JP4525344B2

JP4525344B2 - Vehicle attitude control device

Info

Publication number: JP4525344B2
Application number: JP2004380950A
Authority: JP
Inventors: 寛之富樫
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2004-12-28
Filing date: 2004-12-28
Publication date: 2010-08-18
Anticipated expiration: 2024-12-28
Also published as: JP2006183638A

Description

本発明は、車両姿勢制御装置に関し、特に操向輪が駆動輪となる車両の姿勢制御に関する。 The present invention relates to a vehicle attitude control device, and more particularly to attitude control of a vehicle in which steered wheels are drive wheels.

従来、車両姿勢制御装置として、特許文献１に記載の技術が知られている。この公報には、前輪駆動車の車両発進時において、舵角およびアクセル開度に基づいて駆動力発生までの遅れ時間を設定すると共に駆動力を制限する技術が開示されている。これにより、車両の進行ベクトルと駆動輪（操向輪）の駆動ベクトルが異なることで発生するサスペンションジャダーの発生を防止している。
特開２００１−９０５６８号公報 Conventionally, a technique described in Patent Document 1 is known as a vehicle attitude control device. This publication discloses a technique for setting a delay time until the driving force is generated and limiting the driving force based on the steering angle and the accelerator opening when the front-wheel-drive vehicle starts. This prevents the occurrence of suspension judder that occurs when the vehicle traveling vector and the driving vector of the driving wheel (steering wheel) are different.
JP 2001-90568 A

近年、前輪駆動車の大型化及び高駆動力化が進む中、本出願人は、車両旋回中に加速し操向輪に過大な駆動力が入力されると、操向輪の転舵角が運転者の意図に反して増大する現象（以下、トルクステアと記載）が発生することを見出した。すなわち、車両が旋回している際、車両の荷重移動等に基づいて旋回外輪の駆動トルクが、旋回内輪の駆動トルクよりも増大し、この駆動トルク差に起因してトルクステアが発生する。このトルクステアを抑制する際、車両発進時に発生するサスペンションジャダーを抑制する上記従来技術では、単にステアリングホイールの操舵角に基づいて制御しており、荷重移動や左右操向輪の駆動力差を考慮しておらず、トルクステアの発生を抑制することができないという課題があった。 In recent years, as front-wheel drive vehicles have become larger and higher in driving force, the applicant has accelerated the vehicle while turning the vehicle, and if excessive driving force is input to the steered wheels, the steering angle of the steered wheels is increased. It has been found that a phenomenon that increases against the driver's intention (hereinafter referred to as torque steer) occurs. That is, when the vehicle is turning, the driving torque of the outer turning wheel is larger than the driving torque of the inner turning wheel based on the load movement of the vehicle, and torque steer is generated due to this driving torque difference. When suppressing this torque steer, the above-described conventional technology that suppresses suspension judder that occurs when the vehicle starts is controlled simply based on the steering angle of the steering wheel, taking into account load movement and the difference in driving force between the left and right steering wheels. There is a problem that torque steer cannot be suppressed.

本発明は、上記問題に着目してなされたもので、操向輪を駆動する車両において、旋回加速時にトルクステアを抑制可能な車両姿勢制御装置を提供することを目的とする。 The present invention has been made paying attention to the above problem, and an object of the present invention is to provide a vehicle attitude control device capable of suppressing torque steer during turning acceleration in a vehicle that drives steered wheels.

上記目的を達成するため、本発明では、駆動源により駆動される操向輪を備えた車両姿勢制御装置において、車両旋回中であって、旋回内輪側の操向輪駆動トルクよりも旋回外輪側の操向輪駆動トルクが大きくなる旋回状態を検出する旋回状態検出手段と、前記旋回状態検出手段により検出された旋回状態に基づいて、旋回内輪側の操向輪駆動トルクと旋回外輪側の操向輪駆動トルクとの差が小さくなるように、前記駆動源の駆動トルク上限値を設定するトルク上限値設定手段と、前記トルク上限値設定手段により設定された上限値以下の範囲で前記操向輪の駆動力を制御する駆動力制御手段と、を備えたことを特徴とする。 In order to achieve the above object, according to the present invention, in a vehicle attitude control device including a steered wheel driven by a drive source, the vehicle is turning, and the turning outer wheel side is more than the steered wheel driving torque on the turning inner wheel side. Based on the turning state detected by the turning state detecting means and the turning state detected by the turning state detecting means, and the steering wheel driving torque on the turning inner wheel side and the steering wheel driving torque on the turning outer wheel side. Torque upper limit value setting means for setting the drive torque upper limit value of the drive source, and the steering within a range equal to or less than the upper limit value set by the torque upper limit value setting means so that the difference from the direction wheel drive torque is reduced. Driving force control means for controlling the driving force of the wheel.

車両旋回中に左右操向輪の駆動トルク差（特に旋回外輪の駆動トルクが旋回内輪の駆動トルクよりも大きくなる状態）を抑制することが可能となり、トルクステアを回避することができる。 It is possible to suppress the driving torque difference of the right and left steering wheels during vehicle turning (especially state in which the drive torque of the turning outer wheel is larger than the driving torque of the inner wheel), it is possible to avoid the door Rukusutea.

以下、本発明の車両姿勢制御装置を実現する最良の形態を、図面に示す実施例１に基づいて説明する。 Hereinafter, the best mode for realizing the vehicle attitude control device of the present invention will be described based on Example 1 shown in the drawings.

図１は実施例１の車両姿勢制御装置の構成を表す概略図である。実施例１の車両は、車両前方にエンジン１が配置され、操向輪となる前輪５FL，５FRを駆動する前輪駆動車である。エンジン１から出力された駆動トルクは、自動変速機２により変速されると共に、自動変速機２内に収装されたデファレンシャル２ａ（図２参照）を介して右側第１ドライブシャフトSR1及び左側第１ドライブシャフトSL1に出力される。第１ドライブシャフトSL1，SR1には、キングピン軸に設けられたユニバーサルジョイントUJを介して第２ドライブシャフトSL2，SR2に出力され、左右前輪５FL，５FRを駆動する。 FIG. 1 is a schematic diagram illustrating the configuration of the vehicle attitude control device according to the first embodiment. The vehicle of the first embodiment is a front-wheel drive vehicle in which the engine 1 is disposed in front of the vehicle and drives the front wheels 5FL and 5FR serving as steered wheels. The drive torque output from the engine 1 is shifted by the automatic transmission 2 and is connected to the right first drive shaft SR1 and the left first drive via a differential 2a (see FIG. 2) housed in the automatic transmission 2. Output to drive shaft SL1. The first drive shafts SL1 and SR1 are output to the second drive shafts SL2 and SR2 via the universal joint UJ provided on the kingpin shaft, and drive the left and right front wheels 5FL and 5FR.

ステアリングホイール３には、ステアリングシャフト，中間シャフト，ピニオンシャフト等を介してラック&ピニオン機構４が接続されている。運転者がステアリングホイール３を操作すると、ラック軸４１及びタイロッド４２を介してアクスル４３をキングピンKP回りに回動させ、前輪５FL，５FRを転舵する。 A rack and pinion mechanism 4 is connected to the steering wheel 3 via a steering shaft, an intermediate shaft, a pinion shaft, and the like. When the driver operates the steering wheel 3, the axle 43 is rotated around the king pin KP via the rack shaft 41 and the tie rod 42, and the front wheels 5FL and 5FR are steered.

エンジンコントロールユニット２０（以下、ECUと記載する）は、各種センサ値及び後述するコントロールユニット１０からの指令信号に基づいてエンジン１の駆動状態を制御する。自動変速機コントロールユニット３０（以下、ATCUと記載する）は、各種センサ値及び後述するコントロールユニット１０からの指令信号に基づいて車両の走行状況に応じた自動変速機２の変速比を制御する。 The engine control unit 20 (hereinafter referred to as ECU) controls the driving state of the engine 1 based on various sensor values and a command signal from the control unit 10 described later. The automatic transmission control unit 30 (hereinafter referred to as ATCU) controls the gear ratio of the automatic transmission 2 according to the traveling state of the vehicle based on various sensor values and command signals from the control unit 10 described later.

