JP4410708B2

JP4410708B2 - Vehicle motion control device

Info

Publication number: JP4410708B2
Application number: JP2005065577A
Authority: JP
Inventors: 勝小暮
Original assignee: Fuji Jukogyo KK
Current assignee: Subaru Corp
Priority date: 2005-03-09
Filing date: 2005-03-09
Publication date: 2010-02-03
Anticipated expiration: 2025-03-09
Also published as: JP2006248314A

Description

本発明は、車両運動制御装置に関する。 The present invention relates to a vehicle motion control device.

従来より、それぞれの車輪に対する駆動力配分比（または荷重配分比）を制御することにより、車両の運動状態を制御する技術が知られている。例えば、コーナリングといった走行状況では、車両の運動状態が適切となるように駆動力配分比を制御することで、操安性の向上を図ることができる。このような技術の一つに、車輪摩擦力利用率を用いて車両の運動状態を制御する手法がある（例えば、特許文献１参照）。この手法では、それぞれの車輪の車輪摩擦力利用率を求め、この車輪摩擦力利用率が目標車輪摩擦力利用率に近づくように、それぞれの車輪の車輪状態が制御される。また、車両の運動状態を表す状態方程式において、この状態方程式のシステム行列を構成する各要素は車両の運動状態に影響を与えるという知得に基づいて、この要素に着目して車両の運動状態を制御する手法もある（例えば、特許文献２参照）。
特許第３１３２１９０号公報特開平１１−１０２４９９号公報 2. Description of the Related Art Conventionally, a technique for controlling a motion state of a vehicle by controlling a driving force distribution ratio (or load distribution ratio) for each wheel is known. For example, in a driving situation such as cornering, it is possible to improve the operability by controlling the driving force distribution ratio so that the motion state of the vehicle is appropriate. As one of such techniques, there is a method of controlling the motion state of a vehicle using a wheel frictional force utilization rate (see, for example, Patent Document 1). In this method, the wheel friction force utilization factor of each wheel is obtained, and the wheel state of each wheel is controlled so that the wheel friction force utilization factor approaches the target wheel friction force utilization factor. In addition, in the state equation representing the vehicle motion state, based on the knowledge that each element constituting the system matrix of this state equation affects the vehicle motion state, focusing on this element, the vehicle motion state is determined. There is also a method of controlling (see, for example, Patent Document 2).
Japanese Patent No. 3132190 JP-A-11-102499

ところで、車両挙動は、車両に設けられた車輪の運動と高い相関を有しているため、車輪の非線形性に起因して車両の応答性が低下するという問題がある。すなわち、操安性の向上を図るためには、車輪の非線形性に着目して車両の運動状態を制御することが好ましい。 By the way, since the vehicle behavior has a high correlation with the motion of the wheel provided in the vehicle, there is a problem that the response of the vehicle is lowered due to the non-linearity of the wheel. That is, in order to improve the maneuverability, it is preferable to control the motion state of the vehicle by paying attention to the nonlinearity of the wheels.

本発明の目的は、車両の運動状態を制御する新規な手法を提供することである。 An object of the present invention is to provide a novel method for controlling the motion state of a vehicle.

また、本発明の別の目的は、車両の操安性の向上を図ることである。 Another object of the present invention is to improve the maneuverability of the vehicle.

かかる課題を解決するために、第１の発明は、車両運動制御装置を提供する。この制御装置は、算出部と、設定部とを有する。車両の運動状態を表す状態方程式のシステム行列を構成する要素のそれぞれが、車輪の線形性を要因として変化する線形項と、車輪の非線形性を要因として変化する非線形項との和で表されており、算出部は、システム行列に基づいて、要素のそれぞれの非線形項によって構成される非線形行列の行列式を算出する。設定部は、算出された行列式に基づいて、車輪のそれぞれに対する駆動力配分比または荷重配分比の目標値を設定する。 In order to solve this problem, the first invention provides a vehicle motion control device. The control device includes a calculation unit and a setting unit. Each element of the system matrix of the equation of state representing the motion state of the vehicle is represented by the sum of a linear term that changes due to the linearity of the wheel and a nonlinear term that changes due to the nonlinearity of the wheel. The calculation unit calculates a determinant of a nonlinear matrix composed of the nonlinear terms of each element based on the system matrix. The setting unit sets a target value of the driving force distribution ratio or the load distribution ratio for each of the wheels based on the calculated determinant.

ここで、第１の発明において、要素のそれぞれは、車両の安定性に影響を与える一対の対角要素と、車両の応答性に影響を与える一対の連成要素とを含むことが好ましい。この場合、算出部は、一対の対角要素に関する非線形項の積算値から、一対の連成要素に関する非線形項の積算値を減算した減算値を、行列式として算出することが望ましい。 Here, in the first invention, each of the elements preferably includes a pair of diagonal elements that affect the stability of the vehicle and a pair of coupled elements that affect the responsiveness of the vehicle. In this case, it is desirable that the calculation unit calculates a subtraction value obtained by subtracting the integrated value of the nonlinear terms related to the pair of coupled elements from the integrated value of the nonlinear terms related to the pair of diagonal elements as a determinant.

また、第１の発明において、車両運動制御装置は、車輪のそれぞれを検出対象として、車輪に作用する上下力を検出する検出部と、車両の状態に基づいて、車輪と路面との間の摩擦係数を推定するとともに、車輪のそれぞれに与えられる駆動力の総和を総駆動力として推定する推定部とをさらに有していてもよい。この場合、算出部は、車輪のそれぞれの上下力と、摩擦係数と、総駆動力とに基づいて、それぞれが異なる駆動力配分比に応じた複数の行列式を算出し、設定部は、算出された複数の行列式に基づいて、行列式が現在の値よりも小さくなる駆動力配分比を目標値として設定することが好ましい。また、車両運動制御装置は、車輪のそれぞれを検出対象として、車輪に作用する前後力と上下力とを検出する検出部と、車両の状態に基づいて、車輪と路面との間の摩擦係数を推定する推定部とをさらに有していてもよい。この場合、算出部は、車輪のそれぞれの前後力と、車輪のそれぞれの上下力と、摩擦係数とに基づいて、それぞれが異なる荷重配分比に応じた複数の行列式を算出し、設定部は、算出された複数の行列式に基づいて、行列式が現在の値よりも小さくなる荷重配分比を目標値として設定することが望ましい。 In the first invention, the vehicle motion control device detects each of the wheels as a detection target, detects a vertical force acting on the wheels, and friction between the wheels and the road surface based on the state of the vehicle. The apparatus may further include an estimation unit that estimates the coefficient and estimates the total driving force applied to each wheel as the total driving force. In this case, the calculation unit calculates a plurality of determinants corresponding to different driving force distribution ratios based on the vertical force, friction coefficient, and total driving force of each wheel, and the setting unit calculates Based on the plurality of determinants, it is preferable to set a driving force distribution ratio at which the determinant is smaller than the current value as a target value. In addition, the vehicle motion control device sets a friction coefficient between the wheel and the road surface based on the state of the vehicle, and a detection unit that detects the longitudinal force and the vertical force acting on the wheel, with each of the wheels as a detection target. You may further have an estimation part to estimate. In this case, the calculation unit calculates a plurality of determinants according to different load distribution ratios based on the longitudinal force of each wheel, the vertical force of each wheel, and the friction coefficient, and the setting unit Based on the plurality of calculated determinants, it is desirable to set the load distribution ratio at which the determinant is smaller than the current value as the target value.

第２の発明は、車両運動制御装置を提供する。この制御装置は、算出部と、設定部とを有する。算出部は、車両の運動状態を表す状態量を軸とするベクトル場で表現される状態面において、車両の運動状態を線形的に表現した第１の車両モデルによって規定される第１のベクトルと、車輪の非線形性を考慮した車両の運動状態を表現する第２の車両モデルによって規定される第２のベクトルとの対応関係を評価する評価値を算出する。設定部は、算出された評価値に基づいて、第２のベクトルが第１のベクトルに対応するように、車輪のそれぞれに対する駆動力配分比の目標値または荷重配分比の目標値を設定する。 The second invention provides a vehicle motion control device. The control device includes a calculation unit and a setting unit. The calculation unit includes a first vector defined by a first vehicle model that linearly represents a motion state of the vehicle in a state plane expressed by a vector field having a state quantity representing the motion state of the vehicle as an axis. Then, an evaluation value that evaluates the correspondence with the second vector defined by the second vehicle model that expresses the motion state of the vehicle in consideration of the nonlinearity of the wheels is calculated. The setting unit sets the target value of the driving force distribution ratio or the load distribution ratio for each of the wheels based on the calculated evaluation value so that the second vector corresponds to the first vector.

