variable control mechanism 50 includes a gear mechanism 53 interposed between the steering shafts 21 and 22 and an electric motor 54 including a three-phase brushless motor. In addition to the steering wheel angle θh of the steering handle 20 input from the first steering shaft 21, the gear mechanism 53 reduces the rotational angle θm of the electric motor 54 by reducing the rotational angle θm with the mechanical gear ratio Gvm inherent to the gear mechanism 53. Transmission to the two steering shafts 22. That is, the gear mechanism 53 outputs to the second steering shaft 22 a rotation angle (θh + Gvm · θm) obtained by adding a multiplication value of the mechanical gear ratio Gvm and the rotation angle θm to the handle angle θh. Therefore, the apparent gear ratio Gv between the input and output of the gear mechanism 53 can be expressed by (1 + Gvm · θm / θh). Therefore, the turning angle θt of the front wheel 14 is a value θh · Gv · Gs obtained by multiplying the apparent gear ratio Gv of the gear mechanism 53 and the gear ratio Gs of the steering gear 24 by the steering wheel angle θh, that is, (θh + Gvm · θm). ) · Gs. Therefore, in the present embodiment, the steering ratio R, which is the relative ratio (θh / θt) of the steering wheel angle θh to the turning angle θt, changes according to the rotation angle θm of the electric motor 54. Here, each gear ratio Gvm, Gv, Gs is a value represented by a relative ratio of output to input (output / input).

可変制御回路部５２は、ブリッジ回路等からなる駆動回路５５と、マイクロコンピュータ等からなるＥＣＵ５６を有している。ＥＣＵ５６は、駆動回路５５による電動モータ５４への供給電流Ｉｍを車両１０の走行状態に基づいて制御することにより、電動モータ５４の回転角θｍ、ひいてはステアリングレシオＲを変化させる。以下、ＥＣＵ５６による制御内容について詳しく説明する。   The variable control circuit unit 52 includes a drive circuit 55 formed of a bridge circuit or the like and an ECU 56 formed of a microcomputer or the like. The ECU 56 changes the rotation angle θm of the electric motor 54 and consequently the steering ratio R by controlling the current Im supplied to the electric motor 54 by the drive circuit 55 based on the traveling state of the vehicle 10. Hereinafter, the control content by ECU56 is demonstrated in detail.

図４は、ＥＣＵ５６による制御内容を機能ブロック図にて模式的に示すものである。同図に示すようにリードステア制御処理（以下、「リードステア制御」を「ＬＳ制御」と略称する）６０では、制御応答性を向上させるためのＬＳ制御目標角θｍｏｌを、操舵速度Ｖｈ及び車速Ｖｃに基づいて算出する。尚、操舵速度Ｖｈは、第一ステアリングシャフト２１の回転角センサからＥＣＵ５６へ与えられるハンドル角θｈをＥＣＵ５６により時間微分して得られる値である。また、車速Ｖｃは、上述した車速Ｖｃを算出するＥＣＵからＥＣＵ５６へ与えられる値である。
切れ角演算処理６１では、ハンドル角θｈ及び電動モータ５４の回転角θｍに基づいて前車輪１４の切れ角θｔを算出する。尚、回転角θｍは、電動モータ５４に内蔵された回転角センサからＥＣＵ５６へ与えられる値である。 FIG. 4 schematically shows the contents of control by the ECU 56 in a functional block diagram. As shown in the figure, in the lead steer control process (hereinafter, “lead steer control” is abbreviated as “LS control”) 60, the LS control target angle θmol for improving the control responsiveness is set to the steering speed Vh and the vehicle speed. Calculated based on Vc. The steering speed Vh is a value obtained by time-differentiating the steering wheel angle θh given from the rotation angle sensor of the first steering shaft 21 to the ECU 56 by the ECU 56. The vehicle speed Vc is a value given to the ECU 56 from the ECU that calculates the vehicle speed Vc described above.
In the turning angle calculation process 61, the turning angle θt of the front wheel 14 is calculated based on the steering wheel angle θh and the rotation angle θm of the electric motor 54. The rotation angle θm is a value given to the ECU 56 from a rotation angle sensor built in the electric motor 54.

インテリジェントフロントステア制御処理（以下、「インテリジェントフロントステア制御」を「ＩＦＳ制御」と略称する）６２では、車両１０の旋回性を最適にするためのＩＦＳ制御目標角θｍｏｉ及び補正ゲインΚｕを、車両１０の複数の状態量に基づいて算出する。ここで複数の状態量とは、駆動トルク差ΔＴｄ、前車輪１４の切れ角θｔ、ハンドル角θｈ、車速Ｖｃ、車輪速Ｖｔ、ヨーレートＹ、横方向加速度ＬＡ、ブレーキ状態値Ｂ及びスリップ角θｓである。尚、駆動トルク差ΔＴｄは、上記駆動トルク差演算処理４８で算出されて左右トルク伝達制御装置４のＥＣＵ３８からＥＣＵ５６へ与えられる値である。また、切れ角θｔは切れ角演算処理６１で算出された値であり、車輪速Ｖｔ、ヨーレートＹ、横方向加速度ＬＡ及びブレーキ状態値Ｂは、車輪速センサ、ヨーレートセンサ、横方向加速度センサ及びブレーキセンサからＥＣＵ５６へ与えられる値である。さらにまた、スリップ角θｓは、ヨーレートセンサ及び横方向加速度センサの各出力値に基づいて当該スリップ角θｓを算出するＥＣＵからＥＣＵ５６へ与えられる値である。   In the intelligent front steering control process (hereinafter, “intelligent front steering control” is abbreviated as “IFS control”) 62, the IFS control target angle θmoi and the correction gain Κu for optimizing the turning performance of the vehicle 10 are Is calculated based on the plurality of state quantities. Here, the plurality of state quantities are a drive torque difference ΔTd, a cutting angle θt of the front wheel 14, a steering wheel angle θh, a vehicle speed Vc, a wheel speed Vt, a yaw rate Y, a lateral acceleration LA, a brake state value B, and a slip angle θs. is there. The drive torque difference ΔTd is a value calculated by the drive torque difference calculation process 48 and given from the ECU 38 of the left / right torque transmission control device 4 to the ECU 56. Further, the turning angle θt is a value calculated by the turning angle calculation processing 61, and the wheel speed Vt, the yaw rate Y, the lateral acceleration LA, and the brake state value B are the wheel speed sensor, the yaw rate sensor, the lateral acceleration sensor, and the brake. This is a value given from the sensor to the ECU 56. Furthermore, the slip angle θs is a value given to the ECU 56 from the ECU that calculates the slip angle θs based on the output values of the yaw rate sensor and the lateral acceleration sensor.