コントロールユニット１０には、車輪速センサ１１により検出された各輪5FL，5FR，5RL，5RRの回転速度と、ヨーレイトセンサ１２により検出された車両のヨーレイトと、横加速度センサ１３により検出された車両の横加速度と、操舵角センサ１４により検出された運転者の操舵角と、アクセルペダルストロークセンサ１５（以下、APSと記載する）により検出された運転者のアクセルペダル踏み込み量等が入力される。コントロールユニット１０は、各種センサ値に基づいてトルクステア回避制御処理を行い、ECU２０及びATCU３０に制御信号を出力する。 The control unit 10 includes a rotational speed of each wheel 5FL, 5FR, 5RL, 5RR detected by the wheel speed sensor 11, a vehicle yaw rate detected by the yaw rate sensor 12, and a vehicle acceleration detected by the lateral acceleration sensor 13. The lateral acceleration, the driver's steering angle detected by the steering angle sensor 14, the driver's accelerator pedal depression amount detected by the accelerator pedal stroke sensor 15 (hereinafter referred to as APS), and the like are input. The control unit 10 performs torque steer avoidance control processing based on various sensor values, and outputs control signals to the ECU 20 and the ATCU 30.

図２はコントロールユニット１０の構成を表す制御ブロック図である。コントロールユニット１０内には、運転者のアクセルペダルストロークに基づいて所定時間後のエンジン駆動トルクを推定演算する駆動トルク演算部１０ａと、エンジン１の駆動トルク上限値Pmaxを設定するトルク上限値設定部１０ｂと、設定されたトルク上限値に基づいてECU１０に対し、駆動力制御指令を出力する駆動力制御部１０ｃと、走行中の路面摩擦係数（以下、路面μと記載する）を推定する路面μ推定部１０ｄから構成されている。 FIG. 2 is a control block diagram showing the configuration of the control unit 10. In the control unit 10, a driving torque calculation unit 10 a that estimates and calculates the engine driving torque after a predetermined time based on the accelerator pedal stroke of the driver, and a torque upper value setting unit that sets the driving torque upper limit value Pmax of the engine 1. 10b and a driving force control unit 10c that outputs a driving force control command to the ECU 10 based on the set torque upper limit value, and a road surface μ that estimates a road surface friction coefficient during traveling (hereinafter referred to as a road surface μ). It is comprised from the estimation part 10d.

図３はコントロールユニット１０におけるトルクステア回避制御処理を表すフローチャートである。
ステップ１０１では、路面μ推定部１０ｄにおいて路面μ推定処理が実行される。詳細については後述する。
ステップ１０２では、横加速度センサ１３からのセンサ値等に基づいて旋回中かどうかを判断し、旋回中でなければ本制御フローを終了し、旋回中であればステップ１０３へ進む。
ステップ１０３では、駆動トルクP*を演算する。ここで、駆動トルクP*とは、運転者のアクセルペダル操作によって所定時間後にエンジン１からどの程度の駆動力が出力されるかを推定した値を表す。
ステップ１０４では、横加速度センサ１３により検出された横加速度に基づいて、上限値マップから駆動力上限値Pmaxを設定する。
ステップ１０５では、駆動トルクP*が駆動力上限値Pmaxよりも大きいかどうかを判断し、大きいときはステップ１０６へ進み、それ以外のときはステップ１０７へ進む。
ステップ１０６では、駆動力指令値として駆動力上限値Pmaxを出力する。
ステップ１０７では、駆動力指令値として駆動トルクP*を出力する。 FIG. 3 is a flowchart showing torque steer avoidance control processing in the control unit 10.
In step 101, the road surface μ estimation unit 10d executes road surface μ estimation processing. Details will be described later.
In step 102, it is determined whether or not the vehicle is turning based on the sensor value from the lateral acceleration sensor 13. If the vehicle is not turning, the present control flow is terminated. If the vehicle is turning, the process proceeds to step 103.
In step 103, the drive torque P * is calculated. Here, the driving torque P * represents a value that estimates how much driving force is output from the engine 1 after a predetermined time by the driver's accelerator pedal operation.
In step 104, based on the lateral acceleration detected by the lateral acceleration sensor 13, the driving force upper limit value Pmax is set from the upper limit value map.
In step 105, it is determined whether or not the driving torque P * is larger than the driving force upper limit value Pmax. If larger, the process proceeds to step 106, and otherwise, the process proceeds to step 107.
In step 106, the driving force upper limit value Pmax is output as the driving force command value.
In step 107, the drive torque P * is output as the drive force command value.

図４は路面μ推定処理を表すフローチャートである。
ステップ２０１では、駆動トルクが、予め設定された第１駆動トルク値ａ１かどうかを判断し、ａ１のときはステップ２０２へ進み、それ以外の時はステップ２０９へ進む。
ステップ２０２では、基準時間Ｔｏを設定する。
ステップ２０３では、タイマτのカウントアップを開始する。
ステップ２０４では、車輪速センサ１１により検出された前輪５FL，５FRと後輪５RR，５RLの車輪速差等に基づいて、操向輪である前輪５FL，５FRの少なくともどちらか一方にスリップが発生したかどうかを判断し、スリップが発生したときはステップ２０６へ進み、それ以外の時はステップ２０５へ進む。
ステップ２０５では、タイマτのカウントアップを行う。
ステップ２０６では、基準時間Ｔｏがタイマ値τよりも大きいかどうかを判断し、大きいときはステップ２０７へ進み、それ以外のときはステップ２０８へ進む。
ステップ２０７では、路面摩擦係数を（初期値：μ＝１）を減少補正する。
ステップ２０８では、路面摩擦係数を（初期値：μ＝１）を増加補正する。
ステップ２０９では、路面摩擦係数をμ＝１に設定する。 FIG. 4 is a flowchart showing the road surface μ estimation process.
In step 201, it is determined whether or not the driving torque is a preset first driving torque value a1. If a1, the process proceeds to step 202. Otherwise, the process proceeds to step 209.
In step 202, a reference time To is set.
In step 203, the timer τ starts counting up.
In step 204, at least one of the front wheels 5FL and 5FR which are steered wheels has slipped based on the wheel speed difference between the front wheels 5FL and 5FR and the rear wheels 5RR and 5RL detected by the wheel speed sensor 11. If slip occurs, the process proceeds to step 206. Otherwise, the process proceeds to step 205.
In step 205, the timer τ is counted up.
In step 206, it is determined whether or not the reference time To is larger than the timer value τ. If so, the process proceeds to step 207. Otherwise, the process proceeds to step 208.
In step 207, the road surface friction coefficient is corrected to decrease (initial value: μ = 1).
In step 208, the road surface friction coefficient is corrected by increasing (initial value: μ = 1).
In step 209, the road surface friction coefficient is set to μ = 1.

〔トルクステア回避制御の作用〕
次に、上記トルクステア回避制御の作用について説明する。まず、路面μ推定処理について説明する。 [Operation of torque steer avoidance control]
Next, the operation of the torque steer avoidance control will be described. First, the road surface μ estimation process will be described.

（路面μ推定処理の作用）
実施例１では、エンジン１の駆動トルクが第１駆動トルク値ａ１に到達したときに路面μ推定が実行される。図５は駆動トルクとスリップ時間の関係を表す図である。この第１駆動トルク値ａ１は、路面μをμ＝１と設定したとき、この路面μで駆動トルク値ａ１が出力された際に操向輪スリップが発生するまでの時間が基準時間Ｔｏとなる値である。 (Operation of road surface μ estimation process)
In the first embodiment, the road surface μ estimation is executed when the driving torque of the engine 1 reaches the first driving torque value a1. FIG. 5 is a diagram illustrating the relationship between the driving torque and the slip time. When the road surface μ is set to μ = 1, the first drive torque value a1 is the reference time To when the steered wheel slip occurs when the drive torque value a1 is output on the road surface μ. Value.

