JP2006256368A - Rolling controlling device of vehicle - Google Patents

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Takeshi Koibuchi
健 鯉渕
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Toyota Motor Corp
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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To effectively restrain and control rolling of a vehicle without increasing energy consumption or deteriorating riding comfort. <P>SOLUTION: A target rolling angle Rat of a vehicle is calculated (S20), and a target anti-rolling moment Mrt for making a rolling angle of the vehicle to the target rolling angle Rat is calculated (S30, 40). A rolling speed Rv of the vehicle is calculated (S50), and a target damping coefficient Ct is calculated in a manner that an absolute value of the rolling speed Rv of the vehicle becomes high (S60). A target anti-rolling moment Mdt due to a damping force is calculated on the basis of the target damping coefficient Ct (S70), and a target anti-rolling moment Mst due to a stabilizer force is calculated as a difference between the target anti-rolling moment Mrt and the target anti-rolling moment Mdt due to the damping force (S170). Shock absorbers 22FL-22RR and active stabilizer devices 16, 18 are controlled on the basis of each of target values (S180-200). <P>COPYRIGHT: (C)2006,JPO&NCIPI

Description

本発明は、車輌のロール制御装置に係り、更に詳細には減衰特性可変式減衰力発生手段の減衰力及び捩り剛性可変式スタビライザ装置のスタビライザ力を制御することにより車輌のロールを抑制制御する車輌のロール制御装置に係る。   The present invention relates to a vehicle roll control device, and more particularly, a vehicle that suppresses and controls a roll of a vehicle by controlling a damping force of a damping characteristic variable damping force generating means and a stabilizer force of a torsional stiffness variable stabilizer device. This relates to a roll control apparatus.

自動車等の車輌のロール制御装置の一つとして、例えば本願出願人の出願にかかる下記の特許文献１に記載されている如く、捩り剛性可変式スタビライザ装置のスタビライザ力を制御することにより車輌のロールを抑制制御する車輌のロール制御装置が従来より知られており、また減衰力可変式ショックアブソーバの減衰力を制御することにより車輌のロールを抑制制御する車輌のロール制御装置も既に知られている。
特開２００４−１１４８７６号公報 As one of roll control devices for vehicles such as automobiles, for example, as described in the following Patent Document 1 relating to the application of the present applicant, the roll of a vehicle is controlled by controlling the stabilizer force of a torsional stiffness variable stabilizer device. A vehicle roll control device that suppresses and controls the vehicle roll has been known, and a vehicle roll control device that suppresses and controls the vehicle roll by controlling the damping force of the damping force variable shock absorber is already known. .
Japanese Patent Application Laid-Open No. 2004-114876

一般に、捩り剛性可変式スタビライザ装置のスタビライザ力及び減衰力可変式ショックアブソーバの減衰力の何れを制御することによっても車輌のロールを抑制制御することができるが、上述の如き従来のロール制御装置に於いては、スタビライザ力及び減衰力の両者を制御することにより車輌のロールを抑制制御する場合にスタビライザ力及び減衰力を如何に制御すべきかについて考慮されておらず、この点で改善の余地がある。   In general, the roll of a vehicle can be suppressed and controlled by controlling either the stabilizer force of the torsional rigidity variable stabilizer device or the damping force of the variable damping force shock absorber. However, it is not considered how to control the stabilizer force and damping force when controlling the roll of the vehicle by controlling both the stabilizer force and damping force, and there is room for improvement in this respect. is there.

即ち捩り剛性可変式スタビライザ装置のスタビライザ力はスタビライザ装置の捩り剛性がアクチュエータによって制御されることにより制御されるが、スタビライザ力により車輌のロールを効果的に抑制制御すべくスタビライザ力を高くしようとすると、アクチュエータによる消費エネルギーが大きくなる。逆に減衰力可変式ショックアブソーバの減衰力はショックアブソーバの減衰係数を制御することにより制御され、減衰係数の制御に必要なエネルギーは小さいが、減衰力により車輌のロールを効果的に抑制制御すべく減衰力を高くすると、車輌の乗り心地性が悪化し、またショックアブソーバは車輪のストローク速度が低いときには十分な減衰力を発生することができず、従って車輌のロールを効果的に抑制制御することができない。   That is, the stabilizer force of the torsional stiffness variable stabilizer device is controlled by controlling the torsional stiffness of the stabilizer device by an actuator, but if the stabilizer force is to be increased so as to effectively suppress and control the roll of the vehicle by the stabilizer force. The energy consumed by the actuator increases. Conversely, the damping force of the variable damping force type shock absorber is controlled by controlling the damping coefficient of the shock absorber, and the energy required for controlling the damping coefficient is small, but the roll of the vehicle is effectively suppressed and controlled by the damping force. If the damping force is increased as much as possible, the ride comfort of the vehicle is deteriorated, and the shock absorber cannot generate a sufficient damping force when the wheel stroke speed is low, and therefore effectively suppresses and controls the roll of the vehicle. I can't.

本発明は、従来のロール制御装置に於ける上述の如き現況に鑑みてなされたものであり、本発明の主要な課題は、車輌のロール状況に応じて捩り剛性可変式スタビライザ装置のスタビライザ力及び減衰力可変式ショックアブソーバの減衰力の両者を適宜に制御することにより、消費エネルギーの増大や車輌の乗り心地性の悪化を招来することなく車輌のロールを効果的に抑制制御することである。   The present invention has been made in view of the above-described current situation in the conventional roll control device, and the main problem of the present invention is that the stabilizer force of the torsional stiffness variable stabilizer device according to the roll status of the vehicle and By appropriately controlling both the damping force of the damping force variable shock absorber, it is possible to effectively suppress and control the roll of the vehicle without causing an increase in energy consumption or a deterioration in the riding comfort of the vehicle.

上述の主要な課題は、本発明によれば、請求項１の構成、即ち減衰特性可変式減衰力発生手段の減衰力によるロール抑制制御量及び捩り剛性可変式スタビライザ装置のスタビライザ力によるロール抑制制御量を制御することにより車輌のロールを抑制制御する車輌のロール制御装置にして、車輌のロール量の変化率を判定する手段と、前記ロール量の変化率が大きいときには前記ロール量の変化率が小さいときに比して、前記減衰力発生手段の減衰特性を高減衰側へ制御すると共に前記スタビライザ装置の捩り剛性を低くするロール抑制制御量制御手段とを有することを特徴とする車輌のロール制御装置によって達成される。   According to the present invention, the main problems described above are the roll suppression control by the configuration of claim 1, that is, the roll suppression control amount by the damping force of the damping characteristic variable damping force generating means and the stabilizer force of the torsional stiffness variable stabilizer device. A vehicle roll control device that suppresses and controls the roll of the vehicle by controlling the amount, means for determining the rate of change of the roll amount of the vehicle, and when the rate of change of the roll amount is large, the rate of change of the roll amount is Roll control of a vehicle, characterized by comprising roll suppression control amount control means for controlling the damping characteristic of the damping force generating means to a high damping side and lowering the torsional rigidity of the stabilizer device as compared to when it is small. Achieved by the device.

また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項１の構成に於いて、前記ロール抑制制御量制御手段は前記ロール量の変化率が大きいときには前記ロール量の変化率が小さいときに比して、前記ロールの抑制制御に必要なロール抑制制御量に対する前記減衰力によるロール抑制制御量の比を大きくし且つ前記必要なロール抑制制御量に対する前記スタビライザ力によるロール抑制制御量の比を小さくするよう構成される（請求項２の構成）。   According to the present invention, in order to effectively achieve the main problems described above, in the configuration of claim 1, the roll suppression control amount control means is configured such that the roll amount when the rate of change of the roll amount is large. The ratio of the roll suppression control amount by the damping force to the roll suppression control amount necessary for the roll suppression control is increased and the stabilizer force with respect to the necessary roll suppression control amount is larger than when the change rate of the roll is small. It is comprised so that ratio of a roll suppression control amount may be made small (structure of Claim 2).

また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項２の構成に於いて、前記ロール抑制制御量制御手段は車輌全体の目標ロール抑制制御量を演算する手段を有し、前記減衰力によるロール抑制制御量及び前記スタビライザ力によるロール抑制制御量の和が前記車輌全体の目標ロール抑制制御量になるよう前記減衰力発生手段の減衰特性及び前記スタビライザ装置の捩り剛性を制御するよう構成される（請求項３の構成）。   According to the present invention, in order to effectively achieve the main problem described above, in the configuration of claim 2, the roll suppression control amount control means calculates a target roll suppression control amount for the entire vehicle. A damping characteristic of the damping force generating means and a twist of the stabilizer device so that a sum of the roll suppression control amount by the damping force and the roll suppression control amount by the stabilizer force becomes a target roll suppression control amount of the entire vehicle. It is comprised so that rigidity may be controlled (structure of Claim 3).

また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項１乃至３の構成に於いて、前記車輌のロール量の変化率を判定する手段は車輌の横加速度の変化率、車輌のヨーレートの変化率、左右輪の車輪速度差の変化率、車輌の推定横加速度の変化率、車輌の推定ヨーレートの変化率、車輌の旋回半径の変化率、操舵角の変化率、操舵トルクの変化率の少なくとも一つに基づいて車輌のロール量の変化率を判定するよう構成される（請求項４の構成）。   According to the present invention, in order to effectively achieve the main problems described above, the means for determining the rate of change in the roll amount of the vehicle in the configuration of the above claims 1 to 3 is characterized in that the lateral acceleration of the vehicle is Rate of change, rate of change of vehicle yaw rate, rate of change of wheel speed difference between left and right wheels, rate of change of estimated lateral acceleration of vehicle, rate of change of estimated yaw rate of vehicle, rate of change of turning radius of vehicle, rate of change of steering angle The change rate of the roll amount of the vehicle is determined based on at least one of the change rate of the steering torque (configuration of claim 4).

また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項１乃至４の構成に於いて、前記車輌全体の目標ロール抑制制御量は車輌のロール量を目標ロール量にするための目標アンチロールモーメントであるよう構成される（請求項５の構成）。   According to the present invention, in order to effectively achieve the main problems described above, in the configuration of the first to fourth aspects, the target roll suppression control amount of the vehicle as a whole is set to the target roll amount. It is comprised so that it may become the target anti-roll moment for making it into (structure of Claim 5).

また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項１乃至５の構成に於いて、前記ロール抑制制御量制御手段は前記ロール量の変化率が大きいときには前記ロール量の変化率が小さいときに比して、前記減衰力発生手段の減衰係数を高くすると共に前記スタビライザ装置の捩り剛性を低くするよう構成される（請求項６の構成）。   Further, according to the present invention, in order to effectively achieve the above-mentioned main problems, in the configuration of the above-described claims 1 to 5, the roll suppression control amount control means is configured such that the rate of change of the roll amount is large. As compared with a case where the rate of change of the roll amount is small, the damping coefficient of the damping force generating means is increased and the torsional rigidity of the stabilizer device is decreased (configuration of claim 6).