可変ギヤ比制御処理（以下、「可変ギヤ比制御」を「ＶＧＲ制御」と略称する）６３では、切れ角演算処理６１で算出された切れ角θｔ及びＩＦＳ制御処理６２で算出された補正ゲインΚｕと、ハンドル角θｈ及び車速Ｖｃとに基づいて、ギヤ機構５３の見かけ上のギヤ比Ｇｖを可変にするためのＶＧＲ制御目標角θｍｏｖを算出する。   In the variable gear ratio control process (hereinafter, “variable gear ratio control” is abbreviated as “VGR control”) 63, the cut angle θt calculated in the cut angle calculation process 61 and the correction gain Κu calculated in the IFS control process 62 are displayed. Based on the steering wheel angle θh and the vehicle speed Vc, the VGR control target angle θmov for making the apparent gear ratio Gv of the gear mechanism 53 variable is calculated.

指令角演算処理６４では、ＬＳ，ＩＦＳ，ＶＧＲの各制御処理６０，６２，６３で算出された目標角θｍｏｌ，θｍｏｉ，θｍｏｖを重畳演算することにより、電動モータ５４の回転角θｍに対する指令角θｍｏを算出する。
フィードフォワード制御処理（以下、「フィードフォワード制御」を「ＦＦ制御」と略称する）６５では、指令角演算処理６４で算出された指令角θｍｏに基づいてＦＦ制御目標電流Ｉｍｏｆを算出する。また、フィードバック制御処理（以下、「フィードバック制御」を「ＦＢ制御」と略称する）６６では、指令角演算処理６４で算出された指令角θｍｏと、電動モータ５４の回転角センサからフィードバックされる回転角θｍとに基づいてＦＢ制御目標電流Ｉｍｏｂを算出する。そして指令電流演算処理６７では、ＦＦ，ＦＢの各制御処理６５，６６で算出された目標電流Ｉｍｏｆ，Ｉｍｏｂを重畳演算することにより、電動モータ５４への供給電流Ｉｍに対する指令電流Ｉｍｏを算出する。この指令電流Ｉｍｏが与えられる駆動回路５５により供給電流Ｉｍは指令電流Ｉｍｏと一致させられるので、電動モータ５４の回転角θｍは指令角θｍｏと一致するように制御される。 In the command angle calculation process 64, the target angles θmol, θmoi, and θmov calculated in the control processes 60, 62, and 63 of LS, IFS, and VGR are overlapped to calculate the command angle θmo with respect to the rotation angle θm of the electric motor 54. Is calculated.
In a feedforward control process (hereinafter “feedforward control” is abbreviated as “FF control”) 65, an FF control target current Imov is calculated based on the command angle θmo calculated in the command angle calculation process 64. In the feedback control process (hereinafter, “feedback control” is abbreviated as “FB control”) 66, the command angle θmo calculated in the command angle calculation process 64 and the rotation fed back from the rotation angle sensor of the electric motor 54. The FB control target current Imob is calculated based on the angle θm. In the command current calculation process 67, the command current Imo with respect to the supply current Im to the electric motor 54 is calculated by superimposing the target currents Imov and Imob calculated in the FF and FB control processes 65 and 66, respectively. Since the supply current Im is matched with the command current Imo by the drive circuit 55 to which the command current Imo is applied, the rotation angle θm of the electric motor 54 is controlled so as to match the command angle θmo.

図５は、上記ＩＦＳ制御処理６２の具体的内容を機能ブロック図にて示すものである。同図に示すように跨ぎ路判定処理７０では、切れ角θｔ、車速Ｖｃ、車輪速Ｖｔ、ブレーキ状態値Ｂに基づいて、車両１０が跨ぎ路上における制動状態にあるか否かを判定する。尚、ここで跨ぎ路とは、左車輪１４，１８側と右車輪１４，１８側とで路面抵抗値μが著しく異なるμスプリット状態の走行路を意味する。
車両モデル演算処理７１では、ハンドル角θｈ及び車速Ｖｃに基づいて車両モデルを演算し、目標ヨーレートＹｏ及び目標スリップ角θｓｏを算出する。 FIG. 5 is a functional block diagram showing the specific contents of the IFS control processing 62. As shown in the figure, in the crossing road determination processing 70, it is determined whether or not the vehicle 10 is in a braking state on the crossing road based on the turning angle θt, the vehicle speed Vc, the wheel speed Vt, and the brake state value B. Here, the crossing road means a traveling road in a μ split state in which the road surface resistance value μ is significantly different between the left wheels 14 and 18 side and the right wheels 14 and 18 side.
In the vehicle model calculation processing 71, a vehicle model is calculated based on the steering wheel angle θh and the vehicle speed Vc, and a target yaw rate Yo and a target slip angle θso are calculated.

オーバステア制御処理（以下、「オーバステア制御」を「ＯＳ制御」と略称する）７２では、ヨーレートＹ及びスリップ角θｓと、車両モデル演算処理７１で算出されたそれら状態量の目標値Ｙｏ，θｓｏに基づいてヨーレートＹ、スリップ角θｓ及びヨー角θｙに関するフィードバック演算を実施し、オーバステアを解消するためのＯＳ制御目標角θｍｏｏを算出する。尚、ここでヨー角θｙに関するフィードバック演算は、図５に示すように跨ぎ路判定処理７０での肯定判定をトリガとして実施される。   In the oversteer control process (hereinafter, “oversteer control” is abbreviated as “OS control”) 72, the yaw rate Y and slip angle θs and the state values target values Yo and θso calculated in the vehicle model calculation process 71 are used. Then, the feedback calculation regarding the yaw rate Y, the slip angle θs, and the yaw angle θy is performed to calculate the OS control target angle θmoo for eliminating the oversteer. Here, the feedback calculation related to the yaw angle θy is performed with the affirmative determination in the crossing path determination processing 70 as a trigger, as shown in FIG.

