JP3626388B2 - Vehicle attitude control device - Google Patents

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a vehicle attitude control device capable of performing integral controlling without interference of a braking force and a steering angle to each other and stabilizing a vehicle behavior under under-steer condition or over-steer condition. SOLUTION: A braking force of an inner turning wheel 4 increases under under-steer condition, and a braking force of an outer turning wheel 4 increases under over-steer condition. An actuator 2 for steering is controlled in such a way that a behavior index value corresponding to a vehicle behavior change based on a steering angle change follows after a target behavior index value corresponding to a manipulated variable of an operation member 1. When an angle of wheel side-slip is larger than a set upper limit under under-steer condition, it is controlled in a way that the braking force of the inner turning wheel 4 acts to maximize wheel yaw moment to the inner turning side. Thus, a controlled variable of the actuator 2 for steering is made to be minimum. When the angle of the wheel side-slip is smaller than the set upper limit, a controlled variable of the braking force is much reduced the smaller the angle of the wheel side-slip becomes. Thus, the controlled variable of the actuator 2 for steering is increased.

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両挙動の安定化を図ることができる車両の姿勢制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
車両がアンダーステア状態やオーバーステア状態になった時に、車輪に作用する制動力を制御することで車両姿勢を制御することが行われている。すなわち、アンダーステア状態の車両においては旋回内側車輪の制動力を旋回外側車輪の制動力よりも大きくし、オーバーステア状態の車両においては旋回外側車輪の制動力を旋回内側車輪の制動力よりも大きくすることで、車両挙動を安定化させるヨーモーメントを発生させている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、アンダーステア状態を解消するために舵角を過度に増大させることで、車輪の横すべり角とコーナリングフォースとが比例する線形領域を維持できなくなったり、内側車輪に作用させる制動力が過大になると、車両挙動を安定化させるヨーモーメントが減少するという問題がある。
【０００４】
本発明は、上記問題を解決することのできる車両の姿勢制御装置を提供することを目的とする。
【０００５】
【課題を解決するための手段】
本発明は、車両がアンダーステア状態である時は旋回内側車輪の制動力を旋回外側車輪の制動力よりも大きくし、車両がオーバーステア状態である時は旋回外側車輪の制動力を旋回内側車輪の制動力よりも大きくするように、左右の車輪の制動力を個別に制御可能な車両の姿勢制御装置に適用される。
【０００６】
本発明の第１の特徴は、操作部材と、その操作部材の操作に応じて駆動される操舵用アクチュエータと、その操舵用アクチュエータの動きに応じて舵角が変化するように、その動きを車輪に伝達する手段と、その舵角変化に基づく車両の挙動変化に対応する挙動指標値を求める手段と、その操作部材の操作量を求める手段と、その求めた操作量に応じた目標挙動指標値を、その操作量と目標挙動指標値との記憶した関係に基づき求める手段と、その演算した目標挙動指標値に挙動指標値が追従するように、前記操舵用アクチュエータを制御する手段と、車輪横すべり角を求める手段と、車両がアンダーステア状態であると判断される場合、旋回内側への車両ヨーモーメントを最大にする旋回内側車輪の制動力を、記憶した演算式に基づき求める手段と、車両がアンダーステア状態であると判断される場合、その求めた車輪横すべり角の大きさが予め定めた設定最大値以上であるか否かを判断する手段とが設けられ、その設定最大値以上である時は、前記求めた制動力が作用するように制動力制御がなされ、且つ、前記目標挙動指標値への挙動指標値の追従のための操舵用アクチュエータの制御量が最小とされ、その設定最大値未満である時は、その求めた車輪横すべり角が小さくなる程に、制動力の制御量が減少され、且つ、前記目標挙動指標値への挙動指標値の追従のための前記操舵用アクチュエータの制御量が増大される点にある。
これにより、操作部材の操作量に応じた車両の目標挙動指標値と検出した挙動指標値との偏差を低減するように操舵用アクチュエータを制御する場合に、その操舵用アクチュエータの動きによる舵角変化によりアンダーステア状態やオーバーステア状態になるのを、制動力の作用により防止できる。すなわち、舵角と制動力の統合制御により車両挙動を安定化させることができる。
しかも、アンダーステア状態において車輪横すべり角の大きさが設定最大値以上である場合は、旋回内側への車両ヨーモーメントを最大にする制動力が旋回内側車輪に作用し、且つ、目標挙動指標値への挙動指標値の追従のための操舵用アクチュエータの制御量が最小とされる。また、アンダーステア状態において車輪横すべり角の大きさが設定最大値未満である場合は、車輪横すべり角が小さくなる程に制動力の制御量が減少され、目標挙動指標値への挙動指標値の追従のための操舵用アクチュエータの制御量が増大される。これにより、アンダーステア状態において、舵角が過度に増大するのを防止でき、且つ、旋回内側車輪に作用させる制動力が過大になるのを防止でき、車両挙動を安定化させるヨーモーメントが減少するのを防止できる。また、複雑な制御を要することなく、車両挙動が不安定になって横すべり角が大きくなる程に、車両挙動を安定化させる制動力を大きくすることができる。
【０００７】
車体横すべり角の大きさに対応する値と、その車体横すべり角の変化速度の大きさに対応する値の中の少なくとも一方が、予め設定した正数値を超えるか否かを判断する手段が設けられ、その車体横すべり角の大きさに対応する値と、その車体横すべり角の変化速度の大きさに対応する値とが、予め設定した正数値以下の場合、その求めた車輪横すべり角の大きさに関わらず、その車輪横すべり角に対する前記制動力の制御量と前記操舵用アクチュエータの制御量とは一定とされるのが好ましい。
これにより、目標挙動指標値への挙動指標値の追従のために舵角や制動力が必要以上に変動することはないので、操舵フィーリングの低下を防止できる。
【０００８】
その車輪横すべり角の予め定めた設定最大値は、車輪の横すべり角とコーナリングフォースとが比例する線形領域を維持し得る車輪横すべり角の最大値以下とされるのが好ましい。
これにより、アンダーステア状態において舵角が過大になるのを防止することで、車輪の横すべり角とコーナリングフォースとが比例する線形領域を維持でき、車両挙動が不安定になるのを確実に防止できる。
【０００９】
その記憶される演算式は、Ｆ_Ｘ を制動力、Ｗを各車輪のタイヤ荷重、μを路面と各車輪のタイヤとの間の摩擦係数として、
Ｆ_Ｘ ＝ａ・μ・Ｗ／（ｒ^２ ＋ａ^２ ）^１／２
とされ、Ｆ_Ｏ を非制動時のコーナリングフォースとして、そのｒはｒ＝Ｆ_Ｏ ／（μ・Ｗ）の関係から求められ、前輪の制動力を演算する場合はＬ_ｆ を前輪と車両重心間の距離、ｄを前輪トレッドとして、そのａはｄ／２ ＝ａ・Ｌ_ｆ の関係から求められ、後輪の制動力を演算する場合はＬ_ｒ を後輪と車両重心間の距離、ｄを後輪トレッドとして、そのａはｄ／２ ＝ａ・Ｌ_ｒ の関係から求められるのが好ましい。
これにより、車両挙動を安定化させる適正な制動力を作用させることができる。
【００１０】
各車輪の制動力を求める手段と、旋回内側車輪の制動力と旋回外側車輪の制動力との制動力差を求める手段と、その求めた目標挙動指標値と制動力差とに対応する舵角設定値を、その目標挙動指標値と制動力差と舵角設定値との間の記憶した関係に基づき演算する手段と、その目標挙動指標値と前記求めた挙動指標値との偏差に対応する舵角修正値を、その偏差と舵角修正値との記憶した関係に基づき演算する手段と、舵角が舵角設定値と舵角修正値との和である目標舵角に対応するように、前記操舵用アクチュエータを制御することで、その目標挙動指標値へ挙動指標値を追従させるのが好ましい。
これにより、操作部材の操作量に応じた目標挙動指標値と左右車輪の制動力差とに対応する舵角設定値と、その目標挙動指標値と求めた挙動指標値との偏差に対応する舵角修正値との和である目標舵角に対応するように、操舵用アクチュエータを制御する。その舵角設定値は目標舵角におけるフィードフォワード項、その舵角修正値はフィードバック項に対応することから、フィードフォワード制御とフィードバック制御とが行われる。すなわち、その舵角設定値は、操作部材の操作量だけでなく左右車輪の制動力差に応じて定められることから、制動力の制御により車両挙動を安定化させる場合に、その制動力差に応じて舵角をフィードフォワード制御できる。よって、制動力の制御に起因する挙動指標値に応じて舵角をフィードバック制御するのに比べて、制御の応答性を向上して車両挙動を安定化することができる。
【００１１】
【発明の実施の形態】
図１に示す車両用姿勢制御装置は、ステアリングホイール（操作部材）１の回転操作に応じて駆動される操舵用アクチュエータ２の動きを、そのステアリングホイール１を車輪４に機械的に連結することなく、ステアリングギヤ３により舵角が変化するように前部左右車輪４に伝達する。
【００１２】
その操舵用アクチュエータ２は、例えば公知のブラシレスモータ等の電動モータにより構成できる。そのステアリングギヤ３は、その操舵用アクチュエータ２の出力シャフトの回転運動をステアリングロッド７の直線運動に変換する運動変換機構を有する。そのステアリングロッド７の動きは、タイロッド８とナックルアーム９を介して車輪４に伝達される。このステアリングギヤ３は公知のものを用いることができ、操舵用アクチュエータ２の動きにより舵角を変更できれば構成は限定されず、例えば操舵用アクチュエータ２の出力シャフトにより回転駆動されるナットと、そのナットにねじ合わされると共にステアリングロッド７に一体化されるスクリューシャフトとを有するものにより構成できる。なお、操舵用アクチュエータ２が駆動されていない状態では、車輪４がセルフアライニングトルクにより直進操舵位置に復帰できるようにホイールアラインメントが設定されている。
【００１３】
そのステアリングホイール１は、車体側により回転可能に支持される回転シャフト１０に連結されている。そのステアリングホイール１を操作するのに要する操作反力を作用させるため、その回転シャフト１０にトルクを付加する操作用アクチュエータＲが設けられている。その操作用アクチュエータＲは、例えば回転シャフト１０と一体の出力シャフトを有するブラシレスモータ等の電動モータにより構成できる。
【００１４】
そのステアリングホイール１を直進操舵位置に復帰させる方向の弾力を付与する弾性部材３０が設けられている。この弾性部材３０は、例えば、回転シャフト１０に弾力を付与するバネにより構成できる。上記操作用アクチュエータＲが回転シャフト１０にトルクを付加していない時、その弾力によりステアリングホイール１は直進操舵位置に復帰する。
【００１５】
そのステアリングホイール１の操作量として、その回転シャフト１０の回転角に対応する操作角を検出する角度センサ１１が設けられている。そのステアリングホイール１の操作トルクを検出するトルクセンサ１２が設けられている。そのトルクセンサ１２により検出されるトルクの符号から操舵方向が判断可能とされている。
【００１６】
車両の舵角として、そのステアリングロッド７の作動量を検出する舵角センサ１３が設けられている。その舵角センサ１３はポテンショメータにより構成できる。
【００１７】
その角度センサ１１とトルクセンサ１２と舵角センサ１３は、コンピュータにより構成されるステアリング系制御装置２０に接続される。その制御装置２０に、車速を検出する速度センサ１４、車両の前後方向加速度を検出する前後方向加速度センサ１５ａ、車両の横加速度を検出する横加速度センサ１５ｂ、車両のヨーレートを検出するヨーレートセンサ１６が接続されている。その制御装置２０は、駆動回路２２、２３を介して上記操舵用アクチュエータ２と操作用アクチュエータＲを制御する。本実施形態では、そのヨーレートセンサ１６により求められるヨーレートが、舵角変化に基づく車両の挙動変化に対応する挙動指標値とされる。
【００１８】