また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項１乃至６の構成に於いて、前記スタビライザ装置は二分割式のスタビライザと、該スタビライザの相対回転角を制御する電動機とを有し、前記ロール抑制制御量制御手段は前記電動機を制御することによって前記相対回転角を制御することにより前記スタビライザ装置の捩り剛性を制御するよう構成される（請求項７の構成）。   According to the present invention, in order to effectively achieve the above-mentioned main problems, in the configuration of claims 1 to 6, the stabilizer device includes a two-divided stabilizer and a relative rotation angle of the stabilizer. The roll suppression control amount control means is configured to control the torsional rigidity of the stabilizer device by controlling the relative rotation angle by controlling the motor (claim 7). Constitution).

上記請求項１の構成によれば、車輌のロール量の変化率が判定され、ロール量の変化率が大きいときにはロール量の変化率が小さいときに比して、減衰力発生手段の減衰特性が高減衰側へ制御されると共にスタビライザ装置の捩り剛性が低くされるので、減衰力発生手段の減衰特性が高減衰側へ制御されない場合に比して減衰力発生手段の減衰力が高くなり、減衰力によるロール抑制制御量が大きくなり、これにより車輌のロールの効果的な抑制制御を確保することができると共に、スタビライザ装置の捩り剛性が低くされることによりスタビライザ装置により消費されるエネルギーを低減することができ、更にはロール量の変化率が小さいときには減衰力発生手段の減衰特性が高減衰側へ制御されず、従って車輌の乗り心地性の悪化を確実に回避することができる。   According to the configuration of the first aspect, the rate of change of the roll amount of the vehicle is determined. When the rate of change of the roll amount is large, the damping characteristic of the damping force generating means is greater than when the rate of change of the roll amount is small. Since the torsional rigidity of the stabilizer device is lowered while being controlled to the high damping side, the damping force of the damping force generating means becomes higher than when the damping characteristic of the damping force generating means is not controlled to the high damping side, and the damping force The amount of roll suppression control by the vehicle increases, thereby ensuring effective suppression control of the vehicle roll, and reducing the torsional rigidity of the stabilizer device, thereby reducing the energy consumed by the stabilizer device. In addition, when the rate of change of the roll amount is small, the damping characteristic of the damping force generating means is not controlled to the high damping side, so that the ride comfort of the vehicle is surely deteriorated. It can be avoided.

また上記請求項２の構成によれば、ロール量の変化率が大きいときにはロール量の変化率が小さいときに比して、ロールの抑制制御に必要なロール抑制制御量に対する減衰力によるロール抑制制御量の比が大きくされ且つ必要なロール抑制制御量に対するスタビライザ力によるロール抑制制御量の比が小さくされるので、減衰力によるロール抑制制御量及びスタビライザ力によるロール抑制制御量の和がロールの抑制制御に必要なロール抑制制御量に対し大きく変動すること及びこれに起因して車輌のロール抑制制御効果が大きく変動することを防止することができる。   Further, according to the configuration of the second aspect, when the rate of change of the roll amount is large, compared to when the rate of change of the roll amount is small, the roll suppression control by the damping force with respect to the roll suppression control amount necessary for the roll suppression control. The ratio of the roll suppression control amount by the stabilizer force to the required roll suppression control amount is reduced and the ratio of the roll suppression control amount by the damping force and the roll suppression control amount by the stabilizer force is reduced. It can be prevented that the roll suppression control amount required for the control largely fluctuates and that the roll suppression control effect of the vehicle due to this greatly fluctuates.

また上記請求項３の構成によれば、車輌全体の目標ロール抑制制御量が演算され、減衰力によるロール抑制制御量及びスタビライザ力によるロール抑制制御量の和が車輌全体の目標ロール抑制制御量になるよう減衰力発生手段の減衰特性及びスタビライザ装置の捩り剛性が制御されるので、減衰力によるロール抑制制御量及びスタビライザ力によるロール抑制制御量の和が車輌全体の目標ロール抑制制御量に対し増減すること及びこれに起因して車輌のロール抑制制御効果に過不足が生ずることを確実に防止することができる。   Further, according to the configuration of the third aspect, the target roll suppression control amount of the entire vehicle is calculated, and the sum of the roll suppression control amount by the damping force and the roll suppression control amount by the stabilizer force becomes the target roll suppression control amount of the entire vehicle. Since the damping characteristic of the damping force generating means and the torsional rigidity of the stabilizer device are controlled, the sum of the roll suppression control amount by the damping force and the roll suppression control amount by the stabilizer force increases or decreases with respect to the target roll suppression control amount of the entire vehicle. It is possible to reliably prevent the occurrence of excess and deficiency in the roll suppression control effect of the vehicle due to this.

また上記請求項４の構成によれば、車輌の横加速度の変化率、車輌のヨーレートの変化率、左右輪の車輪速度差の変化率、車輌の推定横加速度の変化率、車輌の推定ヨーレートの変化率、車輌の旋回半径の変化率、操舵角の変化率、操舵トルクの変化率の少なくとも一つに基づいて車輌のロール量の変化率が判定されるので、車輌のロール量の変化率を確実に判定することができる。   According to the configuration of claim 4, the rate of change of the lateral acceleration of the vehicle, the rate of change of the yaw rate of the vehicle, the rate of change of the wheel speed difference between the left and right wheels, the rate of change of the estimated lateral acceleration of the vehicle, Since the rate of change of the roll amount of the vehicle is determined based on at least one of the rate of change, the rate of change of the turning radius of the vehicle, the rate of change of the steering angle, and the rate of change of the steering torque, It can be determined with certainty.

また上記請求項５の構成によれば、車輌全体の目標ロール抑制制御量は車輌のロール量を目標ロール量にするための目標アンチロールモーメントであるので、車輌のロール量が目標ロール量になるよう減衰力発生手段の減衰特性及びスタビライザ装置の捩り剛性を制御することができる。   According to the fifth aspect of the present invention, since the target roll suppression control amount of the entire vehicle is a target anti-roll moment for setting the vehicle roll amount to the target roll amount, the vehicle roll amount becomes the target roll amount. Thus, the damping characteristic of the damping force generating means and the torsional rigidity of the stabilizer device can be controlled.

また上記請求項６の構成によれば、ロール量の変化率が大きいときにはロール量の変化率が小さいときに比して、減衰力発生手段の減衰係数が高くされると共にスタビライザ装置の捩り剛性が低くされるので、減衰力によるロール抑制制御量を確実に増大させると共にスタビライザ力によるロール抑制制御量を確実に低減することができる。   Further, according to the configuration of the sixth aspect, when the rate of change of the roll amount is large, the damping coefficient of the damping force generating means is increased and the torsional rigidity of the stabilizer device is low compared to when the rate of change of the roll amount is small. Therefore, the roll suppression control amount by the damping force can be reliably increased and the roll suppression control amount by the stabilizer force can be reliably reduced.

また上記請求項７の構成によれば、スタビライザ装置は二分割式のスタビライザと、該スタビライザの相対回転角を制御する電動機とを有し、ロール抑制制御量制御手段は電動機を制御することによって相対回転角を制御することによりスタビライザ装置の捩り剛性を制御するので、スタビライザ装置の捩り剛性の制御によってスタビライザ力によるロール抑制制御量を確実に且つ正確に制御することができる。   According to the seventh aspect of the present invention, the stabilizer device has a two-divided stabilizer and an electric motor that controls the relative rotation angle of the stabilizer, and the roll suppression control amount control means controls the electric motor to control the relative rotation angle. Since the torsional rigidity of the stabilizer device is controlled by controlling the rotation angle, the roll suppression control amount by the stabilizer force can be reliably and accurately controlled by controlling the torsional rigidity of the stabilizer device.

〔課題解決手段の好ましい態様〕
本発明の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１乃至７の構成に於いて、ロール抑制制御量制御手段はロール量の変化率が大きいときにはロール量の変化率が小さいときに比して高減衰側になるよう減衰力発生手段の減衰係数をロール量の変化率に応じて可変設定するよう構成される（好ましい態様１）。 [Preferred embodiment of problem solving means]
According to one preferable aspect of the present invention, in the configuration of the above first to seventh aspects, the roll suppression control amount control means has a larger change rate of the roll amount than a smaller change rate of the roll amount. The damping coefficient of the damping force generating means is variably set according to the rate of change of the roll amount so as to be on the high damping side (preferred aspect 1).

本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項３乃至７の構成に於いて、ロール抑制制御量制御手段はロール量の変化率が大きいときにはロール量の変化率が小さいときに比して高減衰側になるよう減衰力発生手段の目標減衰係数をロール量の変化率に応じて演算し、目標減衰係数に基づき減衰力による目標ロール抑制制御量を演算し、車輌全体の目標ロール抑制制御量より減衰力による目標ロール抑制制御量を減算することによりスタビライザ力による目標ロール抑制制御量を演算するよう構成される（好ましい態様２）。   According to another preferred embodiment of the present invention, in the constructions of claims 3 to 7 described above, the roll suppression control amount control means is compared with the roll amount change rate when the roll amount change rate is large. The target damping coefficient of the damping force generating means is calculated according to the rate of change of the roll amount so as to become the high damping side, the target roll suppression control amount by the damping force is calculated based on the target damping coefficient, and the target roll of the entire vehicle is calculated. The target roll suppression control amount by the stabilizer force is calculated by subtracting the target roll suppression control amount by the damping force from the suppression control amount (preferred aspect 2).

本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記好ましい態様２の構成に於いて、減衰力発生手段の目標減衰係数はロール量の変化率が高い領域に於いては減衰力発生手段の減衰特性が制御されない場合の減衰係数よりも高い値に演算されるよう構成される（好ましい態様３）。   According to another preferred embodiment of the present invention, in the configuration of the preferred embodiment 2, the target damping coefficient of the damping force generating means is the damping force of the damping force generating means in a region where the rate of change of the roll amount is high. It is configured to be calculated to a value higher than the attenuation coefficient when the characteristic is not controlled (preferred aspect 3).

本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記好ましい態様２又は３の構成に於いて、減衰力発生手段の伸側及び縮側の目標減衰係数をロール量の変化率に応じて演算し、伸側及び縮側の目標減衰係数に基づき減衰力による目標ロール抑制制御量を演算するよう構成される（好ましい態様４）。   According to another preferred aspect of the present invention, in the configuration of the preferred aspect 2 or 3, the target damping coefficient on the expansion side and the contraction side of the damping force generating means is calculated according to the rate of change of the roll amount. The target roll suppression control amount based on the damping force is calculated based on the target damping coefficient on the extension side and the contraction side (preferred aspect 4).