ステア特性演算処理７３では、ハンドル角θｈ、車速Ｖｃ及びヨーレートＹと、車両モデル演算処理７１で算出された目標ヨーレートＹｏとに基づいて車両１０のステア特性を判定し、当該判定結果を表すステア特性指数Ｎｉｓを算出する。詳細には、判定結果がオーバステアである場合には、当該オーバステアが強くなるほど大きな正値にステア特性指数Ｎｉｓを設定する。また、判定結果がアンダステアである場合には、当該アンダステアが強くなるほど小さな負値にステア特性指数Ｎｉｓを設定する。さらにまた、判定結果がニュートラルステアである場合には、ステア特性指数Ｎｉｓを０に設定する。   In the steer characteristic calculation process 73, the steer characteristic of the vehicle 10 is determined based on the steering wheel angle θh, the vehicle speed Vc, the yaw rate Y, and the target yaw rate Yo calculated in the vehicle model calculation process 71, and the steer characteristic representing the determination result. The index Nis is calculated. Specifically, if the determination result is oversteer, the steer characteristic index Nis is set to a larger positive value as the oversteer becomes stronger. If the determination result is understeer, the steer characteristic index Nis is set to a smaller negative value as the understeer becomes stronger. Furthermore, when the determination result is neutral steer, the steer characteristic index Nis is set to zero.

アンダステア制御処理（以下、「アンダステア制御」を「ＵＳ制御」と略称する）７４では、ＹＲ制御処理４２との干渉を回避しつつアンダステアを解消するためのＵＳ制御補正ゲインΚｕ及びＵＳ制御目標角θｍｏｕを、車両１０の複数の状態量に基づいて算出する。ここで複数の状態量とは、ハンドル角θｈ及びそれを時間微分して得られる操舵速度Ｖｈと、ステア特性演算処理７３で算出されたステア特性指数Ｎｉｓと、左右トルク伝達制御装置４から与えられる駆動トルク差ΔＴｄである。   In an understeer control process (hereinafter, “understeer control” is abbreviated as “US control”) 74, a US control correction gain Κu and a US control target angle θmou for eliminating understeer while avoiding interference with the YR control process 42. Is calculated based on a plurality of state quantities of the vehicle 10. Here, the plurality of state quantities are given from the steering wheel angle θh and the steering speed Vh obtained by differentiating the steering wheel angle θh, the steering characteristic index Nis calculated by the steering characteristic calculation processing 73, and the left and right torque transmission control device 4. The driving torque difference ΔTd.

具体的には、まず基準ゲイン演算処理７５において、ステア特性指数Ｎｉｓと操舵速度相関指数Ｎｉｈと基準ゲインΚｂとの相関を表す基準ゲインマップＭｇｂを利用して、処理実施時点のステア特性指数Ｎｉｓ及び操舵速度相関指数Ｎｉｈに適した基準ゲインΚｂを算出する。ここで基準ゲインマップＭｇｂは、ＥＣＵ５６に記憶されている例えば図６の如き三次元マップであり、ステア特性指数Ｎｉｓが小さくなるほど基準ゲインΚｂを大きくするように構成されている。これにより基準ゲインΚｂは、特にステア特性演算処理７３での判定結果がアンダステアである場合において、当該アンダステアが強くなるほど大きな値に設定される。尚、操舵速度相関指数Ｎｉｈは、ハンドル角θｈから推定されるステアリングハンドル２０の操舵方向が切り込み側である場合は正、当該操舵方向が切り戻し側である場合は負の符号を操舵速度Ｖｈの大きさに付加してなるものである。したがって、図６に示すように基準ゲインΚｂは、操舵速度Ｖｈが切り込み側へ高くなるほど大きく設定され、操舵速度Ｖｈが切り戻し側へ高くなるほど小さく設定される。   Specifically, first, in the reference gain calculation process 75, the steer characteristic index Nis and the steering characteristic index Nis and the steering speed correlation index Nih and the reference gain map Mgb representing the correlation between the reference gain Κb are used. A reference gain Κb suitable for the steering speed correlation index Nih is calculated. Here, the reference gain map Mgb is a three-dimensional map as shown in FIG. 6, for example, stored in the ECU 56, and is configured to increase the reference gain Κb as the steering characteristic index Nis decreases. Thus, the reference gain Κb is set to a larger value as the understeer becomes stronger, especially when the determination result in the steer characteristic calculation process 73 is understeer. The steering speed correlation index Nih is positive when the steering direction of the steering wheel 20 estimated from the steering wheel angle θh is the cut-in side, and negative when the steering direction is the reverse side. It is added to the size. Therefore, as shown in FIG. 6, the reference gain Κb is set to be larger as the steering speed Vh is higher toward the cut-in side, and is set to be smaller as the steering speed Vh is higher toward the reverse side.

次のゲイン補正処理７６では、駆動トルク差ΔＴｄと基準ゲインΚｂとＵＳ制御補正ゲインΚｕとの相関を表す補正ゲインマップＭｇｃｕを利用して、処理実施時点の駆動トルク差ΔＴｄ及び基準ゲインΚｂに適したＵＳ制御補正ゲインΚｕを算出する。ここで補正ゲインマップＭｇｃｕは、ＥＣＵ５６に記憶されている図７の如き三次元マップであり、駆動トルク差ΔＴｄに応じてＵＳ制御補正ゲインΚｕが変化するように構成されている。これにより、駆動トルク差ΔＴｄが閾値ΔＴｄｔｈ以上である場合、即ち上記ＹＲ制御処理４２によるアンダステア解消の余地が小さい場合には、基準ゲインΚｂがそのままＵＳ制御補正ゲインΚｕとされる。また、駆動トルク差ΔＴｄが閾値ΔＴｄｔｈ未満である場合、即ちＹＲ制御処理４２によるアンダステア解消の余地が大きい場合には、ＵＳ制御補正ゲインΚｕが基準ゲインΚｂよりも小さな値に設定される。   In the next gain correction process 76, the correction gain map Mgcu representing the correlation among the drive torque difference ΔTd, the reference gain Κb, and the US control correction gain Κu is used, which is suitable for the drive torque difference ΔTd and the reference gain Κb at the time of execution of the process. The US control correction gain Κu is calculated. Here, the correction gain map Mgcu is a three-dimensional map as shown in FIG. 7 stored in the ECU 56, and is configured such that the US control correction gain Κu changes according to the drive torque difference ΔTd. As a result, when the drive torque difference ΔTd is equal to or greater than the threshold value ΔTdth, that is, when there is little room for canceling the understeer by the YR control process 42, the reference gain Κb is directly used as the US control correction gain Κu. Further, when the drive torque difference ΔTd is less than the threshold value ΔTdth, that is, when there is a large room for eliminating the understeer by the YR control process 42, the US control correction gain Κu is set to a value smaller than the reference gain Κb.

