JP4300923B2 - Vehicle steering control device - Google Patents

Vehicle steering control device Download PDF

Info

Publication number
JP4300923B2
JP4300923B2 JP2003278741A JP2003278741A JP4300923B2 JP 4300923 B2 JP4300923 B2 JP 4300923B2 JP 2003278741 A JP2003278741 A JP 2003278741A JP 2003278741 A JP2003278741 A JP 2003278741A JP 4300923 B2 JP4300923 B2 JP 4300923B2
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
vehicle
road surface
steering angle
surface friction
state
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Fee Related
Application number
JP2003278741A
Other languages
Japanese (ja)
Other versions
JP2005041385A (en
Inventor
時彦 秋田
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Aisin Corp
Original Assignee
Aisin Seiki Co Ltd
Aisin Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Aisin Seiki Co Ltd, Aisin Corp filed Critical Aisin Seiki Co Ltd
Priority to JP2003278741A priority Critical patent/JP4300923B2/en
Publication of JP2005041385A publication Critical patent/JP2005041385A/en
Application granted granted Critical
Publication of JP4300923B2 publication Critical patent/JP4300923B2/en
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Fee Related legal-status Critical Current

Links

Images

Landscapes

  • Steering-Linkage Mechanisms And Four-Wheel Steering (AREA)
  • Steering Control In Accordance With Driving Conditions (AREA)

Description

本発明は、車両の操舵制御装置に関し、特に、フィードバック制御によって前輪及び後輪の少なくとも一方の車輪の舵角を制御する操舵制御装置に係る。   The present invention relates to a vehicle steering control device, and more particularly to a steering control device that controls a steering angle of at least one of a front wheel and a rear wheel by feedback control.

近時、車両の実状態量が所定の目標状態量に追従するようにフィードバック制御を行う制御系によって、車両前方及び後方の少なくとも一方の車輪の舵角を制御する車両の操舵制御装置が注目されている。例えば後輪操舵制御装置として、下記の特許文献１に記載のように、前輪舵角に対する目標後輪舵角のゲインの設定工数を大幅に短縮可能な後輪操舵制御装置が提案されている。同特許文献１においては、前輪舵角に対する後輪舵角の伝達関数を設定するにあたり、車両の運動を表現する特定物理量に着目し、前輪舵角に対する特定物理量の理論伝達関数の所定の特性パラメータに可変定数入力手段により入力された各々の可変定数を乗算してなる伝達関数を目標伝達関数とし、前輪舵角に対する特定物理量の等価伝達関数を前輪舵角に対する後輪舵角の伝達関数と前輪舵角に対する特定物理量の理論伝達関数と後輪舵角に対する特定物理量の理論伝達関数とにより表現したときに、等価伝達関数が目標伝達関数と等価になるように、前輪舵角に対する後輪舵角の伝達関数を逆演算し、これにより設定された前輪舵角に対する後輪舵角の伝達関数に基づいて目標後輪舵角を演算することとしている。   Recently, a vehicle steering control device that controls the steering angle of at least one of the front and rear wheels of a vehicle by a control system that performs feedback control so that the actual state amount of the vehicle follows a predetermined target state amount has been attracting attention. ing. For example, as a rear wheel steering control device, a rear wheel steering control device has been proposed that can significantly reduce the man-hours for setting the gain of the target rear wheel steering angle with respect to the front wheel steering angle, as described in Patent Document 1 below. In the patent document 1, when setting the transfer function of the rear wheel steering angle with respect to the front wheel steering angle, attention is paid to a specific physical quantity expressing the motion of the vehicle, and predetermined characteristic parameters of the theoretical transfer function of the specific physical quantity with respect to the front wheel steering angle are set. The transfer function obtained by multiplying each variable constant input by the variable constant input means is the target transfer function, and the equivalent transfer function of the specific physical quantity with respect to the front wheel steering angle is the transfer function of the rear wheel steering angle with respect to the front wheel steering angle and the front wheel The rear wheel steering angle relative to the front wheel steering angle so that the equivalent transfer function is equivalent to the target transfer function when expressed by the theoretical transfer function of the specific physical amount relative to the steering angle and the theoretical transfer function of the specific physical amount relative to the rear wheel steering angle. And the target rear wheel steering angle is calculated based on the transfer function of the rear wheel steering angle with respect to the set front wheel steering angle.

一方、車両走行路面の路面摩擦を推定する手段として、下記の特許文献２には、車両挙動が限界に達する前に、車両走行路面の摩擦係数を良好な精度で容易に推定し得る路面摩擦係数推定装置が提案されている。この装置は、操舵角検出手段が検出した操舵角に対する操舵トルク検出手段が検出した操舵トルクの特性を演算し、その演算結果に基づき車輪が接地する路面の摩擦係数を推定するように構成されている。   On the other hand, as means for estimating the road surface friction of the vehicle traveling road surface, the following Patent Document 2 describes a road surface friction coefficient that can easily estimate the friction coefficient of the vehicle traveling road surface with good accuracy before the vehicle behavior reaches the limit. An estimation device has been proposed. This device is configured to calculate the characteristics of the steering torque detected by the steering torque detection means with respect to the steering angle detected by the steering angle detection means, and to estimate the friction coefficient of the road surface on which the wheel contacts the ground based on the calculation result. Yes.