本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項３乃至７の構成に於いて、ロール抑制制御量制御手段はロール量の変化率が大きいときにはロール量の変化率が小さいときに比して車輌全体の目標ロール抑制制御量に対する減衰力による目標ロール抑制制御量の比率が高くなるようロール量の変化率に応じて減衰力による目標ロール抑制制御量の配分比を演算し、車輌全体の目標ロール抑制制御量より減衰力による目標ロール抑制制御量を減算することによりスタビライザ力による目標ロール抑制制御量を演算するよう構成される（好ましい態様５）。   According to another preferred embodiment of the present invention, in the constructions of claims 3 to 7 described above, the roll suppression control amount control means is compared with the roll amount change rate when the roll amount change rate is large. The distribution ratio of the target roll suppression control amount by the damping force is calculated according to the rate of change of the roll amount so that the ratio of the target roll suppression control amount by the damping force to the target roll suppression control amount of the entire vehicle becomes high, and the entire vehicle The target roll suppression control amount by the stabilizer force is calculated by subtracting the target roll suppression control amount by the damping force from the target roll suppression control amount (preferred aspect 5).

本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記好ましい態様５の構成に於いて、車輌全体の目標ロール抑制制御量に対する減衰力による目標ロール抑制制御量の比率はロール量の変化率が高い領域に於いては減衰力発生手段の減衰特性が制御されない場合の比率よりも高い値に演算されるよう構成される（好ましい態様６）。   According to another preferred aspect of the present invention, in the configuration of the preferred aspect 5, the ratio of the target roll suppression control amount by the damping force to the target roll suppression control amount of the entire vehicle has a high rate of change of the roll amount. In the region, it is configured to be calculated to a value higher than the ratio when the damping characteristic of the damping force generating means is not controlled (preferred aspect 6).

本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記好ましい態様５又は６の構成に於いて、減衰力による目標ロール抑制制御量に基づき減衰力発生手段の伸側及び縮側の目標減衰係数を演算するよう構成される（好ましい態様７）。   According to another preferred aspect of the present invention, in the configuration of the preferred aspect 5 or 6, the target damping coefficients on the expansion side and the contraction side of the damping force generating means are determined based on the target roll suppression control amount by the damping force. It is comprised so that it may calculate (Preferred aspect 7).

以下に添付の図を参照しつつ、本発明を幾つかの好ましい実施例について詳細に説明する。   The present invention will now be described in detail with reference to a few preferred embodiments with reference to the accompanying drawings.

図１は各車輪に減衰力可変式のショックアブソーバが設けられ、前輪側及び後輪側にアクティブスタビライザ装置が設けられた車輌に適用された本発明による車輌のロール制御装置の実施例１を示す概略構成図である。   FIG. 1 shows a first embodiment of a vehicle roll control device according to the present invention applied to a vehicle in which each wheel is provided with a variable damping force type shock absorber and an active stabilizer device is provided on the front wheel side and the rear wheel side. It is a schematic block diagram.

図１に於いて、１０FL及び１０FRはそれぞれ車輌１２の従動輪である左右の前輪を示し、１０RL及び１０RRはそれぞれ車輌１２の駆動輪である左右の後輪を示している。操舵輪でもある左右の前輪１０FL及び１０FRは運転者によるステアリングホイール１４の転舵に応答して駆動される図には示されていないパワーステアリング装置によりタイロッドを介して操舵される。   In FIG. 1, 10 FL and 10 FR respectively indicate left and right front wheels that are driven wheels of the vehicle 12, and 10 RL and 10 RR respectively indicate left and right rear wheels that are drive wheels of the vehicle 12. The left and right front wheels 10FL and 10FR, which are also steered wheels, are steered via tie rods by a power steering device (not shown) that is driven in response to steering of the steering wheel 14 by the driver.

左右の前輪１０FL及び１０FRの間にはアクティブスタビライザ装置１６が設けられ、左右の後輪１０RL及び１０RRの間にはアクティブスタビライザ装置１８が設けられている。アクティブスタビライザ装置１６は車輌の横方向に延在する軸線に沿って互いに同軸に整合して延在する一対のトーションバー部分１６TL及び１６TRと、それぞれトーションバー部分１６TL及び１６TRの外端に一体に接続された一対のアーム部１６AL及び１６ARとを有している。トーションバー部分１６TL及び１６TRはそれぞれ図には示されていないブラケットを介して図には示されていない車体に自らの軸線の回りに回転可能に支持されている。アーム部１６AL及び１６ARはそれぞれトーションバー部分１６TL及び１６TRに対し交差するよう車輌前後方向に延在し、アーム部１６AL及び１６ARの外端はそれぞれ図には示されていないゴムブッシュ装置を介して左右前輪１０FL及び１０FRの車輪支持部材又はサスペンションアームに連結されている。   An active stabilizer device 16 is provided between the left and right front wheels 10FL and 10FR, and an active stabilizer device 18 is provided between the left and right rear wheels 10RL and 10RR. The active stabilizer device 16 is integrally connected to a pair of torsion bar portions 16TL and 16TR extending coaxially with each other along an axis extending in the lateral direction of the vehicle, and to the outer ends of the torsion bar portions 16TL and 16TR, respectively. And a pair of arm portions 16AL and 16AR. The torsion bar portions 16TL and 16TR are supported by a vehicle body not shown in the drawing via brackets not shown in the drawing so as to be rotatable around their own axes. The arm portions 16AL and 16AR extend in the longitudinal direction of the vehicle so as to intersect the torsion bar portions 16TL and 16TR, respectively, and the outer ends of the arm portions 16AL and 16AR are respectively left and right through rubber bush devices not shown in the drawing. The front wheels 10FL and 10FR are connected to wheel support members or suspension arms.

アクティブスタビライザ装置１６はトーションバー部分１６TL及び１６TRの間にアクチュエータ２０Fを有している。アクチュエータ２０Fは必要に応じて一対のトーションバー部分１６TL及び１６TRを互いに逆方向へ回転駆動することにより、左右の前輪１０FL及び１０FRが互いに逆相にてバウンド、リバウンドする際に捩り応力により車輪のバウンド、リバウンドを抑制する力を変化し、これにより左右前輪の位置に於いて車輌に付与されるアンチロールモーメントを増減し、前輪側の車輌のロール剛性を可変制御する。   The active stabilizer device 16 has an actuator 20F between the torsion bar portions 16TL and 16TR. The actuator 20F rotates the pair of torsion bar portions 16TL and 16TR in opposite directions as necessary, so that when the left and right front wheels 10FL and 10FR bounce and rebound in opposite phases, the wheel bounces due to torsional stress. Then, the force to suppress rebound is changed, thereby increasing or decreasing the anti-roll moment applied to the vehicle at the position of the left and right front wheels, and variably controlling the roll rigidity of the vehicle on the front wheel side.

同様に、アクティブスタビライザ装置１８は車輌の横方向に延在する軸線に沿って互いに同軸に整合して延在する一対のトーションバー部分１８TL及び１８TRと、それぞれトーションバー部分１８TL及び１８TRの外端に一体に接続された一対のアーム部１８AL及び１８ARとを有している。トーションバー部分１８TL及び１８TRはそれぞれ図には示されていないブラケットを介して図には示されていない車体に自らの軸線の回りに回転可能に支持されている。アーム部１８AL及び１８ARはそれぞれトーションバー部分１８TL及び１８TRに対し交差するよう車輌前後方向に延在し、アーム部１８AL及び１８ARの外端はそれぞれ図には示されていないゴムブッシュ装置を介して左右後輪１０RL及び１０RRの車輪支持部材又はサスペンションアームに連結されている。   Similarly, the active stabilizer device 18 has a pair of torsion bar portions 18TL and 18TR extending coaxially with each other along an axis extending in the lateral direction of the vehicle, and the outer ends of the torsion bar portions 18TL and 18TR, respectively. It has a pair of arm portions 18AL and 18AR connected together. The torsion bar portions 18TL and 18TR are respectively supported by a vehicle body not shown in the drawing via brackets not shown in the drawing so as to be rotatable around their own axes. The arm portions 18AL and 18AR extend in the longitudinal direction of the vehicle so as to intersect the torsion bar portions 18TL and 18TR, respectively, and the outer ends of the arm portions 18AL and 18AR are respectively left and right through rubber bushing devices not shown in the drawing. The rear wheels 10RL and 10RR are connected to wheel support members or suspension arms.

アクティブスタビライザ装置１８はトーションバー部分１８TL及び１８TRの間にアクチュエータ２０Rを有している。アクチュエータ２０Rは必要に応じて一対のトーションバー部分１８TL及び１８TRを互いに逆方向へ回転駆動することにより、左右の後輪１０RL及び１０RRが互いに逆相にてバウンド、リバウンドする際に捩り応力により車輪のバウンド、リバウンドを抑制する力を変化し、これにより左右後輪の位置に於いて車輌に付与されるアンチロールモーメントを増減し、後輪側の車輌のロール剛性を可変制御する。   The active stabilizer device 18 has an actuator 20R between the torsion bar portions 18TL and 18TR. The actuator 20R rotates the pair of torsion bar portions 18TL and 18TR in directions opposite to each other as necessary, so that when the left and right rear wheels 10RL and 10RR bounce and rebound in opposite phases, the torsional stress causes the wheel By changing the force to suppress bounce and rebound, the anti-roll moment applied to the vehicle at the positions of the left and right rear wheels is increased or decreased, and the roll rigidity of the vehicle on the rear wheel side is variably controlled.

尚アクティブスタビライザ装置１６及び１８自体は本発明の要旨をなすものではないので、車輌のロール剛性を可変制御し得るものである限り当技術分野に於いて公知の任意の構成のものであってよいが、例えば本願出願人の出願にかかる特願２００３−３２４２１２（整理番号ＡＴ−５５５２）明細書及び図面に記載のアクティブスタビライザ装置、即ち一方のトーションバー部分の内端に固定され駆動歯車が取り付けられた回転軸を有する電動機と、他方のトーションバー部分の内端に固定され駆動歯車に噛合する従動歯車とを有し、駆動歯車及び従動歯車は駆動歯車の回転を従動歯車へ伝達するが、従動歯車の回転を駆動歯車へ伝達しない歯車であるアクティブスタビライザ装置であることが好ましい。   The active stabilizer devices 16 and 18 themselves do not form the gist of the present invention, and may have any configuration known in the art as long as the roll rigidity of the vehicle can be variably controlled. However, for example, the active stabilizer device described in Japanese Patent Application No. 2003-324212 (reference number AT-5552) specification and drawings relating to the application of the applicant of the present application, that is, fixed to the inner end of one torsion bar portion, and a drive gear is attached. An electric motor having a rotating shaft and a driven gear fixed to the inner end of the other torsion bar portion and meshed with the driving gear. The driving gear and the driven gear transmit the rotation of the driving gear to the driven gear. The active stabilizer device is preferably a gear that does not transmit the rotation of the gear to the drive gear.