続くゲイン制限処理７７では、ゲイン補正処理７６で算出されたＵＳ制御補正ゲインΚｕに対しハンドル角θｈに応じた制限を加えて、出力する。詳細には、ハンドル角θｈが左右の臨界角θｈｌに達していない場合には、ＵＳ制御補正ゲインΚｕをそのまま出力する。また、ハンドル角θｈが臨界角θｈｌに達している場合には、ＵＳ制御補正ゲインΚｕを所定の制限値Κｕｌまで小さくして出力する。
さらにゲイン変換処理７８では、ゲイン制限処理７７後のＵＳ制御補正ゲインΚｕをＵＳ制御目標角θｍｏｕに変換する。 In the subsequent gain limiting process 77, the US control correction gain Κu calculated in the gain correction process 76 is limited according to the handle angle θh and output. Specifically, when the steering wheel angle θh does not reach the left and right critical angles θhl, the US control correction gain Κu is output as it is. When the steering wheel angle θh has reached the critical angle θhl, the US control correction gain Κu is reduced to a predetermined limit value Κul and output.
Further, in the gain conversion processing 78, the US control correction gain Κu after the gain limiting processing 77 is converted into the US control target angle θmou.

さて、以上説明したＯＳ，ＵＳの各制御処理７２，７４のうちいずれをＩＦＳ制御目標角θｍｏｉに反映させるかを、ＯＳ／ＵＳ制御選択処理７９では車両１０の複数の状態量に基づいて選択し、その選択結果を表す選択フラグＦを立てる。ここで複数の状態量とは、車速Ｖｃ、ヨーレートＹ、横方向加速度ＬＡ、並びにステア特性演算処理７３で算出されたステア特性指数Ｎｉｓである。   The OS / US control selection process 79 selects which of the OS and US control processes 72 and 74 described above is reflected in the IFS control target angle θmoi based on a plurality of state quantities of the vehicle 10. Then, the selection flag F representing the selection result is set. Here, the plurality of state quantities are the vehicle speed Vc, the yaw rate Y, the lateral acceleration LA, and the steering characteristic index Nis calculated by the steering characteristic calculation process 73.

目標角演算処理８０では、ＯＳ，ＵＳの各制御処理７２，７４で得られた目標角θｍｏｏ，θｍｏｕと、ＯＳ／ＵＳ制御選択処理７９で立てられた選択フラグＦとに基づいてＩＦＳ制御目標角θｍｏｉを算出する。詳細には、選択フラグＦがＯＳ制御処理７２を選択するものである場合には、ＯＳ制御目標角θｍｏｏをＩＦＳ制御目標角θｍｏｉとして設定する。また、選択フラグＦがＵＳ制御処理７４を選択するものである場合には、ＵＳ制御目標角θｍｏｕをＩＦＳ制御目標角θｍｏｉとして設定する。さらにまた、選択フラグＦがＯＳ，ＵＳいずれの制御処理７２，７４も選択していない場合には、ＩＦＳ制御目標角θｍｏｉを０に設定する。   In the target angle calculation process 80, the IFS control target angle is based on the target angles θmoo, θmou obtained in the OS and US control processes 72 and 74 and the selection flag F set in the OS / US control selection process 79. θmoi is calculated. Specifically, when the selection flag F is for selecting the OS control process 72, the OS control target angle θmoo is set as the IFS control target angle θmoi. If the selection flag F is for selecting the US control process 74, the US control target angle θmou is set as the IFS control target angle θmoi. Furthermore, when the selection flag F selects neither the control process 72 or 74 of OS and US, the IFS control target angle θmoi is set to 0.

図８は、上記ＶＧＲ制御処理６３の具体的内容を機能ブロック図にて示すものである。同図に示すように基準レシオ演算処理９０では、車速Ｖｃと基準ステアリングレシオＲｂとの相関を表す基準レシオマップＭｒｂを利用して、処理実施時点の車速Ｖｃに適した基準ステアリングレシオＲｂを算出する。ここで基準レシオマップＭｒｂは、ＥＣＵ５６に記憶されている図９の如き二次元マップであり、車速Ｖｃが高くなるほど基準ステアリングレシオＲｂが大きくなるように構成されている。   FIG. 8 is a functional block diagram showing the specific contents of the VGR control process 63. As shown in the figure, in the reference ratio calculation process 90, a reference steering ratio Rb suitable for the vehicle speed Vc at the time of processing is calculated using a reference ratio map Mrb representing the correlation between the vehicle speed Vc and the reference steering ratio Rb. . Here, the reference ratio map Mrb is a two-dimensional map as shown in FIG. 9 stored in the ECU 56, and is configured such that the reference steering ratio Rb increases as the vehicle speed Vc increases.

レシオ補正処理９１では、上記ゲイン制限処理７７後のＵＳ制御補正ゲインΚｕを、基準レシオ演算処理９０で算出された基準ステアリングレシオＲｂに乗算することによって、目標ステアリングレシオＲｏを算出する。ここで図１０の一点鎖線及び二点鎖線は、下記（Ｉ）及び（II）の場合における目標ステアリングレシオＲｏの算出例を示しており、下記（II）の場合よりも下記（Ｉ）の場合で目標ステアリングレシオＲｏが大きくなっていることが判る。
（Ｉ）アンダステア解消の余地が小さいことにより上記ゲイン補正処理７６において、アンダステアの強さに追従する基準ゲインΚｂがＵＳ制御補正ゲインΚｕとされ、且つ上記ゲイン制限処理７７において当該ＵＳ制御補正ゲインΚｕがそのまま出力された場合。
（II）アンダステア解消の余地が大きいことにより上記ゲイン補正処理７６においてＵＳ制御補正ゲインΚｕが基準ゲインΚｂよりも小さく設定され、且つ上記ゲイン制限処理７７において当該ＵＳ制御補正ゲインΚｕがそのまま出力される場合。 In the ratio correction process 91, the target steering ratio Ro is calculated by multiplying the US control correction gain Κu after the gain limiting process 77 by the reference steering ratio Rb calculated in the reference ratio calculation process 90. Here, the one-dot chain line and the two-dot chain line in FIG. 10 show examples of calculation of the target steering ratio Ro in the case of (I) and (II) below, and in the case of (I) below than the case of (II) below. It can be seen that the target steering ratio Ro is increased.
(I) Since the room for understeer elimination is small, the reference gain Κb following the understeer strength is set as the US control correction gain Κu in the gain correction processing 76, and the US control correction gain Κu in the gain limiting processing 77 Is output as is.
(II) Since the room for understeer elimination is large, the US control correction gain Κu is set smaller than the reference gain Κb in the gain correction processing 76, and the US control correction gain Κu is output as it is in the gain restriction processing 77. If.