車両の前後左右車輪４を制動するための油圧制動システムが設けられている。その制動システムは、ブレーキペダル５１の踏力に応じた各車輪の制動圧をマスターシリンダ５２により発生させる。その制動圧は、制動圧制御ユニットＢにより増幅されると共に各車輪４のブレーキ装置５４にホイルシリンダ圧として分配され、各ブレーキ装置５４が各車輪４に制動力を作用させる。その制動圧制御ユニットＢは、コンピューターにより構成される走行系制御装置６０に接続される。この走行系制御装置６０に、ステアリング系制御装置２０と、各車輪４それぞれのホイルシリンダ圧を個別に検出する制動圧センサ６１と、各車輪４それぞれの回転速度を個別に検出する車輪速センサ６２が接続される。この走行系制御装置６０は、その車輪速センサ６２により検知される各車輪４の回転速度と制動圧センサ６１により検出される制動力フィードバック値に対応するホイルシリンダ圧に応じて、制動圧を増幅すると共に分配することができるように制動圧制御ユニットＢを制御する。これにより、前後左右車輪４それぞれの制動力を個別に制御することが可能とされている。その制動圧制御ユニットＢは、ブレーキペダル５１の操作がなされていない場合でも、走行系制御装置６０からの信号に対応する制動圧を内蔵ポンプにより発生することが可能とされている。
【００１９】
図２は、上記姿勢制御装置の制御ブロック図を示す。なお、以下の説明における記号は次の通りである。
ｍ：車両質量
ｈ_ｇ ：車両重心高さ
Ｗ：各車輪のタイヤ荷重
μ：路面とタイヤとの間の摩擦係数
Ｌ：ホイールベース
Ｌ_ｆ ：前輪‐車両重心間距離
Ｌ_ｒ ：後輪‐車両重心間距離
ｄ：トレッド
Ｖ：車速
ω１、ω２、ω３、ω４：車輪速
Ｇ_Ｘ ：前後方向加速度
Ｇ_Ｙ ：横加速度
Ａ′：制動時スタビリティファクタ
Ｉ_ｚ ：車両慣性モーメント
Ｔ_ｈ ：操作トルク
Ｔ_ｈ ^＊ ：目標操作トルク
γ：ヨーレート
γ^＊ ：目標ヨーレート
ｄγ／ｄｔ：ヨーレート微分値
Ｍ：ヨーモーメント
Ｍ_ｍａｘ ：最大ヨーモーメント
δ_ｈ ：操作角
δ：前輪舵角
δ^＊ ：目標舵角
δ_ＦＦ ^＊ ：舵角設定値
δ_ＦＢ ^＊ ：舵角修正値
β：車体横すべり角
ｄβ／ｄｔ：車体横すべり角速度
β_ｆ ：前輪横すべり角
β_ｆｍａｘ：横力最大時の前輪横すべり角
β_ｒ ：後輪横すべり角
β_ｒｍａｘ：横力最大時の後輪横すべり角
Ｆ_ｙ ：コーナリングフォース
Ｆ_Ｏ ：非制動時コーナリングフォース
Ｆ_ｆ１：左前輪コーナリングフォース
Ｆ_ｆ２：右前輪コーナリングフォース
Ｆ_ｒ１：左後輪コーナリングフォース
Ｆ_ｆ２：右後輪コーナリングフォース
Ｋ_ｆｏ：非制動時の１車輪当たりの前輪コーナリングパワー
Ｋ_ｒｏ：非制動時の１車輪当たりの後輪コーナリングパワー
Ｋ_ｆ ：制動時の前輪コーナリングパワー総和
Ｋ_ｒ ：制動時の後輪コーナリングパワー総和
Ｋ_ｆ１：制動時の左前輪コーナリングパワー
Ｋ_ｆ２：制動時の右前輪コーナリングパワー
Ｋ_ｒ１：制動時の左後輪コーナリングパワー
Ｋ_ｒ２：制動時の右後輪コーナリングパワー
Ｆ_Ｘ ：制動力
Ｂ_ｄ ：左右車輪の制動力差
Ｆ_Ｘｆ１ ：左前輪制動力
Ｆ_Ｘｆ２ ：右前輪制動力
Ｆ_Ｘｒ１ ：左後輪制動力
Ｆ_Ｘｒ２ ：右後輪制動力
ΔＰ１、ΔＰ２、ΔＰ３、ΔＰ４：指示制動圧
Ｐ_ｆ ：静止荷重時の前輪ロック圧力
Ｐ_ｒ ：静止荷重時の後輪ロック圧力
Ｐ_ｆ１：左前輪ホイルシリンダ圧
Ｐ_ｆ２：右前輪ホイルシリンダ圧
Ｐ_ｒ１：左後輪ホイルシリンダ圧
Ｐ_ｒ２：右後輪ホイルシリンダ圧
Ｋ_Ｂ ：制動力制御ゲイン
Ｋ_Ｂｍａｘ：最大制動力制御ゲイン
Ｋ_ｄ ：前輪舵角制御ゲイン
Ｋ_ｄｍａｘ：最大前輪舵角制御ゲイン
ｉ_ｍ ^＊ ：操舵用アクチュエータ２の目標駆動電流
ｉ_ｈ ^＊ ：操作用アクチュエータＲの目標駆動電流
【００２０】
図２において、Ｋ１は操作角δ_ｈ に対する目標操作トルクＴ_ｈ ^＊ のゲインであり、Ｔ_ｈ ^＊ ＝Ｋ１・δ_ｈ の関係と角度センサ１１により検出された操作角δ_ｈ とから目標操作トルクＴ_ｈ ^＊ が演算される。すなわち、制御装置２０は、その目標操作トルクＴ_ｈ ^＊ と操作角δ_ｈ との間の予め定められた関係を表すゲインＫ１を記憶し、その関係と検出した操作角δ_ｈ とに基づき目標操作トルクＴ_ｈ ^＊ を演算する。そのＫ１は最適な制御を行えるように設定される。なお、操作角δ_ｈ に代えて操作トルクＴ_ｈ を用い、目標操作トルクＴ_ｈ ^＊ と操作トルクＴ_ｈ との関係を予め定めて記憶し、その関係と操作トルクＴ_ｈ とから目標操作トルクＴ_ｈ ^＊ を演算するようにしてもよい。
【００２１】
Ｇ１は、目標操作トルクＴ_ｈ ^＊ と操作トルクＴ_ｈ との偏差に対する操作用アクチュエータＲの目標駆動電流ｉ_ｈ ^＊ の伝達関数であり、制御装置２０は予め定めて記憶したｉ_ｈ ^＊ ＝Ｇ１・（Ｔ_ｈ ^＊ −Ｔ_ｈ ）の関係と、演算した目標操作トルクＴ_ｈ ^＊ と、トルクセンサ１２により検出した操作トルクＴ_ｈ とから目標駆動電流ｉ_ｈ ^＊ を演算する。その伝達関数Ｇ１は、例えばＰＩ制御を行う場合、ゲインをＫ２、ラプラス演算子をｓ、時定数をτａとして、Ｇ１＝Ｋ２〔１＋１／（τａ・ｓ）〕になる。そのゲインＫ２および時定数τａは最適な制御を行えるように調整される。すなわち制御装置２０は、目標操作トルクＴ_ｈ ^＊ から検出した操作トルクＴ_ｈ を差し引いた偏差と目標駆動電流ｉ_ｈ ^＊ との間の予め定められた関係を表す伝達関数Ｇ１を記憶し、その関係に基づき、演算した目標操作トルクＴ_ｈ ^＊ と、検出した操作トルクＴ_ｈ とに応じた目標駆動電流ｉ_ｈ ^＊ を演算する。その目標駆動電流ｉ_ｈ ^＊ に応じて操作用アクチュエータＲが駆動される。
【００２２】
Ｇ２はステアリングホイール１の操作角δ_ｈ に対する目標挙動指標値である目標ヨーレートγ^＊ の伝達関数であり、制御装置２０は記憶したγ^＊ ＝Ｇ２・δ_ｈ の関係と、角度センサ１１により検出した操作角δ_ｈ とから目標ヨーレートγ^＊ を演算する。その伝達関数Ｇ２は、例えば一次遅れ制御を行う場合、ｓをラプラス演算子、Ｋ３を操作角δ_ｈ に対する目標ヨーレートγ^＊ の定常ゲイン、τｂを操作角δ_ｈ に対する目標ヨーレートγ^＊ の１次遅れ時定数として、Ｇ２＝Ｋ３／（１＋τｂ・ｓ）になる。そのゲインＫ３及び時定数τｂは最適な制御を行えるように調整される。すなわち、制御装置２０は、検出した操作角δ_ｈ と目標ヨーレートγ^＊ との間の予め定められた関係を表す伝達関数Ｇ２を記憶し、その関係に基づき検出した操作角δ_ｈ に応じた目標ヨーレートγ^＊ を求める。
なお、そのゲインＫ３を車速Ｖの関数とし、高車速での安定性確保のために車速Ｖの増大に伴いゲインＫ３が減少するようにしてもよい。
【００２３】
Ｃ１は制御装置２０における演算部であり、求めたステアリングホイール１の操作量に応じて演算された上記目標ヨーレートγ^＊ と、旋回内側車輪の制動力と旋回外側車輪の制動力との制動力差Ｂ_ｄ とに対応する舵角設定値δ_ＦＦ ^＊ を、その目標ヨーレートと制動力差と舵角設定値との間の予め定めて記憶した関係に基づき演算する。その予め定めて記憶される関係は、車両の運動方程式に基づき求められる。
本実施形態では、その運動方程式は、制御の速応性と安定性を両立させるため、平面における横方向運動とヨー運動の２自由度を有する車両の運動を近似的に表す以下の式（１）、（２）とされている。

なお、Ｂ_ｄ は以下の式（３）により表される左車輪の制動力と右車輪の制動力の差である。なお、各車輪制動力Ｆ_Ｘｆ１ 、Ｆ_Ｘｒ１ 、Ｆ_Ｘｆ２ 、Ｆ_Ｘｒ２ は制動圧センサ６１により検出されるホイルシリンダ圧Ｐ_ｆ１、Ｐ_ｆ２、Ｐ_ｒ１、Ｐ_ｒ２に対応し、その対応関係は予め定められて制御装置に記憶され、その記憶された関係と検出されたホイルシリンダ圧Ｐ_ｆ１、Ｐ_ｆ２、Ｐ_ｒ１、Ｐ_ｒ２とから制御装置２０により求められる。
Ｂ_ｄ ＝Ｆ_Ｘｆ１ ＋Ｆ_Ｘｒ１ −Ｆ_Ｘｆ２ −Ｆ_Ｘｒ２ （３）
【００２４】
また、各車輪４において接地面との間の摩擦に起因してタイヤに作用する摩擦力μ・Ｗが、そのタイヤに作用する制動力Ｆ_Ｘ と横力Ｆの合力である場合、そのタイヤと接地面との間の摩擦に起因する力は摩擦円の半径であるμ・Ｗよりも大きくなることはない。すなわち図１０に示すように、タイヤ２００と接地面との間の摩擦係数をμ、そのタイヤ２００に作用する車両重量をＷとすると、そのタイヤ２００には接地面との間の摩擦に起因して水平方向の摩擦力μ・Ｗが作用する。その摩擦力μ・Ｗの大きさを半径とする円は摩擦円と呼ばれる。そのタイヤ２００に制動力Ｆ_Ｘ を作用させた場合に、タイヤ２００に接地面との間の摩擦に起因する力として制動力Ｆ_Ｘ と横力Ｆのみが作用するとすれば、その制動力Ｆ_Ｘ と横力Ｆの合力が摩擦力μ・Ｗとなる。そのタイヤ２００と接地面との間の摩擦に起因する力は摩擦円の半径であるμ・Ｗよりも大きくなることはない。よって、制動力Ｆ_Ｘ が増加すると横力Ｆが低下することから、その横力Ｆのタイヤ進行方向に対する直交成分であるコーナリングフォースＦ_ｙ が低下する。
よって、その摩擦力μ・Ｗ、制動力Ｆ_Ｘ 、コーナリングフォースＦ_ｙ 、および非制動時コーナリングフォースＦ_Ｏ の間に以下の拘束式（４）を得る。
｛Ｆ_Ｘ ／（μ・Ｗ）｝^２ ＋（Ｆ_ｙ ／Ｆ_Ｏ ）^２ ＝１ （４）
【００２５】
なお、その路面摩擦係数μは、例えば車速と車輪速と路面摩擦係数との間の関係を予め求めて制御装置２０に記憶させ、その記憶した関係と速度センサ１４により検出した車速Ｖと車輪速センサ６２により検出した車輪速ω１〜ω４とから求める。
【００２６】
また、図３において矢印４０で示す方向に車速Ｖで旋回する車両１００に、矢印４１で示す方向に作用する横加速度Ｇ_Ｙ と、矢印４２で示す方向に作用するヨーレートγとの関係は、車両１００が定常旋回状態であるとみなすと近似的にγ＝Ｇ_Ｙ ／Ｖである。また、図４の（１）に示すようにオーバーステア状態の横すべりした車両１００や、図４の（２）に示すようにアンダーステア状態の横すべりした車両１００において、その車両１００の前後方向に沿う１点鎖線で示す車体中心線と、横すべりがないとした場合に車両１００が進行する破線で示す方向とがなす角度が車体横すべり角βとされる。その車体横すべり角βの変化速度ｄβ／ｄｔは近似的に（Ｇ_Ｙ ／Ｖ−γ）により求められるので、その車体横すべり角βは以下の式（５）に示すように（Ｇ_Ｙ ／Ｖ−γ）の時間積分値により求められる。
β＝∫（ｄβ／ｄｔ）ｄｔ＝∫（Ｇ_Ｙ ／Ｖ−γ）ｄｔ （５）
すなわち、車体横すべり角βに相関する値として上記挙動指標値であるヨーレートγを含む値、本実施形態ではヨーレートγ、横加速度Ｇｙ、車速Ｖが検出され、その車体横すべり角βに相関する値Ｇ_Ｙ 、Ｖ、γと車体横すべり角βとの関係である演算式（５）が制御装置２０に記憶され、その関係と検出した車体横すべり角βに相関する値とに基づき制御装置２０は車体横すべり角βを時系列に求める。
【００２７】
その車体横すべり角βと、前輪‐重心間距離Ｌ_ｆ 、後輪‐重心間距離Ｌ_ｒ 、車速Ｖ、前輪舵角δにより、前輪横すべり角β_ｆ と後輪横すべり角β_ｒ が以下の式（６）、（７）により求められる。
β_ｆ ＝β＋Ｌ_ｆ ・γ／Ｖ−δ （６）
β_ｒ ＝β−Ｌ_ｒ ・γ／Ｖ （７）
すなわち、車輪横すべり角β_ｆ 、β_ｒ に相関する値として上記車体横すべり角βが求められると共に、挙動指標値であるヨーレートγを含む値、本実施形態ではヨーレートγ、車速Ｖ、舵角δが検出され、その車輪横すべり角β_ｆ 、β_ｒ に相関する値β、Ｖ、γ、δと車輪横すべり角β_ｆ 、β_ｒ との関係である予め求められた演算式（６）、（７）が制御装置２０に記憶され、その関係と車輪横すべり角β_ｆ 、β_ｒ に相関する値とに基づき制御装置２０は車輪横すべり角β_ｆ 、β_ｒ を求める。
【００２８】
車両の前後加速度Ｇ_Ｘ および横加速度Ｇ_Ｙ が重心荷重移動量に比例し、各タイヤ荷重Ｗおよび路面摩擦係数μがコーナリングパワーに比例し、ホイルシリンダ圧が制動力に比例すると仮定すると、式（４）に基づき以下の式（８）〜（１１）が成立する。
Ｆ_ｆ１＝−Ｋ_ｆ１・（β＋Ｌ_ｆ ・γ／Ｖ−δ） （８）
Ｆ_ｆ２＝−Ｋ_ｆ２・（β＋Ｌ_ｆ ・γ／Ｖ−δ） （９）
Ｆ_ｒ１＝−Ｋ_ｒ１・（β−Ｌ_ｒ ・γ／Ｖ） （１０）
Ｆ_ｒ２＝−Ｋ_ｒ２・（β−Ｌ_ｒ ・γ／Ｖ） （１１）
ここで、制動時の各車輪のコーナリングパワーＫ_ｆ１、Ｋ_ｆ２、Ｋ_ｒ１、Ｋ_ｒ２は以下の式（１２）〜（１４）により求められる。
Ｋ_ｆ１＝μ・Ｋ_ｆｏ・［｛１−（Ｇ_Ｘ ／２Ｌ＋Ｇ_Ｙ ／２ｄ）・ｈ_ｇ ｝^２ −（Ｐ_ｆ１／μ・Ｐ_ｆ ）^２ ］^１／２ （１２）
Ｋ_ｆ２＝μ・Ｋ_ｆｏ・［｛１−（Ｇ_Ｘ ／２Ｌ−Ｇ_Ｙ ／２ｄ）・ｈ_ｇ ｝^２ −（Ｐ_ｆ２／μ・Ｐ_ｆ ）^２ ］^１／２ （１３）
Ｋ_ｒ１＝μ・Ｋ_ｒｏ・［｛１＋（Ｇ_Ｘ ／２Ｌ−Ｇ_Ｙ ／２ｄ）・ｈ_ｇ ｝^２ −（Ｐ_ｒ１／μ・Ｐ_ｒ ）^２ ］^１／２ （１４）
Ｋ_ｒ２＝μ・Ｋ_ｒｏ［｛１＋（Ｇ_Ｘ ／２Ｌ＋Ｇ_Ｙ ／２ｄ）・ｈ_ｇ ｝^２ −（Ｐ_ｒ２／μ・Ｐ_ｒ ）^２ ］^１／２ （１５）
【００２９】
Ｋ_ｆ１＋Ｋ_ｆ２＝Ｋ_ｆ 、Ｋ_ｒ１＋Ｋ_ｒ２＝Ｋ_ｒ とすると、式（８）〜（１１）より以下の式（１６）、（１７）が成立する。
Ｆ_ｆ１＋Ｆ_ｆ２＝−（Ｋ_ｆ１＋Ｋ_ｆ２）・（β＋Ｌ_ｆ ・γ／Ｖ−δ）＝−２Ｋ_ｆ ・（β＋Ｌ_ｆ ・γ／Ｖ−δ） （１６）
Ｆ_ｒ１＋Ｆ_ｒ２＝−（Ｋ_ｒ１＋Ｋ_ｒ２）・（β−Ｌ_ｒ ・γ／Ｖ）＝−２Ｋ_ｒ ・（β−Ｌ_ｒ ・γ／Ｖ） （１７）
【００３０】
式（１）、（２）、（１６）、（１７）より、制動時の前輪舵角δに対するヨーレートγは以下の式（１８）で与えられる。

その式（１８）におけるＰ（ｓ） 、Ｇ_ｔ 、Ｔ_ｔ 、Ｇ_ｂ 、Ｔ_ｂ は以下の式（１９）〜（２３）に示す通りである。
Ｐ（ｓ） ＝１＋２ζ・ｓ／ω＋ｓ^２ ／ω^２ （１９）
Ｇ_ｔ ＝Ｖ／｛（１＋Ａ′・Ｖ^２ ）・Ｌ｝ （２０）
Ｔ_ｔ ＝ｍ・Ｌ_ｆ ・Ｖ／（２Ｌ・Ｋ_ｒ ） （２１）
Ｇ_ｂ ＝ｄ・（Ｋ_ｆ ＋Ｋ_ｒ ）／（４Ｌ・Ｋ_ｆ ・Ｋ_ｒ ） （２２）
Ｔ_ｂ ＝ｍ・Ｖ／２（Ｋ_ｆ ＋Ｋ_ｒ ） （２３）
ここで、式（２０）における制動時のスタビリティファクタＡ′は以下の式（２４）に示す通りであり、式（１９）におけるω、ζは以下の式（２５）、（２６）に示す通りである。

【００３１】
式（１８）におけるヨーレートγが上記の伝達関数Ｇ２＝Ｋ３／（１＋τｂ・ｓ）に基づき求められる目標ヨーレートγ^＊ に等しいとし、その時の式（１８）におけるδが舵角設定値δ_ＦＦ ^＊ に等しいとすると、操作角δ_ｈ と制動力差Ｂ_ｄ に応じた目標ヨーレートγ^＊ をフィードフォワード制御により実現するための舵角設定値δ_ＦＦ ^＊ は、以下の式（２７）により求められる。
δ_ＦＦ ^＊ ＝Ｋ３・Ｐ（ｓ） ・δ_ｈ ／｛Ｇ_ｔ ・（１＋τｂ・ｓ）・（１＋Ｔ_ｔ ・ｓ）｝−Ｇ_ｂ ・Ｂ_ｄ ・（１＋Ｔ_ｂ ・ｓ）／（１＋Ｔ_ｔ ・ｓ） （２７）
【００３２】