よって、駆動トルクが第１駆動トルク値ａ１に到達した時から実際にスリップが発生するまでのスリップ時間をタイマτによるカウントする。このスリップ時間が基準時間Ｔｏよりも長いときは路面μは高いと推定され、スリップ時間が基準時間Ｔｏよりも短いときは路面μは低いと推定される。今、路面μはμ＝１から減少補正されたとすると、μ＝０．６に補正される。このとき、第１駆動トルク値ａ１をμ＝０．６に対応する値ａ２に置換する。次に、基準時間Ｔｏをμ＝０．６に対応する時間Ｔ１に置換する。そして、駆動トルクが第１駆動トルクａ２に到達した時からスリップ時間の測定を行い、このスリップ時間がＴ１よりも短ければ、更に路面μを減少補正し、スリップ時間がおおむねＴ１近傍であれば、μ＝０．６と設定する。以上のように、路面μに応じた第１駆動トルク値及び基準時間に基づいて路面μを精度良く推定することができる。 Therefore, the timer τ counts the slip time from when the drive torque reaches the first drive torque value a1 until the actual slip occurs. When the slip time is longer than the reference time To, the road surface μ is estimated to be high, and when the slip time is shorter than the reference time To, the road surface μ is estimated to be low. Now, if the road surface μ is corrected to decrease from μ = 1, it is corrected to μ = 0.6. At this time, the first drive torque value a1 is replaced with a value a2 corresponding to μ = 0.6. Next, the reference time To is replaced with a time T1 corresponding to μ = 0.6. Then, the slip time is measured from when the drive torque reaches the first drive torque a2, and if the slip time is shorter than T1, the road surface μ is further reduced and corrected, and if the slip time is approximately near T1, Set μ = 0.6. As described above, the road surface μ can be accurately estimated based on the first driving torque value and the reference time corresponding to the road surface μ.

（トルクステア発生論理）
次に、旋回加速時にトルクステアが発生する論理について説明する。図６は前輪５FL，５FRとデファレンシャル２ａの関係を表す図である。図６（ａ）は直進時の輪荷重及び駆動トルクの関係を表す図である。直進走行時には、前輪５FL，５FRに作用する輪荷重は等しく、また、デファレンシャル２ａから第１ドライブシャフトSR1，SL1に出力される駆動トルクTR及びTLも等しい。 (Torque steer generation logic)
Next, the logic for generating torque steer during turning acceleration will be described. FIG. 6 is a diagram illustrating the relationship between the front wheels 5FL and 5FR and the differential 2a. FIG. 6A is a diagram showing the relationship between the wheel load and the drive torque when traveling straight. During straight running, the wheel loads acting on the front wheels 5FL and 5FR are equal, and the drive torques TR and TL output from the differential 2a to the first drive shafts SR1 and SL1 are also equal.

図６（ｂ）は旋回開始時の輪荷重及び駆動トルクの関係を表す図である。運転者がステアリングホイール３を操舵すると、前輪５FL，５FRは転舵される。このとき、輪荷重はまださほど移動しておらず、旋回半径の大小関係から、旋回外輪に相当する右前輪５FRの転がり抵抗に比べて旋回内輪に相当する左前輪５FLの転がり抵抗が増大する。よって、右側第１ドライブシャフトSR1の駆動トルクTRよりも左側第１ドライブシャフトSL1の駆動トルクTLが増大する。 FIG. 6B is a diagram showing the relationship between wheel load and driving torque at the start of turning. When the driver steers the steering wheel 3, the front wheels 5FL and 5FR are steered. At this time, the wheel load has not moved so much, and the rolling resistance of the left front wheel 5FL corresponding to the turning inner wheel increases compared to the rolling resistance of the right front wheel 5FR corresponding to the turning outer wheel due to the magnitude relationship of the turning radius. Therefore, the drive torque TL of the left first drive shaft SL1 is larger than the drive torque TR of the right first drive shaft SR1.

図６（ｃ）は旋回中の輪荷重及び駆動トルクの関係を表す図である。旋回中では、車両は横加速度が発生し、車体のロールに伴って車両重心が傾く。これにより、旋回外輪である右前輪５FRの輪荷重が増大し、旋回内輪である左前輪５FLの輪荷重が減少する。この旋回内輪の輪荷重の減少は、旋回内輪である左前輪５FLが路面に伝達可能な駆動トルクの減少を引き起こす。この状態で運転者がアクセルペダルを踏み込み、加速意図を示すと、エンジン１から出力される駆動トルクが増大し、左前輪５FLはスリップしてしまう。以下、このスリップに伴う左右第１ドライブシャフトSR1，SR2の駆動トルクについて説明する。 FIG. 6C is a diagram showing the relationship between wheel load and driving torque during turning. During turning, the vehicle generates lateral acceleration, and the center of gravity of the vehicle tilts with the roll of the vehicle body. As a result, the wheel load of the right front wheel 5FR that is the outer turning wheel increases, and the wheel load of the left front wheel 5FL that is the inner turning wheel decreases. This reduction in the wheel load of the turning inner wheel causes a reduction in driving torque that can be transmitted to the road surface by the left front wheel 5FL that is the turning inner wheel. If the driver depresses the accelerator pedal in this state and indicates the intention to accelerate, the driving torque output from the engine 1 increases and the left front wheel 5FL slips. Hereinafter, the drive torque of the left and right first drive shafts SR1 and SR2 due to this slip will be described.

図７はデファレンシャル２ａの機械構成、及び左前輪５FLがスリップしたときのエンジン１から出力される駆動トルクTinと第１ドライブシャフトSR1，SL1の駆動トルクTR，TLの関係を表す図である。デファレンシャル２ａは、左右側第１ドライブシャフトSL1，SR1に接続されたサイドギヤSGと、両サイドギヤSGと噛合するピニオンメイトPMと、サイドギヤSG及びピニオンメイトPMとケーシングの間に設けられたワッシャーWSから構成されている。 FIG. 7 is a diagram showing the mechanical configuration of the differential 2a and the relationship between the drive torque Tin output from the engine 1 when the left front wheel 5FL slips and the drive torques TR and TL of the first drive shafts SR1 and SL1. The differential 2a includes a side gear SG connected to the left and right first drive shafts SL1 and SR1, a pinion mate PM meshing with both side gears SG, and a washer WS provided between the side gear SG and the pinion mate PM and the casing. Has been.

左側第１ドライブシャフトSL1が空転すると、空転によって増大した回転数分、右側第１ドライブシャフトSR1の回転数を減少させる。このとき、エンジン１から入力された駆動トルクTinを左右ドライブシャフトに均等に分配しようとしても、空転によって増大した回転数はワッシャーWSとピニオンメイトPM及びサイドギヤSGの間の摩擦エネルギによって消費されてしまう。これにより、旋回内輪となる左側の駆動トルクTLは減少し、旋回外輪となる右側の駆動トルクTRは増大する。以降、この現象をトルクリバースと定義する。 When the left first drive shaft SL1 idles, the rotation number of the right first drive shaft SR1 is decreased by the number of rotations increased by the idle rotation. At this time, even if the drive torque Tin input from the engine 1 is to be evenly distributed to the left and right drive shafts, the rotational speed increased by idling is consumed by the frictional energy between the washer WS, the pinion mate PM, and the side gear SG. . As a result, the left driving torque TL that becomes the turning inner wheel decreases, and the right driving torque TR that becomes the turning outer wheel increases. Hereinafter, this phenomenon is defined as torque reverse.

このトルクリバースによって旋回外輪の駆動トルクが増大し、旋回内輪の駆動トルクは減少する。この左右の駆動トルクの差によって、キングピン軸回りにキングピンオフセット分の回転モーメントが発生し、旋回方向に対して更に前輪５FL，５FRが巻き込まれるトルクステアが発生してしまう。このとき、車両に発生する横加速度と路面μから、このトルクリバースの発生を防止することが可能な駆動トルク上限値Pmaxは、各種車両諸元や実験等によって算出可能となる。 This torque reverse increases the driving torque of the outer turning wheel and decreases the driving torque of the inner turning wheel. Due to the difference between the left and right drive torques, a rotational moment corresponding to the kingpin offset is generated around the kingpin axis, and torque steer in which the front wheels 5FL and 5FR are further wound in the turning direction is generated. At this time, the driving torque upper limit value Pmax capable of preventing the occurrence of this torque reverse can be calculated from various vehicle specifications and experiments from the lateral acceleration generated in the vehicle and the road surface μ.