目標角演算処理９２では、レシオ補正処理９１で算出された目標ステアリングレシオＲｏを、ハンドル角θｈ及び切れ角θｔに基づいてＶＧＲ制御目標角θｍｏｖに変換する。このＶＧＲ制御目標角θｍｏｖを反映してなる指令角θｍｏに電動モータ５４の回転角θｍは一致させられるので、例えば上記（I）の場合には、アンダステアの強さに追従して切れ角θｔがハンドル角θｈに対し相対的に小さくされる。故に、アンダステア解消の余地が小さい状態で左右トルク伝達制御装置４がアンダステアの解消側へＹＲ制御を進めているときには、前車輪１４が切れ過ぎて車両１０が制御不能となる事態を防止することができる。また、上記（II）の場合には、ハンドル角θｈに対して切れ角θｔが相対的に大きくされるので、前車輪１４の切れをアシストすることができる。故に、アンダステア解消の余地が大きい状態で左右トルク伝達制御装置４がアンダステアの解消側へＹＲ制御を進めているときには、可変ステアリングレシオ制御装置６のＵＳ制御により当該ＹＲ制御が阻害される事態を防止することができる。
このように第一実施形態によれば、アンダステア解消の余地に応じて最適な旋回性を得ることができる。 In the target angle calculation process 92, the target steering ratio Ro calculated in the ratio correction process 91 is converted into a VGR control target angle θmov based on the steering wheel angle θh and the turning angle θt. Since the rotation angle θm of the electric motor 54 matches the command angle θmo reflecting the VGR control target angle θmov, for example, in the case of (I), the cutting angle θt follows the strength of the understeer. It is made relatively small with respect to the handle angle θh. Therefore, when the left and right torque transmission control device 4 advances YR control toward the understeer canceling state in a state where there is little room for canceling the understeer, it is possible to prevent a situation in which the vehicle 10 becomes uncontrollable due to the front wheel 14 being cut too much. it can. In the case of (II), the turning angle θt is relatively increased with respect to the steering wheel angle θh, so that the cutting of the front wheel 14 can be assisted. Therefore, when the left and right torque transmission control device 4 is advancing YR control to the understeer canceling side in a state where there is a large room for canceling understeer, a situation where the YR control is hindered by the US control of the variable steering ratio control device 6 is prevented. can do.
As described above, according to the first embodiment, it is possible to obtain the optimum turning performance according to the room for eliminating the understeer.

尚、以上説明した第一実施形態では、後車輪１８が特許請求の範囲に記載の「駆動輪」に相当し、左右トルク伝達制御装置４が特許請求の範囲に記載の「左右トルク伝達制御部」に相当し、前車輪１４が特許請求の範囲に記載の「操舵輪」に相当し、可変ステアリングレシオ制御装置６が特許請求の範囲に記載の「可変ステアリングレシオ制御部」に相当する。また、基準ステアリングレシオＲｂが特許請求の範囲に記載の「基準値」に相当し、目標ステアリングレシオＲｏが特許請求の範囲に記載の「目標値」に相当し、ＥＣＵ５６の処理７５，７６，９０，９１を実施する部分が特許請求の範囲に記載の「補正手段」に相当し、電動モータ５４が特許請求の範囲に記載の「アクチュエータ」に相当する。さらにまた、ＥＣＵ５６の処理７５を実施する部分が特許請求の範囲に記載の「基準ゲイン設定手段」に相当し、ＥＣＵ５６の処理７６を実施する部分が特許請求の範囲に記載の「補正ゲイン設定手段」に相当し、ＥＣＵ５６の処理９０，９１を実施する部分が特許請求の範囲に記載の「目標値設定手段」に相当する。   In the first embodiment described above, the rear wheel 18 corresponds to the “drive wheel” recited in the claims, and the left / right torque transmission control device 4 includes the “left / right torque transmission control unit” recited in the claims. The front wheel 14 corresponds to the “steering wheel” recited in the claims, and the variable steering ratio control device 6 corresponds to the “variable steering ratio control unit” recited in the claims. Further, the reference steering ratio Rb corresponds to the “reference value” described in the claims, the target steering ratio Ro corresponds to the “target value” described in the claims, and the processing 75, 76, 90 of the ECU 56 is performed. , 91 corresponds to the “correction means” recited in the claims, and the electric motor 54 corresponds to the “actuator” recited in the claims. Further, the part for executing the process 75 of the ECU 56 corresponds to the “reference gain setting means” described in the claims, and the part for executing the process 76 of the ECU 56 is the “correction gain setting means” described in the claims. The portion for executing the processes 90 and 91 of the ECU 56 corresponds to “target value setting means” described in the claims.

（第二実施形態）
本発明の第二実施形態は第一実施形態の変形例であり、第一実施形態と実質的に同一の構成部分には同一の符号を付すことで説明を省略する。
図１１は、第二実施形態による可変ステアリングレシオ制御装置１００の可変制御回路部１０１を構成するＥＣＵ１０２の制御内容を、機能ブロック図にて模式的に示している。このＥＣＵ１０２では、ＩＦＳ制御処理６２が実施されない。 (Second embodiment)
The second embodiment of the present invention is a modification of the first embodiment, and the description of the components that are substantially the same as those of the first embodiment is omitted by providing the same reference numerals.
FIG. 11 schematically shows the control contents of the ECU 102 constituting the variable control circuit unit 101 of the variable steering ratio control apparatus 100 according to the second embodiment in a functional block diagram. In this ECU 102, the IFS control process 62 is not performed.

また、ＥＣＵ１０２では、ＶＧＲ制御処理１１０において、左右トルク伝達制御装置４から与えられる駆動トルク差ΔＴｄと、切れ角演算処理６１で算出された切れ角θｔと、ハンドル角θｈ及び車速Ｖｃとに基づいて、ＶＧＲ制御目標角θｍｏｖを算出する。   Further, in the ECU 102, in the VGR control processing 110, based on the driving torque difference ΔTd given from the left and right torque transmission control device 4, the turning angle θt calculated by the turning angle calculation processing 61, the steering wheel angle θh, and the vehicle speed Vc. Then, the VGR control target angle θmov is calculated.