Ｃ２は、目標ヨーレートγ^＊ とヨーレートセンサ１６により検出される車両１００の実際のヨーレートγとの偏差に応じて、前輪舵角と制動力を制御する場合における前輪舵角制御ゲインＫ_ｄ と制動力制御ゲインＫ_Ｂ を演算する制御装置２０における演算部である。その演算により、アンダーステア状態にある車両の姿勢制御における前輪舵角制御と制動力制御の分担比率を定め、タイヤの横すべり角とコーナリングフォースとが比例する線形領域では前輪舵角制御の比率を高くし、また、走行条件や路面条件の変化等によりタイヤの横すべり角が変化してもコーナリングフォースが変化しなくなる飽和領域に近づくにつれて、制動力制御の比率を高くする協調制御を行う。
【００３３】
そのため演算部Ｃ２においては、まず上記式（５）、（６）により車体横すべり角βと前輪横すべり角β_ｆ とが演算される。なお、前輪横すべり角β_ｆ に代えて式（７）により後輪横すべり角β_ｒ を演算してもよい。次に、その協調制御を行うか否かを判定するため、車体横すべり角の大きさに対応する値と、その車体横すべり角の変化速度の大きさに対応する値の中の少なくとも一方が、予め設定した正数値を超えるか否かを判断する。本実施形態では、その車体横すべり角の大きさに対応する値として車体横すべり角βの絶対値が予め設定した整数値１／Ｃａ以下で、その車体横すべり角の変化速度の大きさに対応する値として車体横すべり角速度ｄβ／ｄｔの絶対値が予め設定した整数値１／Ｃｂ以下の場合、その求めた車輪横すべり角である前輪横すべり角β_ｆ あるいは後輪横すべり角β_ｒ の大きさに関わらず、その車輪横すべり角に対する制動力の制御量と操舵用アクチュエータ２の制御量とは一定とされ、協調制御は行われない。
【００３４】
本実施形態では、その協調制御を行うか否かの判定係数Ｊを以下の式（２８）により演算し、その判定係数Ｊの絶対値が１を超えるか否かを判断する。
Ｊ＝Ｃａ・β＋Ｃｂ・ｄβ／ｄｔ （２８）
その式（２８）におけるＣａ、Ｃｂは正数であって、舵角と制動力の協調制御の必要性に応じて予め設定される値である。その判定係数Ｊの絶対値が１を超える場合、車両の車体横すべり角βと車体横すべり角速度ｄβ／ｄｔとの関係は図５における領域Ｉ〜ＶＩで示される。すなわち、領域Ｉ、ＩＩでは車体横すべり角βの大きさを表す絶対値が増加状態であり、領域ＩＩＩ、ＩＶでは車体横すべり角βの絶対値が１／Ｃａの絶対値よりも大きく、領域Ｖ、ＶＩでは車体横すべり角速度ｄβ／ｄｔの大きさを表す絶対値が１／Ｃｂの絶対値よりも大きいことから、舵角と制動力の協調制御が必要であると判断される。なお、本実施形態では、横すべり角度は旋回内側に向く方向を正とし、旋回外側に向く方向を負とする。また、その判定係数Ｊの絶対値が１以下の場合、領域ＶＩＩ、ＶＩＩＩでは車体横すべり角βの絶対値が減少状態であり、領域ＩＸ、Ｘでは車体横すべり角βの絶対値が１／Ｃａの絶対値以下、かつ、車体横すべり角速度ｄβ／ｄｔの絶対値が１／Ｃｂ以下であることから、舵角と制動力の協調制御は不必要であると判断される。
【００３５】
舵角と制動力の協調制御が必要であると判断されると、演算部Ｃ２においては、少なくとも検出した挙動指標値であるヨーレートγと、求めた目標挙動指標値である目標ヨーレートγ^＊ とに基づき、車両がアンダーステア状態かオーバーステア状態かを判断する。
すなわち、ドライバーによるステアリングホイール１の操作方向が車両の旋回方向に対応している状態では、求めたヨーレートγが目標ヨーレートγ^＊ に至っていない時はアンダーステア状態である。その求めたヨーレートγが目標ヨーレートγ^＊ に至っておらず、且つ、そのヨーレートγを目標ヨーレートγ^＊ から離すように、求めた車体横すべり角βが変化している時、車両はアンダーステア状態であると判断される。
また、その求めたヨーレートγが目標ヨーレートγ^＊ を超えている時、車両はオーバーステア状態であると判断される。
この判断のために、先ず、δ・（γ^＊ −γ）とδ・ｄβ／ｄｔが演算され、そのδ・（γ^＊ −γ）が正であり、且つ、δ・ｄβ／ｄｔが正であるか否かが判断される。そのδ・（γ^＊ −γ）が正であり、且つ、δ・ｄβ／ｄｔが正であれば、車両１００に作用する実際のヨーレートγが目標ヨーレートγ^＊ に至っておらず、且つ、その車体横すべり角βの絶対値が増加中であるから、車両１００はアンダーステア状態であると判断される。また、そのδ・（γ^＊ −γ）が負である場合、あるいは、そのδ・（γ^＊ −γ）が正であって、且つ、δ・ｄβ／ｄｔが負であれば、車両１００はオーバーステア状態であると判断される。
【００３６】
車両１００がアンダーステア状態であると判断されると、演算部Ｃ２においては、前輪横すべり角β_ｆ の大きさが予め定めた設定最大値以上であるか否かが判断される。その予め定めた設定最大値は、本実施形態ではタイヤの横すべり角とコーナリングフォースとが比例する線形領域を維持しえる車輪横すべり角の最大値、すなわち横力最大時の前輪横すべり角β_ｆｍａｘとされている。その前輪横すべり角β_ｆ は旋回内側を向くか外側を向くかで正負の符号が変化することから、その前輪横すべり角β_ｆ の大きさに対応する絶対値が、横力最大時の前輪横すべり角β_ｆｍａｘ以上か否かが判断される。なお、その予め定めた設定最大値は、そのタイヤの横すべり角とコーナリングフォースとが比例する線形領域を維持しえる車輪横すべり角の最大値以下であればよい。
前輪横すべり角β_ｆ はタイヤと路面との間の摩擦係数μに相関し、図６の（１）に示すように、最大横力に対応するコーナリングフォースＦ_ｙ ′に至る時の前輪横すべり角β_ｆｍａｘは、摩擦係数μが高い程に小さくなる。この関係に基づきβ_ｆｍａｘを求めることができ、例えば、以下の式（２９）により近似的に求められる。
ｔａｎ（β_ｆｍａｘ）＝３μ・Ｗ／Ｋ_ｆ （２９）
【００３７】
その求めた前輪横すべり角β_ｆ の絶対値がβ_ｆｍａｘ以上である時は、前輪舵角制御ゲインＫ_ｄ は零に設定され、制動力制御ゲインＫ_Ｂ は最大値Ｋ_Ｂｍａｘに設定される。その前輪舵角制御ゲインＫ_ｄ が零に設定されることで、後述の舵角修正値δ_ＦＢ ^＊ が零とされるので、目標ヨーレートγ^＊ へのヨーレートγの追従のための操舵用アクチュエータ２の制御量が最小とされる。その制動力制御ゲインＫ_Ｂ が最大値Ｋ_Ｂｍａｘに設定されることで、制動力として後述の式（３６）により求められる値Ｆ_Ｘ が作用するように制動力制御される。
【００３８】
その前輪横すべり角β_ｆ の絶対値がβ_ｆｍａｘ未満である時は、前輪舵角制御ゲインＫ_ｄ の制動力制御ゲインＫ_Ｂ に対する比率は前輪横すべり角β_ｆ が大きくなるに従って小さくされる。本実施形態では、前輪舵角制御ゲインＫ_ｄ は以下の式（３０）によって演算され、制動力制御ゲインＫ_Ｂ は以下の式（３１）によって演算される。
Ｋ_ｄ ＝Ｋ_ｄｍａｘ．（１−β_ｆ ^２ ／β_ｆｍａｘ ^２） （３０）
Ｋ_Ｂ ＝Ｋ_Ｂｍａｘ・β_ｆ ^２ ／β_ｆｍａｘ ^２ （３１）
その前輪舵角制御ゲインＫ_ｄ の最大値Ｋ_ｄｍａｘと制動力制御ゲインＫ_Ｂ の最大値Ｋ_Ｂｍａｘは車両に応じて適宜設定される。
これにより、前輪横すべり角β_ｆ の絶対値がβ_ｆｍａｘ未満である時は、その求めた前輪横すべり角β_ｆ の変化に応じて舵角と制動力の制御量が変化するように制御される。すなわち、その求めた前輪横すべり角β_ｆ の絶対値が小さくなる程に式（３６）により求められる制動力Ｆ_Ｘ の制御量が減少され、且つ、目標ヨーレートγ^＊ へのヨーレートγの追従のための操舵用アクチュエータ２の制御量が増大される。
なお、その式（３０）、（３１）は一例であり、前輪舵角制御ゲインＫ_ｄ の制動力制御ゲインＫ_Ｂ に対する比率が、前輪横すべり角β_ｆ が大きくなるに従って小さくなればよいから、例えば式（３０）、（３１）におけるβ_ｆ ^２ に代えてβ_ｆ の絶対値を用い、β_ｆｍａｘ ^２に代えてβ_ｆｍａｘを用いてもよく、この場合の前輪舵角制御ゲインＫ_ｄ と前輪横すべり角β_ｆ の絶対値との関係は図６の（２）により示され、制動力制御ゲインＫ_Ｂ と前輪横すべり角β_ｆ の絶対値との関係は図６の（３）により示される。また、式（３０）、（３１）や図６の（２）、（３）におけるβ_ｆ 、β_ｆｍａｘに代えてβ_ｒ 、β_ｒｍａｘを用いてもよい。
【００３９】
Ｇ３は、演算した目標ヨーレートγ^＊ と車両１００のヨーレートγとの偏差（γ^＊ −γ）に対する舵角修正値δ_ＦＢ ^＊ の伝達関数である。すなわち制御装置２０は、記憶したδ_ＦＢ ^＊ ＝Ｇ３・（γ^＊ −γ）の関係と、演算した目標ヨーレートγ^＊ と、ヨーレートセンサ１６により検出したヨーレートγから舵角修正値δ_ＦＢ ^＊ を演算する。その伝達関数Ｇ３は、例えばＰＩ制御を行う場合、上記演算した前輪舵角制御ゲインＫ_ｄ を用いて、ラプラス演算子をｓ、時定数をτｃとして、Ｇ３＝Ｋ_ｄ ・〔１＋１／（τｃ・ｓ）〕になる。その時定数τｃは最適な制御を行えるように調整される。すなわち、制御装置２０は、その偏差（γ^＊ −γ）と舵角修正値δ_ＦＢ ^＊ との間の予め定められた関係を表す伝達関数Ｇ３を記憶し、その記憶した関係に基づき、演算した前輪舵角制御ゲインＫ_ｄ と偏差（γ^＊ −γ）とに応じた舵角修正値δ_ＦＢ ^＊ を演算する。
【００４０】
その制御装置２０は、その舵角設定値δ_ＦＦ ^＊ と舵角修正値δ_ＦＢ ^＊ の和として目標舵角δ^＊ を演算する。すなわち、舵角設定値δ_ＦＦ ^＊ は目標舵角δ^＊ におけるフィードフォワード項であり、舵角修正値δ_ＦＢ ^＊ は目標舵角δ^＊ におけるフィードバック項である。車両挙動の制御において、舵角設定値δ_ＦＦ ^＊ に基づくフィードフォワード制御により速応性が充足され、舵角修正値δ_ＦＢ ^＊ に基づくフィードバック制御により安定性が充足される。
【００４１】
その制御装置２０は、その演算した目標舵角δ^＊ と舵角δとの偏差（δ^＊ −δ）に対応する操舵用アクチュエータ２の目標駆動電流ｉ_ｍ ^＊ を、その偏差（δ^＊ −δ）と目標駆動電流ｉ_ｍ ^＊ との関係である伝達関数Ｇ４に基づき演算する。すなわち制御装置２０は、予め定めて記憶したｉ_ｍ ^＊ ＝Ｇ４・（δ^＊ −δ）の関係と、演算した目標舵角δ^＊ と、舵角センサ１３により検出した舵角δとから目標駆動電流ｉ_ｍ ^＊ を演算する。その目標駆動電流ｉ_ｍ ^＊ に応じて操舵用アクチュエータ２が駆動される。これにより、舵角δが目標舵角δ^＊ に対応するように操舵用アクチュエータ２が制御装置２０により制御される。その伝達関数Ｇ４は、例えばＫ４をゲイン、τｄを時定数として、ＰＩ制御がなされるようにＧ４＝Ｋ４〔１＋１／（τｄ・ｓ）〕とされ、そのゲインＫ４および時定数τｄは最適な制御を行えるように調整される。
【００４２】
Ｃ３は、前後左右の各車輪４への指示制動圧ΔＰ１、ΔＰ２、ΔＰ３、ΔＰ４を演算する走行系制御装置６０における演算部である。この演算部Ｃ３においては、演算した目標ヨーレートγ^＊ と車両１００のヨーレートγとの偏差（γ^＊ −γ）を低減し、好ましくは打ち消すヨーモーメントが各車輪４の制動力制御により発生するように、各車輪４の指示制動圧ΔＰ１、ΔＰ２、ΔＰ３、ΔＰ４を演算する。その指示制動圧ΔＰ１、ΔＰ２、ΔＰ３、ΔＰ４に基づき制動圧制御ユニットＢを、車両１００がアンダーステア状態である時は旋回内側への車両ヨーモーメントが発生するように旋回内側車輪の制動力が増加するように制御し、車両１００がオーバーステア状態である時は旋回外側への車両ヨーモーメントが発生するように旋回外側車輪の制動力が増加するように制御する。そのため、車両１００がアンダーステア状態であると判断された場合は、旋回内側への車両ヨーモーメントを最大にする旋回内側における前後両方の車輪の制動力を、予め定めて記憶した演算式に基づき求める。また、車両１００がオーバーステア状態であると判断された場合は、旋回外側への車両ヨーモーメントを最大にする旋回外側における前後両方の車輪の制動力を、その記憶した演算式に基づき求める。その制動力Ｆ_Ｘ の演算式は、例えば以下の式（３６）により表される。
【００４３】
すなわち、車両がアンダーステア状態にある時の旋回内側の前輪におけるヨーモーメントＭは、以下の式（３２）により近似的に求められる。
Ｍ＝Ｌ_ｆ ・Ｆ_ｙ ＋ｄ／２ ・Ｆ_Ｘ （３２）
また、トレッドｄ と前輪‐重心間距離Ｌ_ｆ との関係を、０＜ａ＜１として以下の式（３３）により近似的に表す。
ｄ／２ ＝ａ・Ｌ_ｆ （３３）
上記式（３２）、（３３）を上記式（４）に代入することで以下の式（３４）を得る。
Ｍ＝Ｌ_ｆ ・（Ｆ_ｙ ＋ａ・Ｆ_Ｘ ）＝Ｌ_ｆ ・｛（μ^２ ・Ｗ^２ −Ｆ_Ｘ ^２ ）^１／２ ・Ｆ_Ｏ ／（μ・Ｗ）＋ａ・Ｆ_Ｘ ｝ （３４）
上記式（３４）のヨーモーメントＭをＦ_Ｘ で微分したｄＭ／ｄＦ_Ｘ を０と置くことで以下の式（３５）を得る。

上記式（３５）より、旋回内側の前輪におけるヨーモーメントＭが最大となるときの内側前輪の制動力Ｆ_Ｘ は、ｒ＝Ｆ_Ｏ ／（μ・Ｗ）とおくと、以下の式（３６）により求められる。
Ｆ_Ｘ ＝ａ・μ・Ｗ／（ｒ^２ ＋ａ^２ ）^１／２ （３６）
なお、式（４）より内側前輪のコーナリングフォースＦ_ｙ は以下の式（３７）により求められる。
Ｆ_ｙ ＝ｒ・Ｆ_Ｏ ／（ｒ^２ ＋ａ^２ ）^１／２ （３７）
また、その式（３４）、（３６）、（３７）より、内側前輪の最大ヨーモーメントＭ_ｍａｘ は以下の式（３８）により求められる。
Ｍ_ｍａｘ ＝Ｌ_ｆ ・Ｆ_Ｏ ・（１＋ａ^２ ／ｒ^２ ）^１／２ （３８）
【００４４】
車両がアンダーステア状態にある時の旋回内側の後輪におけるヨーモーメントが最大となるときの内側後輪の制動力Ｆ_Ｘ は、旋回内側の前輪に関する上記式（３２）〜（３５）において、前輪‐車両重心間距離Ｌ_ｆ に代えて後輪‐車両重心間距離Ｌ_ｒ を用いる以外は同様にして式（３６）により求めればよい。また、トレッドｄ が前輪側と後輪側とで相違する場合は対応する値を用いればよい。
【００４５】
また、車両がオーバーステア状態にある時は、旋回外側車輪におけるヨーモーメントが最大となるときの旋回外側の前後車輪の制動力を、アンダーステア状態にある時と同様にして式（３６）により求めればよい。
【００４６】