また図示の実施例１に於いては、左右の前輪１０FL、１０FR及び左右の後輪１０RL、１０RRにはそれぞれ当技術分野に於いて周知の任意の構成の減衰力可変式のショックアブソーバ２２FL、２２FR、２２RL、２２RRが設けられている。ショックアブソーバ２２FL〜２２RRの減衰係数は図１には示されていないアクチュエータにより最低段Ｓminより最高段Ｓmaxまでｎ（正の整数）段に亘り変化されるようになっている。   In the illustrated embodiment 1, the left and right front wheels 10FL, 10FR and the left and right rear wheels 10RL, 10RR are each provided with a variable damping force shock absorber 22FL, 22FR having an arbitrary configuration known in the art. , 22RL and 22RR are provided. The damping coefficients of the shock absorbers 22FL to 22RR are changed over n (positive integer) stages from the lowest stage Smin to the highest stage Smax by an actuator not shown in FIG.

図１に示されている如く、アクティブスタビライザ装置１６、１８のアクチュエータ２０F、２０R及びショックアブソーバ２２FL〜２２RRのアクチュエータは電子制御装置３０により制御される。尚図１には詳細に示されていないが、電子制御装置３０はＣＰＵとＲＯＭとＲＡＭと入出力ポート装置とを有し、これらが双方向性のコモンバスにより互いに接続されたマイクロコンピュータ及び駆動回路よりなっていてよい。   As shown in FIG. 1, the actuators 20 F and 20 R of the active stabilizer devices 16 and 18 and the actuators of the shock absorbers 22 FL to 22 RR are controlled by the electronic control device 30. Although not shown in detail in FIG. 1, the electronic control unit 30 includes a CPU, a ROM, a RAM, and an input / output port unit, which are connected to each other by a bidirectional common bus and a drive circuit. It may be better.

図１に示されている如く、電子制御装置３０には横加速度センサ２４により検出された車輌の横加速度Ｇyを示す信号、車高センサ２６FL〜２６RRにより検出された各車輪位置の車高Ｈi（ｉ＝fl、fr、rl、rr）を示す信号、アクチュエータ２０F及び２０Rの回転角度センサにより検出されたアクチュエータ２０F及び２０Rの実際の回転角度φf、φrを示す信号、ショックアブソーバ２２FL〜２２RRのアクチュエータより減衰係数の制御段Ｓi（ｉ＝fl、fr、rl、rr）を示す信号が入力される。尚横加速度センサ２４及びアクチュエータ２０F、２０Rの回転角度センサはそれぞれ車輌の左旋回時に生じる値を正として横加速度Ｇy及び回転角度φf、φrを検出する。   As shown in FIG. 1, the electronic control unit 30 includes a signal indicating the vehicle lateral acceleration Gy detected by the lateral acceleration sensor 24, vehicle heights Hi ( i = fl, fr, rl, rr), signals indicating the actual rotation angles φf and φr of the actuators 20F and 20R detected by the rotation angle sensors of the actuators 20F and 20R, and actuators of the shock absorbers 22FL to 22RR A signal indicating the control stage Si (i = fl, fr, rl, rr) of the attenuation coefficient is input. The lateral acceleration sensor 24 and the rotation angle sensors of the actuators 20F and 20R detect the lateral acceleration Gy and the rotation angles φf and φr, respectively, with positive values generated when the vehicle turns left.

電子制御装置３０は横加速度Ｇyに基づき車輌の目標ロール角Ｒatを演算し、各車輪位置の車高Ｈiに基づき車輌のロール角Ｒaを演算し、目標ロール角Ｒat及びロール角Ｒaに基づき目標アンチロールモーメントＭrtを演算する。また電子制御装置３０は車輌のロール角Ｒaの変化率として車輌のロール速度Ｒvを演算し、車輌のロール速度Ｒvに基づきショックアブソーバの目標減衰係数Ｃt及び目標制御段Ｓti（ｉ＝fl、fr、rl、rr）を演算し、目標制御段Ｓtiに基づき減衰力によるアンチロールモーメントＭdを演算する。   The electronic control unit 30 calculates the target roll angle Ra of the vehicle based on the lateral acceleration Gy, calculates the roll angle Ra of the vehicle based on the vehicle height Hi of each wheel position, and calculates the target anti-resistance based on the target roll angle Rat and the roll angle Ra. The roll moment Mrt is calculated. Further, the electronic control unit 30 calculates the vehicle roll speed Rv as the rate of change of the vehicle roll angle Ra, and based on the vehicle roll speed Rv, the shock absorber target damping coefficient Ct and the target control stage Sti (i = fl, fr, rl, rr) and an anti-roll moment Md due to a damping force is calculated based on the target control stage Sti.

更に電子制御装置３０は目標アンチロールモーメントＭrtより減衰力によるアンチロールモーメントＭdを減算した値としてアクティブスタビライザ装置１６及び１８による目標アンチロールモーメントＭsを演算し、目標アンチロールモーメントＭsに基づきアクティブスタビライザ装置１６及び１８のアクチュエータ２０F及び２０Rの目標回転角度φft及びφrtを演算する。   Further, the electronic control unit 30 calculates the target anti-roll moment Ms by the active stabilizer devices 16 and 18 as a value obtained by subtracting the anti-roll moment Md due to the damping force from the target anti-roll moment Mrt, and the active stabilizer device based on the target anti-roll moment Ms. The target rotation angles φft and φrt of the actuators 20F and 20R of 16 and 18 are calculated.

そして電子制御装置３０はアクティブスタビライザ装置１６及び１８のアクチュエータ２０F及び２０Rの回転角度φf、φrがそれぞれ対応する目標回転角度φft、φrtになるよう制御すると共に、ショックアブソーバ２２FL〜２２RRの減衰係数の目標制御段Ｓti（ｉ＝fl、fr、rl、rr）を演算し、各ショックアブソーバ２２FL〜２２RRの減衰係数の制御段Ｓiがそれぞれ対応する目標制御段Ｓtiになるよう制御する。   The electronic control unit 30 controls the actuators 20F and 20R of the active stabilizer devices 16 and 18 so that the rotation angles φf and φr become the corresponding target rotation angles φft and φrt, respectively, and sets the target damping coefficient of the shock absorbers 22FL to 22RR. The control stage Sti (i = fl, fr, rl, rr) is calculated, and control is performed so that the control stage Si of the damping coefficient of each shock absorber 22FL to 22RR becomes the corresponding target control stage Sti.

次に図２に示されたフローチャートを参照して実施例１に於ける減衰力及びスタビライザ力の制御による車輌のロール制御ルーチンについて説明する。尚図２に示されたフローチャートによる制御は図には示されていないイグニッションスイッチの閉成により開始され、所定の時間毎に繰返し実行される。   Next, a vehicle roll control routine based on control of damping force and stabilizer force according to the first embodiment will be described with reference to the flowchart shown in FIG. The control according to the flowchart shown in FIG. 2 is started by closing an ignition switch not shown in the figure, and is repeatedly executed at predetermined time intervals.

まずステップ１０に於いては横加速度センサ２４により検出された車輌の横加速度Ｇyを示す信号等の読み込みが行われ、ステップ２０に於いては車輌の横加速度Ｇyに基づき図４に示されたグラフに対応するマップより車輌の目標ロール角Ｒatが演算される。尚目標ロール角Ｒatは本発明による車輌のロール制御が行われない場合の車輌のロール角（図４に於いて破線にて示されている）よりも小さい値に演算される。   First, in step 10, a signal indicating the vehicle's lateral acceleration Gy detected by the lateral acceleration sensor 24 is read, and in step 20, the graph shown in FIG. 4 is shown based on the vehicle's lateral acceleration Gy. The target roll angle Rat of the vehicle is calculated from the map corresponding to. The target roll angle Rat is calculated to be smaller than the roll angle of the vehicle (indicated by the broken line in FIG. 4) when the vehicle roll control according to the present invention is not performed.

ステップ３０に於いてはアクチュエータ２０F及び２０Rの実際の回転角度φf、φrに基づき当技術分野に於いて公知の要領にて車輌のロール剛性Ｋrが演算されると共に、車輌の質量をＭvとし、車輌の重心高さをＨとして下記の式１に従って車輌のロールモーメントＭ（＝ＭvＨＧy）による車輌のロール角Ｒa、即ち本発明によるロール制御が行われない場合の車輌のロール角が演算される。
Ｒa＝ＭvＨＧy／Ｋ …（１） In step 30, the roll stiffness Kr of the vehicle is calculated based on the actual rotation angles φf and φr of the actuators 20F and 20R in a manner known in the art, and the vehicle mass is set to Mv. The vehicle roll angle Ra according to the vehicle roll moment M (= MvHGy), that is, the roll angle of the vehicle when the roll control according to the present invention is not performed, is calculated according to the following formula 1.
Ra = MvHGy / K (1)

ステップ４０に於いては下記の式２に従って車輌のロール角を目標ロール角Ｒatにするために車輌に付与されるべきロールモーメントとして目標アンチロールモーメントＭrtが演算される。
Ｍrt＝（Ｒa−Ｒat）Ｋ …（２） In step 40, a target anti-roll moment Mrt is calculated as a roll moment to be applied to the vehicle in order to set the vehicle roll angle to the target roll angle Rat according to the following equation (2).
Mrt = (Ra−Rat) K (2)

ステップ５０に於いては左前後輪の平均車高Ｈal（＝（Ｈfl＋Ｈrl）／２）及び右前後輪の平均車高Ｈar（＝（Ｈfr＋Ｈrr）／２）が演算され、Ｔrを車輌のトレッドとして下記の式３に従って車輌のロール角Ｒaが演算され、ロール角Ｒaの微分値として車輌のロール速度Ｒvが演算される。
Ｒa＝（Ｈal−Ｈar）／Ｔr …（３） In step 50, the average vehicle height Hal (= (Hfl + Hrl) / 2) of the left front and rear wheels and the average vehicle height Har (= (Hfr + Hrr) / 2) of the right front and rear wheels are calculated, and Tr is the following as a tread of the vehicle. The roll angle Ra of the vehicle is calculated according to Equation 3 below, and the roll speed Rv of the vehicle is calculated as a differential value of the roll angle Ra.
Ra = (Hal-Har) / Tr (3)

ステップ６０に於いては車輌のロール速度Ｒvの絶対値に基づき図５に示されたグラフに対応するマップよりショックアブソーバの目標減衰係数Ｃtが演算されると共に、減衰係数が目標減衰係数Ｃtに最も近い制御段としてショックアブソーバの目標制御段Ｓtiが求められる。尚図５に於いて、破線はショックアブソーバの減衰係数が制御されない場合の減衰係数（標準減衰係数）を示しており、目標減衰係数Ｃtは少なくとも車輌のロール速度Ｒvの絶対値が高い領域に於いて標準減衰係数よりも高い値に演算される。   In step 60, the target damping coefficient Ct of the shock absorber is calculated from the map corresponding to the graph shown in FIG. 5 based on the absolute value of the vehicle roll speed Rv, and the damping coefficient is the highest in the target damping coefficient Ct. The target control stage Sti of the shock absorber is required as a close control stage. In FIG. 5, the broken line indicates the damping coefficient (standard damping coefficient) when the damping coefficient of the shock absorber is not controlled, and the target damping coefficient Ct is at least in a region where the absolute value of the roll speed Rv of the vehicle is high. And calculated to be higher than the standard damping coefficient.