更に、下記の特許文献３には車両のスリップ制御装置が提案され、「横加速度に基づく第１路面μと車体前後加速度に基づく第２路面μとの２種類の路面μを推定して、所定の選択条件にしたがって選択されたすなわちより正確に実際の路面μを反映する方の路面μにしたがってスリップ制御が行われる」旨記載されている。しかし、同特許文献３には、「車両のスピン時すなわち横すべりやドリフト走行しているようなとき、従動輪がロックしているようなとき、駆動輪のスリップが極めて大きいとき等の特定運転状態のときは、いずれにしても路面μの推定を正確に行なうことはむずかしくなるので、この特定運転状態とされる前の路面μすなわち前回選択された路面μを今回の路面μとして選択するのが好ましい」と記載されている。   Further, a slip control device for a vehicle is proposed in Patent Document 3 below, and “a first road surface μ based on lateral acceleration and a second road surface μ based on vehicle body longitudinal acceleration are estimated and predetermined. The slip control is performed according to the road surface μ that is selected according to the selection condition, that is, more accurately reflects the actual road surface μ. However, the patent document 3 states that “a specific driving state such as when the vehicle is spinning, that is, when the vehicle is sliding or drifting, when the driven wheel is locked, or when the slip of the driving wheel is extremely large. In this case, since it is difficult to accurately estimate the road surface μ in any case, it is necessary to select the road surface μ before the specific operation state, that is, the previously selected road surface μ as the current road surface μ. Is preferred. "

特開平２００１−３３４９４９号公報JP 2001-334949 A 特開平１１−２８７７４９号公報Japanese Patent Laid-Open No. 11-287749 特開平５−１７００８７号公報JP-A-5-170087

前掲の特許文献１は車両が所望の特性となるように目標状態を設定しその特性となるように後輪操舵制御を行うものであるが、所望の特性は通常路面（ドライアスファルト路等）における特性であり、圧雪路のように条件が変わると却って操作に悪影響を及ぼす場合がある。具体的には、上記所望の特性は通常路面でのステアリング特性を反映しておりヨーレイトゲインは高いが、摩擦の低い路面ではゲインが高いと、運転者によるステアリング操作との共振を惹起するおそれもある。従って、このような場合には別途対策を講ずる必要がある。   The above-mentioned Patent Document 1 sets a target state so that the vehicle has a desired characteristic and performs rear wheel steering control so as to achieve the desired characteristic. The desired characteristic is on a normal road surface (such as a dry asphalt road). This is a characteristic, and if the conditions change like a snowy road, the operation may be adversely affected. Specifically, the desired characteristic reflects the steering characteristic on the normal road surface, and the yaw rate gain is high. However, if the gain is high on the road surface with low friction, there is a possibility of causing resonance with the steering operation by the driver. is there. Therefore, it is necessary to take a separate measure in such a case.

これに対する対策としては、上記の後輪操舵制御における目標状態を路面摩擦（例えば路面摩擦係数μ）に応じて変更し、路面摩擦適応制御を行うことが考えられるが、路面摩擦を正確に推定することは容易ではない。例えば、前掲の特許文献２では、ステアリングホイールを切り増ししたときに、この回転角（ハンドル角）の変化量に対する操舵トルクの変化量を求め、この値から路面の摩擦係数を算出しているが、その前提として操舵トルクの計測が必要であり、新たに操舵トルクセンサを装着する場合にはかなりのコスト上昇となる。   As countermeasures against this, it is conceivable to perform the road surface friction adaptive control by changing the target state in the rear wheel steering control according to the road surface friction (for example, the road surface friction coefficient μ), but accurately estimate the road surface friction. It is not easy. For example, in Patent Document 2 described above, when the steering wheel is increased, the amount of change in the steering torque with respect to the amount of change in the rotation angle (steering wheel angle) is obtained, and the friction coefficient of the road surface is calculated from this value. As a premise, steering torque must be measured, and when a new steering torque sensor is attached, the cost increases considerably.

また、前掲の特許文献３では、車輪のスピン検出時には前回の路面摩擦係数を選択することとしているので、車輪がスピンしていない状態では路面摩擦係数が固定されることになる。特に、後輪操舵制御装置においては、このような状態にあるときにこそ、逐次、正確に路面摩擦状態を検出する必要が生ずる。従って、特許文献３に記載の路面摩擦係数推定手段を後輪操舵制御装置に利用することは妥当ではない。   Further, in Patent Document 3 described above, since the previous road surface friction coefficient is selected at the time of wheel spin detection, the road surface friction coefficient is fixed when the wheel is not spinning. Particularly in the rear wheel steering control device, it is necessary to detect the road surface friction state successively and accurately only in such a state. Therefore, it is not appropriate to use the road surface friction coefficient estimating means described in Patent Document 3 for the rear wheel steering control device.

そこで、本発明は、車両の前輪及び後輪の少なくとも一方の操舵制御に対し、新たに特別なセンサ等を設けることなく簡単な構成で、路面摩擦適応制御を行い得る操舵制御装置を提供することを課題とする。   Therefore, the present invention provides a steering control device capable of performing road surface friction adaptive control with a simple configuration without providing a new special sensor or the like for steering control of at least one of the front and rear wheels of a vehicle. Is an issue.

上記の課題を達成するため、本発明は、車両の実状態量が規範状態量に追従するようにフィードバック制御を行う制御系によって、前記車両前方及び後方の少なくとも一方の車輪の舵角を制御する車両の操舵制御装置において、請求項１に記載のように、前記車両の実状態量を検出する車両状態検出手段と、車両運動方程式に基づいて設定し路面摩擦係数の推定に供する計算モデルの出力値と前記車両状態検出手段が検出した実状態量との誤差成分を、前記実状態量の線形和の係数で表し、所定の高路面摩擦係数の路面における所定のコーナリングパワーを基準として、該所定のコーナリングパワーに対する推定時のコーナリングパワーの変動比を演算し、該コーナリングパワーの変動比を用いて路面摩擦に関連するパラメータを逆算する路面摩擦推定手段と、該路面摩擦推定手段が演算したパラメータに基づき、前記制御系に対する規範状態量及びフィードバックゲインの少なくとも一方を調整する調整手段とを備えることとしたものである。尚、上記の計算モデルとしては、例えば線形二輪車両モデルが用いられる。 To achieve the above object, the present invention, the actual state quantity of the vehicle by the control system performs feedback control so as to follow the reference state amount, and controls the steering angle of the vehicle front and rear of the at least one wheel In the vehicle steering control device, the vehicle state detection means for detecting the actual state quantity of the vehicle and the output of the calculation model set based on the vehicle equation of motion and used for estimating the road surface friction coefficient as described in claim 1 The error component between the value and the actual state quantity detected by the vehicle state detecting means is expressed by a coefficient of a linear sum of the actual state quantity, and the predetermined cornering power on the road surface having a predetermined high road surface friction coefficient is used as the reference. A road for calculating a cornering power fluctuation ratio at the time of estimation with respect to the cornering power of the vehicle, and using the fluctuation ratio of the cornering power to calculate back a parameter related to road friction Friction estimation means, based on the parameters road surface friction estimating means has calculating, in which it was decided and an adjusting means for adjusting at least one of the reference state amount and the feedback gain for the control system. For example, a linear two-wheel vehicle model is used as the calculation model.