その演算部Ｃ３においては、演算部Ｃ２において車両がアンダーステア状態であると判断されると、旋回内側の前輪と後輪とに上記演算した制動力Ｆ_Ｘ を作用させるのに必要な最大指示制動圧を演算し、また、車両がオーバーステア状態であると判断されると、旋回外側の前輪と後輪とに上記演算した制動力Ｆ_Ｘ を作用させるのに必要な最大指示制動圧を演算する。さらに、その最大指示制動圧に、上記式（３１）により演算された制動力制御ゲインＫ_Ｂ を乗じた指示制動圧ΔＰ１、ΔＰ２、ΔＰ３、ΔＰ４を演算する。各指示制動圧ΔＰ１、ΔＰ２、ΔＰ３、ΔＰ４は、制動圧センサ６１により検出されたホイルシリンダ圧Ｐ_ｆ１、Ｐ_ｆ２、Ｐ_ｒ１、Ｐ_ｒ２からの偏差として求められる。すなわち制御装置６０は、操舵方向と、制動力制御ゲインＫ_Ｂ と、各車輪４のホイルシリンダ圧と、各車輪４の車輪速との間の関係を予め定めて記憶し、その記憶した関係と、演算部Ｃ２における車両がアンダーステア状態かオーバーステア状態かの判断結果と、上記演算した制動力制御ゲインＫ_Ｂ と、トルクセンサ１２により検出した操作トルクＴ_ｈ の符号から判断した操舵方向と、制動圧センサ６１により検出したホイルシリンダ圧Ｐ_ｆ１、Ｐ_ｆ２、Ｐ_ｒ１、Ｐ_ｒ２と、車輪速センサ６２により検出した車輪速ω１、ω２、ω３、ω４とから、指示制動圧ΔＰ１、ΔＰ２、ΔＰ３、ΔＰ４を演算する。これにより、車両１００がアンダーステア状態である時は旋回内側における前後両方の車輪の制動力が増加し、車両１００がオーバーステア状態である時は旋回外側における前後両方の車輪の制動力が増加するように制動圧制御ユニットＢを制御する。その制動力制御ゲインＫ_Ｂ が最大値Ｋ_Ｂｍａｘである時には、コーナリングフォースおよび制動力によるヨーモーメント総和が最大とされる。
【００４７】
図７〜図９のフローチャートを参照して、制御装置２０、６０による上記姿勢制御装置の制御手順を説明する。
まず、各センサ１１〜１６、６１、６２による操作角δ_ｈ 、操作トルクＴ_ｈ 、舵角δ、車速Ｖ、前後方向加速度Ｇ_Ｘ 、横加速度Ｇ_Ｙ 、ヨーレートγ、ホイルシリンダ圧Ｐ_ｆ１、Ｐ_ｆ２、Ｐ_ｒ１、Ｐ_ｒ２、車輪速ω１、ω２、ω３、ω４の検出データが読み込まれる（ステップ１）。次に、検出した操作角δ_ｈ とゲインＫ１とから求められる目標操作トルクＴ_ｈ ^＊ から検出した操作トルクＴ_ｈ を差し引いた偏差が零になるように、伝達関数Ｇ１に基づき操作用アクチュエータＲの目標駆動電流ｉ_ｈ ^＊ が求められる（ステップ２）。その目標駆動電流ｉ_ｈ ^＊ が印加されることで操作用アクチュエータＲが制御される。次に、操作角δ_ｈ に応じた目標ヨーレートγ^＊ が伝達関数Ｇ２に基づき求められる（ステップ３）。次に、制動圧センサ６１により検出されるホイルシリンダ圧Ｐ_ｆ１、Ｐ_ｆ２、Ｐ_ｒ１、Ｐ_ｒ２に対応する各車輪制動力Ｆ_Ｘｆ１ 、Ｆ_Ｘｒ１ 、Ｆ_Ｘｆ２ 、Ｆ_Ｘｒ２ に応じた制動力差Ｂ_ｄ が、予め設定されて記憶された式（３）に基づき演算される（ステップ４）。次に、速度センサ１４により検出される車速Ｖ、舵角センサ１３により検出される舵角δ、横加速度センサ１５ｂにより検出される横加速度Ｇ_Ｙ 、ヨーレートセンサ１６により検出されるヨーレートγに応じて、式（５）〜（７）に基づき、車体横すべり角β、前輪横すべり角β_ｆ 、後輪横すべり角β_ｒ が演算され（ステップ５）、速度センサ１４により検出される車速Ｖ、前後方向加速度センサ１５ａにより検出される前後方向加速度Ｇ_Ｘ 、横加速度センサ１５ｂにより検出される横加速度Ｇ_Ｙ 、制動圧センサ６１により検出されるホイルシリンダ圧Ｐ_ｆ１、Ｐ_ｆ２、Ｐ_ｒ１、Ｐ_ｒ２に応じて、式（８）〜（２７）に基づき舵角設定値δ_ＦＦ ^＊ が演算される（ステップ６）。なお、その舵角設定値δ_ＦＦ ^＊ の演算において、非制動時の１車輪当たりの前輪コーナリングパワーＫ_ｆｏ、非制動時の１車輪当たりの後輪コーナリングパワーＫ_ｒｏ、静止荷重時の前輪ロック圧力Ｐ_ｆ 、静止荷重時の後輪ロック圧力Ｐ_ｒ は、予め定めて制御装置２０に記憶すればよい。次に、判定係数Ｊが式（２８）に基づき演算され（ステップ７）、その判定係数Ｊの絶対値が１を超えるか否か、すなわち舵角と制動力の協調制御が必要か否かが判断される（ステップ８）。判定係数Ｊの絶対値が１を超える場合、δ・（γ^＊ −γ）が正であり、且つ、δ・ｄβ／ｄｔが正であるか否かが判断される（ステップ９）。δ・（γ^＊ −γ）が正であり、且つ、δ・ｄβ／ｄｔが正である場合、車両１００はアンダーステア状態であると判断され、この場合、最大横力に対応するコーナリングフォースＦ_ｙ ′に至る時の前輪横すべり角β_ｆｍａｘが式（２９）に基づき演算される（ステップ１０）。次に、上記演算した前輪横すべり角β_ｆ の絶対値が横力最大時の前輪横すべり角β_ｆｍａｘ以上か否かが判断される（ステップ１１）。そのβ_ｆ の絶対値がβ_ｆｍａｘ以上である場合、前輪舵角制御ゲインＫ_ｄ は零に設定され、制動力制御ゲインＫ_Ｂ は最大値Ｋ_Ｂｍａｘに設定される（ステップ１２）。その前輪横すべり角β_ｆ の絶対値がβ_ｆｍａｘ未満である場合、前輪舵角制御ゲインＫ_ｄ が式（３０）に基づき演算され、制動力制御ゲインＫ_Ｂ が式（３１）に基づき演算される（ステップ１３）。ステップ８において判定係数Ｊの絶対値が１以下の場合、ステップ９において車両１００がアンダーステア状態であると判断されない場合、前輪舵角制御ゲインＫ_ｄ は最大値Ｋ_ｄｍａｘに設定され、制動力制御ゲインＫ_Ｂ は最大値Ｋ_Ｂｍａｘに設定される（ステップ１４）。次に、その演算した目標ヨーレートγ^＊ と検出ヨーレートγとの偏差（γ^＊ −γ）に対応する舵角修正値δ_ＦＢ ^＊ を伝達関数Ｇ３に基づき演算し（ステップ１５）、その舵角設定値δ_ＦＦ ^＊ と舵角修正値δ_ＦＢ ^＊ の和として目標舵角δ^＊ を演算する（ステップ１６）。その演算した目標舵角δ^＊ と舵角センサ１３により検出した舵角δとの偏差に対応する操舵用アクチュエータ２の目標駆動電流ｉ_ｍ ^＊ を伝達関数Ｇ４に基づき演算する（ステップ１７）。その目標駆動電流ｉ_ｍ ^＊ に応じて操舵用アクチュエータ２を駆動することで、舵角δが目標舵角δ^＊ に対応するように操舵用アクチュエータ２を制御する。これにより、演算した目標挙動指標値である目標ヨーレートγ^＊ に挙動指標値であるヨーレートが追従するように操舵用アクチュエータ２が制御される。次に、車両がアンダーステア状態かオーバーステア状態かが判断される（ステップ１８〜２０）。すなわち、δ・（γ^＊ −γ）が正であり、且つ、δ・ｄβ／ｄｔが正であればアンダーステア状態であると判断される。また、そのδ・（γ^＊ −γ）が負である場合、あるいは、そのδ・（γ^＊ −γ）が正であって、且つ、δ・ｄβ／ｄｔが負であればオーバーステア状態であると判断される。アンダーステア状態でもオーバーステア状態でもない場合はステップ２５に進む。車両がアンダーステア状態である場合は旋回内側の前後車輪の制動力を式（３６）により演算し（ステップ２１）、車両がオーバーステア状態である場合は旋回外側の前後車輪の制動力を式（３６）により演算する（ステップ２２）。なお、その制動力の演算において、非制動時コーナリングフォースＦ_Ｏ は、予め定めて制御装置２０に記憶すればよい。次に、その演算した制動力Ｆ_Ｘ を作用させるのに必要な最大指示制動圧を演算し（ステップ２３）、その最大指示制動圧に上記求められた制動力制御ゲインＫ_Ｂ を乗じた指示制動圧ΔＰ１、ΔＰ２、ΔＰ３、ΔＰ４を、制動圧センサ６１により検出されたホイルシリンダ圧Ｐ_ｆ１、Ｐ_ｆ２、Ｐ_ｒ１、Ｐ_ｒ２と車輪速センサ６２により検出した車輪速ω１、ω２、ω３、ω４とに応じて演算する（ステップ２４）。その演算された指示制動圧ΔＰ１、ΔＰ２、ΔＰ３、ΔＰ４に応じて制動圧制御ユニットＢが制動力を変化させることで各車輪４の制動力が制御される。これにより、車両がアンダーステア状態である時は、旋回内側における前後両方の車輪の制動力が増加することで、旋回内側車輪の制動力を旋回外側車輪の制動力よりも大きくし、旋回内側への車両ヨーモーメントが発生するように旋回内側車輪の制動力が制御される。また、車両がオーバーステア状態である時は、旋回外側における前後両方の車輪の制動力が増加することで、旋回外側車輪の制動力を旋回内側車輪の制動力よりも大きくし、旋回外側への車両ヨーモーメントが発生するように旋回外側車輪の制動力が制御される。次に、制御を終了するか否かを判断し（ステップ２５）、終了しない場合はステップ１に戻る。その終了判断は、例えば車両の始動用キースイッチがオンか否かにより判断できる。
【００４８】
上記構成によれば、アンダーステア状態の車両において旋回内側の後輪だけでなく前輪にも制動力を作用させることで、旋回内側への車両ヨーモーメントを発生させることができ、また、オーバーステア状態の車両における旋回外側の前輪だけでなく後輪にも制動力を作用させることで、旋回外側への車両ヨーモーメントを発生させることができる。これにより、従来よりも車両挙動を安定化させるヨーモーメントを増大させることができる。
【００４９】
また、ステアリングホイール１による操作量に応じた車両の目標ヨーレートγ^＊ と求めたヨーレートγとの偏差を低減するように操舵用アクチュエータ２を制御する場合に、その操舵用アクチュエータ２の動きによる舵角変化によりアンダーステア状態やオーバーステア状態になるのを、制動力の作用により防止できる。すなわち、舵角と制動力の統合制御により車両挙動を安定化させることができる。
【００５０】
その求めたヨーレートγが目標ヨーレートγ^＊ に至っていない場合、車体横すべり角βがヨーレートγを目標ヨーレートγ^＊ に近接させるように変化しているか、目標ヨーレートγ^＊ から離すように変化しているかを判断している。そして、オーバーステア状態において、カウンタ操舵を行うことにより求めたヨーレートγがステアリングホイール１の操作量に対応する目標ヨーレートγ^＊ に至っていない状態になった場合、そのヨーレートγを目標ヨーレートγ^＊ から離すように車体横すべり角βは変化するので、この場合はオーバーステア状態であると判断できる。これにより、オーバーステア状態を解消するカウンタ操舵を行った場合に、制動力もオーバーステア状態を解消するように作用させることできる。よって、舵角制御と制動力制御とが干渉するのを防止し、車両挙動を安定化できる。
【００５１】
また、アンダーステア状態において前輪横すべり角β_ｆ の絶対値が横力最大時の前輪横すべり角β_ｆｍａｘ以上である時は、旋回内側への車両ヨーモーメントを最大にする制動力が旋回内側車輪に作用し、且つ、目標ヨーレートγ^＊ へのヨーレートγの追従のための操舵用アクチュエータ２の制御量が最小とされる。また、アンダーステア状態において前輪横すべり角β_ｆ の絶対値が横力最大時の前輪横すべり角β_ｆｍａｘ未満である時は、その求めた前輪横すべり角β_ｆ の絶対値が減少する程に制動力の制御量が減少され、目標ヨーレートγ^＊ へのヨーレートγの追従のための操舵用アクチュエータ２の制御量が増大される。この舵角と制動力の協調制御により、アンダーステア状態において、舵角が過度に増大するのを防止でき、且つ、内側車輪に作用させる制動力が過大になるのを防止でき、車両挙動を安定化させるヨーモーメントが減少するのを防止できる。また、複雑な制御を要することなく、車両挙動が不安定になって横すべり角が大きくなる程に、車両挙動を安定化させる制動力を大きくすることができる。この舵角と制動力の協調制御は、判定係数Ｊの絶対値が１を超える場合のみなされるので、目標ヨーレートγ^＊ へのヨーレートγの追従のために舵角や制動力が必要以上に変動することはなく、操舵フィーリングの低下を防止できる。さらに、アンダーステア状態において舵角が過大になるのを防止することで、タイヤの横すべり角とコーナリングフォースとが比例する線形領域を維持でき、車両挙動が不安定になるのを確実に防止できる。
【００５２】
そして、ステアリングホイール１の操作角δｈに応じた目標ヨーレートγ^＊ と左右車輪の制動力差Ｂ_ｄ とに対応する舵角設定値δ_ＦＦ ^＊ と、その目標ヨーレートγ^＊ と求めたヨーレートγとの偏差に対応する舵角修正値δ_ＦＢ ^＊ との和である目標舵角δ^＊ に対応するように、操舵用アクチュエータ２を制御する場合、その舵角設定値δ_ＦＦ ^＊ は目標舵角δ^＊ におけるフィードフォワード項、その舵角修正値δ_ＦＢ ^＊ はフィードバック項に対応することから、フィードフォワード制御とフィードバック制御とが行われる。すなわち、その舵角設定値δ_ＦＦ ^＊ は、ステアリングホイール１の操作角δｈだけでなく左右車輪の制動力差Ｂ_ｄ に応じて定められることから、制動力の制御により車両挙動を安定化させる場合に、その制動力差Ｂ_ｄ に応じて舵角をフィードフォワード制御できる。よって、制動力の制御に起因するヨーレートγに応じて舵角をフィードバック制御するのに比べて、制御の応答性を向上して車両挙動を安定化することができる。
【００５３】
本発明は上記実施形態に限定されない。例えば、ステアリングホイールを車輪に機械的に連結した車両にも本発明は適用できる。また、操作部材の操作量としてトルクセンサにより検出される操作トルクを用いるようにしてもよい。
【００５４】
【発明の効果】
本発明によれば、アンダーステア状態やオーバーステア状態の車両において、制動力と舵角を互いに干渉することなく統合して制御し、さらに、アンダーステア状態において舵角や制動力が過大になるのを防止し、制御の応答性を向上し、車両挙動を安定化させることができる車両の姿勢制御装置を提供できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施形態の姿勢制御装置の構成説明図
【図２】本発明の実施形態の姿勢制御装置の制御ブロック図
【図３】定常円旋回状態の車両状態を示す図
【図４】（１）はオーバーステア状態の横すべりした車両を示す図、（２）はアンダーステア状態の横すべりした車両を示す図
【図５】本発明の実施形態の車体横すべり角と車体横すべり角速度との関係を示す図
【図６】本発明の実施形態の（１）は前輪横すべり角とコーナリングフォースとの関係を示す図、（２）は前輪舵角制御ゲインＫ_ｄ と前輪横すべり角β_ｆ の絶対値との関係を示す図、（３）は制動力制御ゲインＫ_Ｂ と前輪横すべり角β_ｆ の絶対値との関係を示す図
【図７】本発明の実施形態の姿勢制御装置の制御手順を示すフローチャート
【図８】本発明の実施形態の姿勢制御装置の制御手順を示すフローチャート
【図９】本発明の実施形態の姿勢制御装置の制御手順を示すフローチャート
【図１０】タイヤと接地面との間の摩擦に起因して作用する力を示す図
【符号の説明】
１ ステアリングホイール（操作部材）
２ 操舵用アクチュエータ
３ ステアリングギヤ
４ 車輪
１１ 角度センサ
１３ 舵角センサ
１４ 速度センサ
１５ａ 前後方向加速度センサ
１５ｂ 横加速度センサ
１６ ヨーレートセンサ
２０ ステアリング系制御装置
５４ ブレーキ装置
６０ 走行系制御装置
Ｂ 制動圧制御ユニット[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a vehicle attitude control device capable of stabilizing vehicle behavior.