ステップ７０に於いては四輪のショックアブソーバ２２FL〜２２RRの減衰力による目標アンチロールモーメントＭdt、即ち各車輪のショックアブソーバの制御段Ｓiが目標制御段Ｓtiに制御されることにより車輌に付与されるアンチロールモーメントが下記の式４に従って演算される。
Ｍdt＝Ｒv（Ｔr／２）Ｃt・４
＝２ＲvＴrＣt …（４） In step 70, the target anti-roll moment Mdt due to the damping force of the four-wheel shock absorbers 22FL to 22RR, that is, the shock absorber control stage Si of each wheel is controlled to the target control stage Sti, and is applied to the vehicle. The anti-roll moment is calculated according to Equation 4 below.
Mdt = Rv (Tr / 2) Ct · 4
= 2RvTrCt (4)

ステップ１７０に於いては前後輪のアクティブスタビライザ装置１６及び１８による目標アンチロールモーメントＭst、即ち前後輪のアクティブスタビライザ装置により車輌に付与されるべきアンチロールモーメントが下記の式５に従って演算される。
Ｍst＝Ｍrt−Ｍd …（５） In step 170, the target anti-roll moment Mst by the front and rear wheel active stabilizer devices 16 and 18, that is, the anti-roll moment to be applied to the vehicle by the front and rear wheel active stabilizer devices is calculated according to the following equation (5).
Mst = Mrt−Md (5)

ステップ１８０に於いては前後輪のアクティブスタビライザ装置１６及び１８により車輌に付与されるアンチロールモーメントをそれぞれＭst／２にするための前後輪のアクティブスタビライザ装置１６及び１８のアクチュエータ２０F及び２０Rの目標回転角度φft及びφrtが当技術分野に於いて公知の要領にて演算される。   In step 180, the target rotations of the actuators 20F and 20R of the front and rear wheel active stabilizer devices 16 and 18 for setting the anti-roll moment applied to the vehicle by the front and rear wheel active stabilizer devices 16 and 18 to Mst / 2, respectively. The angles φft and φrt are calculated as known in the art.

ステップ１９０に於いては各車輪のショックアブソーバ２２FL〜２２RRの制御段Ｓiが目標制御段Ｓtiになるよう制御され、ステップ２００に於いては前後輪のアクティブスタビライザ装置１６及び１８のアクチュエータ２０F及び２０Rの回転角度φf及びφrがそれぞれ目標回転角度φft及びφrtになるよう制御される。   In step 190, the control stage Si of the shock absorbers 22FL to 22RR of each wheel is controlled to become the target control stage Sti. In step 200, the actuators 20F and 20R of the front and rear wheel active stabilizer devices 16 and 18 are controlled. The rotation angles φf and φr are controlled to be the target rotation angles φft and φrt, respectively.

かくして図示の実施例１によれば、ステップ２０に於いて車輌の横加速度Ｇyに基づき車輌の目標ロール角Ｒatが演算され、ステップ３０に於いて本発明によるロール制御が行われない場合の車輌のロール角として車輌のロール角Ｒaが演算され、ステップ４０に於いて車輌のロール角を目標ロール角Ｒatにするために車輌に付与されるべきロールモーメントとして目標アンチロールモーメントＭrtが演算され、ステップ５０に於いて車輌のロール速度Ｒvが演算される。   Thus, according to the illustrated first embodiment, the vehicle target roll angle Rat is calculated based on the lateral acceleration Gy of the vehicle in step 20, and the roll control according to the present invention is not performed in step 30. The roll angle Ra of the vehicle is calculated as the roll angle, and in step 40, the target anti-roll moment Mrt is calculated as the roll moment to be applied to the vehicle in order to set the roll angle of the vehicle to the target roll angle Rat. At this time, the roll speed Rv of the vehicle is calculated.

またステップ６０に於いて車輌のロール速度Ｒvの絶対値が大きいほど高くなるようショックアブソーバの目標減衰係数Ｃtが演算され、目標減衰係数Ｃtに基づきショックアブソーバの目標制御段Ｓtiが求められ、ステップ７０に於いて四輪のショックアブソーバ２２FL〜２２RRの減衰力による目標アンチロールモーメントＭdtが演算され、ステップ１７０に於いて前後輪のアクティブスタビライザ装置１６及び１８による目標アンチロールモーメントＭstが目標アンチロールモーメントＭrtと減衰力による目標アンチロールモーメントＭdtとの差として演算される。   In step 60, the target damping coefficient Ct of the shock absorber is calculated so as to increase as the absolute value of the vehicle roll speed Rv increases, and the target control stage Sti of the shock absorber is obtained based on the target damping coefficient Ct. In step 170, the target anti-roll moment Mdt based on the damping force of the four-wheel shock absorbers 22FL to 22RR is calculated. In step 170, the target anti-roll moment Mst by the front and rear wheel active stabilizer devices 16 and 18 is calculated as the target anti-roll moment Mrt. And the target anti-roll moment Mdt due to damping force.

そしてステップ１８０に於いて目標アンチロールモーメントＭstを達成するための前後輪のアクティブスタビライザ装置１６及び１８のアクチュエータ２０F及び２０Rの目標回転角度φft及びφrtが演算され、ステップ１９０に於いて各車輪のショックアブソーバ２２FL〜２２RRの制御段Ｓiが目標制御段Ｓtiになるよう制御され、ステップ２００に於いてアクティブスタビライザ装置１６及び１８のアクチュエータ２０F及び２０Rの回転角度φf及びφrがそれぞれ目標回転角度φft及びφrtになるよう制御される。   In step 180, the target rotational angles φft and φrt of the actuators 20F and 20R of the front and rear wheel active stabilizer devices 16 and 18 for achieving the target anti-roll moment Mst are calculated. The control stages Si of the absorbers 22FL to 22RR are controlled so as to become the target control stage Sti. In step 200, the rotation angles φf and φr of the actuators 20F and 20R of the active stabilizer devices 16 and 18 become the target rotation angles φft and φrt, respectively. It is controlled to become.

従って実施例１によれば、車輌のロール角を目標ロール角Ｒatにするために車輌に付与されるべきロールモーメントとして目標アンチロールモーメントＭrtが演算され、車輌のロール速度Ｒvの絶対値が大きいときには車輌のロール速度Ｒvの絶対値が小さいときに比してショックアブソーバの目標減衰係数Ｃtiが高くなるよう目標制御段Ｓtiが求められ、前後輪のアクティブスタビライザ装置１６及び１８による目標アンチロールモーメントＭstが目標アンチロールモーメントＭrtと減衰力によるアンチロールモーメントＭdtとの差として演算され、これによりアクティブスタビライザ装置１６及び１８の捩り剛性が低下されるので、アクティブスタビライザ装置１６及び１８のアクチュエータ２０F及び２０Rによる消費エネルギーの増大を防止しつつ、車輌のロール角を確実に目標ロール角Ｒatに制御することができる。   Therefore, according to the first embodiment, the target anti-roll moment Mrt is calculated as the roll moment to be applied to the vehicle in order to set the vehicle roll angle to the target roll angle Rat, and the absolute value of the vehicle roll speed Rv is large. The target control stage Sti is determined so that the target damping coefficient Cti of the shock absorber is higher than when the absolute value of the vehicle roll speed Rv is small, and the target anti-roll moment Mst by the front and rear wheel active stabilizer devices 16 and 18 is This is calculated as the difference between the target anti-roll moment Mrt and the anti-roll moment Mdt due to the damping force. This reduces the torsional rigidity of the active stabilizer devices 16 and 18, and therefore consumption by the actuators 20F and 20R of the active stabilizer devices 16 and 18 To prevent an increase in energy One, it can be controlled to the target roll angle Rat reliably roll angle of the vehicle.

また車輌のロール速度Ｒvの絶対値が大きくないときには、アクティブスタビライザ装置１６及び１８による車輌のロール抑制制御の寄与度合が高くなり、ショックアブソーバ２２FL〜２２RRの目標減衰係数Ｃtiが高くならないので、車輌の直進走行時や定常旋回時の如く車輌のロール速度Ｒvの絶対値が小さい状況に於いてショックアブソーバの減衰力が高くなることに起因する車輌の乗り心地性の悪化を確実に防止することができる。   When the absolute value of the roll speed Rv of the vehicle is not large, the contribution degree of the roll suppression control of the vehicle by the active stabilizer devices 16 and 18 is high, and the target damping coefficient Cti of the shock absorbers 22FL to 22RR is not high. In a situation where the absolute value of the roll speed Rv of the vehicle is small, such as during straight running or steady turning, it is possible to reliably prevent deterioration in the ride comfort of the vehicle due to the high damping force of the shock absorber. .

特に実施例１によれば、ステップ６０に於いて車輌のロール速度Ｒvの絶対値が大きいほど高くなるようショックアブソーバの目標減衰係数Ｃtが演算され、目標減衰係数Ｃtに基づきショックアブソーバの目標制御段Ｓtiが求められるので、目標減衰係数Ｃtがショックアブソーバ２２FL〜２２RRの制御段の制御により達成不可能な減衰係数に演算されることを確実に防止することができる。   In particular, according to the first embodiment, in step 60, the target damping coefficient Ct of the shock absorber is calculated so as to increase as the absolute value of the vehicle roll speed Rv increases, and the target control stage of the shock absorber is calculated based on the target damping coefficient Ct. Since Sti is obtained, it is possible to reliably prevent the target damping coefficient Ct from being calculated to a damping coefficient that cannot be achieved by controlling the control stage of the shock absorbers 22FL to 22RR.

図３は各車輪に減衰力可変式のショックアブソーバが設けられ、前輪側及び後輪側にアクティブスタビライザ装置が設けられた車輌に適用された本発明による車輌のロール制御装置の実施例２に於ける車輌のロール制御ルーチン示すフローチャートである。尚図３に於いて図２に示されたステップと同一のステップには図２に於いて付されたステップ番号と同一のステップ番号が付されている。   FIG. 3 shows a second embodiment of a vehicle roll control device according to the present invention applied to a vehicle in which each wheel is provided with a variable damping force type shock absorber and an active stabilizer device is provided on the front wheel side and the rear wheel side. 3 is a flowchart showing a vehicle roll control routine. In FIG. 3, the same step number as the step number shown in FIG. 2 is assigned to the same step as the step shown in FIG.