具体的には、図１２に示すようにまず、第一実施形態と同様な基準レシオ演算処理９０を実施して基準ステアリングレシオＲｂを算出する。
一方、補正ゲイン演算処理１２０では、駆動トルク差ΔＴｄとＶＧＲ制御補正ゲインΚｖとの相関を表す補正ゲインマップＭｇｃｖを利用して、処理実施時点の駆動トルク差ΔＴｄに適したＶＧＲ制御補正ゲインΚｖを算出する。ここで補正ゲインマップＭｇｃｖは、ＥＣＵ１０２に記憶されている図１３の如き二次元マップであり、駆動トルク差ΔＴｄに応じてＶＧＲ制御補正ゲインΚｖが変化するように構成されている。これにより、駆動トルク差ΔＴｄが閾値ΔＴｄｔｈ未満である場合、即ち左右トルク伝達制御装置４のＹＲ制御処理４２によるアンダステア解消の余地が大きい場合には、ＶＧＲ制御補正ゲインΚｖが１に設定される。また、駆動トルク差ΔＴｄが閾値ΔＴｄｔｈ以上である場合、即ちＹＲ制御処理４２によるアンダステア解消の余地が小さい場合には、ＶＧＲ制御補正ゲインΚｖが１よりも大きく且つ駆動トルク差ΔＴｄが大きくなるほど大きな値に設定される。 Specifically, as shown in FIG. 12, first, a reference ratio calculation process 90 similar to that of the first embodiment is performed to calculate a reference steering ratio Rb.
On the other hand, in the correction gain calculation process 120, a VGR control correction gain Κv suitable for the drive torque difference ΔTd at the time of processing is calculated using a correction gain map Mgcv representing the correlation between the drive torque difference ΔTd and the VGR control correction gain Κv. calculate. Here, the correction gain map Mgcv is a two-dimensional map as shown in FIG. 13 stored in the ECU 102, and is configured such that the VGR control correction gain Κv changes according to the drive torque difference ΔTd. Thus, when the drive torque difference ΔTd is less than the threshold value ΔTdth, that is, when there is a large room for understeer cancellation by the YR control processing 42 of the left and right torque transmission control device 4, the VGR control correction gain Κv is set to 1. Further, when the drive torque difference ΔTd is equal to or greater than the threshold value ΔTdth, that is, when there is little room for canceling the understeer by the YR control process 42, the value increases as the VGR control correction gain Κv is greater than 1 and the drive torque difference ΔTd is increased. Set to

そしてレシオ補正処理１２１では、基準レシオ演算処理９０及び補正ゲイン演算処理１２０で算出された基準ステアリングレシオＲｂ及びＶＧＲ制御補正ゲインΚｖを互いに乗算することによって、目標ステアリングレシオＲｏを算出する。ここで図１４の一点鎖線及び二点鎖線は、下記（i）及び（ii）の場合における目標ステアリングレシオＲｏの算出例を示しており、下記（ii）の場合よりも下記（i）の場合で目標ステアリングレシオＲｏが大きくなっていることが判る。
（i）アンダステア解消の余地が小さいことにより補正ゲイン演算処理１２０においてＶＧＲ制御補正ゲインΚｖが１よりも大きく設定される場合。
（II）アンダステア解消の余地が大きいことにより補正ゲイン演算処理１２０においてＶＧＲ制御補正ゲインΚｖが１に設定される場合。 In the ratio correction process 121, the target steering ratio Ro is calculated by multiplying the reference steering ratio Rb and the VGR control correction gain Κv calculated in the reference ratio calculation process 90 and the correction gain calculation process 120. Here, the one-dot chain line and the two-dot chain line in FIG. 14 show examples of calculating the target steering ratio Ro in the cases (i) and (ii) below, and in the case (i) below than the case (ii) below. It can be seen that the target steering ratio Ro is increased.
(I) The case where the VGR control correction gain Κv is set to be larger than 1 in the correction gain calculation processing 120 because the room for understeer elimination is small.
(II) A case where the VGR control correction gain Κv is set to 1 in the correction gain calculation processing 120 due to a large room for eliminating understeer.

レシオ補正処理１２１で算出された目標ステアリングレシオＲｏは、第一実施形態と同様な目標角演算処理９２によってＶＧＲ制御目標角θｍｏｖに変換されるので、当該ＶＧＲ制御目標角θｍｏｖを反映してなる指令角θｍｏに電動モータ５４の回転角θｍが一致させられる。したがって、例えば上記（I）の場合には、切れ角θｔがハンドル角θｈに対し相対的に小さくされ、上記（II）の場合には、ハンドル角θｈに対して切れ角θｔが相対的に大きくされる。故に、第一実施形態と同様な効果を得ることができる。   Since the target steering ratio Ro calculated in the ratio correction process 121 is converted into the VGR control target angle θmov by the target angle calculation process 92 similar to that in the first embodiment, a command reflecting the VGR control target angle θmov is included. The rotation angle θm of the electric motor 54 is matched with the angle θmo. Therefore, for example, in the case of (I), the turning angle θt is relatively small with respect to the handle angle θh, and in the case of (II), the cutting angle θt is relatively large with respect to the handle angle θh. Is done. Therefore, the same effect as the first embodiment can be obtained.

尚、以上説明した第二実施形態では、可変ステアリングレシオ制御装置１００が特許請求の範囲に記載の「可変ステアリングレシオ制御部」に相当し、ＥＣＵ１０２の処理９０，１２０，１２１を実施する部分が特許請求の範囲に記載の「補正手段」に相当する。また、ＥＣＵ１０２の処理１２０を実施する部分が特許請求の範囲に記載の「補正ゲイン設定手段」に相当し、ＥＣＵ１０２の処理９０，１２１を実施する部分が特許請求の範囲に記載の「目標値設定手段」に相当する。   In the second embodiment described above, the variable steering ratio control device 100 corresponds to the “variable steering ratio control unit” recited in the claims, and the part that executes the processing 90, 120, 121 of the ECU 102 is patented. This corresponds to “correction means” recited in the claims. Further, the part for executing the process 120 of the ECU 102 corresponds to “correction gain setting means” described in the claims, and the part for executing the processes 90 and 121 of the ECU 102 is “target value setting” described in the claims. It corresponds to “means”.

ここまで本発明の複数の実施形態について説明してきが、本発明はそれらの実施形態に限定して解釈されるものではない。
例えば、二輪駆動式の車両において左右の後車輪１８へのトルク伝達を左右トルク伝達制御装置４により制御するようにしてもよい。 Although several embodiments of the present invention have been described so far, the present invention should not be construed as being limited to these embodiments.
For example, torque transmission to the left and right rear wheels 18 in a two-wheel drive vehicle may be controlled by the left and right torque transmission control device 4.