[0002]
[Prior art]
When the vehicle is understeered or oversteered, the vehicle posture is controlled by controlling the braking force acting on the wheels. That is, in the understeered vehicle, the braking force of the turning inner wheel is made larger than the braking force of the turning outer wheel, and in the oversteered vehicle, the braking force of the turning outer wheel is made larger than the braking force of the turning inner wheel. Thus, the yaw moment that stabilizes the vehicle behavior is generated.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
However, by excessively increasing the rudder angle to eliminate the understeer state, it becomes impossible to maintain a linear region in which the side slip angle of the wheel is proportional to the cornering force, or when the braking force acting on the inner wheel becomes excessive, There is a problem that the yaw moment that stabilizes the vehicle behavior decreases.
[0004]
It is an object of the present invention to provide a vehicle attitude control device that can solve the above problems.
[0005]
[Means for Solving the Problems]
In the present invention, when the vehicle is understeered, the braking force of the turning inner wheel is made larger than the braking force of the turning outer wheel, and when the vehicle is oversteered, the braking force of the turning outer wheel is increased. The present invention is applied to a vehicle attitude control device capable of individually controlling the braking force of the left and right wheels so as to be larger than the braking force.
[0006]
The first feature of the present invention is that the operation member, the steering actuator driven in accordance with the operation of the operation member, and the movement of the wheel so that the rudder angle changes in accordance with the movement of the steering actuator. , Means for obtaining a behavior index value corresponding to a change in the behavior of the vehicle based on the change in the steering angle, means for obtaining an operation amount of the operation member, and a target behavior index value corresponding to the obtained operation amount Based on the stored relationship between the manipulated variable and the target behavior index value, means for controlling the steering actuator so that the behavior index value follows the calculated target behavior index value, and a wheel side slip If the vehicle is determined to be in an understeer condition, the braking force of the turning inner wheel that maximizes the vehicle yaw moment to the turning inner side is determined based on the stored arithmetic expression. And a means for determining whether or not the obtained wheel side slip angle is equal to or greater than a preset maximum value when the vehicle is determined to be in an understeer state. When this is the case, the braking force control is performed so that the obtained braking force acts, and the control amount of the steering actuator for following the behavior index value to the target behavior index value is minimized, When it is less than the set maximum value, the control amount of the braking force is reduced as the obtained wheel side slip angle becomes smaller, and the steering for following the behavior index value to the target behavior index value is performed. The control amount of the actuator is increased.
Thus, when the steering actuator is controlled so as to reduce the deviation between the target behavior index value of the vehicle corresponding to the operation amount of the operation member and the detected behavior index value, the steering angle change due to the movement of the steering actuator Therefore, the understeer state or the oversteer state can be prevented by the action of the braking force. That is, the vehicle behavior can be stabilized by integrated control of the steering angle and the braking force.
In addition, when the wheel side slip angle is greater than or equal to the set maximum value in the understeer state, the braking force that maximizes the vehicle yaw moment toward the inside of the turn acts on the inside wheel and turns to the target behavior index value. The control amount of the steering actuator for following the behavior index value is minimized. In addition, when the wheel slip angle is less than the maximum set value in the understeer state, the control amount of the braking force decreases as the wheel slip angle decreases, and the behavior index value follows the target behavior index value. Therefore, the control amount of the steering actuator is increased. As a result, the steering angle can be prevented from excessively increasing in the understeer state, the braking force applied to the turning inner wheel can be prevented from being excessive, and the yaw moment that stabilizes the vehicle behavior is reduced. Can be prevented. Further, the braking force that stabilizes the vehicle behavior can be increased as the vehicle behavior becomes unstable and the side slip angle increases without requiring complicated control.
[0007]
Means are provided for determining whether at least one of a value corresponding to the magnitude of the vehicle body side slip angle and a value corresponding to the magnitude of the change speed of the vehicle body side slip angle exceeds a preset positive value. If the value corresponding to the size of the side slip angle of the vehicle body and the value corresponding to the change speed of the side slip angle of the vehicle body are equal to or less than a preset positive value, the calculated value of the wheel side slip angle is obtained. Regardless, it is preferable that the control amount of the braking force and the control amount of the steering actuator for the wheel side slip angle are constant.
As a result, the steering angle and the braking force do not fluctuate more than necessary for the tracking of the behavior index value to the target behavior index value, so that a decrease in steering feeling can be prevented.
[0008]
The preset maximum value of the wheel side slip angle is preferably set to be equal to or less than the maximum value of the wheel side slip angle capable of maintaining a linear region in which the wheel side slip angle and the cornering force are proportional.
Accordingly, by preventing the steering angle from becoming excessive in the understeer state, a linear region in which the side slip angle of the wheel and the cornering force are proportional can be maintained, and the vehicle behavior can be reliably prevented from becoming unstable.
[0009]
The stored arithmetic expression is F_X  Is the braking force, W is the tire load of each wheel, μ is the coefficient of friction between the road surface and the tire of each wheel,
F_X  = A · μ · W / (r²  + A²  )^1/2
And F_O  Is the cornering force during non-braking, and r is r = F_O  / (Μ · W) is obtained from the relationship, and when calculating the braking force of the front wheels, L_f  Is the distance between the front wheel and the center of gravity of the vehicle, d is the front wheel tread, and a is d / 2 = a · L_f  When calculating the braking force of the rear wheel_r  Is the distance between the rear wheel and the center of gravity of the vehicle, d is the rear wheel tread, and a is d / 2 = a · L_r  It is preferable to be obtained from the relationship.
Thereby, an appropriate braking force that stabilizes the vehicle behavior can be applied.
[0010]
A means for obtaining the braking force of each wheel, a means for obtaining the braking force difference between the braking force of the turning inner wheel and the braking force of the turning outer wheel, and the steering angle corresponding to the obtained target behavior index value and the braking force difference Means for calculating a set value based on a stored relationship among the target behavior index value, the braking force difference and the steering angle set value, and corresponds to a deviation between the target behavior index value and the calculated behavior index value; Means for calculating the steering angle correction value based on the stored relationship between the deviation and the steering angle correction value, and the steering angle corresponding to the target steering angle that is the sum of the steering angle setting value and the steering angle correction value Preferably, the behavior index value follows the target behavior index value by controlling the steering actuator.
Accordingly, the steering angle setting value corresponding to the target behavior index value corresponding to the operation amount of the operating member and the braking force difference between the left and right wheels, and the rudder corresponding to the deviation between the target behavior index value and the calculated behavior index value. The steering actuator is controlled so as to correspond to the target rudder angle that is the sum of the angle correction value. Since the steering angle setting value corresponds to the feedforward term at the target steering angle, and the steering angle correction value corresponds to the feedback term, feedforward control and feedback control are performed. In other words, the rudder angle setting value is determined not only according to the operation amount of the operation member but also according to the braking force difference between the left and right wheels, so that when the vehicle behavior is stabilized by controlling the braking force, The steering angle can be feedforward controlled accordingly. Therefore, compared with the feedback control of the steering angle according to the behavior index value resulting from the control of the braking force, the control response can be improved and the vehicle behavior can be stabilized.
[0011]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
The vehicle attitude control device shown in FIG. 1 moves the steering actuator 2 driven in accordance with the rotation operation of the steering wheel (operation member) 1 without mechanically connecting the steering wheel 1 to the wheels 4. The steering gear 3 transmits the steering angle to the front left and right wheels 4 so as to change.
[0012]
The steering actuator 2 can be constituted by an electric motor such as a known brushless motor. The steering gear 3 has a motion conversion mechanism that converts the rotational motion of the output shaft of the steering actuator 2 into the linear motion of the steering rod 7. The movement of the steering rod 7 is transmitted to the wheel 4 through the tie rod 8 and the knuckle arm 9. The steering gear 3 may be a known one, and the configuration is not limited as long as the steering angle can be changed by the movement of the steering actuator 2. For example, a nut that is rotationally driven by the output shaft of the steering actuator 2, and the nut And a screw shaft that is integrated with the steering rod 7. In the state where the steering actuator 2 is not driven, the wheel alignment is set so that the wheel 4 can return to the straight steering position by the self-aligning torque.
[0013]
The steering wheel 1 is connected to a rotating shaft 10 that is rotatably supported by the vehicle body side. In order to apply an operation reaction force required to operate the steering wheel 1, an operation actuator R for applying torque to the rotary shaft 10 is provided. The operation actuator R can be configured by an electric motor such as a brushless motor having an output shaft integral with the rotary shaft 10, for example.
[0014]
An elastic member 30 is provided that provides elasticity in a direction to return the steering wheel 1 to the straight steering position. The elastic member 30 can be constituted by, for example, a spring that imparts elasticity to the rotary shaft 10. When the operating actuator R does not apply torque to the rotary shaft 10, the steering wheel 1 returns to the straight steering position by its elasticity.
[0015]
An angle sensor 11 that detects an operation angle corresponding to the rotation angle of the rotating shaft 10 is provided as an operation amount of the steering wheel 1. A torque sensor 12 for detecting the operation torque of the steering wheel 1 is provided. The steering direction can be determined from the sign of the torque detected by the torque sensor 12.
[0016]
As a steering angle of the vehicle, a steering angle sensor 13 for detecting an operation amount of the steering rod 7 is provided. The rudder angle sensor 13 can be constituted by a potentiometer.
[0017]
The angle sensor 11, torque sensor 12, and rudder angle sensor 13 are connected to a steering system control device 20 configured by a computer. The control device 20 includes a speed sensor 14 for detecting the vehicle speed, a longitudinal acceleration sensor 15a for detecting the longitudinal acceleration of the vehicle, a lateral acceleration sensor 15b for detecting the lateral acceleration of the vehicle, and a yaw rate sensor 16 for detecting the yaw rate of the vehicle. It is connected. The control device 20 controls the steering actuator 2 and the operation actuator R via the drive circuits 22 and 23. In the present embodiment, the yaw rate obtained by the yaw rate sensor 16 is set as a behavior index value corresponding to the behavior change of the vehicle based on the steering angle change.
[0018]
A hydraulic braking system for braking the front, rear, left and right wheels 4 of the vehicle is provided. The braking system causes the master cylinder 52 to generate a braking pressure for each wheel corresponding to the depression force of the brake pedal 51. The braking pressure is amplified by the braking pressure control unit B and distributed as a wheel cylinder pressure to the brake device 54 of each wheel 4 so that each brake device 54 applies a braking force to each wheel 4. The braking pressure control unit B is connected to a traveling system control device 60 configured by a computer. The traveling system control device 60 includes a steering system control device 20, a braking pressure sensor 61 that individually detects the wheel cylinder pressure of each wheel 4, and a wheel speed sensor 62 that individually detects the rotational speed of each wheel 4. Is connected. The traveling system control device 60 amplifies the braking pressure in accordance with the rotation speed of each wheel 4 detected by the wheel speed sensor 62 and the wheel cylinder pressure corresponding to the braking force feedback value detected by the braking pressure sensor 61. And the braking pressure control unit B is controlled so that it can be distributed. Thereby, it is possible to individually control the braking forces of the front, rear, left and right wheels 4. The braking pressure control unit B can generate the braking pressure corresponding to the signal from the traveling system control device 60 with the built-in pump even when the brake pedal 51 is not operated.
[0019]
FIG. 2 is a control block diagram of the attitude control device. The symbols in the following description are as follows.
m: vehicle mass
h_g  : Vehicle center of gravity height
W: Tire load on each wheel
μ: Coefficient of friction between road surface and tire
L: Wheel base
L_f  : Distance between front wheel and vehicle center of gravity
L_r  : Distance between rear wheel and vehicle center of gravity
d: Tread
V: Vehicle speed
ω1, ω2, ω3, ω4: Wheel speed
G_X  : Longitudinal acceleration
G_Y  : Lateral acceleration
A ': Stability factor during braking
I_z  : Vehicle moment of inertia
T_h  : Operating torque
T_h  ^*  : Target operation torque
γ: Yaw rate
γ^*  : Target yaw rate
dγ / dt: yaw rate differential value
M: Yaw moment
M_max  : Maximum yaw moment
δ_h  : Operation angle
δ: Front wheel rudder angle
δ^*  : Target rudder angle
δ_FF ^*  : Rudder angle setting value
δ_FB ^*  : Rudder angle correction value
β: Body side slip angle
dβ / dt: Vehicle side slip angular velocity
β_f  : Front wheel side slip angle
β_fmax: Front wheel side slip angle at maximum lateral force
β_r  : Rear wheel side slip angle
β_rmax: Rear wheel side slip angle at maximum lateral force
F_y  : Cornering force
F_O  : Cornering force during non-braking
F_f1: Left front wheel cornering force
F_f2: Right front cornering force
F_r1: Left rear wheel cornering force
F_f2: Right rear wheel cornering force
K_fo: Front wheel cornering power per wheel when not braking
K_ro: Rear wheel cornering power per wheel during non-braking
K_f  : Total front cornering power during braking
K_r  : Total rear wheel cornering power during braking
K_f1: Left front wheel cornering power during braking
K_f2: Right front wheel cornering power during braking
K_r1: Left rear wheel cornering power during braking
K_r2: Right rear wheel cornering power during braking
F_X  :Braking force
B_d  : Braking force difference between left and right wheels
F_Xf1  : Left front wheel braking force
F_Xf2  : Right front wheel braking force
F_Xr1  : Left rear wheel braking force
F_Xr2  : Right rear wheel braking force
ΔP1, ΔP2, ΔP3, ΔP4: Instructed braking pressure
P_f  : Front wheel lock pressure at static load
P_r  : Rear wheel lock pressure under static load
P_f1: Left front wheel wheel cylinder pressure
P_f2: Right front wheel wheel cylinder pressure
P_r1: Left rear wheel wheel cylinder pressure
P_r2: Right wheel wheel cylinder pressure
K_B  : Braking force control gain
K_Bmax: Maximum braking force control gain
K_d  : Front wheel rudder angle control gain
K_dmax: Maximum front wheel rudder angle gain
i_m  ^*  : Target drive current of the steering actuator 2
i_h  ^*  : Target drive current of operation actuator R
[0020]
In FIG. 2, K1 is the operating angle δ_h  Target operating torque T_h  ^*  Gain, and T_h  ^*  = K1 · δ_h  And the operation angle δ detected by the angle sensor 11_h  And target operation torque T_h  ^*  Is calculated. That is, the control device 20 has the target operation torque T_h  ^*  And operating angle δ_h  A gain K1 representing a predetermined relationship between the operation angle δ and the detected operation angle δ is stored._h  Based on the target operating torque T_h  ^*  Is calculated. The K1 is set so that optimum control can be performed. The operating angle δ_h  Instead of operating torque T_h  Using the target operating torque T_h  ^*  And operating torque T_h  And the relationship between the torque and the operation torque T_h  And target operation torque T_h  ^*  May be calculated.