この実施例２に於いてはステップ１０〜７０及びステップ１７０〜２００は上述の実施例１の場合と同様に実行され、ステップ７０の次に実行されるステップ８０に於いては車輌のロール速度Ｒvの絶対値に基づき図６に示されたグラフに対応するマップより目標アンチロールモーメントＭrtに対する減衰力による目標アンチロールモーメントＭdtの目標配分比Ｋdtが演算される。   In the second embodiment, steps 10 to 70 and steps 170 to 200 are executed in the same manner as in the first embodiment. In step 80, which is executed after step 70, the vehicle roll speed Rv. The target distribution ratio Kdt of the target anti-roll moment Mdt by the damping force with respect to the target anti-roll moment Mrt is calculated from the map corresponding to the graph shown in FIG.

尚目標配分比Ｋdtは、車輌のロール速度Ｒvの絶対値が小さい領域に於いては本発明による車輌のロール制御が行われない場合の配分比（図６に於いて破線にて示されている）よりも小さく、車輌のロール速度Ｒvの絶対値が大きい領域に於いては本発明による車輌のロール制御が行われない場合の配分比よりも大きい値になるよう演算される。   The target distribution ratio Kdt is indicated by a broken line in FIG. 6 when the vehicle roll control according to the present invention is not performed in a region where the absolute value of the vehicle roll speed Rv is small. In the region where the absolute value of the vehicle roll speed Rv is large, it is calculated to be a value larger than the distribution ratio when the vehicle roll control according to the present invention is not performed.

ステップ９０に於いては目標アンチロールモーメントＭrt及び目標配分比Ｋdtに基づき下記の式６に従って減衰力による目標アンチロールモーメントＭdtが演算される。
Ｍdt＝ＭrtＫdt …（６） In step 90, based on the target anti-roll moment Mrt and the target distribution ratio Kdt, the target anti-roll moment Mdt due to the damping force is calculated according to the following equation (6).
Mdt = MrtKdt (6)

ステップ１００に於いてはショックアブソーバ２２FL〜２２RRの目標減衰力をＦdtとすると下記の式７が成立するので、下記の式８に従ってショックアブソーバ２２FL〜２２RRの目標減衰力Ｆdtが演算される。
Ｍdt＝４Ｆdt（Ｔr／２） …（７）
Ｆdt＝ＭdtＴr／２ …（８） In step 100, if the target damping force of the shock absorbers 22FL to 22RR is Fdt, the following equation 7 is established. Therefore, the target damping force Fdt of the shock absorbers 22FL to 22RR is calculated according to the following equation 8.
Mdt = 4Fdt (Tr / 2) (7)
Fdt = MdtTr / 2 (8)

ステップ１１０に於いては目標減衰力Ｆdtに対する伸側の目標減衰力Ｆdetの配分比をＫe（０．５よりも大きく１よりも小さい正の定数）として、下記の式９及び１０に従って伸側の目標減衰力Ｆdet及び縮側の目標減衰力Ｆdctが演算される。
Ｆdet＝ＫeＦdt …（９）
Ｆdct＝（１−Ｋe）Ｆdt …（１０） In step 110, the distribution ratio of the target damping force Fdet on the extension side with respect to the target damping force Fdt is set to Ke (a positive constant larger than 0.5 and smaller than 1), and the expansion side is calculated according to the following formulas 9 and 10. A target damping force Fdet and a contraction-side target damping force Fdct are calculated.
Fdet = KeFdt (9)
Fdct = (1-Ke) Fdt (10)

ステップ１２０に於いては車輌のロール速度Ｒvの絶対値及び伸側の目標減衰力Ｆdet、縮側の目標減衰力Ｆdctに基づき図７に示されたグラフに対応するマップより伸側の目標減衰力Ｆdet、縮側の目標減衰力Ｆdctに最も近い減衰力を達成する制御段として伸側の目標制御段Ｓet、縮側の目標制御段Ｓctが演算される。   In step 120, the target damping force on the extension side from the map corresponding to the graph shown in FIG. 7 is based on the absolute value of the roll speed Rv of the vehicle, the target damping force Fdet on the extension side, and the target damping force Fdct on the contraction side. The target control stage Set on the expansion side and the target control stage Sct on the contraction side are calculated as control stages that achieve the damping force closest to Fdet and the target damping force Fdct on the contraction side.

ステップ１３０に於いては車輌の横加速度Ｇyに基づき車輌の旋回方向が左旋回であるか否かの判別が行われ、肯定判別が行われたときにはステップ１４０に於いて左前輪のショックアブソーバ２２FLの目標制御段Ｓtfl及び左後輪のショックアブソーバ２２RLの目標制御段Ｓtrlが伸側の目標制御段Ｓetに設定されると共に、右前輪のショックアブソーバ２２FRの目標制御段Ｓtfr及び右後輪のショックアブソーバ２２RRの目標制御段Ｓtrrが縮側の目標制御段Ｓctに設定され、否定判別が行われたときにはステップ１５０に於いて左前輪のショックアブソーバ２２FLの目標制御段Ｓtfl及び左後輪のショックアブソーバ２２RLの目標制御段Ｓtrlが縮側の目標制御段Ｓctに設定されると共に、右前輪のショックアブソーバ２２FRの目標制御段Ｓtfr及び右後輪のショックアブソーバ２２RRの目標制御段Ｓtrrが伸側の目標制御段Ｓetに設定される。   In step 130, it is determined whether or not the turning direction of the vehicle is a left turn based on the lateral acceleration Gy of the vehicle. If an affirmative determination is made, in step 140, the shock absorber 22FL of the left front wheel is detected. The target control stage Stfl and the target control stage Strrl of the left rear wheel shock absorber 22RL are set to the target control stage Set on the expansion side, the target control stage Stfr of the right front wheel shock absorber 22FR, and the right rear wheel shock absorber 22RR. When the target control stage Strr is set to the contraction-side target control stage Sct and a negative determination is made, the target control stage Stfl of the left front wheel shock absorber 22FL and the target of the left rear wheel shock absorber 22RL are determined in step 150. The control stage Strl is set to the target control stage Sct on the contraction side, and the target control stage Stfr of the shock absorber 22FR for the right front wheel and the right rear wheel Target control stage Strr of Yokkuabusoba 22RR is set to the target control stage Set of extension side.

ステップ１６０に於いては伸側の目標制御段Ｓet及び縮側の目標制御段Ｓctに対応する減衰係数をそれぞれＣet、及びＣctとして、四輪のショックアブソーバ２２FL〜２２RRの減衰力による目標アンチロールモーメントＭdt、即ち各車輪のショックアブソーバの制御段Ｓiが目標制御段Ｓtiに制御されることにより車輌に付与されるアンチロールモーメントが下記の式１１に従って演算され、しかる後ステップ１７０へ進む。
Ｍdt＝Ｒv（Ｔr／２）Ｃet・４＋Ｒv（Ｔr／２）Ｃct・４
＝ＲvＴr（Ｃet＋Ｃct） …（１１） In step 160, the damping coefficient corresponding to the target control stage Set on the expansion side and the target control stage Sct on the contraction side are set as Cet and Cct, respectively, and the target anti-roll moment due to the damping force of the shock absorbers 22FL to 22RR of the four wheels. Mdt, that is, the anti-roll moment applied to the vehicle when the control stage Si of the shock absorber of each wheel is controlled to the target control stage Sti is calculated according to the following equation 11, and then the routine proceeds to step 170.
Mdt = Rv (Tr / 2) Cet · 4 + Rv (Tr / 2) Cct · 4
= RvTr (Cet + Cct) (11)

かくして実施例２によれば、ステップ１０〜７０が実施例１の場合と同様に実行され、ステップ８０に於いて車輌のロール速度Ｒvの絶対値に基づき目標アンチロールモーメントＭrtに対する減衰力による目標アンチロールモーメントＭdtの目標配分比Ｋdtが演算され、ステップ９０に於いて目標アンチロールモーメントＭrt及び目標配分比Ｋdtに基づき減衰力による目標アンチロールモーメントＭdtが演算され、ステップ１００に於いて目標アンチロールモーメントＭdtを達成するためのショックアブソーバ２２FL〜２２RRの目標減衰力Ｆdtが演算される。   Thus, according to the second embodiment, steps 10 to 70 are executed in the same manner as in the first embodiment. In step 80, based on the absolute value of the roll speed Rv of the vehicle, the target anti-roll force by the damping force with respect to the target anti-roll moment Mrt is obtained. The target distribution ratio Kdt of the roll moment Mdt is calculated. In step 90, the target anti-roll moment Mdt due to the damping force is calculated based on the target anti-roll moment Mrt and the target distribution ratio Kdt. In step 100, the target anti-roll moment A target damping force Fdt of the shock absorbers 22FL to 22RR for achieving Mdt is calculated.

またステップ１１０に於いて目標減衰力Ｆdtに基づき伸側の目標減衰力Ｆdet及び縮側の目標減衰力Ｆdctが演算され、ステップ１２０に於いて車輌のロール速度Ｒvの絶対値及び伸側の目標減衰力Ｆdet、縮側の目標減衰力Ｆdctに基づき伸側の目標減衰力Ｆdet、縮側の目標減衰力Ｆdctに最も近い減衰力を達成する制御段として伸側の目標制御段Ｓet、縮側の目標制御段Ｓctが演算され、ステップ１３０〜１５０に於いて車輌の旋回方向に応じて伸側及び縮側が判定されることにより各車輪のショックアブソーバの目標制御段Ｓtiが設定され、ステップ１６０に於いて四輪のショックアブソーバ２２FL〜２２RRの減衰力による目標アンチロールモーメントＭdtが演算され、しかる後ステップ１７０〜２００が実施例１の場合と同様に実行される。   Further, in step 110, the target damping force Fdet on the expansion side and the target damping force Fdct on the contraction side are calculated based on the target damping force Fdt. In step 120, the absolute value of the roll speed Rv of the vehicle and the target damping force on the extension side are calculated. Based on the force Fdet and the target damping force Fdct on the contraction side, the target damping force Fdet on the expansion side, the target control stage Set on the expansion side as the control stage that achieves the damping force closest to the target damping force Fdct on the contraction side, and the target on the contraction side The control stage Sct is calculated, and in steps 130 to 150, the extension side and the contraction side are determined in accordance with the turning direction of the vehicle, so that the target control stage Sti of the shock absorber for each wheel is set. The target anti-roll moment Mdt based on the damping force of the four-wheel shock absorbers 22FL to 22RR is calculated, and then steps 170 to 200 are executed in the same manner as in the first embodiment.

従って実施例２によれば、車輌のロール速度Ｒvの絶対値に応じて目標アンチロールモーメントＭrtを確実に且つ容易に所望の配分比にて減衰力による目標アンチロールモーメントＭdtとスタビライザ力による目標アンチロールモーメントＭstとに配分することができる。   Therefore, according to the second embodiment, the target anti-roll moment Mrt is reliably and easily set at a desired distribution ratio according to the absolute value of the roll speed Rv of the vehicle, and the target anti-roll moment Mdt by the damping force and the target anti-roll moment by the stabilizer force. Can be distributed to the roll moment Mst.

特に実施例２によれば、ステップ１００に於いて減衰力による目標アンチロールモーメントＭdtを達成するためのショックアブソーバ２２FL〜２２RRの目標減衰力Ｆdtが演算され、ステップ１１０に於いて目標減衰力Ｆdt及び配分比Ｋeに基づき伸側の目標減衰力Ｆdet及び縮側の目標減衰力Ｆdctが演算され、ステップ１２０に於いて車輌のロール速度Ｒvの絶対値及び伸側の目標減衰力Ｆdet、縮側の目標減衰力Ｆdctに基づき伸側の目標減衰力Ｆdet、縮側の目標減衰力Ｆdctに最も近い減衰力を達成する制御段として伸側の目標制御段Ｓet、縮側の目標制御段Ｓctが演算されるので、全てのショックアブソーバの減衰係数が同一になるよう制御される上述の実施例１の場合に比して、伸側及び縮側の減衰係数を制御可能なできるだけ広い範囲に亘り可変設定して減衰力によるアンチロールモーメントを制御することができる。   In particular, according to the second embodiment, the target damping force Fdt of the shock absorbers 22FL to 22RR for achieving the target anti-roll moment Mdt due to the damping force is calculated in Step 100, and in Step 110, the target damping force Fdt and Based on the distribution ratio Ke, the target damping force Fdet on the expansion side and the target damping force Fdct on the contraction side are calculated. In step 120, the absolute value of the roll speed Rv of the vehicle, the target damping force Fdet on the expansion side, and the target on the contraction side are calculated. Based on the damping force Fdct, the expansion-side target damping force Fdet, the expansion-side target control stage Set and the compression-side target control stage Sct are calculated as control stages that achieve the damping force closest to the compression-side target damping force Fdct. Therefore, as compared with the case of the first embodiment in which the damping coefficients of all the shock absorbers are controlled to be the same, the damping coefficient on the expansion side and the contraction side can be variably set over as wide a range as possible. Thus, the anti-roll moment due to the damping force can be controlled.

尚上述の実施例１及び２によれば、ステップ７０又は１６０に於いて四輪のショックアブソーバ２２FL〜２２RRの減衰力による目標アンチロールモーメントＭdtが演算され、ステップ１７０に於いて前後輪のアクティブスタビライザ装置１６及び１８による目標アンチロールモーメントＭstが目標アンチロールモーメントＭrtと減衰力による目標アンチロールモーメントＭdtとの差として演算されるので、減衰力による目標アンチロールモーメントＭdtとスタビライザ力による目標アンチロールモーメントＭstとの和が常に目標アンチロールモーメントＭrtになるようショックアブソーバ２２FL〜２２RRの減衰力及びアクティブスタビライザ装置１６及び１８のスタビライザ力を制御することができ、これにより減衰力による目標アンチロールモーメントＭdtとスタビライザ力による目標アンチロールモーメントＭstとの比率に拘らず車輌のロール角を過不足なく確実に目標ロール角Ｒatに制御することができる。   According to the first and second embodiments described above, the target anti-roll moment Mdt due to the damping force of the four-wheel shock absorbers 22FL to 22RR is calculated in step 70 or 160, and in step 170, the front and rear wheel active stabilizers are calculated. Since the target anti-roll moment Mst by the devices 16 and 18 is calculated as the difference between the target anti-roll moment Mrt and the target anti-roll moment Mdt by the damping force, the target anti-roll moment Mdt by the damping force and the target anti-roll moment by the stabilizer force The damping force of the shock absorbers 22FL to 22RR and the stabilizer force of the active stabilizer devices 16 and 18 can be controlled so that the sum of Mst and the target anti-roll moment Mrt is always obtained. Regardless of the ratio between the moment Mdt and the target anti-roll moment Mst due to the stabilizer force, the roll angle of the vehicle can be reliably controlled to the target roll angle Rat without excess or deficiency.

以上に於いては本発明を特定の実施例について詳細に説明したが、本発明は上述の実施例に限定されるものではなく、本発明の範囲内にて他の種々の実施例が可能であることは当業者にとって明らかであろう。   Although the present invention has been described in detail with reference to specific embodiments, the present invention is not limited to the above-described embodiments, and various other embodiments are possible within the scope of the present invention. It will be apparent to those skilled in the art.

例えば上述の各実施例に於いては、車輌のロール量の変化率としての車輌のロール速度Ｒvは左右の車高差に基づく車輌のロール角Ｒaの微分値として演算されるようになっているが、車輌の横加速度Ｇyの変化率、車輌のヨーレートの変化率、左右輪の車輪速度差の変化率、車速及び操舵角に基づき演算される車輌の推定横加速度の変化率、車速及び操舵角に基づき演算される車輌の推定ヨーレートの変化率、車輌の旋回半径の変化率、操舵角の変化率、操舵トルクの変化率の何れか又はこれらの任意の組合せに基づいて車輌のロール量の変化率が判定されてもよい。   For example, in each of the above-described embodiments, the vehicle roll speed Rv as the rate of change of the vehicle roll amount is calculated as a differential value of the vehicle roll angle Ra based on the difference between the left and right vehicle heights. Is the rate of change of the lateral acceleration Gy of the vehicle, the rate of change of the yaw rate of the vehicle, the rate of change of the wheel speed difference between the left and right wheels, the rate of change of the estimated lateral acceleration of the vehicle calculated based on the vehicle speed and the steering angle, the vehicle speed and the steering angle. The change in the roll amount of the vehicle based on one of the rate of change of the estimated yaw rate of the vehicle, the rate of change of the turning radius of the vehicle, the rate of change of the steering angle, the rate of change of the steering torque, or any combination thereof calculated based on A rate may be determined.

また上述の各実施例に於いては、車輌の目標ロール角Ｒatは車輌の横加速度Ｇyに基づいて演算されるようになっているが、本発明による車輌のロール制御が行われない場合の車輌のロール角よりも小さい値に演算される限り、車輌の目標ロール角Ｒatは例えば車輌のヨーレート、若しくは車速及び操舵角に基づき演算される車輌の推定横加速度、若しくは車速及び操舵角に基づき演算される車輌の推定ヨーレートに基づいて演算されるよう修正されてもよい。   In each of the above-described embodiments, the target roll angle Rat of the vehicle is calculated based on the lateral acceleration Gy of the vehicle, but the vehicle when the vehicle roll control according to the present invention is not performed. The target roll angle Rat of the vehicle is calculated based on, for example, the estimated lateral acceleration of the vehicle calculated based on the yaw rate of the vehicle, the vehicle speed and the steering angle, or the vehicle speed and the steering angle. It may be modified to be calculated based on the estimated yaw rate of the vehicle.

また上述の各実施例に於いては、ショックアブソーバ２２FL〜２２RRはその減衰係数が多段階に制御されるものであるが、本発明のロール制御装置は減衰係数が無段階に連続的に制御可能なショックアブソーバを備えた車輌に適用されてもよい。   Further, in each of the above-described embodiments, the shock absorbers 22FL to 22RR have their damping coefficients controlled in multiple stages, but the roll control device of the present invention can continuously control the damping coefficients in a stepless manner. The present invention may be applied to a vehicle equipped with a shock absorber.

また上述の各実施例に於いては、全てのショックアブソーバ２２FL〜２２RRが減衰力可変式のショックアブソーバであるが、本発明のロール制御装置は前輪又は後輪のショックアブソーバのみが減衰力可変式のショックアブソーバである車輌に適用されてもよく、またアクティブスタビライザ装置は前輪及び後輪に設けられているが、本発明のロール制御装置はアクティブスタビライザ装置が前輪又は後輪にのみ設けられた車輌に適用されてもよい。   In each of the above-described embodiments, all the shock absorbers 22FL to 22RR are damping force variable shock absorbers. However, the roll control device of the present invention has only a front wheel or rear wheel shock absorber with a variable damping force type. The active stabilizer device may be provided on the front wheel and the rear wheel, but the roll control device of the present invention may be applied only to the front wheel or the rear wheel. May be applied.

また上述の実施例１に於いては、ステップ６０に於いて全てのショックアブソーバに共通の目標減衰係数Ｃtが演算されるようになっているが、例えば図８に示されている如く、車輌のロール速度Ｒvの絶対値に基づき伸側の目標減衰係数Ｃetが縮側の目標減衰係数Ｃctよりも高い値になるよう伸側の目標減衰係数Ｃet及び縮側の目標減衰係数Ｃctが演算され、伸側の目標減衰係数Ｃet及び縮側の目標減衰係数Ｃctに基づき伸側の目標制御段Ｓet、縮側の目標制御段Ｓctが演算され、しかる後上述の実施例２のステップ１３０へ進むよう修正されてもよい。   In the first embodiment, the target damping coefficient Ct common to all shock absorbers is calculated in step 60. For example, as shown in FIG. Based on the absolute value of the roll speed Rv, the target damping coefficient Cet on the expansion side and the target damping coefficient Cct on the contraction side are calculated so that the target damping coefficient Cet on the expansion side is higher than the target damping coefficient Cct on the contraction side. Based on the target damping coefficient Cet on the side and the target damping coefficient Cct on the contraction side, the target control stage Set on the expansion side and the target control stage Sct on the contraction side are calculated, and then corrected so as to proceed to step 130 in the second embodiment. May be.

各車輪に減衰力可変式のショックアブソーバが設けられ、前輪側及び後輪側にアクティブスタビライザ装置が設けられた車輌に適用された本発明による車輌のロール制御装置の実施例１を示す概略構成図である。Schematic configuration diagram showing a first embodiment of a vehicle roll control device according to the present invention applied to a vehicle in which each wheel is provided with a variable damping force type shock absorber and an active stabilizer device is provided on the front wheel side and the rear wheel side. It is. 実施例１に於ける減衰力及びスタビライザ力の制御による車輌のロール制御ルーチンを示すフローチャートである。3 is a flowchart showing a vehicle roll control routine based on control of damping force and stabilizer force in the first embodiment. 各車輪に減衰力可変式のショックアブソーバが設けられ、前輪側及び後輪側にアクティブスタビライザ装置が設けられた車輌に適用された本発明による車輌のロール制御装置の実施例２に於ける減衰力及びスタビライザ力の制御による車輌のロール制御ルーチンを示すフローチャートである。Damping force in Embodiment 2 of the vehicle roll control device according to the present invention applied to a vehicle in which each wheel is provided with a variable damping force type shock absorber and an active stabilizer device is provided on the front wheel side and the rear wheel side. 4 is a flowchart showing a vehicle roll control routine by controlling the stabilizer force. 車輌の横加速度Ｇyと車輌の目標ロール角Ｒatとの間の関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between the lateral acceleration Gy of a vehicle, and the target roll angle Rat of a vehicle. 車輌のロール速度Ｒvの絶対値とショックアブソーバの目標減衰係数Ｃtとの間の関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between the absolute value of the roll speed Rv of a vehicle, and the target damping coefficient Ct of a shock absorber. 車輌のロール速度Ｒvの絶対値と目標アンチロールモーメントＭrtに対する減衰力によるアンチロールモーメントＭdの配分比Ｋdとの間の関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between the absolute value of roll speed Rv of a vehicle, and distribution ratio Kd of the anti-roll moment Md by the damping force with respect to the target anti-roll moment Mrt. 車輌のロール速度Ｒvの絶対値と伸側の目標減衰力Ｆdet及び縮側の目標減衰力Ｆdctと目標制御段Ｓtiとの間の関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between the absolute value of roll speed Rv of a vehicle, the target damping force Fdet on the expansion side, the target damping force Fdct on the contraction side, and the target control stage Sti. 車輌のロール速度Ｒvの絶対値とショックアブソーバの伸側の目標減衰係数Ｃet及び縮側の目標減衰係数Ｃctとの間の関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between the absolute value of the rolling speed Rv of a vehicle, the target damping coefficient Cet of the expansion side of a shock absorber, and the target damping coefficient Cct of a contraction side.

符号の説明Explanation of symbols

１６、１８ アクティブスタビライザ装置
２２FL〜２２RR ショックアブソーバ
２４ 横加速度センサ
２６FL〜２６RR 車高センサ
３０ 電子制御装置 16, 18 Active stabilizer device 22FL-22RR Shock absorber 24 Lateral acceleration sensor 26FL-26RR Vehicle height sensor 30 Electronic control device

Claims (7)

減衰特性可変式減衰力発生手段の減衰力によるロール抑制制御量及び捩り剛性可変式スタビライザ装置のスタビライザ力によるロール抑制制御量を制御することにより車輌のロールを抑制制御する車輌のロール制御装置にして、車輌のロール量の変化率を判定する手段と、前記ロール量の変化率が大きいときには前記ロール量の変化率が小さいときに比して、前記減衰力発生手段の減衰特性を高減衰側へ制御すると共に前記スタビライザ装置の捩り剛性を低くするロール抑制制御量制御手段とを有することを特徴とする車輌のロール制御装置。   A roll control device for a vehicle that suppresses and controls the roll of the vehicle by controlling the roll suppression control amount by the damping force of the damping characteristic variable damping force generating means and the roll suppression control amount by the stabilizer force of the torsional stiffness variable stabilizer device. The means for determining the rate of change of the roll amount of the vehicle and the damping characteristic of the damping force generating means to the high damping side when the rate of change of the roll amount is large compared to when the rate of change of the roll amount is small. A roll control device for a vehicle, comprising: a roll suppression control amount control means for controlling and reducing torsional rigidity of the stabilizer device. 前記ロール抑制制御量制御手段は前記ロール量の変化率が大きいときには前記ロール量の変化率が小さいときに比して、前記ロールの抑制制御に必要なロール抑制制御量に対する前記減衰力によるロール抑制制御量の比を大きくし且つ前記必要なロール抑制制御量に対する前記スタビライザ力によるロール抑制制御量の比を小さくすることを特徴とする請求項１に記載の車輌のロール制御装置。   The roll suppression control amount control means is configured to suppress the roll by the damping force with respect to the roll suppression control amount required for the roll suppression control when the rate of change of the roll amount is large compared to when the rate of change of the roll amount is small. 2. The vehicle roll control device according to claim 1, wherein the ratio of the roll suppression control amount by the stabilizer force with respect to the necessary roll suppression control amount is increased and the ratio of the control amount is decreased. 前記ロール抑制制御量制御手段は車輌全体の目標ロール抑制制御量を演算する手段を有し、前記減衰力によるロール抑制制御量及び前記スタビライザ力によるロール抑制制御量の和が前記車輌全体の目標ロール抑制制御量になるよう前記減衰力発生手段の減衰特性及び前記スタビライザ装置の捩り剛性を制御することを特徴とする請求項２に記載の車輌のロール制御装置。   The roll suppression control amount control means has means for calculating a target roll suppression control amount for the entire vehicle, and the sum of the roll suppression control amount based on the damping force and the roll suppression control amount based on the stabilizer force is the target roll for the entire vehicle. The vehicle roll control device according to claim 2, wherein the damping characteristic of the damping force generation means and the torsional rigidity of the stabilizer device are controlled so as to be a suppression control amount. 前記車輌のロール量の変化率を判定する手段は車輌の横加速度の変化率、車輌のヨーレートの変化率、左右輪の車輪速度差の変化率、車輌の推定横加速度の変化率、車輌の推定ヨーレートの変化率、車輌の旋回半径の変化率、操舵角の変化率、操舵トルクの変化率の少なくとも一つに基づいて車輌のロール量の変化率を判定することを特徴とする請求項１乃至３に記載の車輌のロール制御装置。   The means for determining the rate of change of the roll amount of the vehicle includes the rate of change of the lateral acceleration of the vehicle, the rate of change of the yaw rate of the vehicle, the rate of change of the wheel speed difference between the left and right wheels, the rate of change of the estimated lateral acceleration of the vehicle, and the estimation of the vehicle. 2. The vehicle roll amount change rate is determined based on at least one of a yaw rate change rate, a vehicle turning radius change rate, a steering angle change rate, and a steering torque change rate. 4. The vehicle roll control device according to 3. 前記車輌全体の目標ロール抑制制御量は車輌のロール量を目標ロール量にするための目標アンチロールモーメントであることを特徴とする請求項１乃至４に記載の車輌のロール制御装置。   5. The vehicle roll control device according to claim 1, wherein the target roll suppression control amount of the entire vehicle is a target anti-roll moment for setting the vehicle roll amount to a target roll amount. 6. 前記ロール抑制制御量制御手段は前記ロール量の変化率が大きいときには前記ロール量の変化率が小さいときに比して、前記減衰力発生手段の減衰係数を高くすると共に前記スタビライザ装置の捩り剛性を低くすることを特徴とする請求項１乃至５に記載の車輌のロール制御装置。   The roll suppression control amount control means increases the damping coefficient of the damping force generating means and increases the torsional rigidity of the stabilizer device when the rate of change of the roll amount is large compared to when the rate of change of the roll amount is small. 6. The vehicle roll control device according to claim 1, wherein the roll control device is lowered. 前記スタビライザ装置は二分割式のスタビライザと、該スタビライザの相対回転角を制御する電動機とを有し、前記ロール抑制制御量制御手段は前記電動機を制御することによって前記相対回転角を制御することにより前記スタビライザ装置の捩り剛性を制御することを特徴とする請求項１乃至６に記載の車輌のロール制御装置。
The stabilizer device includes a two-divided stabilizer and an electric motor that controls a relative rotation angle of the stabilizer, and the roll suppression control amount control means controls the relative rotation angle by controlling the electric motor. The vehicle roll control device according to claim 1, wherein the torsional rigidity of the stabilizer device is controlled.
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Cited By (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2008137446A (en) * 2006-11-30 2008-06-19 Toyota Motor Corp Roll rigidity controller of vehicle
WO2009063798A1 (en) * 2007-11-14 2009-05-22 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Suspension system for vehicle
WO2009096094A1 (en) 2008-01-29 2009-08-06 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Suspension system for vehicle
EP1985478A3 (en) * 2007-04-23 2009-10-07 Aisin Seiki Kabushiki Kaisha Integrated vehicle body attitude control apparatus
WO2010092687A1 (en) 2009-02-16 2010-08-19 トヨタ自動車株式会社 Stabilizer control device for vehicle
WO2010122418A1 (en) * 2009-04-24 2010-10-28 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Roll control apparatus for vehicle
JP2011020638A (en) * 2009-07-17 2011-02-03 Toyota Motor Corp Vibration controller for vehicle
KR101047070B1 (en) 2007-04-03 2011-07-07 델피 테크놀로지스 인코포레이티드 Control device and airbag module including same, and method of limiting inflatable cushion deployment
WO2016096292A1 (en) * 2014-12-15 2016-06-23 Zf Friedrichshafen Ag Method for operating a motor vehicle, method for roll compensation of a motor vehicle, and motor vehicle
KR20180083045A (en) * 2017-01-12 2018-07-20 주식회사 만도 Active roll control apparatus and method

Cited By (18)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP4670800B2 (en) * 2006-11-30 2011-04-13 トヨタ自動車株式会社 Roll stiffness control device for vehicle
US8170749B2 (en) 2006-11-30 2012-05-01 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Roll rigidity controller of vehicle
JP2008137446A (en) * 2006-11-30 2008-06-19 Toyota Motor Corp Roll rigidity controller of vehicle
KR101047070B1 (en) 2007-04-03 2011-07-07 델피 테크놀로지스 인코포레이티드 Control device and airbag module including same, and method of limiting inflatable cushion deployment
EP1985478A3 (en) * 2007-04-23 2009-10-07 Aisin Seiki Kabushiki Kaisha Integrated vehicle body attitude control apparatus
WO2009063798A1 (en) * 2007-11-14 2009-05-22 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Suspension system for vehicle
JP2009120009A (en) * 2007-11-14 2009-06-04 Toyota Motor Corp Suspension system for vehicle
JP2009179106A (en) * 2008-01-29 2009-08-13 Toyota Motor Corp Suspension system for vehicle
US7900938B2 (en) 2008-01-29 2011-03-08 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Suspension system for vehicle
WO2009096094A1 (en) 2008-01-29 2009-08-06 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Suspension system for vehicle
WO2010092687A1 (en) 2009-02-16 2010-08-19 トヨタ自動車株式会社 Stabilizer control device for vehicle
WO2010122418A1 (en) * 2009-04-24 2010-10-28 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Roll control apparatus for vehicle
JP2011020638A (en) * 2009-07-17 2011-02-03 Toyota Motor Corp Vibration controller for vehicle
WO2016096292A1 (en) * 2014-12-15 2016-06-23 Zf Friedrichshafen Ag Method for operating a motor vehicle, method for roll compensation of a motor vehicle, and motor vehicle
CN107000529A (en) * 2014-12-15 2017-08-01 Zf腓特烈斯哈芬股份公司 For running the method for motor vehicle, the method for compensating vehicle roll and motor vehicle
US10434834B2 (en) 2014-12-15 2019-10-08 Zf Friedrichshafen Ag Method for operating a motor vehicle, method for roll compensation of a motor vehicle, and motor vehicle
KR20180083045A (en) * 2017-01-12 2018-07-20 주식회사 만도 Active roll control apparatus and method
KR102590732B1 (en) 2017-01-12 2023-10-19 에이치엘만도 주식회사 Active roll control apparatus and method

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