前記車両状態検出手段は、請求項２に記載のように、前記車両の実状態量として、前記車両のヨーレイト、横加速度、前輪舵角及び後輪舵角を検出するように構成することができる。 The vehicle state detecting means, as claimed in claim 2, as an actual state quantity of the vehicle, yaw rate of the vehicle, lateral acceleration, can be configured to detect a front wheel steering angle and the rear wheel steering angle .

前記調整手段は、請求項３に記載のように、前記規範状態量として、前記車両に対する規範ヨーレイト及び規範横加速度の少なくとも一方を設定し、前記路面摩擦に関連するパラメータに基づいて調整するように構成するとよい。 Said adjustment means, as claimed in claim 3, wherein the reference state amount, and sets at least one of the reference yaw rate and norms lateral acceleration for the vehicle, so as to adjust based on parameters the associated road surface friction Configure.

本発明は上述のように構成されているので以下の効果を奏する。即ち、請求項１に記載の車両の操舵制御装置においては、車両運動方程式に基づいて設定し路面摩擦係数の推定に供する計算モデルの出力値と実状態量との誤差成分を実状態量の線形和の係数で表し、コーナリングパワーの変動比を用いて路面摩擦に関連するパラメータを逆算し、このパラメータに基づき、制御系に対する規範状態量及びフィードバックゲインの少なくとも一方を調整するように構成されているので、新たに特別なセンサ等を設けることなく既存のセンサのみによって、路面摩擦に応じた最適な制御、即ち路面摩擦適応制御を比較的少ない演算量で実現することができ、滑りやすい路面等における不具合を解消することができる。 Since this invention is comprised as mentioned above, there exist the following effects. That is, in the vehicle steering control apparatus according to claim 1, the error component between the output value of the calculation model set based on the vehicle motion equation and used for estimating the road surface friction coefficient and the actual state quantity is linearly represented by the actual state quantity. It is configured to calculate a parameter related to road surface friction by using a cornering power fluctuation ratio, and to adjust at least one of a reference state quantity and a feedback gain for the control system based on this parameter. Therefore, optimal control according to road surface friction, that is, road surface friction adaptive control can be realized with a relatively small amount of computation by using only existing sensors without newly providing special sensors. Trouble can be solved.

前記車両状態量検出手段は、請求項２に記載のように構成すれば、既存のセンサのみによって容易に車両の実状態量を検出することができる。そして、前記調整手段は、請求項３に記載のように、規範状態量として規範ヨーレイト及び規範横加速度の少なくとも一方を設定することとすれば、簡単な構成とすることができ、安価な装置を提供することができる。 Before Symbol vehicle state quantity detecting means may be configured as described in claim 2, it is possible to easily detect the actual state quantity of the vehicle only by existing sensors. Further, as described in claim 3 , the adjustment means can be configured simply by setting at least one of the standard yaw rate and the standard lateral acceleration as the standard state quantity, and an inexpensive device can be provided. Can be provided.

以下、本発明の望ましい実施形態を図面を参照して説明する。図１は本発明の一実施形態に係る車両の操舵制御装置の構成を示すもので、車両１において、ステアリングホイール２の操作に応じて前輪３，３が操舵されると共に、これに応じて後輪４，４の舵角がアクチェータ５によって制御され、四輪操舵制御システム（４ＷＳ）が構成されている。前輪３，３の操舵角であるステアリング角（ハンドル角）は前輪舵角センサ６によって検出され、その検出信号に基づき前輪舵角δｆが求められるように構成されている。一方、アクチュエータ５はコントローラ１０によって駆動制御され、アクチュエータ５に連結された後輪４，４が操舵されるように構成されており、その操舵角が後輪舵角センサ７によって検出され、その検出信号に基づき後輪舵角δｒが求められるように構成されている。   Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 shows a configuration of a vehicle steering control device according to an embodiment of the present invention. In the vehicle 1, front wheels 3 and 3 are steered in response to an operation of a steering wheel 2, and rear wheels are accordingly moved. The steering angles of the wheels 4 and 4 are controlled by the actuator 5 to constitute a four-wheel steering control system (4WS). A steering angle (steering wheel angle), which is the steering angle of the front wheels 3 and 3, is detected by the front wheel steering angle sensor 6, and the front wheel steering angle δf is obtained based on the detection signal. On the other hand, the actuator 5 is driven and controlled by the controller 10, and the rear wheels 4 and 4 connected to the actuator 5 are steered. The steering angle is detected by the rear wheel steering angle sensor 7, and the detection is performed. The rear wheel steering angle δr is obtained based on the signal.

尚、本実施形態においては、前輪舵角δｆがステアリング角（ハンドル角）と一対一で対応する構成であるが、前輪３，３をステアリングホイール２から機械的に分離し、独立して制御するように構成した場合（例えば、所謂ステアバイワイヤ）には、前輪舵角δｆとステアリング角（ハンドル角）が一対一で対応しなくなる。この場合には、これらの回転角がそれぞれ別々に検出され、前輪舵角が後輪舵角と同様、独立して制御されることになるが、この場合も本実施形態と同様に制御することができる。   In the present embodiment, the front wheel rudder angle δf has a one-to-one correspondence with the steering angle (handle angle), but the front wheels 3 and 3 are mechanically separated from the steering wheel 2 and controlled independently. When configured in this manner (for example, so-called steer-by-wire), the front wheel steering angle δf and the steering angle (steering wheel angle) do not correspond one to one. In this case, these rotation angles are detected separately, and the front wheel rudder angle is controlled independently in the same manner as the rear wheel rudder angle, but in this case as well, the same control as in this embodiment is performed. Can do.

更に、前輪３，３及び後輪４，４の各車輪には車輪速度センサ１１が配設され、これらがコントローラ１０に接続されており、各車輪の回転速度、即ち車輪速度に比例するパルス信号がコントローラ１０に入力されるように構成されている。また、車両のヨーレイトγを検出するヨーレイトセンサ１２、車両の横加速度ｇｙを検出する横加速度センサ１３等が搭載されており、夫々コントローラ１０に接続されている。而して、これらによって、車両１の実状態量としてヨーレイトγ及び横加速度ｇｙを検出する車両状態検出手段が構成されている。尚、本実施形態においては、モード切替スイッチ１４がコントローラ１０に接続されており、四輪操舵制御と通常の二輪（前輪）操舵制御とが切替可能とされている。   Further, a wheel speed sensor 11 is disposed on each of the front wheels 3 and 3 and the rear wheels 4 and 4, and these are connected to the controller 10, and a pulse signal proportional to the rotational speed of each wheel, that is, the wheel speed. Is input to the controller 10. A yaw rate sensor 12 for detecting the yaw rate γ of the vehicle, a lateral acceleration sensor 13 for detecting the lateral acceleration gy of the vehicle, and the like are mounted and connected to the controller 10. Thus, these constitute vehicle state detection means for detecting the yaw rate γ and the lateral acceleration gy as the actual state quantities of the vehicle 1. In the present embodiment, the mode changeover switch 14 is connected to the controller 10 so that four-wheel steering control and normal two-wheel (front wheel) steering control can be switched.

上記コントローラ１０内には操舵制御用のＣＰＵ、ＲＯＭ及びＲＡＭ（図示せず）が配設されており、これらによって、前輪舵角δｆ（ステアリング角）に基づきフィードフォワード制御で制御する項と、前輪舵角δｆに基づき、規範車両状態を表す規範状態量（規範ヨーレイト及び規範横加速度）を計算し、実車両状態を表す実状態量（ヨーレイトγ及び横加速度ｇｙ）との差をフィードバック制御する項とを加えたものを目標後輪舵角とし、後輪操舵用のアクチュエータ５をサーボ制御するという基本システムが構成されている。   In the controller 10, a CPU, ROM and RAM (not shown) for steering control are arranged. By these, a term controlled by feedforward control based on a front wheel steering angle δf (steering angle), and a front wheel A term for calculating a reference state quantity (reference yaw rate and reference lateral acceleration) representing the reference vehicle state based on the steering angle δf, and feedback-controlling a difference from the actual state quantity (yaw rate γ and lateral acceleration gy) showing the actual vehicle state. A basic system is configured in which the target rear wheel steering angle is set as the target and the rear wheel steering actuator 5 is servo-controlled.

本実施形態においては、コントローラ１０内に路面摩擦推定手段及び調整手段が構成されており、路面摩擦推定手段において、車両運動方程式に基づいて設定された計算モデル（後述の線形二輪車両モデル）の出力値と、上記のように検出された実状態量との誤差成分が、実状態量（ヨーレイト及び横加速度）の線形和の係数で表され、路面摩擦に関連するパラメータが逆算される。而して、このパラメータに基づき調整手段により規範状態量（規範ヨーレイト及び規範横加速度）及び／又はフィードバックゲインが調整される。   In the present embodiment, road friction estimation means and adjustment means are configured in the controller 10, and the road surface friction estimation means outputs an output of a calculation model (linear motorcycle model described later) set based on the vehicle equation of motion. An error component between the value and the actual state quantity detected as described above is expressed by a coefficient of a linear sum of the actual state quantities (yaw rate and lateral acceleration), and parameters related to road surface friction are calculated backward. Thus, the reference state quantity (reference yaw rate and reference lateral acceleration) and / or the feedback gain are adjusted by the adjusting means based on this parameter.

具体的には、図２の制御ブロック図に示すように構成されており、フィードフォワード制御部ＦＦにて、前輪舵角センサ６によって検出された前輪舵角δｆ（ステアリング角）に基づき、且つこれに基づいて演算部ＲＹ及びＲＧで演算される規範ヨーレイトγｒ及び規範横加速度ｇｙｒに応じて、第１の目標値が演算される。このフィードフォワード制御部ＦＦの処理と並行して、フィードバック制御部ＦＢにおいて、フィードバック制御が実行される。即ち、ヨーレイトセンサ１２及び横加速度センサ１３で検出された（実）ヨーレイトγ及び横加速度ｇｙが、夫々規範ヨーレイトγｒ及び規範横加速度ｇｙｒと比較され、比較結果のヨーレイト偏差及び横加速度偏差に基づき、フィードバック制御部ＦＢにおいて第２の目標値が演算される。   Specifically, it is configured as shown in the control block diagram of FIG. 2, and based on the front wheel steering angle δf (steering angle) detected by the front wheel steering angle sensor 6 in the feedforward control unit FF, The first target value is calculated according to the standard yaw rate γr and the standard lateral acceleration gyr calculated by the calculation units RY and RG based on the above. In parallel with the processing of the feedforward control unit FF, feedback control is executed in the feedback control unit FB. That is, the (actual) yaw rate γ and the lateral acceleration gy detected by the yaw rate sensor 12 and the lateral acceleration sensor 13 are compared with the standard yaw rate γr and the standard lateral acceleration gyr, respectively, and based on the yaw rate deviation and lateral acceleration deviation of the comparison result, The second target value is calculated in the feedback control unit FB.

そして、フィードフォワード制御部ＦＦで演算された第１の目標値に、フィードバック制御部ＦＢで演算された第２の目標値が加算されて、最終的な目標後輪舵角が求められ、この目標後輪舵角に基づき後輪舵角サーボ制御部ＳＣによりアクチュエータ５がサーボ制御される。尚、本実施形態においては、実状態量としてヨーレイトγ及び横加速度ｇｙの両者を用いることとしているが、何れか一方のみとしてもよい。   Then, the final target rear wheel steering angle is obtained by adding the second target value calculated by the feedback control unit FB to the first target value calculated by the feedforward control unit FF. The actuator 5 is servo-controlled by the rear wheel steering angle servo controller SC based on the rear wheel steering angle. In the present embodiment, both the yaw rate γ and the lateral acceleration gy are used as actual state quantities, but only one of them may be used.

更に、本実施形態においては、上記のフィードフォワード制御部ＦＦ、フィードバック制御部ＦＢ、並びに演算部ＲＹ及びＲＧが、路面摩擦推定部ＥＳによって調整されるように構成されている。即ち、各制御部においては以下に示す［数１］乃至［数４］の制御式で伝達関数が計算され、その中の各係数及び定数が路面摩擦推定結果、即ち路面摩擦に関連するパラメータとして演算されるコーナリングパワー変動比に応じて調整され、路面摩擦適応制御が行われる。   Further, in the present embodiment, the feedforward control unit FF, the feedback control unit FB, and the calculation units RY and RG are configured to be adjusted by the road surface friction estimation unit ES. That is, in each control unit, the transfer function is calculated by the following control equations [Equation 1] to [Equation 4], and the coefficients and constants therein are used as road surface friction estimation results, that is, parameters relating to road surface friction. It is adjusted according to the calculated cornering power fluctuation ratio, and road surface friction adaptive control is performed.

先ず、フィードフォワード制御部ＦＦにおいては、下記［数１］式の制御伝達関数が設定されている。

Figure 0004300923
ここで、Ｇbdf(0)及びＧbdr(0)はゲイン定数で、ｎ０乃至ｎ２及びｄ１乃至ｄ３は車速依存係数である。尚、ｓはラプラス演算子を示す。 First, in the feedforward control unit FF, a control transfer function of the following [Equation 1] is set.
Figure 0004300923
 Here, Gbdf (0) and Gbdr (0) are gain constants, and n0 to n2 and d1 to d3 are vehicle speed dependent coefficients. Here, s represents a Laplace operator.

次に、フィードバック制御部ＦＢにおいては、下記［数２］式の制御伝達関数が設定されている。

Figure 0004300923
ここで、ｎｒ０乃至ｎｒ４、ｎｇ０乃至ｎｇ４、及びｄｇ０乃至ｄｇ４は車速依存係数、γｒは規範ヨーレイト、γは（実）ヨーレイト、ｇｙｒは規範横加速度、ｇｙは（実）横加速度である。 Next, in the feedback control unit FB, a control transfer function of the following [Equation 2] is set.
Figure 0004300923
 Here, nr0 to nr4, ng0 to ng4, and dg0 to dg4 are vehicle speed dependence coefficients, γr is a reference yaw rate, γ is a (real) yaw rate, gyr is a reference lateral acceleration, and gy is a (real) lateral acceleration.

一方、規範ヨーレイト伝達関数は下記［数３］式のように設定されている。

Figure 0004300923
ここで、Ｇrdf(0)及びＧrdr(0)はゲイン定数、Ｔｒ及びＴｒ'は車速依存係数、ζは減衰係数、ωｎは固有周波数である。 On the other hand, the reference yaw rate transfer function is set as in the following [Equation 3].
Figure 0004300923
 Here, Grdf (0) and Grdr (0) are gain constants, Tr and Tr ′ are vehicle speed dependent coefficients, ζ is an attenuation coefficient, and ωn is a natural frequency.

また、規範横加速度伝達関数は下記［数４］式のように設定されている。

Figure 0004300923
ここで、Ｇrdfgy(0)及びＧrdrgy(0)はゲイン定数、Ｔ１，Ｔ２，Ｔ１',Ｔ２'は車速依存係数、ζは減衰係数、ωｎは固有周波数である。 The reference lateral acceleration transfer function is set as shown in the following [Equation 4].
Figure 0004300923
 Here, Grdfgy (0) and Grdrgy (0) are gain constants, T1, T2, T1 ′ and T2 ′ are vehicle speed dependent coefficients, ζ is an attenuation coefficient, and ωn is a natural frequency.

そして、上記［数１］乃至［数４］式における各係数及び定数は、以下のように路面摩擦推定部ＥＳにて演算されるコーナリングパワー変動比によって可変とされている。この路面摩擦推定部ＥＳにおいては、線形二輪車両モデルを用いて外乱を推定し、即ち以下のように外乱オブザーバにより求めた推定外乱を使い、路面摩擦変動パラメータを逐次最小二乗法により抽出することによって、路面摩擦状態（路面摩擦係数μ）を推定することとしている。   The coefficients and constants in the above equations [Expression 1] to [Expression 4] are variable depending on the cornering power fluctuation ratio calculated by the road surface friction estimation unit ES as follows. In this road surface friction estimation unit ES, the disturbance is estimated using a linear two-wheel vehicle model, that is, by using the estimated disturbance obtained by the disturbance observer as follows, the road surface friction fluctuation parameter is extracted sequentially by the least square method. The road surface friction state (road surface friction coefficient μ) is estimated.

而して、路面摩擦推定部ＥＳによる路面摩擦係数推定アルゴリズムにおいては、先ず、線形二輪車両モデルから状態方程式表現（省略）を得て、下記［数５］式の外乱オブザーバを得る。

Figure 0004300923
ここで、aa1等は状態方程式の係数であり、一般的であるので説明は省略する。 Thus, in the road surface friction coefficient estimation algorithm by the road surface friction estimation unit ES, first, a state equation expression (omitted) is obtained from the linear two-wheel vehicle model, and a disturbance observer of the following [Equation 5] is obtained.
Figure 0004300923
 Here, aa1 and the like are coefficients of the state equation and are general and will not be described.

上記［数５］式において、前輪のコーナリングパワーＣｆ及び後輪のコーナリングパワーＣｒに関するパラメータ（全パラメータ）が変動すると［数６］式に示すようになる。即ち、線形二輪車両モデルの出力値と実状態量との誤差成分を、実状態量（ヨーレイト等）の線形和の係数で表すことができる。

Figure 0004300923
この場合において、ｄは変数独立の外乱ノイズであり、これは白色ノイズとして無視する。 In the above [Equation 5], when parameters (all parameters) relating to the cornering power Cf of the front wheels and the cornering power Cr of the rear wheels are changed, the equation is obtained as shown in [Equation 6]. That is, an error component between the output value of the linear two-wheel vehicle model and the actual state quantity can be expressed by a coefficient of a linear sum of the actual state quantity (yaw rate or the like).
Figure 0004300923
 In this case, d is a variable-independent disturbance noise, which is ignored as white noise.

上記［数６］式により、外乱は以下の［数７］式により算出可能であるが、微分を含んでいるので、微分計算不要となるようにフィルタをかけて変形すると、以下の［数８］式となる。ここで、Ｔは時定数で、Ｄｗ及びＤｗｈ（積分値）は推定外乱である。

Figure 0004300923
Figure 0004300923
 Although the disturbance can be calculated by the following [Equation 7] by the above [Equation 6], since it includes differentiation, if it is transformed by applying a filter so that the differential calculation is not required, the following [Equation 8] ]. Here, T is a time constant, and Dw and Dwh (integral values) are estimated disturbances.
Figure 0004300923
Figure 0004300923

次に、逐次最小二乗法によって、上記外乱とパラメータ変動の関係よりパラメータ推定を行い、この推定パラメータから路面摩擦係数μ関連のコーナリングパワーを逆算する。この場合において、全パラメータ推定を行うと４×４行列の演算が必要となり計算量が多くなるので、以下の［数９］及び［数１０］式に示すようにコーナリングパワー変動のみを近似抽出した簡易推定方法を用いることとした。即ち、μのみを変動要因として、Ｃｆ'＝Ｋcp・Ｃｆと近似させると共に、Ｃｒ'＝ Ｋcp・Ｃｒと近似させる（ここでのＣｆ及びＣｒは、理想特性における所定の高路面摩擦係数での前輪及び後輪のコーナリングパワーを表す）。

Figure 0004300923
Figure 0004300923
 Next, parameter estimation is performed based on the relationship between the disturbance and the parameter variation by the successive least squares method, and the cornering power related to the road surface friction coefficient μ is calculated backward from the estimated parameter. In this case, if all parameters are estimated, computation of a 4 × 4 matrix is required and the amount of calculation increases. Therefore, only the cornering power fluctuation is approximately extracted as shown in the following [Equation 9] and [Equation 10]. The simple estimation method was used. That is, using only μ as a variation factor, Cf ′ = Kcp · Cf is approximated and Cr ′ = Kcp · Cr is approximated (here, Cf and Cr are front wheels at a predetermined high road surface friction coefficient in ideal characteristics). And the rear wheel cornering power).
Figure 0004300923
Figure 0004300923

そして、推定パラメータθｈをＫcp−１とし、それ以外を下記［数１１］式で示すように一つの変数ｚとしてまとめると、以下の［数１２］乃至［数１８］式に示すようになり、路面摩擦に関連するパラメータとして、コーナリングパワー変動比Ｋcp（これは路面摩擦係数の変動に対応し、変動前後のコーナリングパワーをＣp及びＣｐ'で表すとＣｐ'＝Ｋcp・Ｃpの関係にある）を得ることができる。

Figure 0004300923
Then, when the estimation parameter θh is set to Kcp-1, and other parameters are summarized as one variable z as shown in the following [Equation 11], the following equations [Equation 12] to [Equation 18] are obtained. As a parameter related to the road surface friction, a cornering power fluctuation ratio Kcp (which corresponds to the fluctuation of the road surface friction coefficient, and the cornering power before and after the fluctuation is represented by Cp and Cp ′ is Cp ′ = Kcp · Cp). Obtainable.
Figure 0004300923

即ち、線形二輪車両モデルの出力値と実状態量との誤差成分は下記［数１５］式で表され、路面摩擦適応制御に供されるコーナリングパワー変動比Ｋcpが以下のように求められる。

Figure 0004300923
Figure 0004300923
Figure 0004300923
Figure 0004300923
Figure 0004300923
Figure 0004300923
Figure 0004300923
 That is, the error component between the output value and the actual state quantity of the linear two-wheel vehicle model is expressed by the following [Equation 15], and the cornering power fluctuation ratio Kcp used for road friction adaptive control is obtained as follows.
Figure 0004300923
Figure 0004300923
Figure 0004300923
Figure 0004300923
Figure 0004300923
Figure 0004300923
Figure 0004300923

上記の各式において、(k+1)は今回の計算値で(k)は前回の計算値であり、θh(k)は中間変数（＝Ｋcp−１）、Γ(k)は中間変数、ｅ(k)は中間変数で、Ｋ０は十分大きな定数で、λは忘却係数（０〜１）である。前述のように、Ｔは時定数、γはヨーレイト、ｇｙは横加速度、δfは前輪舵角、δrは後輪舵角であり、aa1, aa2, bb1, bb2は係数である。 In the above equations, (k + 1) is the current calculated value, (k) is the previous calculated value, θh (k) is the intermediate variable (= Kcp−1), Γ (k) is the intermediate variable, e (k) is an intermediate variable, K0 is a sufficiently large constant, and λ is a forgetting factor (0 to 1). As described above, T is a time constant, γ is a yaw rate, gy is a lateral acceleration, δf is a front wheel steering angle, δr is a rear wheel steering angle, and aa1, aa2, bb1, and bb2 are coefficients.

図３は上記の路面摩擦適応制御のシミュレーション結果の一例を示すもので、この適応制御が行われない従来の四輪操舵制御システム（４ＷＳ）の対比例を図４に示す。後者の図４に示すように、従来システムにおいては、例えば低摩擦係数の路面（低μ路）を車両が走行中に、４ＷＳにおける制御ゲインが高い場合には、運転者によるステアリング操作と共振を起こすことがある。即ち、低μ路においては、図４の（ａ）の最初の立ち上がり時に示すように、ステアリング操作によって前輪舵角（この場合はステアリング角を表す）が変化すると、制御ゲインが高い場合には、後輪舵角、スリップ角、ヨーレイト及び横加速度が図４の（ｂ）乃至（ｅ）に示すように変化することとなる。   FIG. 3 shows an example of a simulation result of the above-described road surface friction adaptive control. FIG. 4 shows a comparison of a conventional four-wheel steering control system (4WS) in which this adaptive control is not performed. As shown in FIG. 4 of the latter, in the conventional system, for example, when the vehicle is traveling on a road surface with a low friction coefficient (low μ road) and the control gain at 4WS is high, the steering operation by the driver and resonance are generated. It may happen. That is, on the low μ road, as shown at the first rise of FIG. 4A, when the front wheel steering angle (which represents the steering angle in this case) is changed by the steering operation, when the control gain is high, The rear wheel rudder angle, slip angle, yaw rate, and lateral acceleration change as shown in FIGS. 4B to 4E.

これに対し、本実施形態によれば、図２のように構成されているので、既存のセンサのみによって上記の路面摩擦適応制御を比較的少ない演算コスト（演算量）で実現することができ、図３の（Ｇ）に示すように車両が高摩擦係数の路面（高μ路）から低μ路に移動したときに、制御ゲインが高い場合には、路面摩擦適応制御によって４ＷＳの制御ゲインが低下するように調整される。而して、図３の（Ｂ）乃至（Ｅ）に示すように、後輪舵角、スリップ角、ヨーレイト及び横加速度が共振を惹起することなく収束し、滑りやすい路面でも安定した走行が確保される。尚、本実施形態とは異なり、前輪３，３をステアリングホイール２から機械的に分離し、独立して制御するように構成した操舵制御装置においても、前輪舵角制御に対し上記と同様の路面摩擦適応制御（図示せず）を適用することができる。   On the other hand, according to this embodiment, since it is configured as shown in FIG. 2, the above-described road surface friction adaptive control can be realized only with existing sensors at a relatively low calculation cost (calculation amount). As shown in FIG. 3G, when the vehicle moves from a road surface having a high friction coefficient (high μ road) to a low μ road, if the control gain is high, the control gain of 4WS is increased by road surface friction adaptive control. Adjusted to decrease. Thus, as shown in FIGS. 3B to 3E, the rear wheel rudder angle, slip angle, yaw rate and lateral acceleration converge without causing resonance, ensuring stable running even on slippery road surfaces. Is done. Note that, unlike the present embodiment, the same road surface as described above for the front wheel steering angle control also in the steering control device configured to mechanically separate the front wheels 3 and 3 from the steering wheel 2 and to control them independently. Friction adaptive control (not shown) can be applied.

本発明の車両の操舵制御装置の一実施形態を示す構成図である。It is a lineblock diagram showing one embodiment of a steering control device of vehicles of the present invention. 本発明の一実施形態における制御態様を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the control aspect in one Embodiment of this invention. 本発明の一実施形態における路面摩擦適応制御のシミュレーション結果の一例を示すグラフである。It is a graph which shows an example of the simulation result of the road surface friction adaptive control in one embodiment of the present invention. 従来の四輪操舵制御システムにおけるシミュレーション結果の一例を示すグラフである。It is a graph which shows an example of the simulation result in the conventional four-wheel steering control system.

符号の説明Explanation of symbols

１ 車両
２ ステアリングホイール
３ 前輪
４ 後輪
５ アクチュエータ
６ 前輪舵角センサ
７ 後輪舵角センサ
１０ コントローラ
１１ 車輪速度センサ
１２ ヨーレイトセンサ
１３ 横加速度センサ
１４ モード切替スイッチ
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Vehicle 2 Steering wheel 3 Front wheel 4 Rear wheel 5 Actuator 6 Front wheel rudder angle sensor 7 Rear wheel rudder angle sensor 10 Controller 11 Wheel speed sensor 12 Yaw rate sensor 13 Lateral acceleration sensor 14 Mode change switch

Claims (3)

車両の実状態量が規範状態量に追従するようにフィードバック制御を行う制御系によって、前記車両前方及び後方の少なくとも一方の車輪の舵角を制御する車両の操舵制御装置において、前記車両の実状態量を検出する車両状態検出手段と、車両運動方程式に基づいて設定し路面摩擦係数の推定に供する計算モデルの出力値と前記車両状態検出手段が検出した実状態量との誤差成分を、前記実状態量の線形和の係数で表し、所定の高路面摩擦係数の路面における所定のコーナリングパワーを基準として、該所定のコーナリングパワーに対する推定時のコーナリングパワーの変動比を演算し、該コーナリングパワーの変動比を用いて路面摩擦に関連するパラメータを逆算する路面摩擦推定手段と、該路面摩擦推定手段が演算したパラメータに基づき、前記制御系に対する規範状態量及びフィードバックゲインの少なくとも一方を調整する調整手段とを備えたことを特徴とする車両の操舵制御装置。 The control system the actual state quantity of the vehicle performs feedback control so as to follow the reference state amount and the steering control apparatus for a vehicle that controls the steering angle of the vehicle front and rear of the at least one wheel, the actual state of the vehicle An error component between the vehicle state detection means for detecting the quantity, the output value of the calculation model set based on the vehicle equation of motion and used for estimating the road surface friction coefficient, and the actual state quantity detected by the vehicle state detection means. Expressed by the coefficient of the linear sum of the state quantities, the fluctuation ratio of the cornering power is calculated by calculating the fluctuation ratio of the cornering power at the time of estimation with respect to the predetermined cornering power on the basis of the predetermined cornering power on the road surface having the predetermined high road surface friction coefficient. A road friction estimation means that reversely calculates a parameter related to road friction using the ratio, and a parameter calculated by the road friction estimation means. Can, steering control apparatus for a vehicle, characterized in that an adjusting means for adjusting at least one of the reference state amount and the feedback gain for the control system. 前記車両状態検出手段は、前記車両の実状態量として、前記車両のヨーレイト、横加速度、前輪舵角及び後輪舵角を検出するように構成したことを特徴とする請求項１記載の車両の操舵制御装置。 The vehicle state detecting means, as an actual state quantity of the vehicle, the vehicle yaw rate, lateral acceleration, vehicle according to claim 1, characterized by being configured to detect the front wheel steering angle and the rear wheel steering angle Steering control device. 前記調整手段は、前記規範状態量として、前記車両に対する規範ヨーレイト及び規範横加速度の少なくとも一方を設定し、前記路面摩擦に関連するパラメータに基づいて調整するように構成したことを特徴とする請求項２記載の車両の操舵制御装置。 The adjustment means is configured to set at least one of a reference yaw rate and a reference lateral acceleration for the vehicle as the reference state quantity, and adjust based on a parameter related to the road surface friction. 3. A steering control device for a vehicle according to 2 .
JP2003278741A 2003-07-24 2003-07-24 Vehicle steering control device Expired - Fee Related JP4300923B2 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2003278741A JP4300923B2 (en) 2003-07-24 2003-07-24 Vehicle steering control device

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2003278741A JP4300923B2 (en) 2003-07-24 2003-07-24 Vehicle steering control device

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JP2005041385A JP2005041385A (en) 2005-02-17
JP4300923B2 true JP4300923B2 (en) 2009-07-22

Family

ID=34265060

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP2003278741A Expired - Fee Related JP4300923B2 (en) 2003-07-24 2003-07-24 Vehicle steering control device

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JP4300923B2 (en)

Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2020095788A1 (en) * 2018-11-07 2020-05-14 日立オートモティブシステムズ株式会社 Steering control device, steering control method and steering control system

Also Published As

Publication number Publication date
JP2005041385A (en) 2005-02-17

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN108602529B (en) Method for controlling vehicle steering and vehicle behavior
JP4670161B2 (en) Electric power steering device for automobile
JP4926715B2 (en) Method and apparatus for assisting a vehicle operator in stabilizing a vehicle
US7680577B2 (en) Estimating method for road friction coefficient and vehicle slip angle estimating method
JP5859038B2 (en) Torque distribution control method for four-wheel steering vehicle
US8788147B2 (en) Method for determining a toothed rack force for a steering device in a vehicle
US5402341A (en) Method and apparatus for four wheel steering control utilizing tire characteristics
JP4166676B2 (en) Method and apparatus for vehicle stability enhancement system
EP1602559A2 (en) Vehicle steering apparatus and control method therefor
JP2004505855A (en) Method for controlling yaw and lateral dynamics in road vehicles
US7315772B2 (en) Motion control apparatus and method for automotive vehicle
CN111559379B (en) Road friction coefficient estimation using steering system signals
JP4021185B2 (en) Yaw moment feedback control method
JPWO2006027875A1 (en) Front wheel steering control device
KR0155030B1 (en) System of estimating statistics of a moving vehicle
JP2005041386A (en) Steering controlling device for vehicle
JP3637801B2 (en) Vehicle steering control device
JP4568996B2 (en) Steering device and drag calculation device for steering device
JP2005088610A (en) Steering system for vehicle
JP4806930B2 (en) Vehicle steering system
JP6428497B2 (en) Vehicle control device
JP3441572B2 (en) Vehicle tire / road surface friction state estimation device
JP7106369B2 (en) VEHICLE CONTROL DEVICE AND CHARACTERISTIC ESTIMATION METHOD
JP4300923B2 (en) Vehicle steering control device
JPS60191875A (en) Controlling method of steerage for vehicles

Legal Events

Date Code Title Description
A621 Written request for application examination

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621

Effective date: 20060622

A131 Notification of reasons for refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131

Effective date: 20080227

A977 Report on retrieval

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007

Effective date: 20080228

A521 Written amendment

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523

Effective date: 20080421

A131 Notification of reasons for refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131

Effective date: 20080930

A521 Written amendment

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523

Effective date: 20081121

TRDD Decision of grant or rejection written
A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

Effective date: 20090331

A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20120501

Year of fee payment: 3

A61 First payment of annual fees (during grant procedure)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61

Effective date: 20090413

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20120501

Year of fee payment: 3

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20120501

Year of fee payment: 3

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20130501

Year of fee payment: 4

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20140501

Year of fee payment: 5

LAPS Cancellation because of no payment of annual fees