[0021]
G1 is the target operating torque T_h  ^*  And operating torque T_h  Target drive current i of the operating actuator R for deviation from_h  ^*  And the control device 20 determines and stores i in advance._h  ^*  = G1 ・ (T_h  ^*  -T_h  ) And the calculated target operation torque T_h  ^*  And the operation torque T detected by the torque sensor 12_h  To target drive current i_h  ^*  Is calculated. For example, when PI control is performed, the transfer function G1 is G1 = K2 [1 + 1 / (τa · s)] where the gain is K2, the Laplace operator is s, and the time constant is τa. The gain K2 and time constant τa are adjusted so that optimum control can be performed. That is, the control device 20 performs the target operation torque T_h  ^*  Operating torque T detected from_h  Minus target deviation and target drive current i_h  ^*  A transfer function G1 representing a predetermined relationship between and the target operation torque T calculated based on the relationship is stored._h  ^*  And the detected operation torque T_h  Target drive current i according to_h  ^*  Is calculated. The target drive current i_h  ^*  In response to this, the operating actuator R is driven.
[0022]
G2 is the operation angle δ of the steering wheel 1_h  Target yaw rate γ, which is the target behavior index value for^*  , And the control device 20 stores the stored γ^*  = G2 · δ_h  And the operation angle δ detected by the angle sensor 11._h  And target yaw rate γ^*  Is calculated. For example, when the first-order lag control is performed, the transfer function G2 is expressed by s as a Laplace operator and K3 as an operation angle δ._h  Target yaw rate γ^*  The steady-state gain, τb, and the operating angle δ_h  Target yaw rate γ^*  As a first-order lag time constant, G2 = K3 / (1 + τb · s). The gain K3 and time constant τb are adjusted so that optimum control can be performed. That is, the control device 20 detects the detected operation angle δ_h  And target yaw rate γ^*  A transfer function G2 representing a predetermined relationship between and an operation angle δ detected based on the relationship is stored._h  Target yaw rate γ according to^*  Ask for.
The gain K3 may be a function of the vehicle speed V, and the gain K3 may be decreased as the vehicle speed V increases in order to ensure stability at a high vehicle speed.
[0023]
C1 is a calculation unit in the control device 20, and the target yaw rate γ calculated according to the obtained operation amount of the steering wheel 1^*  And the braking force difference B between the braking force of the turning inner wheel and the braking force of the turning outer wheel_d  Rudder angle setting value δ corresponding to_FF ^*  Is calculated based on a predetermined and stored relationship among the target yaw rate, the braking force difference, and the steering angle setting value. The relationship stored in advance is obtained based on the equation of motion of the vehicle.
In this embodiment, the equation of motion represents the following equation (1) that approximately represents the motion of a vehicle having two degrees of freedom of lateral motion and yaw motion in a plane in order to achieve both speed and stability of control. (2).

B_d  Is the difference between the braking force of the left wheel and the braking force of the right wheel expressed by the following equation (3). Each wheel braking force F_Xf1  , F_Xr1  , F_Xf2  , F_Xr2  Is the wheel cylinder pressure P detected by the braking pressure sensor 61._f1, P_f2, P_r1, P_r2The correspondence relationship is determined in advance and stored in the control device, and the stored relationship and the detected wheel cylinder pressure P_f1, P_f2, P_r1, P_r2And obtained by the control device 20.
B_d  = F_Xf1  + F_Xr1  -F_Xf2  -F_Xr2                              (3)
[0024]
Further, the frictional force μ · W acting on the tire due to the friction with the ground contact surface in each wheel 4 is the braking force F acting on the tire._X  And the lateral force F, the force resulting from the friction between the tire and the contact surface does not become larger than μ · W which is the radius of the friction circle. That is, as shown in FIG. 10, when the friction coefficient between the tire 200 and the ground contact surface is μ and the vehicle weight acting on the tire 200 is W, the tire 200 is caused by the friction with the ground contact surface. Thus, a horizontal frictional force μ · W acts. A circle whose radius is the magnitude of the friction force μ · W is called a friction circle. The braking force F applied to the tire 200_X  Braking force F as a force caused by friction between the tire 200 and the ground contact surface._X  If only the lateral force F acts, the braking force F_X  The resultant force of the lateral force F is the frictional force μ · W. The force resulting from the friction between the tire 200 and the contact surface does not become larger than μ · W which is the radius of the friction circle. Therefore, braking force F_X  As the force increases, the lateral force F decreases. Therefore, the cornering force F, which is an orthogonal component of the lateral force F with respect to the tire traveling direction._y  Decreases.
Therefore, the friction force μ · W, the braking force F_X  , Cornering Force F_y  , And non-braking cornering force F_O  The following constraint equation (4) is obtained during
{F_X  / (Μ · W)}²  + (F_y  / F_O  )²  = 1 (4)
[0025]
The road surface friction coefficient μ is obtained, for example, by previously obtaining a relationship between the vehicle speed, the wheel speed, and the road surface friction coefficient, and storing the relationship in the control device 20, and the vehicle speed V and the wheel speed detected by the speed sensor 14. It calculates | requires from wheel speed (omega) 1-omega4 detected by the sensor 62. FIG.
[0026]
Further, in FIG. 3, a lateral acceleration G acting in the direction indicated by the arrow 41 on the vehicle 100 turning at the vehicle speed V in the direction indicated by the arrow 40._Y  And the yaw rate γ acting in the direction indicated by the arrow 42 is approximately γ = G when the vehicle 100 is considered to be in a steady turning state._Y  / V. Further, in a vehicle 100 that has slipped in an oversteered state as shown in (1) of FIG. 4 and a vehicle 100 that has slipped in an understeered state as shown in (2) of FIG. The vehicle body side slip angle β is an angle formed by the vehicle body centerline indicated by the chain line and the direction indicated by the broken line in which the vehicle 100 travels when there is no side slip. The change rate dβ / dt of the vehicle body side slip angle β is approximately (G_Y  / V−γ), the vehicle body side slip angle β is expressed as (G)_Y  / V-γ).
β = ∫ (dβ / dt) dt = ∫ (G_Y  / V-γ) dt (5)
That is, a value including the behavior index value yaw rate γ as a value correlated with the vehicle body side slip angle β, in this embodiment, the yaw rate γ, the lateral acceleration Gy, and the vehicle speed V are detected, and the value G correlated with the vehicle body side slip angle β._Y  , V, γ and vehicle side slip angle β are stored in the control device 20, and the control device 20 determines the vehicle side slip angle based on the relationship and the value correlated with the detected vehicle side slip angle β. Find β in time series.
[0027]
The side slip angle β of the vehicle body and the distance L between the front wheel and the center of gravity_f  , Rear wheel-center of gravity distance L_r  , Vehicle speed V, front wheel rudder angle δ, front wheel side slip angle β_f  And rear wheel side slip angle β_r  Is obtained by the following equations (6) and (7).
β_f  = Β + L_f  ・ Γ / V-δ (6)
β_r  = Β-L_r  ・ Γ / V (7)
That is, the wheel side slip angle β_f  , Β_r  The vehicle side slip angle β is obtained as a value that correlates with the vehicle side, and the value including the behavior index value yaw rate γ, in this embodiment, the yaw rate γ, the vehicle speed V, and the steering angle δ are detected, and the wheel side slip angle β_f  , Β_r  Values β, V, γ, δ and wheel side slip angle β_f  , Β_r  Are stored in the control device 20 in advance, and the relationship and the wheel side slip angle β_f  , Β_r  On the basis of the value correlated to the wheel side slip angle β_f  , Β_r  Ask for.
[0028]
Vehicle longitudinal acceleration G_X  And lateral acceleration G_Y  Is proportional to the center-of-gravity load movement amount, each tire load W and road surface friction coefficient μ is proportional to the cornering power, and the wheel cylinder pressure is proportional to the braking force. (11) is established.
F_f1= -K_f1・ (Β + L_f  ・ Γ / V−δ) (8)
F_f2= -K_f2・ (Β + L_f  ・ Γ / V−δ) (9)
F_r1= -K_r1・ (Β-L_r  ・ Γ / V) (10)
F_r2= -K_r2・ (Β-L_r  ・ Γ / V) (11)
Here, the cornering power K of each wheel during braking_f1, K_f2, K_r1, K_r2Is obtained by the following equations (12) to (14).
K_f1= Μ · K_fo・ [{1- (G_X  / 2L + G_Y  / 2d) · h_g  }²  -(P_f1/ Μ ・ P_f  )²  ]^1/2                                                (12)
K_f2= Μ · K_fo・ [{1- (G_X  / 2L-G_Y  / 2d) · h_g  }²  -(P_f2/ Μ ・ P_f  )²  ]^1/2                                                (13)
K_r1= Μ · K_ro・ [{1+ (G_X  / 2L-G_Y  / 2d) · h_g  }²  -(P_r1/ Μ ・ P_r  )²  ]^1/2                                                (14)
K_r2= Μ · K_ro[{1+ (G_X  / 2L + G_Y  / 2d) · h_g  }²  -(P_r2/ Μ ・ P_r  )²  ]^1/2                                                  (15)
[0029]
K_f1+ K_f2= K_f  , K_r1+ K_r2= K_r  Then, the following formulas (16) and (17) are established from the formulas (8) to (11).
F_f1+ F_f2=-(K_f1+ K_f2) ・ (Β + L_f  ・ Γ / V−δ) = − 2K_f  ・ (Β + L_f  ・ Γ / V−δ) (16)
F_r1+ F_r2=-(K_r1+ K_r2) ・ (Β-L_r  ・ Γ / V) =-2K_r  ・ (Β-L_r  ・ Γ / V) (17)
[0030]
From the equations (1), (2), (16), and (17), the yaw rate γ with respect to the front wheel steering angle δ during braking is given by the following equation (18).

P (s), G in the equation (18)_t  , T_t  , G_b  , T_b  Is as shown in the following formulas (19) to (23).
P (s) = 1 + 2ζ · s / ω + s²  / Ω²                            (19)
G_t  = V / {(1 + A '· V²  L) (20)
T_t  = M · L_f  ・ V / (2L ・ K_r  (21)
G_b  = D · (K_f  + K_r  ) / (4L ・ K_f  ・ K_r  (22)
T_b  = M · V / 2 (K_f  + K_r  (23)
Here, the stability factor A ′ during braking in the equation (20) is as shown in the following equation (24), and ω and ζ in the equation (19) are shown in the following equations (25) and (26). Street.

[0031]
Target yaw rate γ in which the yaw rate γ in the equation (18) is obtained based on the transfer function G2 = K3 / (1 + τb · s)^*  In the equation (18) at that time is the steering angle set value δ_FF ^*  Is equal to the operating angle δ_h  And braking force difference B_d  Target yaw rate γ according to^*  Steering angle setting value δ for realizing feedforward control_FF ^*  Is obtained by the following equation (27).
δ_FF ^*  = K3 · P (s) · δ_h  / {G_t  ・ (1 + τb ・ s) ・ (1 + T_t  ・ S)}-G_b  ・ B_d  ・ (1 + T_b  ・ S) / (1 + T_t  ・ S) (27)
[0032]
C2 is the target yaw rate γ^*  And the front wheel steering angle control gain K in the case of controlling the front wheel steering angle and the braking force in accordance with the deviation between the actual yaw rate γ of the vehicle 100 detected by the yaw rate sensor 16._d  And braking force control gain K_B  It is a calculating part in the control apparatus 20 which calculates. The calculation determines the sharing ratio between front wheel steering angle control and braking force control in the attitude control of a vehicle in an understeer state, and increases the front wheel steering angle control ratio in the linear region where the side slip angle of the tire is proportional to the cornering force. Also, cooperative control is performed to increase the braking force control ratio as the vehicle approaches a saturation region where the cornering force does not change even when the tire slip angle changes due to changes in driving conditions or road surface conditions.
[0033]
Therefore, in the calculation unit C2, first, the vehicle body side slip angle β and the front wheel side slip angle β are calculated by the above formulas (5) and (6)._f  And are calculated. The front wheel side slip angle β_f  Instead of the rear wheel side slip angle β_r  May be calculated. Next, in order to determine whether or not to perform the cooperative control, at least one of a value corresponding to the magnitude of the vehicle body side slip angle and a value corresponding to the magnitude of the change speed of the vehicle side slip angle is determined in advance. Judges whether the set positive value is exceeded. In the present embodiment, the absolute value of the vehicle side slip angle β is a preset integer value 1 / Ca or less as a value corresponding to the size of the vehicle side slip angle, and a value corresponding to the magnitude of the change rate of the vehicle side slip angle. When the absolute value of the vehicle body side slip angular velocity dβ / dt is equal to or less than a preset integer value 1 / Cb, the front wheel side slip angle β which is the calculated wheel side slip angle is_f  Or rear wheel side slip angle β_r  Regardless of the size of the wheel, the control amount of the braking force with respect to the wheel side slip angle and the control amount of the steering actuator 2 are fixed, and cooperative control is not performed.
[0034]
In the present embodiment, a determination coefficient J for determining whether or not to perform the cooperative control is calculated by the following equation (28), and it is determined whether or not the absolute value of the determination coefficient J exceeds 1.
J = Ca · β + Cb · dβ / dt (28)
Ca and Cb in the equation (28) are positive numbers, and are values set in advance according to the necessity of cooperative control of the steering angle and the braking force. When the absolute value of the determination coefficient J exceeds 1, the relationship between the vehicle body side slip angle β and the vehicle body side slip angular velocity dβ / dt is shown by regions I to VI in FIG. That is, in the regions I and II, the absolute value indicating the magnitude of the vehicle body side slip angle β is in an increasing state, and in the regions III and IV, the absolute value of the vehicle body side slip angle β is larger than the absolute value of 1 / Ca. In VI, since the absolute value representing the magnitude of the vehicle body slip angular velocity dβ / dt is larger than the absolute value of 1 / Cb, it is determined that cooperative control of the steering angle and the braking force is necessary. In this embodiment, the side slip angle is positive in the direction toward the inside of the turn and negative in the direction toward the outside of the turn. When the absolute value of the determination coefficient J is 1 or less, the absolute value of the vehicle body slip angle β is decreased in the regions VII and VIII, and the absolute value of the vehicle body slip angle β is 1 / Ca in the regions IX and X. Since the absolute value is equal to or less than the absolute value and the absolute value of the vehicle body side slip angular velocity dβ / dt is equal to or less than 1 / Cb, it is determined that the cooperative control of the steering angle and the braking force is unnecessary.
[0035]
When it is determined that the cooperative control of the steering angle and the braking force is necessary, the calculation unit C2 determines at least the yaw rate γ that is the detected behavior index value and the target yaw rate γ that is the calculated target behavior index value.^*  Based on the above, it is determined whether the vehicle is understeering or oversteering.
That is, in a state where the operation direction of the steering wheel 1 by the driver corresponds to the turning direction of the vehicle, the obtained yaw rate γ is the target yaw rate γ.^*  When it has not reached, it is understeered. The calculated yaw rate γ is the target yaw rate γ.^*  The yaw rate γ is not equal to the target yaw rate γ.^*  When the calculated vehicle body side slip angle β changes so as to be away from the vehicle, it is determined that the vehicle is in an understeer state.
The calculated yaw rate γ is the target yaw rate γ.^*  When the vehicle is over, it is determined that the vehicle is in an oversteer state.
For this judgment, first, δ · (γ^*  -Γ) and δ · dβ / dt are calculated, and δ · (γ^*  It is determined whether -γ) is positive and δ · dβ / dt is positive. Δ ・ (γ^*  -Γ) is positive and δ · dβ / dt is positive, the actual yaw rate γ acting on the vehicle 100 is the target yaw rate γ.^*  Since the absolute value of the vehicle body side slip angle β is increasing, it is determined that the vehicle 100 is in an understeer state. In addition, the δ · (γ^*  -Γ) is negative, or its δ · (γ^*  If -γ) is positive and δ · dβ / dt is negative, it is determined that vehicle 100 is in an oversteer state.