図８は、横加速度と路面μと駆動トルク上限値Pmaxの関係を表す図である。ある横加速度及び路面μにおいて、旋回内輪がスリップを引き起こしトルクリバースによって旋回内輪側の第１ドライブシャフト駆動トルクが、旋回外輪の第１ドライブシャフト駆動トルクよりも大きくなることがない駆動トルク上限値が設定されている。よって、運転者のアクセルペダル操作に基づいて推定されるエンジン１の駆動トルクP*が、この駆動トルク上限値Pmaxよりも大きいときには、駆動トルク上限値Pmaxより大きな駆動トルクの発生を抑制する。これにより、確実に旋回加速時のトルクステアを回避することができる。 FIG. 8 is a diagram illustrating a relationship among the lateral acceleration, the road surface μ, and the driving torque upper limit value Pmax. At a certain lateral acceleration and road surface μ, a driving torque upper limit value is set such that the turning inner wheel causes slipping and the first drive shaft driving torque on the turning inner wheel side does not become larger than the first driving shaft driving torque of the turning outer wheel due to torque reverse. Is set. Therefore, when the driving torque P * of the engine 1 estimated based on the driver's accelerator pedal operation is larger than the driving torque upper limit value Pmax, the generation of driving torque larger than the driving torque upper limit value Pmax is suppressed. Thereby, torque steer during turning acceleration can be avoided reliably.

以上、説明したように、実施例１の車両姿勢制御装置にあっては、下記に列挙する作用効果を奏する。 As described above, the vehicle attitude control device according to the first embodiment has the following effects.

(1).車両旋回中であって、旋回内輪側の操向輪駆動トルクよりも旋回外輪側の操向輪駆動トルクが大きくなる状態（すなわち、トルクリバースが発生しているかどうか）かどうかを検出し、旋回内輪側の操向輪駆動トルクと旋回外輪側の操向輪駆動トルクとの差が小さくなるように、駆動源であるエンジン１の駆動トルク上限値Pmaxを設定する。この駆動トルク上限値Pmax以下の範囲でエンジン１の駆動力を制御することで、旋回中に加速が行われたとしても、確実にトルクステアを回避することができる。 (1) Whether the steering wheel driving torque on the outer turning wheel side is larger than the steering wheel driving torque on the inner turning wheel side (that is, whether or not torque reverse has occurred). The drive torque upper limit value Pmax of the engine 1 that is the drive source is set so that the difference between the steered wheel drive torque on the turning inner wheel side and the steered wheel drive torque on the turning outer wheel side is reduced. By controlling the driving force of the engine 1 within the range of the driving torque upper limit value Pmax or less, torque steer can be reliably avoided even if acceleration is performed during turning.

(2).車両の横加速度を検出し、この横加速度に基づいて駆動トルク上限値Pmaxを設定することで、旋回中に加速要求が行われたとしても、確実にトルクステアを回避することができる。 (2) By detecting the lateral acceleration of the vehicle and setting the drive torque upper limit value Pmax based on this lateral acceleration, even if an acceleration request is made during a turn, torque steer can be avoided reliably. it can.

(3).路面摩擦係数μを推定し、路面摩擦係数μが低いほど小さな上限値に設定することとした。よって、路面状況に応じてトルクステアを確実に回避することができる。 (3). The road surface friction coefficient μ was estimated, and the lower upper limit value was set as the road surface friction coefficient μ was lower. Therefore, torque steer can be reliably avoided according to the road surface condition.

(4).路面摩擦係数μを推定する際、予め設定された初期路面摩擦係数μ＝１に基づいて、設定された第１操向輪駆動トルクａ１における操向輪駆動スリップが発生するまでの基準時間Ｔｏを設定する。次に、第１操向輪駆動トルクａ１に到達した時から前輪５FL，５FRの駆動スリップが発生するまでのスリップ時間を計測する。次に、基準時間Ｔｏとスリップ時間を比較し、基準時間Ｔｏよりもスリップ時間が短いときは初期路面摩擦係数よりも小さな路面摩擦係数に更新し、基準時間Ｔｏよりもスリップ時間が長いときは初期路面摩擦係数よりも大きな路面摩擦係数に更新する。このように、ある駆動トルクにおいて駆動スリップが発生するまでの時間に基づいて路面μを補正することで、正確に路面摩擦係数を推定することができる。 (4) When estimating the road surface friction coefficient μ, the steering wheel driving slip at the set first steering wheel driving torque a1 is generated based on the preset initial road surface friction coefficient μ = 1. A reference time To is set. Next, the slip time from when the first steered wheel drive torque a1 is reached until the drive slip of the front wheels 5FL, 5FR occurs is measured. Next, the reference time To and the slip time are compared, and when the slip time is shorter than the reference time To, the road surface friction coefficient is updated to be smaller than the initial road surface friction coefficient, and when the slip time is longer than the reference time To, the initial time is updated. Update to a road surface friction coefficient greater than the road surface friction coefficient. As described above, the road surface friction coefficient can be accurately estimated by correcting the road surface μ based on the time until the drive slip occurs at a certain drive torque.

次に、実施例２について説明する。基本的な構成は実施例１と同様であるため、異なる点についてのみ説明する。実施例１では、トルクリバースの発生によってトルクステアが発生する点に着目した。これに対し、実施例２では、旋回時の荷重移動に伴うユニバーサルジョイントのジョイントアングルの変化によって、トルク伝達効率が変化する点に着目したものである。実施例２では、図９に示すように、前輪５FL，５FRを支持する右側及び左側サスペンションSPR，SPLのサスペンションストロークを検出するストロークセンサ１６FL，１６FRが設けられている。 Next, Example 2 will be described. Since the basic configuration is the same as that of the first embodiment, only different points will be described. In Example 1, attention was paid to the fact that torque steer is generated by the occurrence of torque reverse. On the other hand, the second embodiment focuses on the point that the torque transmission efficiency changes due to the change in the joint angle of the universal joint accompanying the load movement during turning. In the second embodiment, as shown in FIG. 9, stroke sensors 16FL and 16FR for detecting the suspension strokes of the right and left suspensions SPR and SPL that support the front wheels 5FL and 5FR are provided.

図９は左旋回時における前輪５FL，５FRと第１ドライブシャフトSR1，SL1と第２ドライブシャフトSR2，SL2との関係を表す図である。旋回時に荷重移動が発生すると、車両の重心Ｇ１回りに車体がロールする。このロール挙動に伴って、左側サスペンションSPLは伸び、右側サスペンションSPRは縮む。更に、旋回外輪である右前輪５FRにあっては、右側第１ドライブシャフトSR1と右側第２ドライブシャフトSR2とのジョイントアングルθoutが直進走行時よりも大きくなる。一方、旋回内輪である左前輪５FLにあっては、左側第１ドライブシャフトSL1と左側第２ドライブシャフトSL2とのジョイントアングルθinが小さくなる。 FIG. 9 is a diagram showing the relationship between the front wheels 5FL and 5FR, the first drive shafts SR1 and SL1, and the second drive shafts SR2 and SL2 when turning left. When load movement occurs during turning, the vehicle body rolls around the center of gravity G1 of the vehicle. With this roll behavior, the left suspension SPL extends and the right suspension SPR contracts. Further, in the right front wheel 5FR which is a turning outer wheel, the joint angle θout between the right first drive shaft SR1 and the right second drive shaft SR2 is larger than that during straight traveling. On the other hand, in the left front wheel 5FL which is a turning inner wheel, the joint angle θin between the left first drive shaft SL1 and the left second drive shaft SL2 becomes small.