また、左右トルク伝達制御装置４において、動力源１１からのトルクを左右の後車輪１８へ配分伝達する代りに、各後車輪１８に内蔵させたホイールインモータによりそれら後車輪１８へのトルク伝達を行うようにしてもよい。尚、この場合には、電動モータ３６に代えて、各後車輪１８のホールインモータをＥＣＵ３８によって制御する。   Further, in the left and right torque transmission control device 4, instead of distributing and transmitting the torque from the power source 11 to the left and right rear wheels 18, torque transmission to the rear wheels 18 is performed by a wheel-in motor built in each rear wheel 18. You may make it perform. In this case, in place of the electric motor 36, the hole-in motor of each rear wheel 18 is controlled by the ECU 38.

さらにまた、左右トルク伝達制御装置４において、リード制御処理４０や直安制御処理４１を実施しないようにしてもよい。
さらに、可変ステアリングレシオ制御装置６において、ＬＳ制御処理６０を実施しないようにしてもよい。 Furthermore, the left and right torque transmission control device 4 may not perform the lead control process 40 and the direct safety control process 41.
Furthermore, the variable steering ratio control device 6 may not execute the LS control process 60.

またさらに、駆動トルク差ΔＴｄに代えて、各後車輪１８の駆動トルクＴｄや、各後車輪１８の回転速度Ｖｔ、指令トルクＴｍｏ等の、駆動トルク差ΔＴｄに相関する物理量を左右トルク伝達制御装置４から可変ステアリングレシオ制御装置６へ供給するようにしてもよい。尚、この場合、可変ステアリングレシオ制御装置６では、左右トルク伝達制御装置４から与えられた駆動トルク差ΔＴｄの相関物理量に基づいて、駆動トルク差ΔＴｄを算出する。
加えて、左右トルク伝達制御装置４のＥＣＵ３８と可変ステアリングレシオ制御装置６のＥＣＵ５６又は１０２とを一つのＥＣＵに纏めてもよい。 Furthermore, instead of the drive torque difference ΔTd, physical quantities correlated to the drive torque difference ΔTd, such as the drive torque Td of each rear wheel 18, the rotational speed Vt of each rear wheel 18, and the command torque Tmo, are applied to the left-right torque transmission control device. 4 may be supplied to the variable steering ratio control device 6. In this case, the variable steering ratio control device 6 calculates the drive torque difference ΔTd based on the correlation physical quantity of the drive torque difference ΔTd given from the left and right torque transmission control device 4.
In addition, the ECU 38 of the left and right torque transmission control device 4 and the ECU 56 or 102 of the variable steering ratio control device 6 may be combined into one ECU.

第一実施形態による車両姿勢制御システムを適用した四輪駆動式車両を示す概略構成図である。1 is a schematic configuration diagram illustrating a four-wheel drive vehicle to which a vehicle attitude control system according to a first embodiment is applied. 図１の左右トルク伝達制御装置における差動機構の一例を示す概略構成図である。It is a schematic block diagram which shows an example of the differential mechanism in the left-right torque transmission control apparatus of FIG. 図１の左右トルク伝達制御装置のＥＣＵによる制御内容を示す機能ブロック図である。It is a functional block diagram which shows the control content by ECU of the left-right torque transmission control apparatus of FIG. 図１の可変ステアリングレシオ制御装置のＥＣＵによる制御内容を示す機能ブロック図である。It is a functional block diagram which shows the control content by ECU of the variable steering ratio control apparatus of FIG. 図４のＩＦＳ制御処理の具体的内容を示す機能ブロック図である。It is a functional block diagram which shows the specific content of the IFS control process of FIG. 図５の基準ゲイン演算処理で利用される基準ゲインマップを示す模式図である。FIG. 6 is a schematic diagram showing a reference gain map used in the reference gain calculation process of FIG. 5. 図５のゲイン補正処理で利用される補正ゲインマップを示す模式図である。FIG. 6 is a schematic diagram showing a correction gain map used in the gain correction process of FIG. 5. 図４のＶＧＲ制御処理の具体的内容を示す機能ブロック図である。It is a functional block diagram which shows the specific content of the VGR control process of FIG. 図８の基準レシオ演算処理で利用される基準レシオマップを示す模式図である。It is a schematic diagram which shows the reference ratio map utilized by the reference ratio calculation process of FIG. 図８のレシオ補正処理による目標ステアリングレシオの算出例を示す模式図である。It is a schematic diagram which shows the example of calculation of the target steering ratio by the ratio correction process of FIG. 第二実施形態による可変ステアリングレシオ制御装置のＥＣＵの制御内容を示す機能ブロック図である。It is a functional block diagram which shows the control content of ECU of the variable steering ratio control apparatus by 2nd embodiment. 図１１のＶＧＲ制御処理の具体的内容を示す機能ブロック図である。It is a functional block diagram which shows the specific content of the VGR control process of FIG. 図１２の補正ゲイン演算処理で利用される補正ゲインマップを示す模式図である。FIG. 13 is a schematic diagram illustrating a correction gain map used in the correction gain calculation process of FIG. 12. 図１２のレシオ補正処理よる目標ステアリングレシオの算出例を示す模式図である。It is a schematic diagram which shows the example of calculation of the target steering ratio by the ratio correction process of FIG.

符号の説明Explanation of symbols

２ 車両姿勢制御システム、４ 左右トルク伝達制御装置（左右トルク伝達制御部）、６ 可変ステアリングレシオ制御装置（可変ステアリングレシオ制御部）、１０ 車両、１４ 前車輪（操舵輪）、１８ 後車輪（駆動輪）、２０ ステアリングハンドル、３０ 伝達制御機構部、３２ 伝達制御回路部、３５ 差動機構、３６ 電動モータ、３８ ＥＣＵ、４０ リード制御処理、４１ 直安制御処理、４２ ＹＲ制御処理、４４ ステア特性判定処理、４５ 目標トルク演算処理、４８ 駆動トルク差演算処理、５０ 可変制御機構部、５２ 可変制御回路部、５３ ギヤ機構、５４ 電動モータ（アクチュエータ）、５６ ＥＣＵ（補正手段、基準ゲイン設定手段、補正ゲイン設定手段、目標値設定手段）、６０ ＬＳ制御処理、６２ ＩＦＳ制御処理、６３ ＶＧＲ制御処理、７３ ステア特性演算処理、７４ ＵＳ制御処理、７５ 基準ゲイン演算処理、７６ ゲイン補正処理、９０ 基準レシオ演算処理、９１ レシオ補正処理、９２ 目標角演算処理、１００ 可変ステアリングレシオ制御装置（可変ステアリングレシオ制御部）、１０１ 可変制御回路部、１０２ ＥＣＵ（補正手段、補正ゲイン設定手段、目標値設定手段）、１２０ 補正ゲイン演算処理、１２１ レシオ補正処理

2 Vehicle attitude control system, 4 Left / right torque transmission control device (left / right torque transmission control unit), 6 Variable steering ratio control device (variable steering ratio control unit), 10 Vehicle, 14 Front wheel (steering wheel), 18 Rear wheel (drive) Wheel), 20 steering handle, 30 transmission control mechanism section, 32 transmission control circuit section, 35 differential mechanism, 36 electric motor, 38 ECU, 40 lead control processing, 41 straight safety control processing, 42 YR control processing, 44 steering characteristic Determination processing, 45 Target torque calculation processing, 48 Drive torque difference calculation processing, 50 Variable control mechanism section, 52 Variable control circuit section, 53 Gear mechanism, 54 Electric motor (actuator), 56 ECU (correction means, reference gain setting means, Correction gain setting means, target value setting means), 60 LS control processing, 62 IFS control processing, 63 VGR Control processing, 73 steering characteristic calculation processing, 74 US control processing, 75 reference gain calculation processing, 76 gain correction processing, 90 reference ratio calculation processing, 91 ratio correction processing, 92 target angle calculation processing, 100 variable steering ratio control device (variable) Steering ratio control unit), 101 variable control circuit unit, 102 ECU (correction means, correction gain setting means, target value setting means), 120 correction gain calculation processing, 121 ratio correction processing

Claims (7)

左右の駆動輪へ駆動トルクを伝達する左右トルク伝達制御部、並びにステアリングハンドルのハンドル角と操舵輪の切れ角との間のステアリングレシオを可変にする可変ステアリングレシオ制御部を備える車両姿勢制御システムであって、
前記左右トルク伝達制御部は、前記車両のステア特性がアンダステアとなるとき、前記左右の駆動輪間の駆動トルク差を増大するアンダステア制御を実施し、
前記可変ステアリングレシオ制御部は、前記左右の駆動輪間の駆動トルク差に基づいて前記ステアリングレシオを制御することを特徴とする車両姿勢制御システム。 A vehicle attitude control system including a left and right torque transmission control unit that transmits driving torque to left and right driving wheels, and a variable steering ratio control unit that varies a steering ratio between a steering wheel steering angle and a steering wheel turning angle. There,
The left and right torque transmission control unit performs an understeer control for increasing a drive torque difference between the left and right drive wheels when the steering characteristic of the vehicle is understeer.
The variable steering ratio control unit controls the steering ratio based on a driving torque difference between the left and right driving wheels. 前記左右トルク伝達制御部は、前記左右の駆動輪間の駆動トルク差又は当該駆動トルク差に相関する値を前記可変ステアリングレシオ制御部へ供給することを特徴とする請求項１に記載の車両姿勢制御システム。   2. The vehicle attitude according to claim 1, wherein the left-right torque transmission control unit supplies a drive torque difference between the left and right drive wheels or a value correlated with the drive torque difference to the variable steering ratio control unit. Control system. 前記可変ステアリングレシオ制御部は、
前記左右の駆動輪間の駆動トルク差に基づいて前記ステアリングレシオの基準値を補正することにより前記ステアリングレシオの目標値を設定する補正手段と、
前記ハンドル角に対して前記切れ角を相対的に変化させることにより前記ステアリングレシオを前記目標値に一致させるアクチュエータと、
を有することを特徴とする請求項１又は２に記載の車両姿勢制御システム。 The variable steering ratio controller is
Correction means for setting a target value of the steering ratio by correcting a reference value of the steering ratio based on a driving torque difference between the left and right driving wheels;
An actuator for matching the steering ratio with the target value by changing the turning angle relative to the steering wheel angle;
The vehicle attitude control system according to claim 1 or 2, characterized by comprising: 前記補正手段は、前記左右の駆動輪間の駆動トルク差が閾値以上となるとき、当該駆動トルク差が前記閾値未満となるときよりも前記目標値を大きく設定することを特徴とする請求項３に記載の車両姿勢制御システム。   The correction means sets the target value larger when the drive torque difference between the left and right drive wheels is greater than or equal to a threshold value than when the drive torque difference is less than the threshold value. Vehicle attitude control system described in 1. 前記補正手段は、
前記車両のアンダステアが強くなるほど基準ゲインを大きく設定する基準ゲイン設定手段と、
前記左右の駆動輪間の駆動トルク差が閾値以上となるとき前記基準ゲインを補正ゲインとして設定する一方、当該駆動トルク差が前記閾値未満となるとき補正ゲインを前記基準ゲインよりも小さく設定する補正ゲイン設定手段と、
前記補正ゲイン設定手段により設定された前記補正ゲインを前記基準値に乗算することにより前記目標値を設定する目標値設定手段と、
を有することを特徴とする請求項４に記載の車両姿勢制御システム。 The correction means includes
A reference gain setting means for setting a reference gain to be larger as the understeer of the vehicle becomes stronger;
Correction that sets the reference gain as a correction gain when the drive torque difference between the left and right drive wheels is greater than or equal to a threshold value, while setting the correction gain smaller than the reference gain when the drive torque difference is less than the threshold value Gain setting means;
Target value setting means for setting the target value by multiplying the reference value by the correction gain set by the correction gain setting means;
The vehicle attitude control system according to claim 4, comprising: 前記補正手段は、
前記左右の駆動輪間の駆動トルク差が閾値以上となるとき、当該駆動トルク差が閾値未満となるときよりも補正ゲインを大きく設定する補正ゲイン設定手段と、
前記補正ゲイン設定手段により設定された前記補正ゲインを前記基準値に乗算することにより前記目標値を設定する目標値設定手段と、
を有することを特徴とする請求項４に記載の車両姿勢制御システム。 The correction means includes
A correction gain setting means for setting a correction gain larger when the drive torque difference between the left and right drive wheels is greater than or equal to a threshold, than when the drive torque difference is less than the threshold;
Target value setting means for setting the target value by multiplying the reference value by the correction gain set by the correction gain setting means;
The vehicle attitude control system according to claim 4, comprising: 前記基準値は、車速に相関する値として前記補正手段に記憶されていることを特徴とする請求項３〜６のいずれか一項に記載の車両姿勢制御システム。

The vehicle attitude control system according to any one of claims 3 to 6, wherein the reference value is stored in the correction unit as a value correlated with a vehicle speed.

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