ここで、第２の発明において、算出部は、車両の運動状態を表す状態方程式のシステム行列に基づいて、評価値を算出していることが好ましい。この場合、システム行列は、車両の安定性に影響を与える一対の対角要素と、車両の応答性に影響を与える一対の連成要素とを含んでもよく、要素のそれぞれは、車輪の線形性を要因として変化する線形項と、車輪の非線形性を要因として変化する非線形項との和で表されてもよい。評価値は、一対の対角要素に関する非線形項の積算値から、一対の連成要素に関する非線形項の積算値を減算した減算値であることが好ましい。 Here, in the second invention, it is preferable that the calculation unit calculates the evaluation value based on a system matrix of a state equation representing a motion state of the vehicle. In this case, the system matrix may include a pair of diagonal elements that affect the stability of the vehicle and a pair of coupled elements that affect the response of the vehicle, each of which is a linearity of the wheel. May be expressed as the sum of a linear term that changes due to the factor and a nonlinear term that changes due to the nonlinearity of the wheel. The evaluation value is preferably a subtraction value obtained by subtracting the integrated value of the nonlinear terms related to the pair of coupled elements from the integrated value of the nonlinear terms related to the pair of diagonal elements.

本発明によれば、状態面におけるベクトル変化を抑制するといった観点から、駆動力配分比または荷重配分比の目標値が設定される。そのため、設定された目標値に基づいて、それぞれの車輪に対する駆動力配分比または荷重配分比を制御することで、例えば、車輪の非線形性を要因とする車両の応答変化を抑制することができる。その結果、走行環境に拘わらず安定した車両応答を得ることが可能となり、操安性の向上を図ることができる。 According to the present invention, the target value of the driving force distribution ratio or the load distribution ratio is set from the viewpoint of suppressing the vector change in the state plane. Therefore, by controlling the driving force distribution ratio or the load distribution ratio for each wheel based on the set target value, for example, it is possible to suppress a change in the response of the vehicle due to the non-linearity of the wheel. As a result, it is possible to obtain a stable vehicle response regardless of the driving environment, and to improve the operability.

本実施形態にかかる車両運動制御装置に関するシステム構成およびシステム処理の説明に先立ち、まず、制御概念を明確にすべく、状態方程式におけるシステム行列について説明する。なお、制動力は、駆動力の逆方向成分（マイナス成分）と考えることができるので、本実施形態では、駆動力という用語を制動力も含む意味で用いる。 Prior to the description of the system configuration and system processing related to the vehicle motion control apparatus according to the present embodiment, first, the system matrix in the state equation will be described in order to clarify the control concept. Since the braking force can be considered as a reverse component (minus component) of the driving force, the term driving force is used in the present embodiment to include the braking force.

図１は、車両モデルの説明図である。同図に示す車両モデルは、車両の運動状態を前後輪の二輪で表現した二輪モデルである。この車両モデルでは、車両の運動状態が、鉛直軸（Ｚ軸）まわりの回転運動（ヨー運動）と、横方向（Ｙ軸方向）への並進運動とで表現される。車両の運動状態は、以下に示す状態方程式で表される。

FIG. 1 is an explanatory diagram of a vehicle model. The vehicle model shown in the figure is a two-wheel model in which the motion state of the vehicle is expressed by two front and rear wheels. In this vehicle model, the motion state of the vehicle is expressed by a rotational motion (yaw motion) around the vertical axis (Z-axis) and a translational motion in the lateral direction (Y-axis direction). The motion state of the vehicle is represented by the following state equation.

図２は、数式１の状態方程式を示すブロック図である。ブロック図は、「１／ｓ」で示す積分を要素とするブロックを含み、この状態方程式（車両の運動状態）の時系列的な変化を示している。βbは車体のすべり角（以下「車体すべり角」という）、γはヨーレート、δfは前輪の操舵角（以下「前輪舵角」という）である。また、本明細書では、「'」によって時間微分を表すこととし、βb'は車体すべり角βbの時間微分としての車体すべり角速度であり、γ'はヨーレートγの時間微分としてのヨー角加速度である。同数式において、ａ11〜ａ22およびｂ1，ｂ2を要素とする各行列は、状態方程式のシステム行列と呼ばれている。 FIG. 2 is a block diagram showing the state equation of Equation 1. The block diagram includes a block having an integral indicated by “1 / s” as an element, and shows a time-series change in this state equation (vehicle motion state). βb is the slip angle of the vehicle body (hereinafter referred to as “vehicle slip angle”), γ is the yaw rate, and δf is the steering angle of the front wheels (hereinafter referred to as “front wheel steering angle”). In this specification, “′” represents a time derivative, βb ′ is a vehicle slip angular velocity as a time derivative of the vehicle slip angle βb, and γ ′ is a yaw angular acceleration as a time derivative of the yaw rate γ. is there. In the formula, each matrix having a11 to a22 and b1, b2 as elements is called a system matrix of the state equation.

一対の要素ａ11，ａ22は、車両の安定性（挙動の収束し易さ）に影響を与えるパラメータであり、システム行列の対角要素と呼ばれる。特に、要素ａ11は、横運動を自律的に安定させ、要素ａ22は、ヨー運動を自律的に安定させる。また、一対の要素ａ12，ａ21は、車両の応答性（挙動の振動し易さ）に影響を与えるパラメータであり、システム行列の連成要素と呼ばれる。要素ａ11，ａ22に対して要素ａ12，ａ21が相対的に小さい場合、高速走行時における車両の安定性が向上する。これに対して、要素ａ11，ａ22に対して要素ａ12，ａ21が相対的に大きい場合、操舵に対する車両の応答性が向上する。一方、要素ｂ1，ｂ2は、ドライバーの操舵に対する車両挙動のゲインであり、ステアリングギヤ比などにより調整可能である。システム行列の個々の要素ａ11〜ｂ2は、以下に示す各式で表すことができる。

The pair of elements a11 and a22 are parameters that affect the vehicle stability (ease of convergence of behavior), and are called diagonal elements of the system matrix. In particular, the element a11 autonomously stabilizes the lateral movement, and the element a22 autonomously stabilizes the yaw movement. The pair of elements a12 and a21 are parameters that affect the responsiveness of the vehicle (ease of vibration of behavior), and are called coupled elements of the system matrix. When the elements a12 and a21 are relatively small with respect to the elements a11 and a22, the stability of the vehicle during high speed traveling is improved. On the other hand, when the elements a12 and a21 are relatively larger than the elements a11 and a22, the response of the vehicle to steering is improved. On the other hand, the elements b1 and b2 are vehicle behavior gains with respect to the driver's steering, and can be adjusted by the steering gear ratio or the like. Individual elements a11 to b2 of the system matrix can be expressed by the following equations.

同数式において、Ｖは車速、Ｍは車両質量、ｌfは前輪軸と重心との間の距離、ｌrは後輪軸と重心との間の距離、ＩzはＺ軸回りの車両の慣性モーメント、ｋaは車輪の非線形性を考慮したコーナリングパワーである。本明細書では、前輪を表す「ｆ」および後輪を表す「ｒ」のアルファベットを用いることにより、必要に応じて、各状態量が示す車輪（前後輪）を明示的に区別する。例えば、ｋf_aは前輪のコーナリングパワーｋaを示し、ｋr_aは後輪のコーナリングパワーｋaを示すといった如くである。なお、四輪車を想定した場合、アルファベット「ｆ」（または「ｒ」）によって示される前輪（または後輪）の状態量は、例えば、左右前輪（または左右後輪）の状態量の平均値と考えることができる。 In the equation, V is the vehicle speed, M is the vehicle mass, lf is the distance between the front wheel axis and the center of gravity, lr is the distance between the rear wheel axis and the center of gravity, Iz is the moment of inertia of the vehicle around the Z axis, and ka is This is the cornering power considering the non-linearity of the wheel. In this specification, by using the alphabet of “f” representing the front wheel and “r” representing the rear wheel, the wheels (front and rear wheels) indicated by the respective state quantities are explicitly distinguished as necessary. For example, kf_a indicates the cornering power ka of the front wheel, and kr_a indicates the cornering power ka of the rear wheel. When a four-wheeled vehicle is assumed, the state quantity of the front wheels (or rear wheels) indicated by the alphabet “f” (or “r”) is, for example, the average value of the state quantities of the left and right front wheels (or left and right rear wheels). Can be considered.

コーナリングパワーｋaは、車輪のすべり角（以下「車輪すべり角」という）βwの微小変化に対するコーナリングフォースの変化率である。コーナリングフォースは、ある車輪すべり角βwで旋回する時に、車輪の接地面に発生する摩擦力のうち車輪進行方向に直角な方向に発生する分力である。換言すれば、コーナリングパワーｋaは、ある車輪すべり角βwにおけるコーナリングフォースの微分値である。このコーナリングパワーｋaは車両の操安性に大きな影響を与えるパラメータであり、この値が大きい場合には挙動変化の応答性が速くなり、この値が小さい場合には挙動変化の応答性が遅くなる。 The cornering power ka is the rate of change of the cornering force with respect to a minute change in wheel slip angle (hereinafter referred to as “wheel slip angle”) βw. The cornering force is a component force generated in a direction perpendicular to the wheel traveling direction among frictional forces generated on the ground contact surface of the wheel when turning at a certain wheel slip angle βw. In other words, the cornering power ka is a differential value of the cornering force at a certain wheel slip angle βw. The cornering power ka is a parameter that has a great influence on the operability of the vehicle. When this value is large, the response of the behavior change is fast, and when this value is small, the response of the behavior change is slow. .

図３は、車輪に作用する作用力の説明図である。車輪に作用する作用力としては、上述したコーナリングフォースの他にも、前後力Ｆx、横力Ｆy、上下力Ｆzなどが挙げられる。前後力Ｆxは、車輪すべり角βwで旋回するときに、接地面に発生する摩擦力のうち車輪中心面に平行な方向に発生する分力であり、横力Ｆyは、接地面に発生する摩擦力のうち車輪中心面に直角な方向に発生する分力である。また、上下力Ｆzは、垂直方向の荷重、いわゆる、垂直荷重である。作用力として挙げられるこれらの力のうち、コーナリングフォースと横力Ｆyとは、類似した力として扱うことができる。これらの力は、値的に厳密に一致することはないが、車両がとり得る車輪すべり角βwの範囲内において、近似する傾向となる。本明細書では、コーナリングフォースと横力Ｆyとを実質的に同じ値と見なし、横力Ｆyをベースとしてコーナリングパワーｋaを考える。 FIG. 3 is an explanatory diagram of the acting force acting on the wheel. As the acting force acting on the wheel, in addition to the above-described cornering force, there are a longitudinal force Fx, a lateral force Fy, a vertical force Fz, and the like. The longitudinal force Fx is a component force generated in the direction parallel to the wheel center plane among the frictional force generated on the ground contact surface when turning at the wheel slip angle βw, and the lateral force Fy is the friction generated on the ground contact surface. This is the component force generated in the direction perpendicular to the wheel center plane. The vertical force Fz is a load in the vertical direction, so-called vertical load. Of these forces listed as acting forces, the cornering force and the lateral force Fy can be treated as similar forces. These forces do not coincide exactly in value, but tend to approximate within the range of wheel slip angle βw that the vehicle can take. In this specification, the cornering force and the lateral force Fy are regarded as substantially the same value, and the cornering power ka is considered based on the lateral force Fy.

横力Ｆyは、車輪の力学特性を示すタイヤモデル、例えば、車輪の非線形性の影響を考慮できるフィアラ（fiala）のタイヤモデル（二次式近似モデル）を用いることにより、車輪すべり角βwの二次式で表される。車輪のコーナリングパワーｋaは、車輪すべり角βwの微小変化に対する横力Ｆyの変化率（微分値）であり、以下に示す関係を満たす。

The lateral force Fy is obtained by using a tire model indicating the dynamic characteristics of the wheel, for example, a fiala tire model (second-order approximation model) that can take into account the influence of the nonlinearity of the wheel. It is expressed by the following formula. The wheel cornering power ka is the rate of change (differential value) of the lateral force Fy with respect to a minute change in the wheel slip angle βw, and satisfies the relationship shown below.

同数式において、係数ｋは、実験的に求めることができる定数であり、以下、基準コーナリングパワーと呼ぶ。基準コーナリングパワーｋは、車輪の特性を示す値であり、路面と車輪との間の摩擦係数μ、上下力Ｆxなどに依存して変化する。具体的には、この値ｋが大きい場合には、車輪の剛性が高いことを意味し、この値ｋが小さい場合には、車輪の剛性が低いことを意味する。基準コーナリングパワーｋは、車輪すべり角βwが「0」における横力Ｆyの微分値として定義される。 In the equation, the coefficient k is a constant that can be obtained experimentally, and is hereinafter referred to as reference cornering power. The reference cornering power k is a value indicating the characteristics of the wheel, and varies depending on the friction coefficient μ between the road surface and the wheel, the vertical force Fx, and the like. Specifically, when this value k is large, it means that the rigidity of the wheel is high, and when this value k is small, it means that the rigidity of the wheel is low. The reference cornering power k is defined as a differential value of the lateral force Fy when the wheel slip angle βw is “0”.

車輪の非線形性を考慮した場合、要素ａ11〜ｂ2は、下式で書き換えることができる。

In consideration of the nonlinearity of the wheel, the elements a11 to b2 can be rewritten by the following formula.

同数式において、ｋfは前輪の基準コーナリングパワーｋにサスペンションの弾性変形を考慮した等価コーナリングパワーであり、ｋrは後輪の基準コーナリングパワーｋにサスペンションの弾性変形を考慮した等価コーナリングパワーである。また、βfは前輪のすべり角βw、例えば、左右前輪のすべり角βwの平均値であり、βrは後輪のすべり角βw、例えば、左右後輪のすべり角βwの平均値である。 In the equation, kf is an equivalent cornering power in consideration of elastic deformation of the suspension with respect to the reference cornering power k of the front wheel, and kr is an equivalent cornering power in consideration of elastic deformation of the suspension with respect to the reference cornering power k of the rear wheel. Βf is the average value of the front wheel slip angle βw, for example, the left and right front wheel slip angle βw, and βr is the rear wheel slip angle βw, for example, the left and right rear wheel slip angle βw.

車輪の非線形性に影響される車両の運動状態のように、制御入力が不連続的に変化する非線形制御系には、状態面と呼ばれる解析手法が有効である。二輪モデルベースの状態方程式によって運動状態を表す本実施形態において、その状態面は、例えば、車体すべり角βbとヨーレートγとを軸とするベクトル場Ｓ（βb'（βb，γ），γ'（βb，γ））で表現される。このベクトル場Ｓでは、ベクトルが外側に向かう程、状態面（車両挙動）が発散傾向にあると考えられ、ベクトルが内側に向かう程、状態面（車両挙動）が安定傾向にあると考えられる。 An analysis method called a state plane is effective for a nonlinear control system in which the control input changes discontinuously, such as a vehicle motion state affected by the nonlinearity of the wheels. In the present embodiment representing the motion state by a two-wheel model based state equation, the state plane is, for example, a vector field S (βb ′ (βb, γ), γ ′ ( βb, γ)). In the vector field S, it is considered that the state surface (vehicle behavior) tends to diverge as the vector goes outward, and the state surface (vehicle behavior) tends to stabilize as the vector goes inward.

この状態面において、数式１および数式４に示す車両モデル、すなわち、車輪の非線形性を考慮した車両モデルを用いて状態面の変化を検討する。具体的には、それぞれの車輪（本実施形態では、前後輪）に対する駆動力配分比ｒを「0.00」から「1.00」の間でステップ的に変化させ、駆動力配分比毎に状態面を設け、それぞれにベクトルを描画する。その際、車両モデルとの比較といった観点から、車両の運動状態を線形的に表現した車両モデル（以下「線形車両モデル」という）も状態面に記述する。 In this state plane, the change of the state plane is examined using the vehicle model shown in Formula 1 and Formula 4, that is, the vehicle model considering the nonlinearity of the wheels. Specifically, the driving force distribution ratio r for each wheel (in this embodiment, the front and rear wheels) is changed stepwise between “0.00” and “1.00”, and a state surface is provided for each driving force distribution ratio. , Draw a vector on each. At this time, from the viewpoint of comparison with the vehicle model, a vehicle model that linearly represents the motion state of the vehicle (hereinafter referred to as “linear vehicle model”) is also described in the state plane.

このような状態面において、各種の走行場面において実験的に或いは経験的に適当と考えられている駆動力配分比ｒは、線形車両モデルと車両モデルとの間のベクトル変化が比較的に少ないことが考察された。したがって、状態面のベクトル変化を抑制することにより、すなわち、車両モデルによって規定されるベクトルを線形車両モデルによって規定されるベクトルに対応させることにより、ドライバーにとってコントロールしやすい駆動力配分比ｒを特定することができる。 In such a state, the driving force distribution ratio r, which is considered to be appropriate experimentally or empirically in various driving situations, has a relatively small vector change between the linear vehicle model and the vehicle model. Was considered. Therefore, the driving force distribution ratio r that is easy to control for the driver is specified by suppressing the vector change of the state plane, that is, by making the vector defined by the vehicle model correspond to the vector defined by the linear vehicle model. be able to.

数式１に示す車両モデルにおいて、前輪舵角δfが「0」の場合、状態面はシステム行列の要素ａ11〜ａ22に依存するので、以下、これらの要素ａ11〜ａ22に着目する。数式４から分かるように、個々の要素ａ11〜ａ22は、車輪の線形性を要因として変化する線形項ａ11_L〜ａ22_Lと、車輪の非線形性を要因として変化する非線形項ａ11_NL〜ａ22_NLとの和で表される。具体的には、個々の線形項ａ11_L〜ａ22_Lは、車両諸元および等価コーナリングパワーｋf，ｋrに依存し、個々の非線形項ａ11_NL〜ａ22_NLは、車輪すべり角βf，βr、垂直荷重Ｆz、摩擦係数μに依存する。状態面において、車両モデルのベクトルＸは、その向きと大きさとがシステム行列によって決まり、具体的には、以下に示す関係を満足する。

In the vehicle model shown in Formula 1, when the front wheel rudder angle δf is “0”, the state plane depends on the elements a11 to a22 of the system matrix. As can be seen from Equation 4, the individual elements a11 to a22 include linear terms a11 _{L to} a22 _L that change due to the linearity of the wheels and nonlinear terms a11 _{NL to} a22 _NL that change due to the nonlinearity of the wheels. It is expressed as the sum of Specifically, the individual linear terms a11 _{L to} a22 _L depend on the vehicle specifications and the equivalent cornering powers kf and kr, and the individual nonlinear terms a11 _{NL to} a22 _NL are the wheel slip angles βf and βr, the vertical load, Depends on Fz and friction coefficient μ. In the state plane, the vector X of the vehicle model has its direction and size determined by the system matrix, and specifically satisfies the relationship shown below.

同数式において、Ａ_Lは、各要素ａ11〜ａ22の線形項ａ11_L〜ａ22_NLによって構成される行列（以下「線形行列」という）である。Ａ_NLは、各要素ａ11〜ａ22の非線形項ａ11_NL〜ａ22_NLによって構成される行列（以下「非線形行列」という）である。 In the equation, A _L is a matrix (hereinafter referred to as “linear matrix”) composed of linear terms a 11 _{L to a} 22 _{NL of the} elements a 11 to a 22. A _NL is a matrix (hereinafter referred to as “non-linear matrix”) composed of nonlinear terms a 11 _{NL to a} 22 _{NL of the} elements a 11 to a 22.

図４は、状態面におけるベクトルの説明図である。ベクトルＸ_Lは、その向きと大きさとが線形行列Ａ_Lによって決まるベクトルであり（以下「線形ベクトル」という）、線型モデルによって規定されるベクトルと一致する。ベクトルＸ_NLは、その向きと大きさとが非線形行列Ａ_NLによって決まるベクトルである（以下「非線形ベクトル」という）。同図および数式５から分かるように、車両モデルのベクトルＸは、線形ベクトルＸ_Lと、非線形ベクトルＸ_NLとの合成ベクトル（ベクトル和）となる。すなわち、ベクトル変化の抑制は、非線形ベクトルＸ_NLの大きさを最小化することにより可能となる。なお、本明細書では、「最小化」という用語を、ベクトルＸの大きさを最小値（好ましくは「0」）にする意味で用いるばかりでなく、少なくとも、現在の大きさよりも小さくすることを含む意味で用いる。 FIG. 4 is an explanatory diagram of vectors on the state plane. The vector X _L is a vector whose direction and size are determined by the linear matrix A _L (hereinafter referred to as “linear vector”), and matches the vector defined by the linear model. The vector X _NL is a vector whose direction and size are determined by the nonlinear matrix A _NL (hereinafter referred to as “non-linear vector”). As can be seen from the figure, and Equation 5, the vector X of the vehicle model becomes a linear vector X _L, the composite vector of the nonlinear vector X _NL (vector sum). That is, the vector change can be suppressed by minimizing the magnitude of the nonlinear vector _XNL . In this specification, the term “minimize” is used not only to mean that the size of the vector X is the minimum value (preferably “0”), but at least to be smaller than the current size. Used to include.

非線形ベクトルＸ_NLの大きさは、非線形行列Ａ_NLの行列式｜Ａ_NL｜を算出することで評価可能であり、この行列式｜Ａ_NL｜はその値が大きいほど非線形ベクトルＸ_NLの大きさが大きいことを意味する。非線形ベクトルＸ_NLの行列式|Ａ_NL|は、下式によって算出される。

The magnitude of the nonlinear vector X _NL is the determinant of the non-linear matrix A _{_NL} | A _NL | are evaluable by calculating, the determinant | A _NL | is the magnitude of the nonlinear vector X _NL higher the value Means big. The determinant | A _NL | of the nonlinear vector X _NL is calculated by the following equation.

行列式｜Ａ_NL｜は、システム行列を構成する各要素ａ11〜ａ22において、一対の対角要素ａ11，ａ22に関する非線形項ａ11_NL，ａ22_NLの積算値から、一対の連成要素ａ12，ａ21に関する非線形項ａ12_NL，ａ21_NLの積算値を減算した減算値となる。この行列式｜Ａ_NL｜を最小化するためには、平方根の中の分母を最大化すればよい。 The determinant | A _NL | is related to the pair of coupled elements a12 and a21 from the integrated values of the nonlinear terms a11 _NL and a22 _{NL for} the pair of diagonal elements a11 and a22 in each of the elements a11 to a22 constituting the system matrix. The subtraction value is obtained by subtracting the integrated value of the nonlinear terms a12 _NL and a21 _NL . In order to minimize the determinant | A _NL |, the denominator in the square root may be maximized.

各車輪に加えられる駆動力の総和である総駆動力をＦa、この総駆動力Ｆaの前輪に対する駆動力配分比をｒとした場合、前輪の前後力Ｆf_x（例えば、左右前輪の前後力Ｆxの平均値）と、後輪の前後力Ｆr_x（例えば、左右後輪の前後力Ｆxの平均値）とは、以下に示す数式で表すことができる。

When the total driving force that is the sum of the driving forces applied to each wheel is Fa and the driving force distribution ratio of the total driving force Fa to the front wheels is r, the front / rear force Ff_x (for example, the front / rear force Fx of the left and right front wheels) The average value) and the longitudinal force Fr_x of the rear wheel (for example, the average value of the longitudinal force Fx of the left and right rear wheels) can be expressed by the following mathematical formula.

行列式｜Ａ_NL｜を最小化する、すなわち、行列式｜Ａ_NL｜における平方根の中の分母を最大化する駆動力配分比ｒは、下式を最小にするような駆動力配分比ｒとして特定可能である。

The driving force distribution ratio r that minimizes the determinant | A _NL |, that is, maximizes the denominator in the square root of the determinant | A _NL | is the driving force distribution ratio r that minimizes the following expression: It can be specified.

以上の概念説明を踏まえた上で、本実施形態にかかる車両運動制御装置のシステム構成について説明する。図５は、本実施形態にかかる車両運動制御装置が適用された車両の説明図である。この車両運動制御装置１が適用された車両は、前後四輪で駆動する四輪駆動車である。駆動源であるエンジン２のクランクシャフト（図示せず）からの動力は、自動変速機３、後述するセンタディファレンシャル装置４を介して、前輪側および後輪側の駆動軸（車軸）５へとそれぞれ伝達される。駆動軸５に動力が伝達されると、前輪６ｆおよび後輪６ｒのそれぞれに回転トルクが加えられ、前後輪６ｆ，６ｒが回転し、これにより、前後輪６f，６ｒに駆動力が与えられる。なお、本明細書において、前輪６ｆ、後輪６ｒを総称する場合には、単に「車輪６」という用語を用いる。 Based on the above description of the concept, the system configuration of the vehicle motion control apparatus according to the present embodiment will be described. FIG. 5 is an explanatory diagram of a vehicle to which the vehicle motion control device according to the present embodiment is applied. The vehicle to which the vehicle motion control device 1 is applied is a four-wheel drive vehicle that is driven by front and rear four wheels. Power from a crankshaft (not shown) of the engine 2 that is a drive source is respectively transmitted to a front wheel side and a rear wheel side drive shaft (axle) 5 via an automatic transmission 3 and a center differential device 4 described later. Communicated. When power is transmitted to the drive shaft 5, rotational torque is applied to each of the front wheel 6f and the rear wheel 6r, and the front and rear wheels 6f and 6r rotate, whereby a driving force is applied to the front and rear wheels 6f and 6r. In this specification, when the front wheel 6f and the rear wheel 6r are collectively referred to, the term “wheel 6” is simply used.

センタディファレンシャル装置４は、複合プラネタリギヤ式の差動装置である。このセンタディファレンシャル装置４の２つの出力要素、すなわち、前輪側の出力部材（キャリア４ａ）と、後輪側の出力部材（サンギヤ４ｂ）との間には、油圧多板クラッチ４ｃが設けられている。この油圧多板クラッチ４ｃは、自己の係合状態が、ソレノイドバルブ４ｄの油圧調整（例えば、増圧、保持および減圧）を行うことにより、制御可能となっている。油圧多板クラッチ４ｃが係合していない状態では、前後輪の駆動軸５が互いに差動するため、駆動力配分比ｒは予め設定された装置４に依存した値となる（例えば、r=0.35）。一方、油圧多板クラッチ４ｃが完全に係合した状態では、前後輪の駆動軸５の差動が制限されるため、前後直結状態の駆動力配分比ｒとなる。すなわち、油圧多板クラッチ４ｃの係合状態により、駆動力配分比ｒが可変に設定されることとなる。 The center differential device 4 is a compound planetary gear type differential device. A hydraulic multi-plate clutch 4c is provided between two output elements of the center differential device 4, that is, an output member (carrier 4a) on the front wheel side and an output member (sun gear 4b) on the rear wheel side. . The hydraulic multi-plate clutch 4c can be controlled by adjusting its own engagement state by adjusting the hydraulic pressure of the solenoid valve 4d (for example, increasing pressure, holding pressure, and reducing pressure). In a state where the hydraulic multi-plate clutch 4c is not engaged, the driving shafts 5 of the front and rear wheels are different from each other, so that the driving force distribution ratio r is a value depending on a preset device 4 (for example, r = 0.35). On the other hand, in the state where the hydraulic multi-plate clutch 4c is completely engaged, the differential of the drive shaft 5 of the front and rear wheels is limited, so that the driving force distribution ratio r in the front-rear direct connection state is obtained. That is, the driving force distribution ratio r is variably set according to the engaged state of the hydraulic multi-plate clutch 4c.

図６は、車両運動制御装置１の全体構成を示したブロック図である。車両運動制御装置１は、制御部１０を主体に構成されている。制御部１０としては、ＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ、入出力インターフェースを主体に構成されるマイクロコンピュータを用いることができる。制御部１０は、ＲＯＭに格納された制御プログラムに従い、非線形行列Ａ_NLの行列式｜Ａ_NL｜の最小化に関する演算を行う。具体的には、この制御部１０としてのマイクロコンピュータを機能的に捉えると、制御部１０は、算出部１０ａと、設定部１０ｂとを有する。算出部１０ａは、システム行列に基づいて、非線形行列Ａ_NLの行列式｜Ａ_NL｜を算出する。設定部１０ｂは、算出された行列式｜Ａ_NL｜に基づいて、駆動力配分比ｒの目標値ｒ*を設定する。このような演算を行うために、制御部１０には、検出部１１を含む各種センサからの検出信号が入力されているとともに、推定部１２（図５では省略）によって推定された各種の演算値（本実施形態では、摩擦係数μ、総駆動力Ｆa）も入力されている。 FIG. 6 is a block diagram showing the overall configuration of the vehicle motion control device 1. The vehicle motion control device 1 is mainly configured by a control unit 10. As the control unit 10, a microcomputer mainly composed of a CPU, a ROM, a RAM, and an input / output interface can be used. The control unit 10 performs an operation related to minimization of the determinant | A _NL | of the nonlinear matrix A _NL according to the control program stored in the ROM. Specifically, when the microcomputer as the control unit 10 is functionally grasped, the control unit 10 includes a calculation unit 10a and a setting unit 10b. The calculation unit 10a calculates the determinant | A _NL | of the nonlinear matrix A _NL based on the system matrix. The setting unit 10b sets a target value r * of the driving force distribution ratio r based on the calculated determinant | A _NL |. In order to perform such calculation, the control unit 10 receives detection signals from various sensors including the detection unit 11 and various calculation values estimated by the estimation unit 12 (not shown in FIG. 5). (In this embodiment, the friction coefficient μ and the total driving force Fa) are also input.

検出部１１は、車輪６に作用する作用力を検出するセンサである。図６では、説明の便宜上、検出部１１に該当するブロックを一つのみ示しているが、この検出部１１は、４つの車輪６にそれぞれ設けられている。個々の検出部１１は、作用力として、前後力Ｆx、横力Ｆyおよび上下力Ｆzを個別の力として検出可能である。検出部１１は、ひずみゲージと、このひずみゲージから出力される電気信号を処理し、作用力に応じた検出信号を生成する信号処理回路とを主体に構成されている。検出部１１は、駆動軸（車軸）５に生じる応力は作用力に比例するという知得に基づき、ひずみゲージを車軸５内に埋設することにより、作用力を直接的に検出する。なお、検出部１１の具体的な構成については、例えば、特開平０４−３３１３３６号公報および特開平１０−３１８８６２号公報に開示されているので、必要ならば参照されたい。推定部１２は、後述するように、図示しない各種センサからの検出結果に基づいて、摩擦係数μ、総駆動力Ｆaを推定する。 The detection unit 11 is a sensor that detects an acting force acting on the wheel 6. In FIG. 6, only one block corresponding to the detection unit 11 is shown for convenience of explanation, but this detection unit 11 is provided on each of the four wheels 6. The individual detection units 11 can detect the longitudinal force Fx, the lateral force Fy, and the vertical force Fz as individual forces as acting forces. The detection unit 11 is mainly configured by a strain gauge and a signal processing circuit that processes an electrical signal output from the strain gauge and generates a detection signal corresponding to the acting force. Based on the knowledge that the stress generated in the drive shaft (axle) 5 is proportional to the acting force, the detecting unit 11 directly detects the acting force by embedding a strain gauge in the axle 5. The specific configuration of the detection unit 11 is disclosed in, for example, Japanese Patent Application Laid-Open Nos. 04-331336 and 10-318862, and should be referred to if necessary. As will be described later, the estimation unit 12 estimates the friction coefficient μ and the total driving force Fa based on detection results from various sensors (not shown).

図７は、本実施形態にかかる車両運動制御手順を示したフローチャートである。このフローチャートに示した処理は、所定間隔毎に呼び出され、車両運動制御装置１によって実行される。まず、ステップ１において、各種の検出信号が読み込まれる。このステップ１において読み込まれる検出値としては、各車輪６に作用する作用力（本実施形態では、横力Ｆy）等が挙げられる。 FIG. 7 is a flowchart showing a vehicle motion control procedure according to the present embodiment. The process shown in this flowchart is called at predetermined intervals and executed by the vehicle motion control device 1. First, in step 1, various detection signals are read. Examples of the detection value read in step 1 include an acting force acting on each wheel 6 (in this embodiment, a lateral force Fy).

ステップ２において、摩擦係数μと、総駆動力Ｆaとが推定される。摩擦係数μの推定方法としては、例えば、車両モデルを用いた手法が周知である。この手法では、実際の車両の運動状態（一例として、運動状態を表す状態量の一つである車体すべり角）に基づいて、高μ路を想定した車両運動モデルの運動状態と、低μ路を想定した車両運動モデルの運動状態とを比較する。そして、この比較結果に基づいて、現在の摩擦係数μが推定される。このような摩擦係数μの推定手法の詳細については、例えば、特開２０００−０７１９６８号公報に開示されているので、必要ならば参照されたい。また、これ以外にも、例えば、特開２００３−２３７５５８号公報に開示されているように、２つの車輪６の速度差と、加速度とに基づいて摩擦係数μを推定してもよい。さらに、例えば、特開２００２−２７８８２号公報に開示されているように、車両の運動状態に、カメラから得られた道路の路面状況を検出した検出結果を考慮した上で摩擦係数μを推定してもよい。このように、本実施形態では、車両の状態に基づいて摩擦係数を推定する手法を広く用いることができる。ここで、車両の状態は、上述したように、すべり角、ヨーレートといった車両の運動状態や車輪速度といった状態量ばかりでなく、車輪６と接する路面の状態をも広く含む。 In step 2, the friction coefficient μ and the total driving force Fa are estimated. As a method for estimating the friction coefficient μ, for example, a method using a vehicle model is well known. In this method, based on the actual vehicle motion state (for example, the vehicle slip angle, which is one of the state quantities representing the motion state), the motion state of the vehicle motion model assuming a high μ road and the low μ road Is compared with the motion state of the vehicle motion model. Based on the comparison result, the current friction coefficient μ is estimated. Details of the method for estimating the friction coefficient μ are disclosed in, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 2000-071968, and should be referred to if necessary. In addition to this, for example, as disclosed in JP 2003-237558 A, the friction coefficient μ may be estimated based on the speed difference between the two wheels 6 and the acceleration. Further, for example, as disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2002-27882, the friction coefficient μ is estimated in consideration of a detection result obtained by detecting a road surface condition obtained from a camera in a vehicle motion state. May be. Thus, in the present embodiment, a method for estimating the friction coefficient based on the state of the vehicle can be widely used. Here, as described above, the state of the vehicle includes not only the state of the vehicle such as the slip angle and the yaw rate but also the state amount such as the wheel speed, as well as the state of the road surface in contact with the wheels 6.

一方、総駆動力Ｆaは、エンジン回転数に応じたエンジン２の出力トルクと、シフトポジション等に応じた自動変速機３の出力トルクとに基づいて算出される。具体的には、まず、自動変速機３におけるトルクコンバータのタービン回転数と、エンジン回転数とに基づいて、トルクコンバータの速度比が算出される。これにともない、トルクコンバータの速度比と、ポンプ容量係数との対応関係を示すマップが参照され、算出された速度比に対応するポンプ容量係数が特定される。一方、トルクコンバータの速度比と、トルクコンバータの入力側のトルクとトルクコンバータの出力側のトルクとの比（以下「トルク比」という）との対応関係を示すマップに基づいて、トルクコンバータの速度比に対応するトルク比が特定される。 On the other hand, the total driving force Fa is calculated based on the output torque of the engine 2 corresponding to the engine speed and the output torque of the automatic transmission 3 corresponding to the shift position and the like. Specifically, first, the speed ratio of the torque converter is calculated based on the turbine speed of the torque converter in the automatic transmission 3 and the engine speed. Accordingly, a map showing the correspondence between the speed ratio of the torque converter and the pump capacity coefficient is referred to, and the pump capacity coefficient corresponding to the calculated speed ratio is specified. On the other hand, the speed ratio of the torque converter is based on a map showing the correspondence between the torque converter input-side torque ratio and the torque converter output-side torque ratio (hereinafter referred to as “torque ratio”). A torque ratio corresponding to the ratio is identified.

つぎに、特定されたポンプ容量係数と、エンジン回転数とに基づいて、ポンプトルクが算出され、このポンプトルクと、トルク比とに基づいて、タービンから出力されるタービントルクが算出される。そして、このタービントルクに、現在のギヤポジションに相当するギヤ比を乗算することにより、自動変速機３の出力トルクが算出される。最後に、自動変速機３の出力トルクに自動変速機３のファイナルギヤ比を乗算することにより、駆動トルクが算出される。これにより、車輪半径と駆動トルクとに基づいて、総駆動力Ｆaが算出される。 Next, pump torque is calculated based on the specified pump capacity coefficient and the engine speed, and turbine torque output from the turbine is calculated based on the pump torque and the torque ratio. Then, the output torque of the automatic transmission 3 is calculated by multiplying the turbine torque by a gear ratio corresponding to the current gear position. Finally, the drive torque is calculated by multiplying the output torque of the automatic transmission 3 by the final gear ratio of the automatic transmission 3. Thereby, the total driving force Fa is calculated based on the wheel radius and the driving torque.

ステップ３において、駆動力配分比ｒの目標値ｒ*が算出される。具体的には、駆動力配分比ｒを「0.00」から「1.00」までの間で段階的に変化させ、摩擦係数μ、総駆動力Ｆa、前輪６ｆおよび後輪６ｒの上下力Ｆf_zＦr_zに基づいて、行列式｜Ａ_NL｜の値を順次算出する。ここで、前輪６ｆの上下力Ｆf_zは、左右前輪６ｆの検出値（上下力Ｆz）の平均値として、後輪６ｒの上下力Ｆr_zは左右後輪６ｒの検出値（上下力Ｆz）の平均値として、それぞれの車輪６の上下力Ｆzに基づいて特定可能である。上述したように、行列式｜Ａ_NL｜は、この値自体を厳密に算出しなくとも、例えば、その傾向は数式６における平方根の中の分母（数式８）によって特定される。そのため、本実施形態では、数式８に示す分母の算出（或いは、これと類似する演算）を、行列式｜Ａ_NL｜の算出と同じ意味で用いる。そして、算出された行列式｜Ａ_NL｜の中でその値が最も小さくなる駆動力配分比ｒ、すなわち、算出された分母（数式８）の中でその値が最も大きくなる駆動力配分比ｒが、目標値ｒ*として設定される。 In step 3, a target value r * of the driving force distribution ratio r is calculated. Specifically, the driving force distribution ratio r is changed stepwise between “0.00” and “1.00”, and based on the friction coefficient μ, the total driving force Fa, the vertical force Ff_zFr_z of the front wheel 6f and the rear wheel 6r. , The value of the determinant | A _NL | Here, the vertical force Ff_z of the front wheel 6f is an average value of the detection values (vertical force Fz) of the left and right front wheels 6f, and the vertical force Fr_z of the rear wheel 6r is an average value of the detection values (vertical force Fz) of the left and right rear wheels 6r. Can be specified based on the vertical force Fz of each wheel 6. As described above, the determinant | A _NL | is determined by, for example, the denominator (Formula 8) in the square root in Formula 6 without calculating the value itself strictly. Therefore, in the present embodiment, the calculation of the denominator shown in Expression 8 (or an operation similar to this) is used in the same meaning as the calculation of the determinant | A _NL |. The driving force distribution ratio r having the smallest value in the calculated determinant | A _NL |, that is, the driving force distribution ratio r having the largest value in the calculated denominator (Formula 8). Is set as the target value r *.

ステップ４において、駆動力配分比ｒの現在値ｒcと目標値ｒ*とが比較され、両者の差が判定値ｒthよりも大きいか否かが判断される。判定値ｒthは、制御のハンチングを抑制するといった観点から、制御の必要がないとみなせる程度の現在値ｒcと目標値ｒ*との差（絶対値）の最大値として、実験やシミュレーションを通じて予め設定されている。このステップ４において肯定判定された場合、すなわち、両者の差が判定値ｒthよりも大きい場合には（｜ｒc−ｒ*｜＞ｒth）、ステップ４に続くステップ５に進む。一方、このステップ４において否定判定された場合、すなわち、両者の差が判定値ｒth以下の場合には（｜ｒc−ｒ*｜＜ｒth）、ステップ５をスキップして本ルーチンを抜ける。 In step 4, the current value rc of the driving force distribution ratio r and the target value r * are compared, and it is determined whether or not the difference between them is larger than the determination value rth. The determination value rth is set in advance through experiments and simulations as a maximum value of the difference (absolute value) between the current value rc and the target value r * that can be regarded as requiring no control from the viewpoint of suppressing control hunting. Has been. If an affirmative determination is made in step 4, that is, if the difference between the two is larger than the determination value rth (| rc−r * |> rth), the process proceeds to step 5 following step 4. On the other hand, if a negative determination is made in step 4, that is, if the difference between the two is equal to or less than the determination value rth (| rc−r * | <rth), step 5 is skipped and the routine is exited.

ステップ５では、駆動力配分比ｒと係合状態（締結トルク）との対応関係が記述されたマップ、計算式等を参照することにより、設定された目標値ｒ*に応じた制御信号（締結トルクの指示値）Ｓigrがソレノイドバルブ４ｄに対して出力され、本ルーチンを抜ける。制御信号Ｓigrに応じてソレノイドバルブ４ｄのデューティ比が制御され、油圧多板クラッチ４ｃの係合状態が調整される。これにより、駆動力配分比ｒが、現在値ｒcから目標値ｒ*に変更される。 In step 5, a control signal (engagement) according to the set target value r * is obtained by referring to a map, a calculation formula or the like in which the correspondence relationship between the driving force distribution ratio r and the engagement state (engagement torque) is described. (Torque instruction value) Sigr is output to the solenoid valve 4d, and this routine is exited. The duty ratio of the solenoid valve 4d is controlled according to the control signal Sigr, and the engagement state of the hydraulic multi-plate clutch 4c is adjusted. As a result, the driving force distribution ratio r is changed from the current value rc to the target value r *.

このように本実施形態によれば、非線形行列Ａ_NLの行列式｜Ａ_NL｜に基づいて、この行列式｜Ａ_NL｜が最小となる駆動力配分比ｒが目標値ｒ*として設定される。そして、この決定された目標値ｒ*に基づいて、前輪６ｆと後輪６ｒとに対する駆動力配分比を可変に設定するセンタディファレンシャル装置４（具体的には、ソレノイドバルブ４ｄ）が制御される。これにより、車両モデルのベクトルＸが線形車両モデルのベクトル（線形ベクトルＸ_L）に対応し、状態面のベクトル変化が抑制される。そのため、車輪６の非線形性を要因とする車両の応答変化を抑制することができる。その結果、走行環境に拘わらず、安定した車両応答を実現することができ、操安性の向上を図ることができる。 Thus, according to the present embodiment, based on the determinant | A _NL | of the nonlinear matrix A _NL , the driving force distribution ratio r that minimizes the determinant | A _NL | is set as the target value r *. . Based on the determined target value r *, the center differential device 4 (specifically, the solenoid valve 4d) that variably sets the driving force distribution ratio for the front wheels 6f and the rear wheels 6r is controlled. Thus, the vehicle model vector X corresponds to the linear vehicle model vector (linear vector X _L ), and the state plane vector change is suppressed. Therefore, the response change of the vehicle caused by the nonlinearity of the wheels 6 can be suppressed. As a result, a stable vehicle response can be realized regardless of the driving environment, and the operability can be improved.

また、検出部１１は、車輪６に作用する作用力を直接的に検出している。このため、例えば、限界コーナリングといった走行状況であったとしても、或いは、摩擦係数が低い路面といった走行状況であったとしても、その作用力を精度よく特定することができる。その結果、非線形行列Ａ_NLの行列式｜Ａ_NL｜の算出精度の向上を図ることができるので、より有効に車両の運動状態を制御することができる。 The detection unit 11 directly detects the acting force acting on the wheel 6. For this reason, for example, even if it is a driving situation such as limit cornering or a driving situation such as a road surface with a low friction coefficient, the acting force can be specified with high accuracy. As a result, the calculation accuracy of the determinant | A _NL | of the nonlinear matrix A _NL can be improved, so that the motion state of the vehicle can be controlled more effectively.

なお、上述の実施形態では、行列式｜Ａ_NL｜の最小化を目的として、その値が最小となる駆動力配分比ｒを一義的に目標値ｒ*として用いた。しかしながら、制御の安定性といった観点では、行列式｜Ａ_NL｜が現在の値よりも小さくなるように、目標値ｒ*を設定すれば足りる。例えば、現在の駆動力配分比ｒを基準とした行列式｜Ａ_NL｜が、その値（現在値）よりも小さくなるように、ステップ値だけ駆動力配分比ｒを変化させた値を目標値ｒ*として用いるといった如くである。この手法であっても、車輪６に作用する非線形的な要素が現在の状態よりも抑制されるため、安定した車両の応答性を得ることができる。 In the above-described embodiment, for the purpose of minimizing the determinant | A _NL |, the driving force distribution ratio r having the minimum value is uniquely used as the target value r *. However, from the viewpoint of control stability, it is sufficient to set the target value r * so that the determinant | A _NL | is smaller than the current value. For example, the target value is a value obtained by changing the driving force distribution ratio r by the step value so that the determinant | A _NL | with respect to the current driving force distribution ratio r becomes smaller than the value (current value). It seems to be used as r *. Even in this method, since the non-linear element acting on the wheel 6 is suppressed as compared with the current state, stable vehicle responsiveness can be obtained.

なお、上述したように、車両モデルのベクトルＸは、線形車両モデルのベクトルＸ_Lと、非線形行列Ａ_NLによって規定されるベクトルＸ_NLとのベクトル和となる。すなわち、非線形行列Ａ_NLの行列式｜Ａ_NL｜の値が小さい程、両ベクトルＸ，Ｘ_Lが対応していることを意味し、その値｜Ａ_NL｜が大きい程、両ベクトルＸ，Ｘ_Lが対応していないことを意味する。したがって、この非線形行列Ａ_NLの行列式｜Ａ_NL｜は、車両モデルのベクトルＸと線形車両モデルのベクトルＸ_Lとの対応関係を評価する評価値と考えることができる。したがって、本制御は、評価値としての行列式｜Ａ_NL｜を算出し、この評価値｜Ａ_NL｜に基づいて、車両モデルのベクトルＸが線型モデルのベクトルＸ_Lに対応するように（すなわち、その評価値が小さくなるように）、駆動力配分比ｒの目標値ｒ*を決定する手法であると言い換えることができる。 As described above, the vector X of the vehicle model becomes a vector X _L of the linear vehicle model, the vector sum of the vector X _NL defined by the non-linear matrix A _NL. That is, the smaller the value of the determinant | A _NL | of the nonlinear matrix A _NL, the more corresponding the vectors X and X _L , and the larger the value | A _NL | _L means not supported. Therefore, the determinant | A _NL | of the nonlinear matrix A _NL can be considered as an evaluation value for evaluating the correspondence between the vehicle model vector X and the linear vehicle model vector X _L. Therefore, this control calculates a determinant | A _NL | as an evaluation value, and based on the evaluation value | A _NL |, the vehicle model vector X corresponds to the linear model vector X _L (ie, In other words, this is a technique for determining the target value r * of the driving force distribution ratio r so that the evaluation value becomes small.

（第２の実施形態）
本実施形態が、上述した第１の実施形態と相違する点は、前後輪に対する荷重配分比ｒ’を制御することにより、非線形行列Ａ_NLの行列式｜Ａ_NL｜の最小化を行う点である。荷重配分制御の概念については、上述した駆動力配分制御と同様であり、本実施形態では、その相違点を中心に説明する。 (Second Embodiment)
The present embodiment is different from the first embodiment described above in that the determinant | A _NL | of the nonlinear matrix A _NL is minimized by controlling the load distribution ratio r ′ for the front and rear wheels. is there. The concept of load distribution control is the same as that of the driving force distribution control described above, and in the present embodiment, the difference will be mainly described.

各車輪の荷重の総和である総荷重をＷ、前後輪に対する荷重配分比をｒ’とする。前輪の平均上下力Ｆf_zと、後輪の上下力Ｆｒ_xとは、以下に示す数式で表すことができる。

The total load, which is the sum of the loads on each wheel, is W, and the load distribution ratio for the front and rear wheels is r ′. The average vertical force Ff_z of the front wheels and the vertical force Fr_x of the rear wheels can be expressed by the following mathematical expressions.

行列式｜Ａ_NL｜を最小化する荷重配分比ｒ’は、第１の実施形態における説明の数式９を数式２２に変更することにより、数式６，７，２２に基づいて、下式より一義的に特定可能である。

The load distribution ratio r ′ for minimizing the determinant | A _NL | is unambiguous from the following formula based on the formulas 6, 7, and 22 by changing the formula 9 described in the first embodiment to the formula 22. Can be identified.

具体的には、荷重配分比ｒ’を「0.00」から「1.00」までの間で段階的に変化させ、摩擦係数μ、総荷重Ｗ、前輪および後輪の平均前後力Ｆf_x，Ｆr_xに基づいて、平方根の中の分母（数式１０）を順次算出する。そして、算出された分母の中で、その値が最も大きい荷重配分比ｒ’が目標値ｒ*として設定される。総荷重Ｗは、各輪６に作用する荷重の総和であり、各輪６に関する検出値（上下力Ｆz）の総和として特定可能である。また、前輪６ｆの前後力Ｆf_xは、左右前輪６ｆの検出値（前後力Ｆx）の平均値として、後輪６ｒの前後力Ｆr_xは、左右後輪６ｒの検出値（前後力Ｆx）の平均値として、それぞれの車輪６の前後力Ｆxに基づいて特定可能である。 Specifically, the load distribution ratio r ′ is changed stepwise between “0.00” and “1.00”, and based on the friction coefficient μ, the total load W, and the average front / rear forces Ff_x and Fr_x of the front and rear wheels. , The denominator (Formula 10) in the square root is calculated sequentially. Then, the load distribution ratio r ′ having the largest value among the calculated denominators is set as the target value r *. The total load W is the sum of the loads acting on each wheel 6 and can be specified as the sum of the detection values (vertical force Fz) related to each wheel 6. The front / rear force Ff_x of the front wheel 6f is an average value of the detection values (front / rear force Fx) of the left and right front wheels 6f, and the front / rear force Fr_x of the rear wheel 6r is an average value of the detection values (front / rear force Fx) of the left and right rear wheels 6r. Can be specified based on the longitudinal force Fx of each wheel 6.

上述した各実施形態と同様の効果を奏するとともに、制御手法に多様性を具備することができる。これにより、本制御を広く種々の車両に適用することができる。なお、それぞれの車輪に対する荷重配分は、例えば、電子制御式のサスペンション装置を用いることにより動的に変化させることができる。 While having the same effect as each embodiment mentioned above, the control method can have diversity. Thereby, this control can be applied to a wide variety of vehicles. The load distribution to each wheel can be dynamically changed by using an electronically controlled suspension device, for example.

なお、上述した各実施形態では、前後輪６ｆ，６ｒに対する配分比制御について説明を行ったが、本発明はこれに限定されない。例えば、前後輪のみならず、左右輪の配分比制御といったように、それぞれの車輪６に対する駆動力配分制御または荷重配分制御を行ってもよい。また、二輪モデルをベースとした状態方程式との関連性で、状態面を表現するベクトル場の軸に、車体すべり角βbおよびヨーレートγの状態量を用いている。しかしながら、横力Ｆzおよびヨーモーメント、車体すべり角βbおよび車体すべり角速度βb’といったように、車両の運動状態を表す状態量を用いる限り、その軸として取り得るパラメータは任意に設定することができる。 In the above-described embodiments, the distribution ratio control for the front and rear wheels 6f and 6r has been described, but the present invention is not limited to this. For example, driving force distribution control or load distribution control for each wheel 6 may be performed such as distribution ratio control of not only front and rear wheels but also left and right wheels. In addition, the state quantity of the vehicle slip angle βb and the yaw rate γ is used as the vector field axis representing the state plane in relation to the state equation based on the two-wheel model. However, as long as the state quantity representing the motion state of the vehicle such as the lateral force Fz, the yaw moment, the vehicle slip angle βb, and the vehicle slip angular velocity βb ′ is used, parameters that can be taken as the axes can be arbitrarily set.

上述した各実施形態では、エンジン２を駆動源とする四輪駆動車について説明したが、駆動源としては、モータを用いることもできる。この場合、エンジン２と同様に、自動変速機３、センタディファレンシャル装置４を介して、単一のモータによって四輪を駆動してもよいし、各輪、或いは前後輪に対してそれぞれモータを設けてもよい。かかる手法であっても、システム行列の要素の非線形項に着目して、センタディファレンシャル装置４、或いは、モータの出力を直接的に制御することにより、配分比ｒを達成する。これにより、上述した各実施形態と同様の効果を奏することができる。また、制動時に制御を行うためには、配分比ｒに応じて、エンジン２の出力制御およびアンチロックブレーキシステム等を用いることも可能である。 In each of the above-described embodiments, the four-wheel drive vehicle using the engine 2 as a drive source has been described, but a motor may be used as the drive source. In this case, like the engine 2, the four wheels may be driven by a single motor via the automatic transmission 3 and the center differential device 4, or a motor is provided for each wheel or front and rear wheels. May be. Even with this method, the distribution ratio r is achieved by directly controlling the output of the center differential device 4 or the motor by paying attention to the nonlinear terms of the elements of the system matrix. Thereby, there can exist an effect similar to each embodiment mentioned above. In order to perform control during braking, output control of the engine 2 and an anti-lock brake system can be used according to the distribution ratio r.

さらに、上述した各実施形態において、検出部１１は、三方向に作用する作用力を検出する構成であるが、本発明は、これに限定されるものではなく、必要となる分力方向に作用する作用力を検出可能であれば足りる。また、三方向の分力成分のみならず、この三方向回りのモーメントをも含む六分力を検出する六分力計であってもよい。かかる構成であっても、必要となる作用力は少なくも検出することができるので、当然ながら問題はない。なお、車輪６に作用する六分力を検出する手法については、例えば、特開２００２−０３９７４４号公報、特開２００２−０２２５７９号公報に開示されているので、必要ならば参照されたい。 Furthermore, in each embodiment mentioned above, although the detection part 11 is a structure which detects the acting force which acts on three directions, this invention is not limited to this, It acts on the required component force direction. It is sufficient if the acting force can be detected. Further, it may be a six-component force meter that detects not only three-component components but also six-component forces including moments around these three directions. Even in such a configuration, there is no problem as a matter of course, since at least the required acting force can be detected. In addition, about the method of detecting the six component force which acts on the wheel 6, since it is disclosed by Unexamined-Japanese-Patent No. 2002-039744 and Unexamined-Japanese-Patent No. 2002-022579, please refer if necessary.

また、検出部１１を車軸５に埋設するケースを説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく、その他のバリエーションも考えられる。作用力を検出するという観点でいえば、車輪６を保持する部材、例えば、ハブやハブキャリア等に検出部１１を設けてもよい。なお、検出部１１をハブに設ける手法については、例えば、特開２００３−１０４１３９号公報に開示されているので、必要ならば参照されたい。 Moreover, although the case where the detection part 11 was embed | buried under the axle shaft 5 was demonstrated, this invention is not limited to this, Other variations are also considered. In terms of detecting the acting force, the detection unit 11 may be provided on a member that holds the wheel 6, for example, a hub or a hub carrier. The method of providing the detection unit 11 in the hub is disclosed in, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 2003-104139, and should be referred to if necessary.

三方向に作用する作用力を直接的に検出することにより、上下力Ｆz、前後力Ｆxを検出しているが、本発明はこれに限定されない。例えば、上下力Ｆzは、垂直荷重の荷重移動量を推定することによって特定してもよいし（すなわち、間接的に検出する）、前後力Ｆxは、前後方向に働く加速度、総駆動力等から特定してもよい（すなわち、間接的に検出する）。この推定手法では、各車輪６の車輪速を検出する車輪速センサ、車両重心位置に設けられた横加速度センサおよび前後加速度センサ、ヨーレートセンサ等が検出部１１として用いられる。 Although the vertical force Fz and the longitudinal force Fx are detected by directly detecting the acting force acting in the three directions, the present invention is not limited to this. For example, the vertical force Fz may be specified by estimating the load movement amount of the vertical load (that is, indirectly detected), and the longitudinal force Fx is determined from acceleration acting in the longitudinal direction, total driving force, and the like. It may be specified (ie, detected indirectly). In this estimation method, a wheel speed sensor that detects the wheel speed of each wheel 6, a lateral acceleration sensor and a longitudinal acceleration sensor provided at the center of gravity of the vehicle, a yaw rate sensor, and the like are used as the detection unit 11.

車両モデルを示す説明図Explanatory drawing showing the vehicle model 車両運動の状態方程式を示すブロック図Block diagram showing the state equation of vehicle motion 車輪に作用する作用力の説明図Explanatory drawing of acting force acting on wheel 状態面におけるベクトルの説明図Illustration of the vector in the state plane 車両運動制御装置が適用された車両の説明図Explanatory drawing of a vehicle to which a vehicle motion control device is applied 車両運動制御装置１の全体構成を示したブロック図The block diagram which showed the whole structure of the vehicle motion control apparatus 1 車両運動制御手順を示したフローチャートFlow chart showing vehicle motion control procedure

符号の説明Explanation of symbols

１車両運動制御装置
２エンジン
３自動変速機
４センタディファレンシャル装置
４ａキャリア
４ｂサンギヤ
４ｃ油圧多板クラッチ
５駆動軸
６車輪
６ｆ前輪
６ｒ後輪
７ソレノイドバルブ
１０制御部
１０ａ算出部
１０ｂ設定部
１１検出部
１２推定部 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Vehicle motion control apparatus 2 Engine 3 Automatic transmission 4 Center differential apparatus 4a Carrier 4b Sun gear 4c Hydraulic multi-plate clutch 5 Drive shaft 6 Wheel 6f Front wheel 6r Rear wheel 7 Solenoid valve 10 Control part 10a Calculation part 10b Setting part 11 Detection part 12 Estimator

Claims

車両運動制御装置において、
車両の運動状態を表す以下の数式の状態方程式のシステム行列を構成する要素のそれぞれが、車輪の線形性を要因として変化する線形項と、前記車輪の非線形性を要因として変化する非線形項との和で表されており、当該システム行列に基づいて、前記要素のそれぞれの非線形項によって構成される非線形行列の行列式を算出する算出部と、
前記算出された行列式に基づいて、前記車輪のそれぞれに対する駆動力配分比または荷重配分比の目標値を設定する設定部と
を有することを特徴とする車両運動制御装置。

βb：車体すべり角
γ：ヨーレート
δ：前輪舵角
βb'：車体すべり角速度
γ'：ヨー角加速
ａ11〜ａ22，ｂ1，ｂ2：システム行列の要素 In the vehicle motion control device,
Each of the elements constituting the system matrix of the state equation of the following equation representing the motion state of the vehicle is a linear term that changes due to the linearity of the wheel, and a nonlinear term that changes due to the nonlinearity of the wheel. A calculation unit that calculates a determinant of a nonlinear matrix that is represented by a sum and that is configured by each nonlinear term of the element based on the system matrix;
A vehicle motion control device comprising: a setting unit configured to set a target value of a driving force distribution ratio or a load distribution ratio for each of the wheels based on the calculated determinant.

βb: Body slip angle
γ: Yaw rate
δ: Front wheel rudder angle
βb ': Vehicle slip angular velocity
γ ': Yaw angle acceleration
a11 to a22, b1, b2: System matrix elements

前記要素のそれぞれは、前記車両の安定性に影響を与える一対の対角要素と、前記車両の応答性に影響を与える一対の連成要素とを含み、
前記算出部は、前記一対の対角要素に関する前記非線形項の積算値から、前記一対の連成要素に関する前記非線形項の積算値を減算した減算値を、前記行列式として算出することを特徴とする請求項１に記載された車両運動制御装置。 Each of the elements includes a pair of diagonal elements that affect the stability of the vehicle and a pair of coupled elements that affect the responsiveness of the vehicle,
The calculation unit calculates, as the determinant, a subtracted value obtained by subtracting an integrated value of the nonlinear terms related to the pair of coupled elements from an integrated value of the nonlinear terms related to the pair of diagonal elements. The vehicle motion control device according to claim 1.

前記車輪のそれぞれを検出対象として、前記車輪に作用する上下力を検出する検出部と、
前記車両の状態に基づいて、前記車輪と路面との間の摩擦係数を推定するとともに、前記車輪のそれぞれに与えられる駆動力の総和を総駆動力として推定する推定部とをさらに有し、
前記算出部は、前記車輪のそれぞれの上下力と、前記摩擦係数と、前記総駆動力とに基づいて、それぞれが異なる前記駆動力配分比に応じた複数の前記行列式を算出し、
前記設定部は、前記算出された複数の行列式に基づいて、前記行列式が現在の値よりも小さくなる前記駆動力配分比を前記目標値として設定することを特徴とする請求項１または２に記載された車両運動制御装置。 With each of the wheels as a detection target, a detection unit that detects a vertical force acting on the wheel;
Based on the state of the vehicle, the friction coefficient between the wheel and the road surface is estimated, and further includes an estimation unit that estimates the total driving force applied to each of the wheels as a total driving force,
The calculation unit calculates a plurality of determinants according to the different driving force distribution ratios based on the vertical force of each wheel, the friction coefficient, and the total driving force,
The setting unit sets the driving force distribution ratio at which the determinant is smaller than a current value as the target value based on the plurality of calculated determinants. The vehicle motion control device described in 1.

前記車輪のそれぞれを検出対象として、前記車輪に作用する前後力と上下力とを検出する検出部と、
前記車両の状態に基づいて、前記車輪と路面との間の摩擦係数を推定する推定部とをさらに有し、
前記算出部は、前記車輪のそれぞれの前後力と、前記車輪のそれぞれの上下力と、前記摩擦係数とに基づいて、それぞれが異なる前記荷重配分比に応じた複数の前記行列式を算出し、
前記設定部は、前記算出された複数の行列式に基づいて、前記行列式が現在の値よりも小さくなる前記荷重配分比を前記目標値として設定することを特徴とする請求項１または２に記載された車両運動制御装置。 With each of the wheels as a detection target, a detection unit that detects longitudinal force and vertical force acting on the wheel;
An estimation unit that estimates a friction coefficient between the wheel and the road surface based on the state of the vehicle;
The calculation unit calculates a plurality of determinants according to the load distribution ratios different from each other based on the longitudinal force of each wheel, the vertical force of each wheel, and the friction coefficient,
3. The setting unit according to claim 1, wherein the setting unit sets, as the target value, the load distribution ratio in which the determinant is smaller than a current value based on the plurality of calculated determinants. The vehicle motion control device described.