ジョイントアングルθが大きくなるとトルク伝達効率は向上し、ジョイントアングルθが小さくなるとトルク伝達効率は低下する。よって、旋回時には、左右の前輪５FL，５FRに伝達される駆動トルクに左右差が発生し、トルクステアが発生する虞がある。そこで、実施例２では、左右のサスペンションストロークを検出し、このサスペンションストロークの左右差に基づいて、ジョイントアングルθの変化に伴うトルクステアを回避する制御を行うこととした。 As the joint angle θ increases, the torque transmission efficiency improves, and as the joint angle θ decreases, the torque transmission efficiency decreases. Therefore, when turning, there is a possibility that a difference in right and left occurs in the driving torque transmitted to the left and right front wheels 5FL and 5FR, and torque steer may occur. Therefore, in the second embodiment, the left and right suspension strokes are detected, and control for avoiding torque steer due to the change in the joint angle θ is performed based on the difference between the left and right suspension strokes.

図１０は実施例２のトルクステア回避制御を表すフローチャートである。
ステップ３０１では、路面μ推定処理を実行する。基本的な推定処理は実施例１と同様であるため、説明を省略する。
ステップ３０２では、荷重変化、すなわち左右のサスペンションストロークq1，q2に一定の差があるかどうかを判断し、差があるときは荷重変化があると判断してステップ３０３へ進み、それ以外のときは本制御フローを終了する。
ステップ３０３では、駆動トルクP*を演算する。ここで、駆動トルクP*とは、運転者のアクセルペダル操作によってエンジン１からどの程度の駆動力が出力されるかを推定した値を表す。
ステップ３０４では、サスペンションストロークセンサ１６により検出された左右サスペンションストローク差（q1−q2）の絶対値に基づいて、図１１に示す上限値マップから駆動力上限値Pmaxを設定する。
ステップ３０５では、駆動トルクP*が駆動力上限値Pmaxよりも大きいかどうかを判断し、大きいときはステップ３０６へ進み、それ以外のときはステップ３０７へ進む。
ステップ３０６では、駆動力指令値として駆動力上限値Pmaxを出力する。
ステップ３０７では、駆動力指令値として操向輪駆動トルクP*を出力する。 FIG. 10 is a flowchart illustrating torque steer avoidance control according to the second embodiment.
In step 301, road surface μ estimation processing is executed. Since the basic estimation process is the same as that of the first embodiment, description thereof is omitted.
In step 302, it is determined whether or not there is a certain difference between the load changes, that is, the left and right suspension strokes q1 and q2, and if there is a difference, it is determined that there is a load change and the process proceeds to step 303. This control flow ends.
In step 303, the drive torque P * is calculated. Here, the driving torque P * represents a value that estimates how much driving force is output from the engine 1 by the driver's accelerator pedal operation.
In step 304, based on the absolute value of the difference between the left and right suspension strokes (q1−q2) detected by the suspension stroke sensor 16, the driving force upper limit value Pmax is set from the upper limit value map shown in FIG.
In step 305, it is determined whether or not the driving torque P * is larger than the driving force upper limit value Pmax. If it is larger, the process proceeds to step 306. Otherwise, the process proceeds to step 307.
In step 306, the driving force upper limit value Pmax is output as the driving force command value.
In step 307, steered wheel drive torque P * is output as a drive force command value.

〔トルクステア回避制御の作用〕
実施例２のトルクステア回避制御の作用について説明する。サスペンションストロークの差の（q1−q2）の絶対値が一定以上と判断されると、荷重変化が発生していると推定できる。この荷重移動に伴い、ユニバーサルジョイントUJのジョイントアングルθに左右差が発生すると、前輪５FL，５FRの駆動トルクに左右差が発生し、トルクステアを引き起こす。このトルクステアは左右差が大きいほど顕著となる。実施例２では、このトルクステアの左右差に応じて駆動トルク上限値Pmaxを設定することとした。 [Operation of torque steer avoidance control]
The operation of the torque steer avoidance control according to the second embodiment will be described. If the absolute value of the suspension stroke difference (q1-q2) is determined to be greater than a certain value, it can be estimated that a load change has occurred. If a left-right difference occurs in the joint angle θ of the universal joint UJ with this load movement, a left-right difference occurs in the driving torque of the front wheels 5FL, 5FR, causing torque steer. This torque steer becomes more prominent as the left / right difference increases. In the second embodiment, the drive torque upper limit value Pmax is set according to the difference between the left and right torque steer.

図１１は、サスペンションストローク差と路面μと駆動トルク上限値Pmaxの関係を表す図である。あるサスペンションストローク差及び路面μにおいて、トルク伝達効率の変化から、旋回内輪側の第１ドライブシャフト駆動トルクと、旋回外輪の第１ドライブシャフト駆動トルクとの差が大きくなることがない駆動トルク上限値が設定されている。よって、運転者のアクセルペダル操作に基づいて推定されるエンジン１の駆動トルクP*が、この駆動トルク上限値Pmaxよりも大きいときには、駆動トルク上限値Pmaxより大きな駆動トルクの発生を抑制する。これにより、車両旋回中に更に加速することでサスペンションストローク差の更なる増大を抑制することが可能となり、確実に旋回加速時のトルクステアを回避することができる。 FIG. 11 is a diagram illustrating the relationship among the suspension stroke difference, the road surface μ, and the drive torque upper limit value Pmax. The drive torque upper limit value at which a difference between the first drive shaft drive torque on the inner turning wheel side and the first drive shaft drive torque on the outer turning wheel does not increase due to a change in torque transmission efficiency at a certain suspension stroke difference and road surface μ. Is set. Therefore, when the driving torque P * of the engine 1 estimated based on the driver's accelerator pedal operation is larger than the driving torque upper limit value Pmax, the generation of driving torque larger than the driving torque upper limit value Pmax is suppressed. Accordingly, further acceleration during vehicle turning can suppress further increase in the suspension stroke difference, and torque steer during turning acceleration can be avoided reliably.

以上、説明したように、実施例２の車両姿勢制御装置にあっては、実施例１に記載の作用効果に加えて、下記に列挙する作用効果を奏する。 As described above, the vehicle attitude control device according to the second embodiment has the following effects in addition to the functions and effects described in the first embodiment.

(5).車両旋回中における旋回内輪側の操向輪荷重変化を検出し、旋回内輪側の操向輪駆動トルクと旋回外輪側の操向輪駆動トルクとの差が小さくなるように、エンジン１の駆動トルク上限値Pmaxを設定する。そして、設定された上限値以下の範囲でエンジン１の駆動力を制御した。よって、旋回時に加速要求が行われたとしても、確実にトルクステアを回避することができる。 (5) The change in steering wheel load on the turning inner wheel side during vehicle turning is detected, and the difference between the steering wheel driving torque on the turning inner wheel side and the steering wheel driving torque on the turning outer wheel side is reduced. A drive torque upper limit value Pmax of 1 is set. And the driving force of the engine 1 was controlled in the range below the set upper limit. Therefore, even if an acceleration request is made during turning, torque steer can be reliably avoided.

(6).サスペンションストロークに基づいて荷重変化を検出した。これにより、ジョイントアングルと直接的に関連した値に基づいて制御することが可能となり、正確にトルクステアを回避することができる。 (6). Load change was detected based on the suspension stroke. As a result, it is possible to perform control based on a value directly related to the joint angle, and it is possible to accurately avoid torque steer.

次に、実施例３について説明する。実施例１，２では、旋回中にトルク上限値を設定するよう構成した。これに対し、実施例３では、予め車両に設定されたトラクションコントロールシステム（以下、TCSと記載する）の制御開始閾値を変更する点が異なる。 Next, Example 3 will be described. In the first and second embodiments, the torque upper limit value is set during turning. On the other hand, the third embodiment is different in that the control start threshold value of a traction control system (hereinafter referred to as TCS) preset in the vehicle is changed.