[0036]
When it is determined that the vehicle 100 is in the understeer state, the calculation unit C2 determines that the front wheel side slip angle β_f  It is determined whether or not the size of is greater than or equal to a preset maximum value. In the present embodiment, the predetermined maximum set value is the maximum value of the wheel side slip angle that can maintain a linear region in which the tire side slip angle and the cornering force are proportional, that is, the front wheel side slip angle β when the side force is maximum._fmaxIt is said that. Its front wheel side slip angle β_f  The sign of the sign changes depending on whether it is facing inward or outward, so the front wheel side slip angle β_f  The absolute value corresponding to the size of the front wheel side slip angle β when the lateral force is maximum_fmaxIt is determined whether or not this is the case. The predetermined set maximum value may be equal to or less than the maximum value of the wheel side slip angle that can maintain a linear region in which the side slip angle of the tire is proportional to the cornering force.
Front wheel side slip angle β_f  Is correlated with the coefficient of friction μ between the tire and the road surface, and as shown in FIG. 6 (1), the cornering force F corresponding to the maximum lateral force_y  Front wheel side slip angle β_fmaxDecreases as the friction coefficient μ increases. Based on this relationship β_fmaxFor example, it is approximately obtained by the following equation (29).
tan (β_fmax) = 3μ · W / K_f                                (29)
[0037]
The obtained front wheel side slip angle β_f  Is the absolute value of β_fmaxWhen it is above, the front wheel rudder angle control gain K_d  Is set to zero and the braking force control gain K_B  Is the maximum value K_BmaxSet to Its front wheel rudder angle control gain K_d  Is set to zero, the steering angle correction value δ described later_FB ^*  Is set to zero, so the target yaw rate γ^*  The control amount of the steering actuator 2 for following the yaw rate γ is minimized. The braking force control gain K_B  Is the maximum value K_BmaxIs set to the value F obtained by the equation (36) described later as the braking force._X  The braking force is controlled so that.
[0038]
Its front wheel side slip angle β_f  Is the absolute value of β_fmaxIf it is less than, the front wheel rudder angle control gain K_d  Braking force control gain K_B  Is the front wheel side slip angle β_f  It becomes smaller as becomes larger. In this embodiment, the front wheel steering angle control gain K_d  Is calculated by the following equation (30), and the braking force control gain K_B  Is calculated by the following equation (31).
K_d  = K_dmax. (1-β_f  ²  / Β_fmax  ²(30)
K_B  = K_Bmax・ Β_f  ²  / Β_fmax  ²                                (31)
Its front wheel rudder angle control gain K_d  Maximum value K_dmaxAnd braking force control gain K_B  Maximum value K_BmaxIs appropriately set according to the vehicle.
As a result, the front wheel side slip angle β_f  Is the absolute value of β_fmaxIf it is less than that, the obtained front wheel side slip angle β_f  The steering angle and the control amount of the braking force are controlled so as to change in accordance with the change of. That is, the obtained front wheel side slip angle β_f  The braking force F obtained by the equation (36) as the absolute value of_X  And the target yaw rate γ is reduced.^*  The amount of control of the steering actuator 2 for following the yaw rate γ is increased.
The expressions (30) and (31) are examples, and the front wheel steering angle control gain K_d  Braking force control gain K_B  Is the front wheel side slip angle β_f  For example, β in the equations (30) and (31)_f  ²  Instead of β_f  Using the absolute value of_fmax  ²Instead of β_fmaxIn this case, the front wheel steering angle control gain K may be used._d  And front wheel side slip angle β_f  6 is shown by (2) in FIG. 6, and the braking force control gain K_B  And front wheel side slip angle β_f  The relationship with the absolute value of is shown by (3) in FIG. Further, β in the expressions (30) and (31) and (2) and (3) in FIG._f  , Β_fmaxInstead of β_r  , Β_rmaxMay be used.
[0039]
G3 is the calculated target yaw rate γ^*  And the deviation of the yaw rate γ of the vehicle 100 (γ^*  Rudder angle correction value δ for -γ)_FB ^*  Is the transfer function. That is, the control device 20 stores the stored δ_FB ^*  = G3 ・ (γ^*  -Γ) and the calculated target yaw rate γ^*  And the steering angle correction value δ from the yaw rate γ detected by the yaw rate sensor 16._FB ^*  Is calculated. For example, when PI control is performed, the transfer function G3 is calculated by calculating the front wheel steering angle control gain K._d  , G3 = K where Laplace operator is s and time constant is τc_d  [1 + 1 / (τc · s)] The time constant τc is adjusted so that optimal control can be performed. That is, the control device 20 determines the deviation (γ^*  −γ) and rudder angle correction value δ_FB ^*  A transfer function G3 representing a predetermined relationship between the front wheel steering angle and the calculated front wheel steering angle control gain K based on the stored relationship._d  And deviation (γ^*  Rudder angle correction value δ according to -γ)_FB ^*  Is calculated.
[0040]
The control device 20 controls the rudder angle set value δ._FF ^*  And rudder angle correction value δ_FB ^*  The target rudder angle δ as the sum of^*  Is calculated. That is, the rudder angle set value δ_FF ^*  Is the target rudder angle δ^*  The feed-forward term at, and the steering angle correction value δ_FB ^*  Is the target rudder angle δ^*  Is the feedback term. In the control of vehicle behavior, the steering angle setting value δ_FF ^*  The feedforward control based on_FB ^*  The stability is satisfied by feedback control based on.
[0041]
The control device 20 calculates the calculated target steering angle δ.^*  And the steering angle δ (δ^*  Target driving current i of the steering actuator 2 corresponding to -δ)_m  ^*  Is the deviation (δ^*  −δ) and target drive current i_m  ^*  It calculates based on the transfer function G4 which is the relationship. That is, the control device 20 stores the i stored in advance._m  ^*  = G4 · (δ^*  -Δ) and the calculated target rudder angle δ^*  And the steering angle δ detected by the steering angle sensor 13, the target drive current i_m  ^*  Is calculated. The target drive current i_m  ^*  Accordingly, the steering actuator 2 is driven. Thereby, the rudder angle δ becomes the target rudder angle δ.^*  The control actuator 20 controls the steering actuator 2 so as to correspond to the above. The transfer function G4 is, for example, G4 = K4 [1 + 1 / (τd · s)] so that PI control is performed with K4 as a gain and τd as a time constant, and the gain K4 and the time constant τd are optimally controlled. It is adjusted so that it can do.
[0042]
C3 is a calculation unit in the traveling system control device 60 that calculates the command braking pressures ΔP1, ΔP2, ΔP3, and ΔP4 to the front, rear, left, and right wheels 4. In the calculation unit C3, the calculated target yaw rate γ^*  And the yaw rate γ of the vehicle 100 (γ^*  The command braking pressures ΔP1, ΔP2, ΔP3, ΔP4 of each wheel 4 are calculated so that a yaw moment that reduces, preferably cancels out, is generated by the braking force control of each wheel 4. Based on the command braking pressures ΔP1, ΔP2, ΔP3, and ΔP4, when the vehicle 100 is in an understeer state, the braking force of the wheels on the turning inner side is increased so that the vehicle yaw moment is generated on the inner side of the turning. When the vehicle 100 is in an oversteer state, control is performed so that the braking force of the turning outer wheel is increased so that the vehicle yaw moment is generated toward the turning outer side. Therefore, when it is determined that the vehicle 100 is in an understeer state, the braking forces of both the front and rear wheels on the inside of the turn that maximize the vehicle yaw moment on the inside of the turn are obtained based on a predetermined and stored arithmetic expression. Further, when it is determined that the vehicle 100 is in an oversteer state, the braking force of both the front and rear wheels on the outside of the turn that maximizes the vehicle yaw moment to the outside of the turn is obtained based on the stored arithmetic expression. The braking force F_X  Is expressed by the following equation (36), for example.
[0043]
That is, the yaw moment M at the front wheels on the inside of the turn when the vehicle is in the understeer state is approximately obtained by the following equation (32).
M = L_f  ・ F_y  + D / 2 ・ F_X                                      (32)
Also, tread d and front wheel-center of gravity distance L_f  Is approximately expressed by the following formula (33) where 0 <a <1.
d / 2 = a · L_f                                                                            (33)
By substituting the above equations (32) and (33) into the above equation (4), the following equation (34) is obtained.
M = L_f  ・ (F_y  + A ・ F_X  ) = L_f  ・ {(Μ²  ・ W²  -F_X  ²  )^1/2  ・ F_O  / (Μ · W) + a · F_X  } (34)
The yaw moment M of the above equation (34) is expressed as F_X  DM / dF differentiated by_X  By substituting 0 as 0, the following equation (35) is obtained.

From the above equation (35), the braking force F of the inner front wheel when the yaw moment M of the front wheel on the inner side of the turn is maximized._X  R = F_O  If it is / (μ · W), it is obtained by the following equation (36).
F_X  = A · μ · W / (r²  + A²  )^1/2                            (36)
From the formula (4), the cornering force F of the inner front wheel_y  Is obtained by the following equation (37).
F_y  = R · F_O  / (R²  + A²  )^1/2                              (37)
Further, from the equations (34), (36), (37), the maximum yaw moment M of the inner front wheel_max  Is obtained by the following equation (38).
M_max  = L_f  ・ F_O  ・ (1 + a²  / R²  )^1/2                      (38)
[0044]
Braking force F of the inner rear wheel when the yaw moment at the rear wheel inside the turn when the vehicle is understeering is maximized_X  Is the distance L between the front wheel and the vehicle center of gravity in the above formulas (32) to (35) regarding the front wheel on the inside of the turn._f  Instead of rear wheel-vehicle center of gravity distance L_r  It is sufficient to obtain the same expression (36) except that is used. If the tread d 1 is different between the front wheel side and the rear wheel side, a corresponding value may be used.
[0045]
Further, when the vehicle is in the oversteer state, the braking force of the front and rear wheels on the outer side when the yaw moment at the outer wheel on the turning becomes the maximum can be obtained by Expression (36) in the same manner as in the understeer state. Good.
[0046]
In the calculation unit C3, when the calculation unit C2 determines that the vehicle is in an understeer state, the calculated braking force F is applied to the front and rear wheels inside the turn._X  If the vehicle is determined to be in an oversteer state, the calculated braking force F calculated above is applied to the front and rear wheels outside the turn._X  The maximum command braking pressure required to act is calculated. Further, the braking force control gain K calculated by the above equation (31) is added to the maximum command braking pressure._B  The command braking pressures ΔP1, ΔP2, ΔP3, ΔP4 multiplied by are calculated. The command braking pressures ΔP 1, ΔP 2, ΔP 3, ΔP 4 are the wheel cylinder pressures P detected by the braking pressure sensor 61._f1, P_f2, P_r1, P_r2Calculated as the deviation from. That is, the control device 60 determines the steering direction and the braking force control gain K._B  And the relationship between the wheel cylinder pressure of each wheel 4 and the wheel speed of each wheel 4 is determined and stored in advance, and the stored relationship and determination of whether the vehicle is in an understeer state or an oversteer state in the calculation unit C2 Results and braking force control gain K calculated above_B  And the operation torque T detected by the torque sensor 12_h  And the wheel cylinder pressure P detected by the braking pressure sensor 61._f1, P_f2, P_r1, P_r2The command braking pressures ΔP1, ΔP2, ΔP3, ΔP4 are calculated from the wheel speeds ω1, ω2, ω3, ω4 detected by the wheel speed sensor 62. Accordingly, when the vehicle 100 is in an understeer state, the braking force of both front and rear wheels on the inside of the turn increases, and when the vehicle 100 is in an oversteer state, the braking force of both front and rear wheels on the outside of the turn is increased. The braking pressure control unit B is controlled. The braking force control gain K_B  Is the maximum value K_BmaxIn this case, the total yaw moment due to the cornering force and the braking force is maximized.
[0047]
A control procedure of the attitude control device by the control devices 20 and 60 will be described with reference to the flowcharts of FIGS.
First, the operation angle δ by each sensor 11-16, 61, 62_h  , Operating torque T_h  , Rudder angle δ, vehicle speed V, longitudinal acceleration G_X  , Lateral acceleration G_Y  , Yaw rate γ, wheel cylinder pressure P_f1, P_f2, P_r1, P_r2The detection data of the wheel speeds ω1, ω2, ω3, and ω4 are read (step 1). Next, the detected operating angle δ_h  And the target operating torque T obtained from the gain K1_h  ^*  Operating torque T detected from_h  The target drive current i of the operating actuator R is based on the transfer function G1 so that the deviation obtained by subtracting 0 becomes zero._h  ^*  Is determined (step 2). The target drive current i_h  ^*  Is applied to control the operating actuator R. Next, the operating angle δ_h  Target yaw rate γ according to^*  Is determined based on the transfer function G2 (step 3). Next, the wheel cylinder pressure P detected by the braking pressure sensor 61_f1, P_f2, P_r1, P_r2Each wheel braking force F corresponding to_Xf1  , F_Xr1  , F_Xf2  , F_Xr2  Braking force difference B according to_d  Is calculated based on Equation (3) that is preset and stored (step 4). Next, the vehicle speed V detected by the speed sensor 14, the steering angle δ detected by the steering angle sensor 13, and the lateral acceleration G detected by the lateral acceleration sensor 15b._Y  In accordance with the yaw rate γ detected by the yaw rate sensor 16, the vehicle body side slip angle β and the front wheel side slip angle β are calculated based on the equations (5) to (7)._f  , Rear wheel side slip angle β_r  Is calculated (step 5), the vehicle speed V detected by the speed sensor 14, and the longitudinal acceleration G detected by the longitudinal acceleration sensor 15a._X  Lateral acceleration G detected by the lateral acceleration sensor 15b_Y  The wheel cylinder pressure P detected by the braking pressure sensor 61_f1, P_f2, P_r1, P_r2Depending on the steering angle set value δ based on the equations (8) to (27)._FF ^*  Is calculated (step 6). The rudder angle set value δ_FF ^*  In the calculation of the front wheel cornering power K per wheel during non-braking_fo, Rear wheel cornering power K per non-braking wheel_ro, Front wheel lock pressure P at static load_f  , Rear wheel lock pressure P at static load_r  May be determined in advance and stored in the control device 20. Next, the determination coefficient J is calculated based on the equation (28) (step 7), and whether or not the absolute value of the determination coefficient J exceeds 1, that is, whether or not the cooperative control of the steering angle and the braking force is necessary. Judgment is made (step 8). When the absolute value of the determination coefficient J exceeds 1, δ · (γ^*  It is determined whether -γ) is positive and δ · dβ / dt is positive (step 9). δ ・ (γ^*  -Γ) is positive and δ · dβ / dt is positive, it is determined that the vehicle 100 is in an understeer state. In this case, the cornering force F corresponding to the maximum lateral force is determined._y  Front wheel side slip angle β_fmaxIs calculated based on equation (29) (step 10). Next, the calculated front wheel side slip angle β_f  The front wheel side slip angle β when the absolute value of_fmaxIt is determined whether or not this is the case (step 11). Β_f  Is the absolute value of β_fmaxIf this is the case, the front wheel rudder angle control gain K_d  Is set to zero and the braking force control gain K_B  Is the maximum value K_Bmax(Step 12). Its front wheel side slip angle β_f  Is the absolute value of β_fmaxIf it is less than, the front wheel rudder angle control gain K_d  Is calculated based on the equation (30), and the braking force control gain K_B  Is calculated based on equation (31) (step 13). If the absolute value of the determination coefficient J is 1 or less in step 8, if it is not determined in step 9 that the vehicle 100 is understeered, the front wheel steering angle control gain K_d  Is the maximum value K_dmaxAnd the braking force control gain K is set to_B  Is the maximum value K_Bmax(Step 14). Next, the calculated target yaw rate γ^*  And the detected yaw rate γ (γ^*  Rudder angle correction value δ corresponding to -γ)_FB ^*  Is calculated based on the transfer function G3 (step 15), and the steering angle set value δ is calculated._FF ^*  And rudder angle correction value δ_FB ^*  The target rudder angle δ as the sum of^*  Is calculated (step 16). The calculated target rudder angle δ^*  And the target drive current i of the steering actuator 2 corresponding to the deviation between the steering angle δ detected by the steering angle sensor 13_m  ^*  Is calculated based on the transfer function G4 (step 17). The target drive current i_m  ^*  By driving the steering actuator 2 according to the steering angle δ, the steering angle δ becomes the target steering angle δ.^*  The steering actuator 2 is controlled so as to correspond to the above. Thus, the target yaw rate γ which is the calculated target behavior index value^*  The steering actuator 2 is controlled so that the yaw rate that is the behavior index value follows. Next, it is determined whether the vehicle is understeering or oversteering (steps 18 to 20). That is, δ · (γ^*  If -γ) is positive and δ · dβ / dt is positive, it is determined that the state is understeered. In addition, the δ · (γ^*  -Γ) is negative, or its δ · (γ^*  If -γ) is positive and δ · dβ / dt is negative, it is determined that the vehicle is in an oversteer state. If neither the understeer state nor the oversteer state is established, the process proceeds to step 25. When the vehicle is understeered, the braking force of the front and rear wheels inside the turn is calculated by equation (36) (step 21), and when the vehicle is oversteered, the braking force of the front and rear wheels outside the turn is calculated by equation (36). ) (Step 22). In the calculation of the braking force, the cornering force F during non-braking_O  May be determined in advance and stored in the control device 20. Next, the calculated braking force F_X  Is calculated (step 23), and the obtained braking force control gain K is calculated as the maximum indicated braking pressure._B  The indicated brake pressures ΔP1, ΔP2, ΔP3, ΔP4 multiplied by the wheel cylinder pressure P detected by the brake pressure sensor 61_f1, P_f2, P_r1, P_r2And the wheel speeds ω1, ω2, ω3, and ω4 detected by the wheel speed sensor 62 (step 24). The braking force of each wheel 4 is controlled by the braking pressure control unit B changing the braking force according to the calculated command braking pressures ΔP1, ΔP2, ΔP3, and ΔP4. As a result, when the vehicle is in an understeer state, the braking force of both the front and rear wheels on the inside of the turn increases, so that the braking force of the turning inside wheel becomes larger than the braking force of the turning outside wheel and The braking force of the turning inner wheel is controlled so that the vehicle yaw moment is generated. In addition, when the vehicle is in an oversteer state, the braking force of both the front and rear wheels on the outside of the turn increases, so that the braking force of the turning outside wheel becomes larger than the braking force of the turning inside wheel, The braking force of the turning outer wheel is controlled so that the vehicle yaw moment is generated. Next, it is determined whether or not to end the control (step 25). If not, the process returns to step 1. The end determination can be made based on, for example, whether or not the vehicle start key switch is on.
[0048]
According to the above configuration, in a vehicle in an understeer state, it is possible to generate a vehicle yaw moment to the inside of the turn by applying a braking force not only to the rear wheels inside the turn but also to the front wheels. By applying a braking force to the rear wheels as well as the front wheels outside the turn in the vehicle, a vehicle yaw moment to the outside of the turn can be generated. Thereby, it is possible to increase the yaw moment that stabilizes the vehicle behavior as compared with the conventional case.
[0049]
Further, the target yaw rate γ of the vehicle according to the operation amount by the steering wheel 1^*  When the steering actuator 2 is controlled so as to reduce the deviation from the calculated yaw rate γ, the change of the steering angle due to the movement of the steering actuator 2 causes the understeer state or the oversteer state to be affected. Can be prevented. That is, the vehicle behavior can be stabilized by integrated control of the steering angle and the braking force.
[0050]
The calculated yaw rate γ is the target yaw rate γ.^*  If the vehicle has not reached the vehicle side slip angle β, the yaw rate γ^*  Or the target yaw rate γ^*  It is judged whether it is changing so that it is away from. Then, in the oversteer state, the yaw rate γ obtained by performing counter steering corresponds to the target yaw rate γ corresponding to the operation amount of the steering wheel 1.^*  If the yaw rate γ is not reached, the target yaw rate γ^*  Since the vehicle body side slip angle β changes away from the vehicle, it can be determined that the vehicle is oversteered in this case. Thereby, when counter steering which cancels an oversteer state is performed, braking force can also be made to act so that an oversteer state may be canceled. Therefore, interference between the steering angle control and the braking force control can be prevented, and the vehicle behavior can be stabilized.
[0051]
In the understeer state, the front wheel side slip angle β_f  The front wheel side slip angle β when the absolute value of_fmaxWhen this is the case, the braking force that maximizes the vehicle yaw moment to the inside of the turn acts on the inside wheel of the turn, and the target yaw rate γ^*  The control amount of the steering actuator 2 for following the yaw rate γ is minimized. In the understeer state, the front wheel side slip angle β_f  The front wheel side slip angle β when the absolute value of_fmaxIf it is less than that, the obtained front wheel side slip angle β_f  The amount of braking force control decreases as the absolute value of^*  The amount of control of the steering actuator 2 for following the yaw rate γ is increased. This cooperative control of the steering angle and braking force can prevent the steering angle from excessively increasing in an understeer state, and can also prevent the braking force applied to the inner wheels from becoming excessive, thereby stabilizing the vehicle behavior. It is possible to prevent the yaw moment to be reduced from decreasing. Further, the braking force that stabilizes the vehicle behavior can be increased as the vehicle behavior becomes unstable and the side slip angle increases without requiring complicated control. Since the cooperative control of the steering angle and the braking force is performed only when the absolute value of the determination coefficient J exceeds 1, the target yaw rate γ^*  The steering angle and braking force do not fluctuate more than necessary to follow the yaw rate γ, and it is possible to prevent a decrease in steering feeling. Furthermore, by preventing the steering angle from becoming excessive in the understeer state, it is possible to maintain a linear region in which the tire slip angle and the cornering force are proportional, and to reliably prevent the vehicle behavior from becoming unstable.
[0052]
And the target yaw rate γ according to the operation angle δh of the steering wheel 1^*  And braking force difference B between left and right wheels_d  Rudder angle setting value δ corresponding to_FF ^*  And its target yaw rate γ^*  And the steering angle correction value δ corresponding to the deviation from the calculated yaw rate γ_FB ^*  Target rudder angle δ which is the sum of^*  When the steering actuator 2 is controlled so as to correspond to the steering angle setting value δ_FF ^*  Is the target rudder angle δ^*  Feedforward term and its steering angle correction value δ_FB ^*  Corresponds to a feedback term, so feedforward control and feedback control are performed. That is, the rudder angle set value δ_FF ^*  Is not only the operating angle δh of the steering wheel 1 but also the braking force difference B between the left and right wheels._d  Therefore, when the vehicle behavior is stabilized by controlling the braking force, the braking force difference B_d  The steering angle can be feedforward controlled according to Therefore, compared to the feedback control of the steering angle according to the yaw rate γ resulting from the control of the braking force, the control response can be improved and the vehicle behavior can be stabilized.
[0053]
The present invention is not limited to the above embodiment. For example, the present invention can be applied to a vehicle in which a steering wheel is mechanically connected to wheels. In addition, an operation torque detected by a torque sensor may be used as the operation amount of the operation member.
[0054]
【The invention's effect】
According to the present invention, in a vehicle in an understeer state or an oversteer state, the braking force and the steering angle are integrated and controlled without interfering with each other, and further, the steering angle and the braking force are prevented from being excessive in the understeer state. In addition, it is possible to provide a vehicle attitude control device capable of improving control responsiveness and stabilizing vehicle behavior.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a configuration explanatory diagram of an attitude control device according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a control block diagram of the attitude control device according to the embodiment of the present invention.
FIG. 3 is a diagram showing a vehicle state in a steady circle turning state.
4A is a diagram showing a vehicle that has slipped in an oversteer state, and FIG. 4B is a diagram that shows a vehicle that has slipped in an understeer state.
FIG. 5 is a diagram showing a relationship between a vehicle body side slip angle and a vehicle body side slip angular velocity according to the embodiment of the present invention;
6A is a diagram showing a relationship between a front wheel side slip angle and a cornering force, and FIG. 6B is a front wheel steering angle control gain K according to an embodiment of the present invention._d  And front wheel side slip angle β_f  The figure which shows the relationship with the absolute value of (3) is a braking force control gain K_B  And front wheel side slip angle β_f  Of relationship with absolute value of
FIG. 7 is a flowchart showing a control procedure of the attitude control device according to the embodiment of the present invention.
FIG. 8 is a flowchart showing a control procedure of the attitude control device according to the embodiment of the present invention.
FIG. 9 is a flowchart showing a control procedure of the attitude control device according to the embodiment of the present invention.
FIG. 10 is a diagram showing a force acting due to friction between a tire and a ground contact surface.
[Explanation of symbols]
1 Steering wheel (operation member)
2 Steering actuator
3 Steering gear
4 wheels
11 Angle sensor
13 Rudder angle sensor
14 Speed sensor
15a Longitudinal acceleration sensor
15b Lateral acceleration sensor
16 Yaw rate sensor
20 Steering system controller
54 Brake device
60 Traveling system control device
B Braking pressure control unit

Claims (5)

車両がアンダーステア状態である時は旋回内側車輪の制動力を旋回外側車輪の制動力よりも大きくし、車両がオーバーステア状態である時は旋回外側車輪の制動力を旋回内側車輪の制動力よりも大きくするように、左右の車輪の制動力を個別に制御可能な車両の姿勢制御装置において、
操作部材と、
その操作部材の操作に応じて駆動される操舵用アクチュエータと、
その操舵用アクチュエータの動きに応じて舵角が変化するように、その動きを車輪に伝達する手段と、
その舵角変化に基づく車両の挙動変化に対応する挙動指標値を求める手段と、
その操作部材の操作量を求める手段と、
その求めた操作量に応じた目標挙動指標値を、その操作量と目標挙動指標値との記憶した関係に基づき求める手段と、
その演算した目標挙動指標値に挙動指標値が追従するように、前記操舵用アクチュエータを制御する手段と、
車輪横すべり角を求める手段と、
車両がアンダーステア状態であると判断される場合、旋回内側への車両ヨーモーメントを最大にする旋回内側車輪の制動力を、記憶した演算式に基づき求める手段と、
車両がアンダーステア状態であると判断される場合、その求めた車輪横すべり角の大きさが予め定めた設定最大値以上であるか否かを判断する手段とが設けられ、
その設定最大値以上である時は、前記求めた制動力が作用するように制動力制御がなされ、且つ、前記目標挙動指標値への挙動指標値の追従のための操舵用アクチュエータの制御量が最小とされ、
その設定最大値未満である時は、その求めた車輪横すべり角が小さくなる程に、制動力の制御量が減少され、且つ、前記目標挙動指標値への挙動指標値の追従のための前記操舵用アクチュエータの制御量が増大される車両の姿勢制御装置。When the vehicle is understeered, the braking force of the turning inner wheel is made larger than the braking force of the turning outer wheel, and when the vehicle is oversteered, the braking force of the turning outer wheel is made larger than the braking force of the turning inner wheel. In the vehicle attitude control device capable of individually controlling the braking force of the left and right wheels so as to increase,
An operation member;
A steering actuator driven in accordance with the operation of the operation member;
Means for transmitting the movement to the wheels such that the rudder angle changes according to the movement of the steering actuator;
Means for obtaining a behavior index value corresponding to the behavior change of the vehicle based on the steering angle change;
Means for obtaining an operation amount of the operation member;
Means for determining a target behavior index value corresponding to the determined operation amount based on a stored relationship between the operation amount and the target behavior index value;
Means for controlling the steering actuator so that the behavior index value follows the calculated target behavior index value;
Means for determining the wheel slip angle;
If the vehicle is determined to be in an understeer state, means for determining the braking force of the turning inner wheel that maximizes the vehicle yaw moment to the turning inside based on the stored arithmetic expression;
When it is determined that the vehicle is in an understeer state, there is provided means for determining whether or not the obtained wheel side slip angle is greater than or equal to a preset maximum value,
When the set maximum value is exceeded, the braking force control is performed so that the obtained braking force acts, and the control amount of the steering actuator for following the behavior index value to the target behavior index value is The smallest,
When it is less than the set maximum value, the control amount of the braking force is reduced as the obtained wheel side slip angle becomes smaller, and the steering for following the behavior index value to the target behavior index value is performed. Vehicle attitude control device in which the control amount of the actuator is increased. 車体横すべり角の大きさに対応する値と、その車体横すべり角の変化速度の大きさに対応する値の中の少なくとも一方が、予め設定した正数値を超えるか否かを判断する手段が設けられ、
その車体横すべり角の大きさに対応する値と、その車体横すべり角の変化速度の大きさに対応する値とが、予め設定した正数値以下の場合、その求めた車輪横すべり角の大きさに関わらず、その車輪横すべり角に対する前記制動力の制御量と前記操舵用アクチュエータの制御量とは一定とされる請求項１に記載の車両の姿勢制御装置。Means are provided for determining whether at least one of a value corresponding to the magnitude of the vehicle body side slip angle and a value corresponding to the magnitude of the change speed of the vehicle body side slip angle exceeds a preset positive value. ,
If the value corresponding to the size of the side slip angle of the vehicle body and the value corresponding to the speed of change of the side slip angle of the vehicle body are equal to or less than a preset positive value, it depends on the size of the calculated wheel side slip angle. The vehicle attitude control device according to claim 1, wherein the control amount of the braking force and the control amount of the steering actuator with respect to the wheel side slip angle are constant. その車輪横すべり角の予め定めた設定最大値は、車輪の横すべり角とコーナリングフォースとが比例する線形領域を維持し得る車輪横すべり角の最大値以下とされる請求項１または２に記載の車両の姿勢制御装置。3. The vehicle according to claim 1, wherein the preset maximum value of the wheel side slip angle is equal to or less than the maximum value of the wheel side slip angle capable of maintaining a linear region in which the wheel side slip angle and the cornering force are proportional to each other. Attitude control device. その記憶される演算式は、Ｆ_Ｘ を制動力、Ｗを各車輪のタイヤ荷重、μを路面と各車輪のタイヤとの間の摩擦係数として、
Ｆ_Ｘ ＝ａ・μ・Ｗ／（ｒ^２ ＋ａ^２ ）^１／２
とされ、Ｆ_Ｏ を非制動時のコーナリングフォースとして、そのｒはｒ＝Ｆ_Ｏ ／（μ・Ｗ）の関係から求められ、
前輪の制動力を演算する場合はＬ_ｆ を前輪と車両重心間の距離、ｄを前輪トレッドとして、そのａはｄ／２ ＝ａ・Ｌ_ｆ の関係から求められ、後輪の制動力を演算する場合はＬ_ｒ を後輪と車両重心間の距離、ｄを後輪トレッドとして、そのａはｄ／２ ＝ａ・Ｌ_ｒ の関係から求められる請求項２または３に記載の車両の姿勢制御装置。Arithmetic expression that is the storage is a F _X braking force, tire load of each of the W wheels, as a friction coefficient between the tires of the road surface and the wheels of the mu,
F _X = a · μ · W / (r ² + a ² ) ^1/2
Is a, as a cornering force at the time of non-braking the _{F O,} the r is obtained from _{r = F O / (μ ·} W) of the relationship,
The distance between the front wheel and the vehicle center of gravity L _f is the case of calculating the braking force of the front wheel, a d as a front wheel tread, the a is determined from the relationship _{d / 2 = a · L f} , computes the braking force of the rear wheel the distance between the rear wheel and the vehicle center of gravity L _r is the case of, as a rear wheel tread d, the a posture control of the vehicle according to claim 2 or 3 is determined from the relationship d / 2 = a · L _r apparatus. 各車輪の制動力を求める手段と、
旋回内側車輪の制動力と旋回外側車輪の制動力との制動力差を求める手段と、
その求めた目標挙動指標値と制動力差とに対応する舵角設定値を、その目標挙動指標値と制動力差と舵角設定値との間の記憶した関係に基づき演算する手段と、その目標挙動指標値と前記求めた挙動指標値との偏差に対応する舵角修正値を、その偏差と舵角修正値との記憶した関係に基づき演算する手段と、
舵角が舵角設定値と舵角修正値との和である目標舵角に対応するように、前記操舵用アクチュエータを制御することで、その目標挙動指標値へ挙動指標値を追従させる請求項１〜４の中の何れかに記載の車両の姿勢制御装置。Means for determining the braking force of each wheel;
Means for determining a braking force difference between the braking force of the turning inner wheel and the braking force of the turning outer wheel;
Means for calculating a rudder angle setting value corresponding to the obtained target behavior index value and the braking force difference based on a stored relationship between the target behavior index value, the braking force difference and the rudder angle setting value; Means for calculating a steering angle correction value corresponding to the deviation between the target behavior index value and the calculated behavior index value based on the stored relationship between the deviation and the steering angle correction value;
The behavior index value is caused to follow the target behavior index value by controlling the steering actuator so that the steering angle corresponds to a target steering angle that is a sum of a steering angle setting value and a steering angle correction value. The vehicle attitude control device according to any one of 1 to 4.

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