TCS制御では、駆動輪である前輪５FL，５FRと、従動輪である後輪５RR，５RLとの回転数差に基づいてスリップ率を演算する。図１３はスリップ率と、前輪５FL，５FRから路面へ伝達可能なトルクの関係を表す図である。スリップ率が大きくなると、伝達可能トルクは減少するため、通常のTCS制御では伝達可能トルクの最大値を得ることが可能な通常閾値が設定されている。スリップ率が通常閾値を超えると、駆動トルクを抑制し、スリップ率が通常閾値よりも小さくなるように制御する。 In the TCS control, the slip ratio is calculated based on the rotational speed difference between the front wheels 5FL and 5FR that are drive wheels and the rear wheels 5RR and 5RL that are driven wheels. FIG. 13 is a diagram showing the relationship between the slip ratio and the torque that can be transmitted from the front wheels 5FL and 5FR to the road surface. Since the transmittable torque decreases as the slip ratio increases, a normal threshold that can obtain the maximum value of the transmittable torque is set in normal TCS control. When the slip ratio exceeds the normal threshold, the driving torque is suppressed, and the slip ratio is controlled to be smaller than the normal threshold.

実施例３では、このTCS制御の構成を利用して、トルクステア回避制御を行うものである。実施例３では、旋回加速時にトルクステアを回避可能な駆動トルク上限値Pmaxを設定し、旋回中のTCS制御にあっては、この駆動トルク上限値Pmaxに相当する閾値に変更する。よって、伝達可能トルクがまだ上限に達していないスリップ率であっても、TCS制御を作動させることで、トルクステアを回避する。 In the third embodiment, torque steer avoidance control is performed using the configuration of the TCS control. In the third embodiment, a drive torque upper limit value Pmax that can avoid torque steer during turning acceleration is set, and the TCS control during turning is changed to a threshold value corresponding to the drive torque upper limit value Pmax. Therefore, torque steer is avoided by operating the TCS control even if the slip rate at which the transmittable torque has not yet reached the upper limit.

図１２は、実施例３のトルクステア回避制御を表すフローチャートである。
ステップ４０１では、路面μ推定処理を実行する。基本的な推定処理は実施例１と同様であるため、説明を省略する。
ステップ４０２では、横加速度センサ１３からのセンサ値等に基づいて旋回中かどうかを判断し、旋回中でなければ本制御フローを終了し、旋回中であればステップ４０３へ進む。
ステップ４０３では、駆動トルクP*を演算する。ここで、駆動トルクP*とは、運転者のアクセルペダル操作によってエンジン１からどの程度の駆動力が出力されるかを推定した値を表す。
ステップ４０４では、横加速度センサ１３により検出された横加速度に基づいて、図８に示す上限値マップから駆動力上限値Pmaxを設定する。
ステップ４０５では、駆動トルクP*が駆動力上限値Pmaxよりも大きいかどうかを判断し、大きいときはステップ４０６へ進み、それ以外のときはステップ４０７へ進む。
ステップ４０６では、駆動力指令値として駆動力上限値Pmaxを出力する。
ステップ４０７では、駆動力指令値として駆動トルクP*を出力する。
ステップ４０８では、TCS制御におけるスリップ率閾値を、駆動力上限値Pmaxに応じたスリップ率閾値に変更する。

FIG. 12 is a flowchart illustrating torque steer avoidance control according to the third embodiment.
In step 401, road surface μ estimation processing is executed. Since the basic estimation process is the same as that of the first embodiment, description thereof is omitted.
In step 402, it is determined whether or not the vehicle is turning based on the sensor value from the lateral acceleration sensor 13. If the vehicle is not turning, the present control flow ends . If the vehicle is turning, the process proceeds to step 403.
In step 403, the drive torque P * is calculated. Here, the driving torque P * represents a value that estimates how much driving force is output from the engine 1 by the driver's accelerator pedal operation.
In step 404, based on the lateral acceleration detected by the lateral acceleration sensor 13, the driving force upper limit value Pmax is set from the upper limit value map shown in FIG.
In step 405, it is determined whether or not the driving torque P * is larger than the driving force upper limit value Pmax. If it is larger, the process proceeds to step 406. Otherwise, the process proceeds to step 407.
In step 406, the driving force upper limit value Pmax is output as the driving force command value.
In step 407, the drive torque P * is output as the drive force command value.
In step 408, the slip ratio threshold value in the TCS control is changed to a slip ratio threshold value corresponding to the driving force upper limit value Pmax.

〔トルクステア回避制御の作用〕
実施例３のトルクステア回避制御の作用について説明する。図８には、ある横加速度及び路面μにおいて、旋回内輪がスリップを引き起こしトルクリバースによって旋回内輪側の第１ドライブシャフト駆動トルクが、旋回外輪の第１ドライブシャフト駆動トルクよりも大きくなることがない駆動トルク上限値Pmaxが設定されている。この駆動トルク上限値Pmaxと、図１３に示すスリップ率と前輪５FL，５FRから路面へ伝達可能なトルクの関係を表すマップを参照し、駆動トルク上限値Pmaxに対応するスリップ率を旋回中TCS制御閾値として設定する。 [Operation of torque steer avoidance control]
The effect | action of the torque steer avoidance control of Example 3 is demonstrated. In FIG. 8, at a certain lateral acceleration and road surface μ, the inner turning wheel causes slipping, and the first drive shaft driving torque on the turning inner wheel side does not become larger than the first drive shaft driving torque of the turning outer wheel due to torque reverse. The drive torque upper limit value Pmax is set. With reference to this drive torque upper limit value Pmax and a map showing the relationship between the slip ratio shown in FIG. 13 and the torque that can be transmitted from the front wheels 5FL, 5FR to the road surface, the slip ratio corresponding to the drive torque upper limit value Pmax is controlled during turning TCS control. Set as threshold.

よって、スリップ率が旋回中TCS制御閾値を超えると、伝達可能トルクとしてはまだ余裕があるものの、トルクステアが発生する虞があるため、TCS制御によってスリップ率が旋回中TCS制御閾値よりも小さくなるように前輪５FL，５FRの駆動トルクを制御する。これにより、TCS制御ロジックを流用して旋回加速時のトルクステアを回避することができる。尚、図８に示すマップが横加速度に応じて設定されていることから、この旋回中TCS制御閾値も横加速度に応じて変更されることとなる。 Therefore, if the slip ratio exceeds the TCS control threshold value during turning, there is still a margin as the transmittable torque, but torque steer may occur, so the slip ratio is smaller than the TCS control threshold value during turning by TCS control. Thus, the driving torque of the front wheels 5FL and 5FR is controlled. Thereby, torque steer during turning acceleration can be avoided by diverting the TCS control logic. Since the map shown in FIG. 8 is set according to the lateral acceleration, the TCS control threshold value during turning is also changed according to the lateral acceleration.

以上、説明したように、実施例３の車両姿勢制御装置にあっては、実施例１，２の作用効果に加えて、下記に列挙する作用効果を奏する。 As described above, the vehicle attitude control device according to the third embodiment provides the following effects in addition to the functions and effects of the first and second embodiments.

(7).スリップ率が通常閾値を超えたときは、スリップを抑制するようにTCS制御を実行可能な車両において、車両旋回中であって、旋回内輪側の操向輪駆動トルクよりも旋回外輪側の操向輪駆動トルクが大きくなる状態かどうかを検出し、旋回状態に基づいて、旋回内輪側の操向輪駆動トルクと旋回外輪側の操向輪駆動トルクとの差が小さくなるようにTCS制御の閾値を変更する。これにより、TCS制御ロジックを流用して容易に旋回加速時のトルクステアを回避することができる。 (7) When the slip ratio exceeds the normal threshold, in a vehicle capable of executing the TCS control so as to suppress the slip, the vehicle is turning and the turning outer wheel is larger than the steering wheel driving torque on the turning inner wheel side. The steering wheel driving torque on the side of the turning and the steering wheel driving torque on the side of the turning outer wheel are reduced based on the turning state. Change the threshold of TCS control. Thereby, torque steer during turning acceleration can be easily avoided by diverting the TCS control logic.

以上、本発明の車両姿勢制御装置を実施例１〜３に基づき説明してきたが、具体的な構成については、これら実施例に限られるものではなく、特許請求の範囲の各請求項に係る発明の要旨を逸脱しない限り、設計の変更や追加等は許容される。 As mentioned above, although the vehicle attitude | position control apparatus of this invention has been demonstrated based on Examples 1-3, it is not restricted to these Examples about a concrete structure, The invention which concerns on each claim of a claim Design changes and additions are permitted without departing from the gist of the present invention.

例えば、実施例１，３では、横加速度に基づいて旋回状態を判断したが、ヨーレイトセンサ１２を用いて車両に発生するヨーレイトから旋回状態を判断してもよい。 For example, in the first and third embodiments, the turning state is determined based on the lateral acceleration. However, the turning state may be determined from the yaw rate generated in the vehicle using the yaw rate sensor 12.

また、旋回状態を、左右前輪５FL，５FRの左右回転数差に基づいて検出してもよい。すなわち、トルクステアが発生していない状況では、旋回内輪の回転数が旋回外輪の回転数よりも小さいはずである。しかしながら、旋回内輪の輪荷重が低下し、スリップが発生するとトルクリバースを招く虞がある。そこで、旋回内輪の回転数が旋回外輪の回転数よりも大きいときには、トルクステア回避制御を実行するよう構成してもよい。 Further, the turning state may be detected based on the difference between the left and right rotational speeds of the left and right front wheels 5FL and 5FR. That is, in a situation where no torque steer occurs, the rotation speed of the inner turning wheel should be smaller than the rotation speed of the outer turning wheel. However, if the wheel load of the turning inner wheel is reduced and slip occurs, torque reverse may be caused. Therefore, when the rotation speed of the turning inner wheel is larger than the rotation speed of the turning outer wheel, the torque steer avoidance control may be executed.

また、旋回状態を、操向輪の駆動トルクに基づいて検出してもよい。すなわち、操向輪の駆動トルクを推定演算し、この駆動トルクの左右差からトルクステア回避制御を実行するよう構成してもよい。 Further, the turning state may be detected based on the driving torque of the steering wheel. In other words, the steered wheel drive torque may be estimated and calculated, and torque steer avoidance control may be executed from the left-right difference of the drive torque.

また、実施例１，２では、ECU２０に対しトルク上限値Pmax以下となるように駆動力制御を行う指令を出力するよう構成したが、操向輪に作用する駆動トルクの制御が可能であれば他の構成であっても本願発明に含まれる。例えば、ATCU３０に変速比をアップシフトする指令を出力するよう構成しても良い。具体的には、自動変速機２のアップシフトにより出力トルクを減少することができる。また、運転者のブレーキペダル操作にかかわらず、ホイルシリンダ圧を増減圧可能なブレーキユニットを設け、このブレーキユニットにより操向輪駆動トルクを抑制する指令を出力することで、操向輪の駆動トルクを制御してもよい。 In the first and second embodiments, the ECU 20 is configured to output a command for controlling the driving force so as to be equal to or lower than the torque upper limit value Pmax. However, if the driving torque acting on the steered wheels can be controlled. Other configurations are also included in the present invention. For example, a command to upshift the gear ratio may be output to the ATCU 30. Specifically, the output torque can be reduced by upshifting the automatic transmission 2. In addition, a brake unit that can increase or decrease the wheel cylinder pressure regardless of the driver's brake pedal operation is provided, and by outputting a command to suppress the steering wheel driving torque by this brake unit, the driving torque of the steering wheel is output. May be controlled.

また、実施例１ではトルクリバースに伴うトルクステア回避制御とし、実施例２では荷重変化に伴うトルクステア回避制御として別々に構成したが、これら二つの実施例を適宜組み合わせ、更に精度の高いトルクステア回避制御を達成してもよい。また、更に実施例３のTCS制御を利用して実施例１，２を構成してもよく、特に限定しない。 Further, in the first embodiment, the torque steer avoidance control associated with the torque reverse is configured separately, and in the second embodiment, the torque steer avoidance control associated with the load change is separately configured. Avoidance control may be achieved. Further, the first and second embodiments may be configured using the TCS control of the third embodiment, and is not particularly limited.

実施例１の車両姿勢制御装置の構成を表す概略図である。1 is a schematic diagram illustrating a configuration of a vehicle attitude control device according to a first embodiment. 実施例１のコントロールユニットの構成を表す制御ブロック図である。FIG. 3 is a control block diagram illustrating a configuration of a control unit according to the first embodiment. 実施例１のコントロールユニットにおけるトルクステア回避制御処理を表すフローチャートである。6 is a flowchart illustrating torque steer avoidance control processing in the control unit of the first embodiment. 実施例１の路面μ推定処理を表すフローチャートである。3 is a flowchart illustrating a road surface μ estimation process according to the first embodiment. 実施例１の操向輪駆動トルクとスリップ時間の関係を表す図である。It is a figure showing the relationship between the steered wheel drive torque of Example 1, and slip time. 実施例１の前輪とデファレンシャルの関係を表す図である。It is a figure showing the relationship between the front wheel of Example 1, and a differential. 実施例１のデファレンシャルの機械構成、及び左前輪がスリップしたときのエンジンから出力される駆動トルクと第１ドライブシャフトの駆動トルクの関係を表す図である。It is a figure showing the mechanical structure of the differential of Example 1, and the relationship between the drive torque output from an engine when a left front wheel slips, and the drive torque of a 1st drive shaft. 実施例１の横加速度と路面μと駆動トルク上限値Pmaxの関係を表す図である。It is a figure showing the relationship between the lateral acceleration of Example 1, road surface micro | micron | mu, and drive torque upper limit Pmax. 実施例２の左旋回時における前輪と第１ドライブシャフトと第２ドライブシャフトとの関係を表す図である。It is a figure showing the relationship between the front wheel at the time of the left turn of Example 2, a 1st drive shaft, and a 2nd drive shaft. 実施例２のトルクステア回避制御を表すフローチャートである。6 is a flowchart illustrating torque steer avoidance control according to a second embodiment. 実施例２のサスペンションストローク差と路面μと駆動トルク上限値の関係を表す図である。It is a figure showing the relationship between the suspension stroke difference of Example 2, road surface micro | micron | mu, and a driving torque upper limit. 実施例３のトルクステア回避制御を表すフローチャートである。12 is a flowchart illustrating torque steer avoidance control according to a third embodiment. 実施例３のスリップ率と、前輪から路面へ伝達可能なトルクの関係を表す図である。It is a figure showing the relationship between the slip ratio of Example 3, and the torque which can be transmitted to a road surface from a front wheel.

符号の説明Explanation of symbols

１エンジン
２ａデファレンシャル
２自動変速機
３ステアリングホイール
４ラック&ピニオン機構
５FL 左前輪
５FR 右前輪
５RL 左後輪
５RR 右後輪
１０コントロールユニット
１１車輪速センサ
１２ヨーレイトセンサ
１３横加速度センサ
１４操舵角センサ
１５アクセルペダルストロークセンサ
１６サスペンションストロークセンサ
２０エンジンコントロールユニット
３０自動変速機コントロールユニット
４１ラック軸
４２タイロッド
４３アクスル
SG サイドギヤ
SL1，SR1 第１ドライブシャフト
SL2，SR2 第２ドライブシャフト
SPL 左側サスペンション
SPR 右側サスペンション
UJ ユニバーサルジョイント
WS ワッシャー
1 Engine 2a Differential 2 Automatic transmission 3 Steering wheel 4 Rack & pinion mechanism 5FL Left front wheel 5FR Right front wheel 5RL Left rear wheel 5RR Right rear wheel 10 Control unit 11 Wheel speed sensor 12 Yaw rate sensor 13 Lateral acceleration sensor 14 Steering angle sensor 15 Accelerator Pedal stroke sensor 16 Suspension stroke sensor 20 Engine control unit 30 Automatic transmission control unit 41 Rack shaft 42 Tie rod 43 Axle
SG side gear
SL1, SR1 first drive shaft
SL2, SR2 second drive shaft
SPL left suspension
SPR right suspension
UJ universal joint
WS washer

Claims

駆動源によりディファレンシャルギヤを介して駆動される操向輪を備えた車両姿勢制御装置において、
車両旋回中であって、旋回内輪側操向輪が空転によって増大した回転数分、旋回外輪側操向輪の回転数を減少させることで旋回内輪側の操向輪駆動トルクよりも旋回外輪側の操向輪駆動トルクが大きくなる旋回状態を検出する旋回状態検出手段と、
前記旋回状態検出手段により検出された旋回状態に基づいて、旋回内輪側の操向輪駆動トルクと旋回外輪側の操向輪駆動トルクとの差が小さくなるように、前記駆動源の駆動トルク上限値を設定するトルク上限値設定手段と、
前記トルク上限値設定手段により設定された上限値以下の範囲で前記操向輪の駆動力を制御する駆動力制御手段と、
を備えたことを特徴とする車両姿勢制御装置。 In a vehicle attitude control device provided with steered wheels driven by a drive source through a differential gear,
A vehicle is turning, the rotation number of the turning inner wheel side steering wheel is increased by idling, the turning inner wheel side of the steering-wheel drive turning outer side than the torque by reducing the rotational speed of the turning outer wheel side steering wheel A turning state detecting means for detecting a turning state in which the steered wheel drive torque increases,
Based on the turning state detected by the turning state detection means, the upper limit of the driving torque of the drive source is set such that the difference between the steering wheel driving torque on the turning inner wheel side and the steering wheel driving torque on the turning outer wheel side is reduced. Torque upper limit setting means for setting a value;
Driving force control means for controlling the driving force of the steered wheels within a range equal to or lower than the upper limit value set by the torque upper limit setting means;
A vehicle attitude control device comprising:

駆動源によりユニバーサルジョイントを介して駆動される操向輪を備えた車両姿勢制御装置において、
車両旋回中における旋回内輪側の操向輪荷重変化を検出し、前記ユニバーサルジョイントのジョイントアングルの変化を検出する旋回状態検出手段と、
前記旋回状態検出手段により検出された旋回状態に基づいて、旋回内輪側の操向輪駆動トルクと旋回外輪側の操向輪駆動トルクとの差が小さくなるように、前記駆動源の駆動トルク上限値を設定するトルク上限値設定手段と、
前記トルク上限値設定手段により設定された上限値以下の範囲で前記操向輪の駆動力を制御する駆動力制御手段と、
を備えたことを特徴とする車両姿勢制御装置。 In a vehicle attitude control device having a steering wheel driven through a universal joint by a drive source,
A turning state detecting means for detecting a change in steering wheel load on a turning inner wheel during turning of the vehicle, and detecting a change in a joint angle of the universal joint;
Based on the turning state detected by the turning state detection means, the upper limit of the driving torque of the drive source is set such that the difference between the steering wheel driving torque on the turning inner wheel side and the steering wheel driving torque on the turning outer wheel side is reduced. Torque upper limit setting means for setting a value;
Driving force control means for controlling the driving force of the steered wheels within a range equal to or lower than the upper limit value set by the torque upper limit setting means;
A vehicle attitude control device comprising:

請求項１または２に記載の車両姿勢制御装置において、
前記操向輪の駆動スリップ状態量を検出する駆動スリップ状態量検出手段と、
前記駆動スリップ状態量検出手段により検出された駆動スリップ状態量が、操向輪と路面との間のトラクション低下を招く閾値を超えたときは、駆動スリップ状態量を抑制可能な駆動トルク上限値を設定するトラクション制御手段と、
を備え、
前記駆動力制御手段は、前記トルク上限値設定手段により設定された駆動トルク上限値となるように、前記トラクション制御手段の閾値を変更する
ことを特徴とする車両姿勢制御装置。 The vehicle attitude control device according to claim 1 or 2,
A driving slip state amount detecting means for detecting a driving slip state amount of the steering wheel;
When the drive slip state quantity detected by the drive slip state quantity detection means exceeds a threshold value that causes a reduction in traction between the steered wheels and the road surface, a drive torque upper limit value capable of suppressing the drive slip state quantity is set. Traction control means to be set;
With
The vehicle attitude control device, wherein the driving force control means changes a threshold value of the traction control means so that the driving torque upper limit value set by the torque upper limit value setting means is obtained.

請求項１ないし３いずれかに記載の車両姿勢制御装置において、
前記旋回状態検出手段は、車両の横加速度相当値に基づいて前記旋回状態を検出することを特徴とする車両姿勢制御装置。 The vehicle attitude control device according to any one of claims 1 to 3,
The vehicle posture control device characterized in that the turning state detecting means detects the turning state based on a value corresponding to a lateral acceleration of the vehicle.

請求項１ないし４いずれかに記載の車両姿勢制御装置において、
前記旋回状態検出手段は、車両のヨーレイト相当値に基づいて前記旋回状態を検出することを特徴とする車両姿勢制御装置。 The vehicle attitude control device according to any one of claims 1 to 4,
The vehicle posture control device, wherein the turning state detecting means detects the turning state based on a yaw rate equivalent value of the vehicle.

請求項１ないし５いずれかに記載の車両姿勢制御装置において、
前記旋回状態検出手段は、前記操向輪の左右回転数差に基づいて前記旋回状態を検出することを特徴とする車両姿勢制御装置。 The vehicle attitude control device according to any one of claims 1 to 5,
The vehicle posture control device characterized in that the turning state detecting means detects the turning state based on a difference between left and right rotational speeds of the steered wheels.

請求項１ないし６いずれかに記載の車両姿勢制御装置において、
前記旋回状態検出手段は、前記操向輪の駆動トルクに基づいて前記旋回状態を検出することを特徴とする車両姿勢制御装置。 The vehicle attitude control device according to any one of claims 1 to 6,
The vehicle posture control device characterized in that the turning state detecting means detects the turning state based on a driving torque of the steering wheel.

請求項１ないし７いずれかに記載の車両姿勢制御装置において、
前記旋回状態検出手段は、前記操向輪のサスペンションストロークに基づいて前記旋回状態を検出することを特徴とする車両姿勢制御装置。 The vehicle attitude control device according to any one of claims 1 to 7,
The vehicle posture control device characterized in that the turning state detecting means detects the turning state based on a suspension stroke of the steering wheel.

請求項１ないし８いずれかに記載の車両姿勢制御装置において、
路面摩擦係数を推定する路面摩擦係数推定手段を設け、
前記トルク上限値設定手段は、推定された路面摩擦係数が低いほど小さな上限値に設定することを特徴とする車両姿勢制御装置。 The vehicle attitude control device according to any one of claims 1 to 8,
A road surface friction coefficient estimating means for estimating the road surface friction coefficient is provided,
The torque upper limit setting means sets the smaller upper limit value as the estimated road surface friction coefficient is lower.

請求項９に記載の車両姿勢制御装置において、
前記路面摩擦係数推定手段は、
予め設定された初期路面摩擦係数に基づいて、設定された第１操向輪駆動トルクにおける操向輪駆動スリップが発生するまでの基準時間を設定する基準時間設定部と、
前記第１操向輪駆動トルクに到達した時から前記操向輪の駆動スリップが発生するまでのスリップ時間を計測する計測部と、
前記基準時間と前記スリップ時間を比較し、前記基準時間よりも前記スリップ時間が短いときは前記初期路面摩擦係数よりも小さな路面摩擦係数に更新し、前記基準時間よりも前記スリップ時間が長いときは前記初期路面摩擦係数よりも大きな路面摩擦係数に更新する路面摩擦係数補正部と、
を有することを特徴とする車両姿勢制御装置。 The vehicle attitude control device according to claim 9, wherein
The road surface friction coefficient estimating means is
A reference time setting unit for setting a reference time until a steered wheel drive slip occurs at the set first steered wheel drive torque, based on a preset initial road surface friction coefficient;
A measuring unit for measuring a slip time from when the first steered wheel drive torque is reached until a drive slip of the steered wheel occurs;
The reference time and the slip time are compared, and when the slip time is shorter than the reference time, it is updated to a road surface friction coefficient smaller than the initial road surface friction coefficient, and when the slip time is longer than the reference time A road surface friction coefficient correction unit for updating to a road surface friction coefficient larger than the initial road surface friction coefficient;
A vehicle attitude control device comprising: