JP4604399B2

JP4604399B2 - Vehicle steering control device

Info

Publication number: JP4604399B2
Application number: JP2001180401A
Authority: JP
Inventors: 武昭小幡; 欣高出口; 武俊川邊
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2001-06-14
Filing date: 2001-06-14
Publication date: 2011-01-05
Anticipated expiration: 2021-06-14
Also published as: JP2002370665A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ステアリングホイールと前輪及び後輪が機械的に分離され、前輪及び後輪が独立に舵角制御される車両の操舵制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
ステアリングホイールと前輪及び後輪が機械的に分離され、前輪を操舵する為の操舵アクチュエータと後輪を操舵する為の操舵アクチュエータを備え、前輪と後輪の舵角をそれぞれ独立に位置制御することが可能なシステムがある。このようなシステムでは、ステアリングホイールの操作量に対する前輪と後輪の舵角の関係を任意に定めることができる。例えば、ステアリングホイールの操作量に対して前輪と後輪を逆相に操舵することによって、前輪のみを操舵する車両に対して車両旋回半径を小さくすることができる。また、前輪と後輪を同相に操舵することにより、高速時の進路変更を容易に行うことができる。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら従来の操舵制御装置においては、電動モータなどで構成される操舵アクチュエータの操舵速度には限界があるので、舵角の目標値の変化速度が高い場合には、実際の舵角に遅れが生じる場合がある。このような場合には、ドライバがステアリングホイールを一定の向きに操作していたとしても、車両旋回半径や車両横滑り角がオーバーシュート或いはアンダーシュートして変化することがあり、車両旋回半径と車両横滑り角の変化の向きがドライバの意図した向きと一時的に異なるので、ドライバに違和感を与えることがある、という問題がある。
【０００４】
このような問題が発生する例として、まず、車両旋回半径の逆数がアンダーシュートして変化する例を示す。
【０００５】
図３は、前輪の舵角（θｆ）と後輪の舵角（θｒ）をそれぞれ座標軸にとり、所定時間（ここでは、離散時間で操舵制御を実行する場合の１制御周期）で変化させることが可能な前輪と後輪の舵角の範囲をハッチングで示し、また、車両旋回半径の逆数（１／Ｒ）と車両横滑り角（β）の変化を示した図である。ここでは、前輪と後輪の舵角はともに車両前方に対して左向きの操舵を正としており、また、車両旋回半径は車両上に任意に定めた車両基準点（例えば、四輪の中心）の旋回半径とし、旋回中心が車両前方方向に対して左側にある場合に旋回半径を正、右側にある場合に旋回半径を負としている。尚、車両が直進する場合に旋回半径は無限大となるため演算の便宜上旋回半径の逆数を用いている。さらに、車両横滑り角は前記車両基準点における車両の進行方向と車両の前方方向のなす角とし、車両の進行方向が車両の前後方向の中心線に対して右側にずれる場合に車両横滑り角を正としている。車両旋回半径と車両横滑り角の定義を図１５に示す。
【０００６】
いま、図３において、前輪と後輪の現在の舵角がＬ点であり、１制御周期後の目標舵角がＡ点であるとすると、１制御周期後の舵角がＡ点に一致したと仮定すれば、車両旋回半径の逆数は現在の値とくらべて増加する。ところが、前輪の目標舵角が１制御周期で操舵可能な範囲を超えているので、１制御周期後の実際の舵角はＡ点ではなくＭ点となる。このため、実際の車両旋回半径の逆数は一時的に減少し、その後、舵角がＡ点に向かうことによって増加する。この場合、前輪と後輪の舵角速度、及び、車両旋回半径の逆数と車両横滑り角は、時系列では図４（ａ）に示すように変化し、車両旋回半径の逆数がアンダーシュートすることがわかる。
【０００７】
次に、車両横滑り角がオーバーシュートして変化する例を示す。
【０００８】
いま、前述の図３において、１制御周期後の目標舵角がＢ点であるときには、前輪の目標舵角が１制御周期で操舵可能な範囲を超えているので、１制御周期後の実際の舵角はＢ点ではなくＮ点となる。このため、目標舵角に対応した車両横滑り角の変化量に対して実際の車両横滑り角の変化量は大きくなるので、車両横滑り角は目標舵角に対応した値より大きくなった後に、舵角がＢ点に向かうことによって減少する。この場合、車両横滑り角は時系列で図５（ａ）に示すように変化し、車両横滑り角がオーバーシュートすることがわかる。
【０００９】
本発明はこのような問題点に着目し、ステアリングホイールと機械的に分離された前輪と後輪の舵角をそれぞれ独立に位置制御することが可能なシステムにおいて、操舵速度の限界によって舵角の目標値を実現できない場合においても、車両旋回半径と車両横滑り角の変化がドライバの意図した向きと一致し、ドライバに違和感を与えることがないような車両の操舵制御装置を提供することを目的とする。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
請求項１記載の発明は、上記課題を解決するため、ステアリングホイールと機械的に分離された前輪及び後輪の舵角をそれぞれ独立に位置制御するためのアクチュエータを備えた車両の操舵制御装置において、ステアリングホイールの操作量に基づいて前輪及び後輪のそれぞれの目標舵角を算出する目標舵角算出手段と、前輪又は後輪の一方の目標舵角に到達するための舵角速度が前記アクチュエータにより実現可能な舵角速度を超える場合に、他方の目標舵角に到達するための舵角速度を制限する舵角速度制限手段と、を備えたことを要旨とする。
【００１１】
請求項２記載の発明は、上記課題を解決するため、請求項１記載の車両の操舵制御装置において、前記舵角速度制限手段は、車両旋回半径と車両横滑り角が、前記目標舵角に対応する車両旋回半径と車両横滑り角に向けてそれぞれ単調に変化する範囲に、前輪と後輪の舵角速度を制限することを要旨とする。
【００１２】
請求項３記載の発明は、上記課題を解決するため、請求項２記載の車両の操舵制御装置において、前記舵角速度制限手段は、車両旋回半径の逆数の変化速度と車両横滑り角の変化速度との比が、現在の舵角を目標舵角まで変化させた場合の車両旋回半径の逆数の変化速度と車両横滑り角の変化速度との比を一致するように舵角速度を制限する手段、であることを要旨とする。
【００１３】
請求項４記載の発明は、上記課題を解決するため、請求項２記載の車両の操舵制御装置において、前記舵角速度制限手段は、前輪の舵角速度と後輪の舵角速度との比が、前記前輪の目標舵角に対する前輪舵角の追従誤差と前記後輪の目標舵角に対する後輪舵角の追従誤差との比と一致するように舵角速度を制限する手段、であることを要旨とする。
【００１４】
請求項５記載の発明は、上記課題を解決するため、請求項１ないし請求項４のいずれか１項記載の車両の操舵制御装置において、前記舵角速度制限手段は、車両の走行条件に基づいて、前輪と後輪のそれぞれに対して実際に操舵することができる舵角速度の範囲を推定する舵角速度範囲推定手段と、前記推定した舵角速度の範囲内で前輪と後輪の舵角速度を制限する手段と、を備えたことを要旨とする。
【００１５】
【発明の効果】
請求項１記載の発明によれば、ステアリングホイールと機械的に分離された前輪及び後輪の舵角をそれぞれ独立に位置制御するためのアクチュエータを備えた車両の操舵制御装置において、ステアリングホイールの操作量に基づいて前輪及び後輪のそれぞれの目標舵角を算出する目標舵角算出手段と、前輪又は後輪の一方の目標舵角に到達するための舵角速度が前記アクチュエータにより実現可能な舵角速度を超える場合に、他方の目標舵角に到達するための舵角速度を制限する舵角速度制限手段と、を備えたことにより、前輪又は後輪の一方がアクチュエータの舵角速度限界により一時的に目標舵角に到達できない場合、他方の舵角速度を舵角速度制限手段により制限することができるようになり、前輪及び後輪の舵角バランスを崩してドライバに違和感を与えることを抑制できるという効果がある。
【００１６】
請求項２記載の発明によれば、請求項１記載の発明の効果に加えて、前記舵角速度制限手段は、車両旋回半径と車両横滑り角が、前記目標舵角に対応する車両旋回半径と車両横滑り角に向けてそれぞれ単調に変化する範囲に、前輪と後輪の舵角速度を制限するようにしたので、操舵速度の限界を超えるような目標舵角が算出された場合でも、車両旋回半径と車両横滑り角を前記目標舵角に対応する値に向けてそれぞれ単調に変化させることが可能となったので、ドライバの違和感を更に小さく抑制することができる。
【００１７】
例えば、前述した図３において、現在の前輪舵角及び後輪舵角が点Ｌであり１制御周期後の目標舵角が操舵可能範囲を超えるＡ点であるときに、請求項２記載の発明を適用し、１制御周期後の舵角が線分ＰＱ上にあるように舵角速度を制限することによって、車両旋回半径の逆数（１／Ｒ）と車両横滑り角（β）を目標舵角に対応する値に向けて変化させることができる。
【００１８】
この場合、車両旋回半径の逆数は時系列では図４（ｂ）に示すように変化し、前述したようなアンダーシュートは生じない。したがって、ドライバの違和感を抑えることができる。また、図３において、１制御周期後の目標舵角がＢ点であるときに、請求項２記載の発明を適用し、１制御周期後の舵角が線分ＲＳ上にあるように舵角速度を制限することによって、車両旋回半径の逆数と車両横滑り角を目標舵角に対応する値に向けて変化させることができる。この場合、車両横滑り角は時系列では図５（ｂ）に示すように変化し、前述したようなオーバーシュートは生じない。したがって、ドライバの違和感を抑えることができる。
【００１９】
請求項３記載の発明によれば、請求項２記載の発明の効果に加えて、前記舵角速度制限手段は、車両旋回半径の逆数の変化速度と車両横滑り角の変化速度との比が、現在の舵角を目標舵角まで変化させた場合の車両旋回半径の逆数の変化速度と車両横滑り角の変化速度との比と一致するように舵角速度を制限するようにしたので、操舵速度の限界を超えるような目標舵角が算出された場合に、ドライバがステアリングホイールを操作する速度によらず車両旋回半径の逆数と車両横滑り角を、目標舵角の変化に対応した軌道に沿って変化させることができるようになる。したがって、請求項２記載の発明にくらべてドライバの違和感の程度をより小さく抑えることができる。
【００２０】
例えば、前述した図３において、現在の前輪舵角及び後輪舵角が点Ｌであり１制御周期後の目標舵角が操舵可能範囲を超える点Ａであるときに、請求項３記載の発明を適用し、１制御周期後の舵角が点Ａ’となるように舵角速度を制限することによって、車両旋回半径の逆数（１／Ｒ）と車両横滑り角（β）を、目標舵角の変化に対応した軌道に沿って変化させることができる。この場合、車両旋回半径の逆数と車両横滑り角は時系列では図４（ｃ）に示すように変化し、車両旋回半径の逆数と車両横滑り角を連動させて目標舵角に対応した値に追従させることができる。
【００２１】
一方、請求項２記載の発明を適用した場合には、図４（ｂ）に示すように、車両旋回半径の逆数の方が目標舵角に対応した値の近傍まで早く追従しており、車両旋回半径の逆数と車両横滑り角の追従誤差の減少の仕方が異なる。よって、請求項３記載の発明を適用した場合には、請求項２記載の発明を適用した場合にくらべてドライバの違和感の程度をより小さく抑えることができる。
【００２２】
また、図３において、１制御周期後の目標舵角が点Ｂであるときには、１制御周期後の舵角が点Ｂ’となるように舵角速度を制限する。この場合、車両旋回半径の逆数と車両横滑り角は時系列では図５（ｃ）に示すように変化し、上記と同様の効果が得られる。
【００２３】
請求項４記載の発明によれば、請求項２記載の発明の効果に加えて、前記舵角速度制限手段は、前輪の舵角速度と後輪の舵角速度との比が、目標舵角に対する前輪舵角の追従誤差と後輪舵角の追従誤差との比と一致するように舵角速度を制限する。この発明は、舵角と目標舵角まで変化させた場合の車両旋回半径の逆数の変化速度と車両横滑り角の変化速度との比が、目標舵角に対する前輪舵角の追従誤差と後輪舵角の追従誤差との比と、概ね一致する関係を利用したものである。この関係は、前輪と後輪の舵角から、車両旋回半径の逆数と車両横滑り角への写像が概ね線形写像であることから導かれる。これは、前輪と後輪の舵角（ステアリングラックの移動量）に対する、車両旋回半径の逆数の変化及び車両横滑り角の変化が、それぞれ図１３及び図１４に示すような変化であることから明らかである。この発明によって、車両旋回半径の逆数と車両横滑り角の演算を行なわずに、車両旋回半径の逆数の変化速度と車両横滑り角の変化速度との比を調整することができるようになったので、請求項３記載の発明にくらべて容易な演算で、請求項３記載の発明と概ね等しい効果を得ることができる。
【００２４】
請求項５記載の発明によれば、請求項１ないし請求項４記載の発明の効果に加えて、前記舵角速度制限手段は、車両の走行条件に基づいて、前輪と後輪のそれぞれに対して実際に操舵することができる舵角速度の範囲を推定する舵角速度範囲推定手段と、前記推定した舵角速度の範囲内で前輪と後輪の舵角速度を制限する手段と、を備えたことにより、走行条件により実際に操舵することができる舵角速度の範囲を推定するので、走行条件の変化によって舵角速度の範囲が変化した場合においても、適切な舵角速度の制限を行なうことができるという効果がある。
【００２５】
【発明の実施の形態】
図１は、本発明に係る車両の操舵制御装置の実施形態の全体構成を示すシステム構成図である。１は前輪、２は後輪、３は運転者が操作するステアリングホイール、４はステアリングホイールの操作量（角度）を検出するステアリング角度センサであり、例えば光学式エンコーダを使用してコラムシャフトの回転量を検出するものがある。５は前輪操舵アクチュエータ、７は後輪操舵アクチュエータであり、それぞれＤＣモータを有しウォームギアを介してモータの旋回運動をステアリングラックの左右運動に変換しその移動量を調整することで舵角を調整できる。また、１３はＤＣモータを駆動する駆動回路であり、Ｈブリッジで構成される。後述されるＥＣＵ１２から指令されるモータ電流を実現するようにＤＣモータの電流フィードバックがなされる。６は前輪の舵角を検出する舵角センサ、８は後輪の舵角を検出する舵角センサであり、それぞれステアリングラックの移動量を検出するポテンショ式のラックストロークセンサである。また、９は車両１１の速度検出する車速センサであり、例えば、各車輪の回転速度を計測する。１２は操舵制御装置をマイクロコンピュータを中心とした制御回路（ＥＣＵ）で構成したものであり、外部との情報の入出力や種類の演算を行なう。ＣＰＵ１２ａは演算を実行し、ＲＯＭ１２ｂは後述する制御プログラムや各種データ等を記憶している。ＲＡＭ１２ｃはプログラム実行中に一時的に情報の記憶を行なう。Ｉ／Ｏインターフェース１２ｄは外部のセンサ等からの情報の入力や、外部のアクチュエータを駆動するための信号の出力を行なう。
【００２６】
図２は、本発明に係る車両の操舵制御装置の構成を示したブロック図である。操舵制御装置は、ステアリングホイールの操作量に基づいて前輪及び後輪のそれぞれの目標舵角を算出する目標舵角算出手段２０１と、車両の走行条件としての車速に基づいて、前輪と後輪のそれぞれに対して実際に操舵することができる舵角速度の範囲を推定する舵角速度範囲推定手段２０２と、前輪又は後輪の一方の目標舵角に到達するための舵角速度が操舵アクチュエータにより実現可能な舵角速度を超える場合に、他方の目標舵角に到達するための舵角速度を制限する舵角速度制限手段２０３と、舵角速度制限手段２０３により制限された舵角速度で舵角を制御する舵角制御手段２０４とを備えている。
【００２７】
これら目標舵角算出手段２０１、舵角速度範囲推定手段２０２、舵角速度制限手段２０３、及び舵角制御手段２０４は、この順にすべてＥＣＵ１２内でＣＰＵ１２ａが実行するプログラムとして実現され、所定時間周期、例えば１０［ｍｓｅｃ］周期で演算が実行される。
【００２８】
次に、本発明における操舵制御の動作を説明する。
【００２９】
目標舵角算出手段２０１では前輪と後輪の目標舵角の算出を行なう。舵角はステアリングラックの移動量と一対一に対応し、ステアリングラックの移動量を調整することによって舵角を制御することができるので、この実施形態として、前輪と後輪のステアリングラックの位置（以下、ラック位置）の目標値を算出する例を説明する。尚、ラック位置は前後輪ともに直進状態を０とし、車両前方に対して左方向に操舵する向きを正とする。以下、目標舵角算出手段２０１における演算を説明する。
【００３０】
まず、ステアリング角度センサ４の出力に基づいてステアリングホイール３の操作量である角度θｓを算出する。ここで、θｓは直進状態で０とし、左方向に操作した場合を正とする。そして、θｓに基づいて前輪と後輪の目標ラック位置を算出する。例えば、（１）式のように前輪の目標ラック位置δｆ^*を算出する。ここで、例えばｐ＝６０／５４０とし、ステアリングホイールの角度が５４０［ｄｅｇ］のときに前輪の目標ラック位置を６０［ｍｍ］とする。また、車速に基づいて予めＲＯＭ１２ｂに記憶した図１６に示すようなテーブルデータを参照することによって、前後輪の操舵角度比を示すパラメータｑを算出する。そして、パラメータｑを用いて（２）式のように後輪の目標ラック位置δｒ^＊を算出する。尚、低速領域におけるパラメータｑを負の値とすると、前輪に対して後輪を逆相に操舵することになり、車両旋回半径を小さくして小回りが利くようにすることができる。
【００３１】
【数１】
δｆ^*＝ｐ×θｓ …（１）
δｒ^*＝ｑ×ｐ×θｓ …（２）
尚、ステアリングホイールの角度と前輪及び後輪の目標舵角の関係はこれ以外の関係であってもよく、例えば、前輪と後輪の舵角に対する車両旋回半径と車両横滑り角の幾何学的な関係に基づいて、ステアリングホイールの角度と車両旋回半径及び車両横滑り角が所定の関係となるように前輪と後輪の目標舵角を算出する例が考えられる。
【００３２】
舵角速度範囲推定手段２０２では、走行条件、例えば車速に応じて実際に操舵することが可能な舵角速度の範囲を前輪と後輪のそれぞれについて推定する。
【００３３】
【外１】

まず、請求項２記載の発明を適用した例としては、車両旋回半径と車両横滑り角が、前記目標舵角に対応する車両旋回半径と車両横滑り角に向けてそれぞれ単調に変化する範囲に、前輪と後輪の舵角速度を制限する。このためラック速度の上限値と下限値をともに一定値とする例が考えられる。
【００３４】
【外２】

【数２】

また、請求項５記載の発明を適用した例としては、走行条件として車速に基づいて、前輪と後輪のラック速度の上限値及び下限値を算出する例が考えられる。これらの算出は、車速に基づいてＲＯＭ１２ｂに記憶させたテーブルデータを参照することによって行なう方法がある。このテーブルデータは、直進状態から目標ラック位置をステップ的に変化させた場合のラック速度の上限値及び下限値を車速を変化させて計測し、車速ごとのラック速度のデータに基づいて作成し、前輪の上限値テーブルと下限値テーブル、及び、後輪の上限値テーブルと下限値テーブルをＲＯＭ１２ｂに記憶させておけばよい。
【００３５】
尚、車速０、即ち停止状態でのステアリング操作は、いわゆる「据え切り」状態となり、タイヤの摩擦が大きいので舵角速度の上限値及び下限値の絶対値は小さく、車速の増加に対して、舵角速度の上限値及び下限値の絶対値は増加する傾向となる。
【００３６】
また、ラック速度は操舵モータの回転速度に応じた慣性によっても変化するので、車速に基づいて前述のテーブルデータを参照して算出した値に対して、操舵モータの回転速度に基づいて上限値及び下限値を補正する構成としてもよい。
【００３７】
さらに、ラック速度は操舵負荷によって変化するので、走行条件として路面摩擦係数や輪荷重の変化に応じて、前輪と後輪のそれぞれに対して実際に操舵することができる舵角速度の範囲を舵角速度範囲推定手段２０２で推定し、この推定した舵角速度範囲で舵角速度制限手段２０３がラック速度を制限することも考えられる。
【００３８】
路面摩擦係数の推定方法は、例えば計測自動制御学会誌“計測と制御”vol.39 No.10 2000掲載の「周期ゲイン型σ−修正法を用いた適応観測器による路面の判別」（川邊他）など多くの手法が提案されており、路面摩擦係数の推定値に基づいてラック速度の上限値及び下限値を補正することが考えられる。この場合、路面摩擦係数が大きいほどラック速度の上限値及び下限値の絶対値を小さくするように補正すればよい。
【００３９】
また、輪荷重は加速時及び減速時に変化するので、車速変化（車両の加速度）に基づいてラック速度の上限値及び下限値を補正することが考えられる。この場合、加速時には、前輪のラック速度の上限値及び下限値の絶対値を大きくするように補正する一方、後輪のラック速度の上限値及び下限値の絶対値を小さくするように補正し、減速時には、前輪のラック速度の上限値及び下限値の絶対値を小さくするように補正する一方、後輪のラック速度の上限値及び下限値の絶対値を大きくするように補正すればよい。
【００４０】
舵角速度制限手段２０３では前輪と後輪の舵角速度の制限を行なう。この実施形態として、前輪と後輪のラック速度の制限を行なうために、前輪と後輪の目標ラック位置の補正を行なう例を説明する。
【００４１】
まず、図６は、前輪と後輪の目標ラック位置をそれぞれ補正するか否かを判断する処理を示したフローチャートである。
【００４２】
【外３】

この算出は、前輪と後輪の現在のラック位置δｆ及びδｒと、目標舵角算出手段２０１で算出した前輪と後輪の目標ラック位置δｆ^*及びδｒ^*とに基づいて、式（７）〜式（８）を用いて行なう。ここで、Ｔsplは制御周期であり例えば１０［ｍｓｅｃ］である。
【００４３】
【数３】

次に、Ｓ６０２〜Ｓ６０４の処理によって、前輪及び後輪のそれぞれについて、必要ラック速度は実現範囲内かどうかを判定する。まず、Ｓ６０２において、前輪必要ラック速度は実現範囲内か否かを判定し、実現範囲内ならば、Ｓ６０３で後輪必要ラック速度は実現範囲内か否かを判定する。Ｓ６０２の判定で前輪必要ラック速度が実現範囲内でなければ、Ｓ６０４で後輪必要ラック速度は実現範囲内か否かを判定する。
【００４４】
前輪と後輪ともに必要ラック速度がラック速度の上限値と下限値の範囲内にあると判断された場合は、Ｓ６０５において前輪と後輪の目標ラック位置の補正は行なわずに処理を終了し、また、前輪の必要ラック速度のみがラック速度の上限値と下限値の範囲内にあると判断された場合はＳ６０６において前輪の目標ラック位置を補正し、後輪の必要ラック速度のみがラック速度の上限値と下限値の範囲内にあると判断された場合はＳ６０７において後輪の目標ラック位置を補正し、前輪と後輪の必要ラック速度がともにラック速度の上限値と下限値の範囲外にあると判断された場合はＳ６０８において前輪或いは後輪の目標ラック位置を補正する。以下、Ｓ６０６〜Ｓ６０９における演算をそれぞれ説明する。
【００４５】
尚、目標ラック位置の補正は、必要ラック速度がラック速度の上限値と下限値の範囲内にある場合には、１制御周期後のラック位置を目標ラック位置と一致させることができることを前提として行なう。尚、ラック位置のサーボ制御系の構成については後述する。
【００４６】
まず、Ｓ６０６における前輪目標ラック位置の補正処理について説明する。
【００４７】
図７は、Ｓ６０６における処理の第１の実施形態として、請求項２記載の発明を適用した例における前輪目標ラック位置の補正処理を示したフローチャートである。
【００４８】
まず、Ｓ７０１において、現在の前輪と後輪のラック位置δｆ及びδｒに基づいて、予めＲＯＭ１２ｂに記憶させた３次元マップデータを参照することによって、現在の車両旋回半径の逆数invＲ０と車両横滑り角beta０を算出する。この３次元マップデータは、前輪と後輪のラック位置に対する車両旋回半径と車両横滑り角を実験的に計測し、図１３に示すような車両旋回半径の逆数を算出するための３次元マップデータと、図１４に示すような車両横滑り角を算出するための３次元マップデータを作成すればよい。
【００４９】
尚、図１５に示すように、車両旋回半径は四輪の中心における旋回半径とし、旋回中心が車両前方方向に対して左側にある場合に旋回半径を正、右側にある場合に旋回半径を負とする。また、車両横滑り角は四輪の中心における車両の進行方向と車両の前方方向のなす角とし、車両の進行方向が車両の前後方向の中心線に対して右側にずれる場合に車両横滑り角を正とする。
【００５０】
Ｓ７０２では、前輪と後輪の目標舵角δｆ^*及びδｒ^*に基づいて、Ｓ７０１において前述した３次元マップデータを参照することによって、目標ラック位置に対応する車両旋回半径の逆数invＲ１と車両横滑り角beta１を算出する。
【００５１】
Ｓ７０３では、１制御周期後の後輪ラック位置の推定値に基づいて、１制御周期後の車両旋回半径の逆数がinvＲ０からinvＲ１までの範囲となり、かつ、１制御周期後の車両横滑り角がbeta０からbeta１までの範囲となるような前輪のラック位置の範囲を算出する。
【００５２】
【外４】

この１制御周期後の後輪ラック位置の推定値に基づいて、車両旋回半径の逆数がinvＲ０となる前輪ラック位置δｆ１と、車両横滑り角がbeta０となる前輪ラック位置δｆ２と、車両旋回半径の逆数がinvＲ１となる前輪ラック位置δｆ３と、車両横滑り角がbeta１となる前輪ラック位置δｆ４を、３次元マップデータを参照して算出する。この３次元マップデータは、Ｓ７０１の演算の説明において前述した前輪と後輪のラック位置に対する車両旋回半径と車両横滑り角の計測データに基づいて、車両旋回半径の逆数と後輪のラック位置を入力として前輪のラック位置を出力する３次元マップデータと、車両横滑り角と後輪のラック位置を入力として前輪のラック位置を算出する３次元マップデータを作成し、ＲＯＭ１２ｂに記憶させておく。
【００５３】
そして、δｆ１とδｆ３を両端とする範囲と、δｆ２とδｆ４を両端とする範囲とが重なる範囲を求める。これが、１制御周期後の車両旋回半径の逆数がinvＲ０からinvＲ１までの範囲となり、かつ、１制御周期後の車両横滑り角がbeta０からbeta１までの範囲となるような前輪のラック位置の範囲である。例えば、図１０において目標ラック位置が点Ｂである場合には、δｆ４以上δｆ３以下となる範囲である。
【００５４】
【外５】

例えば、車両横滑り角が、目標舵角算出手段２０１で算出した目標ラック位置に対応した値beta１に最も近くなるように、前輪の新たな目標ラック位置を算出することが考えられる。この場合、図１０において目標ラック位置が点Ｂである場合には、ラック位置が点Ｒとなるように前輪の新たな目標ラック位置をδｆ４とすればよい。
【００５５】
また、これ以外の算出方法として、車両旋回半径の逆数が、目標舵角算出手段２０１で算出した目標ラック位置に対応した値invＲ１に最も近くなるように算出してもよいし、車両旋回半径の逆数と車両横滑り角にそれぞれ所定の係数を乗算したものの和が、目標舵角算出手段２０１で算出した目標ラック位置に対応した値に最も近くなるように算出してもよい。
【００５６】
次に、Ｓ６０６における前輪目標ラック位置の補正処理の第２の実施形態として、請求項３記載の発明を適用し、車両旋回半径の逆数の変化速度と車両横滑り角の変化速度との比が、現在の舵角を目標舵角まで変化させた場合の車両旋回半径の逆数の変化速度と車両横滑り角の変化速度との比と一致するように舵角速度を制限する例を説明する。この例では、１制御周期での車両旋回半径の逆数の変化と車両横滑り角の変化との比を、（invＲ１−invＲ０）と（beta１−beta０）との比と一致させるように、前輪の新たな目標ラック位置を算出することになる。
【００５７】
まず、前輪のラック速度を上限値とした場合の、１制御周期後の車両旋回半径の逆数invＲ２と車両横滑り角beta２を算出する。
【００５８】
【外６】

そして、この前輪と後輪のラック位置に基づいて、Ｓ７０１の演算で使用した３次元マップデータを参照してinvＲ２とbeta２を算出する。
【００５９】
次に、前輪のラック速度を下限値とした場合の、１制御周期後の車両旋回半径の逆数invＲ３と車両横滑り角beta３を算出する。
【００６０】
【外７】

そして、この前輪と後輪のラック位置に基づいて、Ｓ７０１の演算で使用した３次元マップデータを参照してinvＲ３とbeta３を算出する。
【００６１】
次に、１制御周期での車両旋回半径の逆数の変化と車両横滑り角の変化との比が、（invＲ１−invＲ０）と（beta１−beta０）との比と一致するような、１制御周期後の車両旋回半径の逆数invＲ４と車両横滑り角beta４を算出する。これらの算出は式（９）〜式（１２）を用いて行なう。
【００６２】
【数４】

この式（９）〜式（１２）の演算について、図１１を用いて説明する。図１１は、車両旋回半径の逆数と車両横滑り角を座標軸にとり、現在の車両旋回半径の逆数と車両横滑り角が点Ａである場合に、１制御周期で変化させることが可能な車両旋回半径の逆数と車両横滑り角の範囲をハッチングで示し、また、前輪と後輪のラック位置を破線で示したものである。いま、目標ラック位置に対応した車両旋回半径の逆数と車両横滑り角が点Ｂである場合に、前記invＲ４とbeta４は点Ｍの座標となる。
【００６３】
ここで、点Ｍは直線ＡＢと直線ＰＱの交点であるから、点Ａ、点Ｂ、点Ｐ、点Ｑの座標に基づいて、２直線の交点を求めることによって点Ｍの座標を算出することができる。（９）式〜（１２）式は、点Ａの座標（invＲ０，beta０）と、点Ｂの座標（invＲ１，beta１）と、点Ｐの座標（invＲ２，beta２）と、点Ｑの座標（invＲ３，beta３）とに基づいて、点Ｍの座標を算出するものである。
【００６４】
そして、invＲ４とbeta４に基づいて、３次元マップデータを参照して前輪の新たな目標ラック位置を算出する。この３次元マップデータは、Ｓ７０１での処理の説明で前述した、前輪と後輪のラック位置に対する車両旋回半径と車両横滑り角の計測データに基づいて作成するもので、車両旋回半径の逆数と車両横滑り角を入力として前輪のラック位置を出力するものである。
【００６５】
Ｓ６０６における前輪目標ラック位置の補正処理の第３の実施形態として、請求項４記載の発明を適用し、１制御周期での前輪と後輪のラック位置の変化量の比を、現在のラック位置を目標ラック位置まで変化させた場合の前輪と後輪のラック位置の変化量の比と一致させるように、前輪の新たな目標ラック位置の算出を行う例について説明する。
【００６６】
【外８】

そして、このΔδｒに基づいて式（１３）を用いて算出したδｆ^*’を前輪の新たな目標ラック位置とする。
【００６７】
【数５】

次に、Ｓ６０７における後輪目標ラック位置の補正処理について説明する。
【００６８】
図８はＳ６０７における処理の第１の実施形態として、請求項２記載の発明を適用した例における処理を示したフローチャートである。まず、Ｓ８０１及びＳ８０２での処理は、Ｓ７０１及びＳ７０２での処理とそれぞれ等しい。
【００６９】
Ｓ８０３では、１制御周期後の実際の前輪のラック位置の推定値に基づいて、１制御周期後の車両旋回半径の逆数がinvＲ０からinvＲ１までの範囲となり、かつ、１制御周期後の車両横滑り角がbeta０からbeta１までの範囲となるような後輪のラック位置の範囲を算出する。
【００７０】
【外９】

この１制御周期後の前輪のラック位置の推定値に基づいて、車両旋回半径の逆数がinvＲ０となる後輪ラック位置δｒ１と、車両横滑り角がbeta０となる後輪ラック位置δｒ２と、車両旋回半径の逆数がinvＲ１となる後輪ラック位置δｒ３と、車両横滑り角がbeta１となる後輪ラック位置δｒ４を、３次元マップデータを参照することによって算出する。
【００７１】
この３次元マップデータは、Ｓ７０１において前述した前輪と後輪のラック位置に対する車両旋回半径と車両横滑り角の計測データに基づいて、車両旋回半径の逆数と前輪のラック位置を入力として後輪のラック位置を出力する３次元マップデータと、車両横滑り角と前輪のラック位置を入力として後輪のラック位置を出力する３次元マップデータを作成し、ＲＯＭ１２ｂに記憶させておく。
【００７２】
そして、δｒ１とδｒ３を両端とする範囲と、δｒ２とδｒ４を両端とする範囲とが重なる範囲を求める。
【００７３】
【外１０】

次に、Ｓ６０７における後輪目標ラック位置の補正処理の第２の実施形態として、請求項３記載の発明を適用し、１制御周期での車両旋回半径の逆数の変化と車両横滑り角の変化との比を、（invＲ１−invＲ０）と（beta１−beta０）との比と一致させるように、後輪の新たな目標ラック位置を算出する例を説明する。
【００７４】
まず、後輪のラック速度を上限値とした場合の、１制御周期後の車両旋回半径の逆数invＲ２と車両横滑り角beta２を算出する。
【００７５】
【外１１】

そして、この前輪と後輪のラック位置に基づいて、Ｓ７０１の演算で使用した３次元マップデータを参照してinvＲ２とbeta２を算出する。
【００７６】
次に、後輪のラック速度を下限値とした場合の、１制御周期後の車両旋回半径の逆数invＲ３と車両横滑り角beta３を算出する。
【００７７】
【外１２】

そして、この前輪と後輪のラック位置に基づいて、Ｓ７０１の演算で使用した３次元マップデータを参照してinvＲ３とbeta３を算出する。
【００７８】
次に、式（９）〜式（１２）を用いてinvＲ４とbeta４を算出し、このinvＲ４とbeta４に基づいて、３次元マップデータを参照して後輪の新たな目標ラック位置を算出する。この３次元マップデータは、Ｓ７０１での処理の説明で前述した、前輪と後輪のラック位置に対する車両旋回半径と車両横滑り角の計測データに基づいて作成するもので、車両旋回半径の逆数と車両横滑り角を入力として後輪のラック位置を出力するものである。
【００７９】
次に、Ｓ６０７における後輪目標ラック位置の補正処理の第３の実施形態として、請求項４記載の発明を適用し、１制御周期での前輪と後輪のラック位置の変化量の比を、現在のラック位置を目標ラック位置まで変化させた場合の前輪と後輪のラック位置の変化量の比と一致させるように、後輪の新たな目標ラック位置の算出を行う例について説明する。
【００８０】
【外１３】

そして、このΔδｆに基づいて式（１４）を用いて算出したδｒ^*’を、後輪の新たな目標ラック位置とする。
【００８１】
【数６】

次に、Ｓ６０８における前輪目標ラック位置或いは後輪目標ラック位置の補正処理について説明する。
【００８２】
図９はＳ６０８における処理の実施形態を示したフローチャートであり、１制御周期での前輪と後輪のラック位置の変化量の比を、現在のラック位置を目標ラック位置まで変化させた場合の前輪と後輪のラック位置の変化量の比と一致させるように、前輪或いは後輪の新たな目標ラック位置を算出する。
【００８３】
まず、Ｓ９０１では、式（１５）を用いて前輪の目標舵角の暫定値δｆ０を算出する。
【００８４】
【数７】

【外１４】

【数８】

舵角制御手段２０４では前輪と後輪の舵角の位置制御を行なう。この実施形態として、前輪と後輪のラック位置の制御を行なうために、前輪及び後輪の操舵モータに対して図１２に示すようなサーボ制御系を構成する例について説明する。
【００８５】
１２０２は、実際のラック位置と目標ラック位置に基づいて操舵モータの電流指令値を演算し、ラック位置のフィードバック制御を行なうブロックである。フィードバックの制御の方法としてはＰＩＤ制御やモデル規範型制御等が一般的であり、ここでの詳細な説明は省略する。１２０３は、前記電流指令値に基づいて操舵モータの電流制御を行なうブロックであり、ＰＷＭ制御などが一般的であるがここでの詳細な説明は省略する。１２０４は、制御対象である操舵モータの動特性、すなわち、電流値に対するモータ回転角（位置）の動特性を表すブロックである。また、１２０５は、操舵モータのギア比とウォームギア比に基づいて定まる、操舵モータの回転角（位置）に対するステアリングラック位置の関係を示したブロックである。
【００８６】
ところで、サーボ制御系を１２０２〜１２０５のブロックで構成した場合には、目標値に対してサーボ制御の遅れが生じるため、１２０１に示すような前置補償器を構成してこのサーボ制御の遅れを補償する。いま、ｒからｙの伝達関数が連続時間系でＡ（ｓ）／Ｂ（ｓ）であらわせたとすると、前置補償器の伝達関数を式（１７）に示すようにする。
【００８７】
【数９】

ここで、次数ｎは伝達関数がプロパーとなるように選択し、τは十分に小さい値（τ≪１）とする。また、実際のサーボ制御は離散時間系を構成するので、この伝達関数を離散化して使用する。このようにラック位置のサーボ制御系を構成することによって、ラック速度の上限値と下限値の範囲内においては１制御周期後の目標ラック位置と実際のラック位置を一致させることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る車両の操舵制御装置の実施形態の全体構成を示すシステム構成図である。
【図２】本発明の操舵制御装置の構成を示すブロック図である。
【図３】前輪と後輪の舵角に対する車両旋回半径の逆数と車両横滑り角の関係を示す図である。
【図４】前輪と後輪の舵角速度及び車両旋回半径の逆数と車両横滑り角の時系列変化を示す図である。
【図５】前輪と後輪の舵角速度及び車両旋回半径の逆数と車両横滑り角の時系列変化を示す図である。
【図６】本発明の実施形態の全体動作を説明するフローチャートである。
【図７】実施形態における前輪目標ラック位置の補正処理を説明するフローチャートである。
【図８】実施形態における後輪目標ラック位置の補正処理を説明するフローチャートである。
【図９】実施形態における前輪目標ラック位置と後輪目標ラック位置の補正処理を説明するフローチャートである。
【図１０】前輪と後輪のステアリングラック移動量に対する車両旋回半径の逆数と車両横滑り角の関係を、前輪と後輪のステアリングラック移動量を座標軸にとって示す図である。
【図１１】前輪と後輪のステアリングラック移動量に対する車両旋回半径の逆数と車両横滑り角の関係を、車両旋回半径の逆数と車両横滑り角を座標軸にとって示す図である。
【図１２】本発明の実施形態における舵角のサーボ制御系を示すブロック図である。
【図１３】前輪と後輪のステアリングラック移動量に対する車両旋回半径の逆数の変化を示す図である。
【図１４】前輪と後輪のステアリングラック移動量に対する車両横滑り角の変化を示す図である。
【図１５】車両旋回半径と車両横滑り角の定義を示す図である。
【図１６】後輪目標ラック位置を算出する為のパラメータｑと車速の関係を示す図である。
【符号の説明】
１…前輪
２…後輪
３…ステアリングホイール
４…ステアリング角度センサ
５…前輪操舵アクチュエータ
６…前輪舵角センサ
７…後輪操舵アクチュエータ
８…後輪舵角センサ
９…車速センサ
１１…車両
１２…操舵制御装置（ＥＣＵ）
１３…駆動回路
２０１…目標舵角算出手段
２０２…舵角速度範囲推定手段
２０３…舵角速度制限手段
２０４…舵角制御手段[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a steering control device for a vehicle in which a steering wheel, a front wheel, and a rear wheel are mechanically separated, and a front wheel and a rear wheel are independently controlled in steering angle.
[0002]
[Prior art]
Steering wheel, front wheel and rear wheel are mechanically separated and equipped with a steering actuator for steering the front wheel and a steering actuator for steering the rear wheel, and the steering angle of the front wheel and the rear wheel is independently controlled. There is a system that can. In such a system, the relationship between the steering angle of the front wheels and the rear wheels with respect to the operation amount of the steering wheel can be arbitrarily determined. For example, by turning the front and rear wheels in opposite phases with respect to the operation amount of the steering wheel, the vehicle turning radius can be reduced with respect to a vehicle that steers only the front wheels. Further, by steering the front wheels and the rear wheels in the same phase, it is possible to easily change the course at high speed.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the conventional steering control device, there is a limit to the steering speed of the steering actuator constituted by an electric motor or the like, so that when the change speed of the target value of the steering angle is high, the actual steering angle is delayed. There is a case. In such a case, even if the driver operates the steering wheel in a certain direction, the vehicle turning radius and the vehicle side slip angle may change due to overshoot or undershoot. There is a problem in that the driver may feel uncomfortable because the direction of change in the angle is temporarily different from the direction intended by the driver.
[0004]
As an example in which such a problem occurs, first, an example in which the reciprocal of the vehicle turning radius changes due to undershooting will be described.
[0005]
In FIG. 3, the steering angle (θf) of the front wheels and the steering angle (θr) of the rear wheels are taken as coordinate axes, and can be changed at a predetermined time (here, one control cycle when steering control is executed in discrete time). It is a figure which shows the range of the steering angle of a possible front wheel and a rear wheel by hatching, and showed the change of the reciprocal (1 / R) of a vehicle turning radius, and a vehicle side slip angle ((beta)). Here, the steering angles of the front wheels and the rear wheels are both positive for leftward steering with respect to the front of the vehicle, and the vehicle turning radius is a vehicle reference point (for example, the center of the four wheels) arbitrarily determined on the vehicle. The turning radius is positive when the turning center is on the left side of the vehicle front direction and negative when the turning center is on the right side. Since the turning radius becomes infinite when the vehicle goes straight, the reciprocal of the turning radius is used for convenience of calculation. Further, the vehicle side slip angle is an angle formed by the vehicle traveling direction and the vehicle forward direction at the vehicle reference point, and the vehicle side slip angle is corrected when the vehicle traveling direction is shifted to the right with respect to the center line in the vehicle front-rear direction. It is said. FIG. 15 shows definitions of the vehicle turning radius and the vehicle side slip angle.
[0006]
In FIG. 3, if the current steering angle of the front and rear wheels is point L and the target steering angle after one control cycle is point A, the steering angle after one control cycle matches point A. Assuming that, the reciprocal of the vehicle turning radius increases compared to the current value. However, since the target rudder angle of the front wheels exceeds the range that can be steered in one control cycle, the actual rudder angle after one control cycle is M point instead of A point. For this reason, the reciprocal of the actual turning radius of the vehicle temporarily decreases, and then increases as the rudder angle goes to point A. In this case, the rudder angular velocity of the front and rear wheels, the reciprocal of the vehicle turning radius, and the vehicle side slip angle change as shown in FIG. 4A in time series, and the reciprocal of the vehicle turning radius may undershoot. Recognize.
[0007]
Next, an example in which the vehicle side slip angle changes due to overshoot will be described.
[0008]
Now, in FIG. 3 described above, when the target rudder angle after one control cycle is point B, the target rudder angle of the front wheels exceeds the range that can be steered in one control cycle. The steering angle is not point B but N. For this reason, since the actual amount of change in the vehicle side slip angle is larger than the amount of change in the vehicle side slip angle corresponding to the target rudder angle, the vehicle side slip angle becomes larger than the value corresponding to the target rudder angle. Decreases by moving toward point B. In this case, the vehicle side slip angle changes in time series as shown in FIG. 5A, and it can be seen that the vehicle side slip angle overshoots.
[0009]
The present invention pays attention to such a problem, and in a system capable of independently controlling the steering angles of the front wheels and the rear wheels mechanically separated from the steering wheel, the steering angle is controlled by the limit of the steering speed. It is an object of the present invention to provide a vehicle steering control device in which the change in the vehicle turning radius and the vehicle slip angle coincides with the direction intended by the driver even when the target value cannot be realized, and the driver does not feel uncomfortable. To do.
[0010]
[Means for Solving the Problems]
According to a first aspect of the present invention, there is provided a vehicle steering control device including an actuator for independently controlling a steering angle of a front wheel and a rear wheel mechanically separated from a steering wheel. The target rudder angle calculating means for calculating the target rudder angle of each of the front wheels and the rear wheels based on the operation amount of the steering wheel, and the rudder angular speed for reaching one target rudder angle of the front wheels or the rear wheels by the actuator. The gist of the invention is that it includes a steering angular speed limiting means for limiting the steering angular speed for reaching the other target steering angle when the realizable steering angular speed is exceeded.
[0011]
According to a second aspect of the present invention, in order to solve the above-described problem, in the steering control device for a vehicle according to the first aspect, the steering angle speed limiting means has a vehicle turning radius and a vehicle side slip angle corresponding to the target steering angle. The gist is to limit the rudder angular speeds of the front wheels and the rear wheels within a range that monotonously changes toward the vehicle turning radius and the vehicle side slip angle.
[0012]
According to a third aspect of the present invention, in order to solve the above-described problem, in the steering control device for a vehicle according to the second aspect, the rudder angular velocity limiting means includes: Is a means for limiting the rudder angular speed so that the ratio of the change speed of the reciprocal of the turning radius of the vehicle when the current rudder angle is changed to the target rudder angle is equal to the ratio of the change speed of the vehicle side slip angle. This is the gist.
[0013]
According to a fourth aspect of the present invention, in order to solve the above-mentioned problem, in the steering control device for a vehicle according to the second aspect, the rudder angular velocity limiting means has a ratio between the rudder angular velocity of the front wheels and the rudder angular velocity of the rear wheels. The gist of the present invention is a means for limiting the rudder angular speed so as to coincide with the ratio of the following error of the front wheel rudder angle with respect to the target rudder angle of the front wheel and the following error of the rear wheel rudder angle with respect to the target rudder angle of the rear wheel. .
[0014]
According to a fifth aspect of the present invention, in order to solve the above problem, the steering control device for a vehicle according to any one of the first to fourth aspects, wherein the rudder angular velocity limiting means is based on a traveling condition of the vehicle. A steering angular speed range estimating means for estimating a steering angular speed range that can actually steer each of the front wheels and the rear wheels, and limiting the steering angular speeds of the front wheels and the rear wheels within the estimated steering angular speed range; And a means.
[0015]
【The invention's effect】
According to the first aspect of the present invention, in the steering control device for a vehicle including an actuator for independently controlling the steering angles of the front and rear wheels mechanically separated from the steering wheel, the operation of the steering wheel is performed. A target rudder angle calculating means for calculating a target rudder angle of each of the front wheels and the rear wheels based on the amount, and a rudder angular speed at which the rudder angular speed for reaching one of the front wheels or the rear wheels can be realized by the actuator. And a steering angular speed limiting means for limiting the steering angular speed for reaching the other target steering angle, so that one of the front wheels or the rear wheels is temporarily controlled by the steering angular speed limit of the actuator. If the angle cannot be reached, the other rudder angular velocity can be limited by the rudder angular velocity limiting means, and the rudder angle balance between the front and rear wheels is lost. There is an effect that can be suppressed to give an uncomfortable feeling to the driver.
[0016]
According to the invention described in claim 2, in addition to the effect of the invention described in claim 1, the steering angle speed limiting means includes a vehicle turning radius and a vehicle whose vehicle turning radius and vehicle side slip angle correspond to the target steering angle. Since the steering angular speed of the front and rear wheels is limited to a range that changes monotonously toward the skid angle, even if a target steering angle that exceeds the steering speed limit is calculated, the vehicle turning radius and Since the vehicle side slip angle can be monotonously changed toward the value corresponding to the target rudder angle, the driver's uncomfortable feeling can be further reduced.
[0017]
For example, in FIG. 3 described above, when the current front wheel steering angle and rear wheel steering angle are point L and the target steering angle after one control cycle is point A exceeding the steerable range, the invention according to claim 2. And by limiting the steering angle speed so that the steering angle after one control cycle is on the line segment PQ, the reciprocal (1 / R) of the vehicle turning radius and the vehicle side slip angle (β) are set to the target steering angle. Can be changed towards the corresponding value.
[0018]
In this case, the reciprocal of the vehicle turning radius changes as shown in FIG. 4B in time series, and the above-described undershoot does not occur. Therefore, the driver's uncomfortable feeling can be suppressed. Further, in FIG. 3, when the target rudder angle after one control cycle is point B, the invention according to claim 2 is applied, and the rudder angular speed is such that the rudder angle after one control cycle is on the line segment RS. By limiting this, the reciprocal of the vehicle turning radius and the vehicle side slip angle can be changed toward values corresponding to the target rudder angle. In this case, the vehicle side slip angle changes in time series as shown in FIG. 5B, and the above-described overshoot does not occur. Therefore, the driver's uncomfortable feeling can be suppressed.
[0019]
According to the invention described in claim 3, in addition to the effect of the invention described in claim 2, the rudder angular speed limiting means has a ratio between a change speed of the reciprocal of the vehicle turning radius and a change speed of the vehicle side slip angle. The steering speed is limited to match the ratio of the change speed of the reciprocal of the vehicle turning radius and the change speed of the vehicle side slip angle when the steering angle is changed to the target steering angle. When a target rudder angle exceeding 1 is calculated, the reciprocal of the vehicle turning radius and the vehicle side slip angle are changed along a track corresponding to the change in the target rudder angle regardless of the speed at which the driver operates the steering wheel. Will be able to. Therefore, the degree of uncomfortable feeling of the driver can be further reduced as compared with the invention of claim 2.
[0020]
For example, in FIG. 3 described above, when the current front wheel steering angle and rear wheel steering angle are point L and the target steering angle after one control cycle is point A exceeding the steerable range, the invention according to claim 3. And by limiting the rudder angular speed so that the rudder angle after one control cycle becomes point A ′, the reciprocal of the vehicle turning radius (1 / R) and the vehicle side slip angle (β) are set to the target rudder angle. It can be changed along the trajectory corresponding to the change. In this case, the reciprocal of the vehicle turning radius and the vehicle side slip angle change in time series as shown in FIG. 4C, and the reciprocal of the vehicle turning radius and the vehicle side slip angle are linked to follow a value corresponding to the target rudder angle. Can be made.
[0021]
On the other hand, when the invention according to claim 2 is applied, as shown in FIG. 4 (b), the reciprocal of the vehicle turning radius quickly follows up to the vicinity of the value corresponding to the target rudder angle. The method of reducing the reciprocal of the turning radius and the tracking error of the vehicle side slip angle is different. Therefore, when the invention according to claim 3 is applied, the degree of uncomfortable feeling of the driver can be suppressed smaller than when the invention according to claim 2 is applied.
[0022]
In FIG. 3, when the target rudder angle after one control cycle is point B, the rudder angular speed is limited so that the rudder angle after one control cycle becomes point B ′. In this case, the reciprocal of the vehicle turning radius and the vehicle side slip angle change as shown in FIG. 5C in time series, and the same effect as described above can be obtained.
[0023]
According to the invention described in claim 4, in addition to the effect of the invention described in claim 2, the rudder angular speed limiting means is configured such that the ratio of the rudder angular speed of the front wheels and the rudder angular speed of the rear wheels is a front wheel rudder with respect to a target rudder angle. The rudder angular velocity is limited so as to coincide with the ratio of the angle following error and the rear wheel rudder angle following error. According to the present invention, the ratio of the change speed of the reciprocal of the vehicle turning radius and the change speed of the vehicle side slip angle when the steering angle and the target steering angle are changed is determined by the following error of the front wheel steering angle with respect to the target steering angle and the rear wheel steering. This is based on a relationship that roughly matches the ratio of the corner tracking error. This relationship is derived from the rudder angle of the front wheels and the rear wheels because the mapping of the reciprocal of the vehicle turning radius and the vehicle slip angle is a linear map. This is clear from the fact that the change in the reciprocal of the vehicle turning radius and the change in the vehicle side slip angle with respect to the steering angle (the amount of movement of the steering rack) of the front wheels and the rear wheels are as shown in FIGS. 13 and 14, respectively. It is. According to the present invention, it is possible to adjust the ratio of the change rate of the reciprocal of the vehicle turning radius and the change rate of the vehicle sideslip angle without performing the calculation of the reciprocal of the vehicle turning radius and the vehicle side slip angle. The present invention can obtain substantially the same effect as that of the invention of the third aspect by an easy calculation compared to the invention of the third aspect.
[0024]
According to the fifth aspect of the invention, in addition to the effects of the first to fourth aspects of the invention, the rudder angular velocity limiting means is provided for each of the front wheels and the rear wheels based on the running conditions of the vehicle. A steering angular speed range estimating unit that estimates a range of steering angular speeds that can be actually steered, and a unit that limits the steering angular speeds of the front wheels and the rear wheels within the estimated steering angular speed range. Since the range of the steering angular speed that can be actually steered according to the conditions is estimated, even when the range of the steering angular speed changes due to a change in the traveling condition, there is an effect that it is possible to appropriately limit the steering angular speed.
[0025]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
FIG. 1 is a system configuration diagram showing an overall configuration of an embodiment of a vehicle steering control apparatus according to the present invention. 1 is a front wheel, 2 is a rear wheel, 3 is a steering wheel operated by a driver, and 4 is a steering angle sensor for detecting an operation amount (angle) of the steering wheel. For example, an optical encoder is used to rotate a column shaft. There is something that detects the amount. 5 is a front wheel steering actuator, and 7 is a rear wheel steering actuator, each of which has a DC motor, and converts the turning motion of the motor to the left and right motion of the steering rack via a worm gear and adjusts the amount of movement to adjust the steering angle. it can. Reference numeral 13 denotes a drive circuit for driving a DC motor, which is composed of an H bridge. Current feedback of the DC motor is performed so as to realize a motor current commanded from the ECU 12 described later. Reference numeral 6 denotes a steering angle sensor that detects the steering angle of the front wheels, and reference numeral 8 denotes a steering angle sensor that detects the steering angle of the rear wheels, each of which is a potentiometric rack stroke sensor that detects the amount of movement of the steering rack. Reference numeral 9 denotes a vehicle speed sensor that detects the speed of the vehicle 11 and measures, for example, the rotational speed of each wheel. Reference numeral 12 denotes a steering control device composed of a control circuit (ECU) centered on a microcomputer, which performs input / output of information with respect to the outside and calculation of types. The CPU 12a executes calculations, and the ROM 12b stores a control program, various data, and the like which will be described later. The RAM 12c temporarily stores information during program execution. The I / O interface 12d inputs information from an external sensor or the like and outputs a signal for driving an external actuator.
[0026]
FIG. 2 is a block diagram showing the configuration of the vehicle steering control apparatus according to the present invention. The steering control device includes a target rudder angle calculation unit 201 that calculates a target rudder angle of each of the front wheels and the rear wheels based on an operation amount of the steering wheel, and a front wheel and a rear wheel based on a vehicle speed as a running condition of the vehicle. Steering angular velocity range estimation means 202 that estimates the range of steering angular velocity that can be actually steered for each of them, and the steering angular velocity for reaching the target steering angle of one of the front wheels or the rear wheels can be realized by the steering actuator When the steering angle speed is exceeded, the steering angle speed limiting means 203 for limiting the steering angular speed for reaching the other target steering angle, and the steering angle control means for controlling the steering angle at the steering angular speed limited by the steering angular speed limiting means 203 204.
[0027]
These target rudder angle calculation means 201, rudder angle speed range estimation means 202, rudder angle speed limit means 203, and rudder angle control means 204 are all realized in this order as a program executed by the CPU 12a in the ECU 12, and have a predetermined time period, for example, 10 Arithmetic is executed at a period of [msec].
[0028]
Next, the operation of the steering control in the present invention will be described.
[0029]
The target rudder angle calculation means 201 calculates the target rudder angle of the front wheels and the rear wheels. The steering angle has a one-to-one correspondence with the movement amount of the steering rack, and the steering angle can be controlled by adjusting the movement amount of the steering rack. Therefore, in this embodiment, the positions of the steering racks of the front wheels and the rear wheels ( Hereinafter, an example of calculating the target value of the rack position) will be described. It should be noted that the rack position is 0 when the front and rear wheels are in a straight traveling state, and the steering direction leftward with respect to the front of the vehicle is positive. Hereinafter, the calculation in the target rudder angle calculation means 201 will be described.
[0030]
First, an angle θs that is an operation amount of the steering wheel 3 is calculated based on the output of the steering angle sensor 4. Here, θs is set to 0 in a straight traveling state, and positive when operated in the left direction. Then, the target rack positions of the front wheels and the rear wheels are calculated based on θs. For example, the target rack position δf of the front wheel as shown in equation (1) ^* Is calculated. Here, for example, p = 60/540, and when the steering wheel angle is 540 [deg], the target rack position of the front wheels is 60 [mm]. Further, a parameter q indicating the steering angle ratio of the front and rear wheels is calculated by referring to table data as shown in FIG. 16 stored in advance in the ROM 12b based on the vehicle speed. Then, using the parameter q, the rear rack target rack position δr as shown in equation (2). ^* Is calculated. If the parameter q in the low speed region is set to a negative value, the rear wheel is steered in the opposite phase with respect to the front wheel, and the vehicle turning radius can be reduced so that a small turn can be achieved.
[0031]
[Expression 1]
δf ^* = P × θs (1)
δr ^* = Q × p × θs (2)
The relationship between the steering wheel angle and the target rudder angle of the front and rear wheels may be other than this, for example, the geometrical relationship between the vehicle turning radius and the vehicle slip angle with respect to the rudder angle of the front and rear wheels. Based on the relationship, an example in which the target rudder angles of the front wheels and the rear wheels are calculated so that the steering wheel angle, the vehicle turning radius, and the vehicle side slip angle have a predetermined relationship can be considered.
[0032]
The rudder angular velocity range estimation means 202 estimates the rudder angular velocity range that can be actually steered according to the running condition, for example, the vehicle speed, for each of the front wheels and the rear wheels.
[0033]
[Outside 1]

First, as an example to which the invention according to claim 2 is applied, the vehicle turning radius and the vehicle side slip angle are set within a range in which the vehicle turning radius and the vehicle side slip angle corresponding to the target rudder angle change monotonously. And limit the rudder angular velocity of the rear wheels. For this reason, an example in which both the upper limit value and the lower limit value of the rack speed are set to constant values can be considered.
[0034]
[Outside 2]

[Expression 2]

Further, as an example to which the invention of claim 5 is applied, an example in which the upper limit value and the lower limit value of the rack speed of the front wheels and the rear wheels are calculated based on the vehicle speed as the running condition can be considered. There is a method of performing these calculations by referring to the table data stored in the ROM 12b based on the vehicle speed. This table data is measured based on the rack speed data for each vehicle speed by measuring the upper and lower limits of the rack speed when the target rack position is changed stepwise from the straight traveling state by changing the vehicle speed. The upper limit value table and the lower limit value table for the front wheels, and the upper limit value table and the lower limit value table for the rear wheels may be stored in the ROM 12b.
[0035]
Note that the steering operation when the vehicle speed is 0, that is, when the vehicle is stopped is a so-called “still-off” state, and the friction of the tire is large, so the upper and lower absolute values of the rudder angular velocity are small. The absolute value of the upper limit value and the lower limit value of the angular velocity tends to increase.
[0036]
Further, since the rack speed also changes depending on the inertia according to the rotation speed of the steering motor, the upper limit value and the value calculated based on the rotation speed of the steering motor are compared with the value calculated by referring to the table data based on the vehicle speed. It may be configured to correct the lower limit value.
[0037]
Furthermore, since the rack speed changes depending on the steering load, the range of steering angular speeds at which the front wheels and the rear wheels can actually be steered according to changes in the road surface friction coefficient and wheel load as the running conditions. It is conceivable that the estimation is performed by the range estimation unit 202, and the rudder angular velocity limiting unit 203 limits the rack speed within the estimated rudder angular velocity range.
[0038]
The road friction coefficient estimation method is, for example, “Measurement and Control” vol.39 No.10 2000 published in the Journal of the Society of Instrument and Control Engineers, “Determination of road surface using an adaptive observer using periodic gain-type σ-correction method” (Kawabuchi et al. Many methods have been proposed, and it is conceivable to correct the upper and lower limits of the rack speed based on the estimated value of the road surface friction coefficient. In this case, the absolute value of the upper limit value and the lower limit value of the rack speed may be corrected to be smaller as the road surface friction coefficient is larger.
[0039]
Further, since the wheel load changes at the time of acceleration and deceleration, it is conceivable to correct the upper limit value and the lower limit value of the rack speed based on the change in vehicle speed (vehicle acceleration). In this case, during acceleration, the absolute value of the upper limit value and the lower limit value of the rack speed of the front wheel is corrected to be increased, while the absolute value of the upper limit value and the lower limit value of the rack speed of the rear wheel is corrected to be reduced, When decelerating, the absolute value of the upper limit value and the lower limit value of the rack speed of the front wheel may be corrected to be small, while the absolute value of the upper limit value and the lower limit value of the rack speed of the rear wheel may be corrected to be increased.
[0040]
The steering angular speed limiting means 203 limits the steering angular speed of the front wheels and the rear wheels. As this embodiment, an example of correcting the target rack positions of the front wheels and the rear wheels in order to limit the rack speeds of the front wheels and the rear wheels will be described.
[0041]
First, FIG. 6 is a flowchart showing a process for determining whether or not to correct the target rack positions of the front wheels and the rear wheels.
[0042]
[Outside 3]

This calculation is based on the current rack positions δf and δr of the front wheels and the rear wheels, and the target rack positions δf of the front wheels and the rear wheels calculated by the target rudder angle calculation means 201. ^* And δr ^* Based on the above, it is performed using the equations (7) to (8). Here, Tspl is a control cycle and is, for example, 10 [msec].
[0043]
[Equation 3]

Next, it is determined whether the required rack speed is within the realization range for each of the front wheels and the rear wheels by the processing of S602 to S604. First, in S602, it is determined whether the required front wheel rack speed is within the realization range. If it is within the realization range, it is determined in S603 whether the required rear wheel rack speed is within the realization range. If it is determined in S602 that the required front wheel rack speed is not within the realization range, it is determined in S604 whether the required rear wheel rack speed is within the realization range.
[0044]
If it is determined that the required rack speed is within the range between the upper limit value and the lower limit value of the rack speed for both the front wheels and the rear wheels, the process ends without correcting the target rack positions of the front wheels and the rear wheels in S605, If it is determined that only the required rack speed of the front wheel is within the range between the upper limit value and the lower limit value of the rack speed, the target rack position of the front wheel is corrected in S606, and only the required rack speed of the rear wheel is the rack speed. If it is determined that the value is within the range between the upper limit value and the lower limit value, the target rack position of the rear wheel is corrected in S607, and both the required rack speeds of the front wheel and the rear wheel are outside the range of the upper limit value and the lower limit value of the rack speed. If it is determined that there is, the target rack position of the front wheel or the rear wheel is corrected in S608. Hereinafter, each of the calculations in S606 to S609 will be described.
[0045]
The correction of the target rack position is based on the premise that the rack position after one control cycle can be matched with the target rack position when the required rack speed is within the range between the upper limit value and the lower limit value of the rack speed. Do. The configuration of the rack position servo control system will be described later.
[0046]
First, the correction process of the front wheel target rack position in S606 will be described.
[0047]
FIG. 7 is a flowchart showing a correction process for the front wheel target rack position in the example to which the invention according to claim 2 is applied as the first embodiment of the process in S606.
[0048]
First, in S701, by referring to the three-dimensional map data stored in the ROM 12b in advance based on the current rack positions δf and δr of the front and rear wheels, the reciprocal invR0 of the current vehicle turning radius and the vehicle side slip angle beta0 are obtained. Is calculated. The three-dimensional map data includes three-dimensional map data for experimentally measuring the vehicle turning radius and the vehicle side slip angle with respect to the rack positions of the front wheels and the rear wheels, and calculating the reciprocal of the vehicle turning radius as shown in FIG. What is necessary is just to produce the three-dimensional map data for calculating a vehicle skid angle as shown in FIG.
[0049]
As shown in FIG. 15, the vehicle turning radius is the turning radius at the center of the four wheels. The turning radius is positive when the turning center is on the left side of the vehicle front direction, and the turning radius is negative when the turning center is on the right side. And The vehicle side slip angle is the angle formed by the vehicle traveling direction and the vehicle forward direction at the center of the four wheels. When the vehicle traveling direction is shifted to the right with respect to the center line in the vehicle front-rear direction, the vehicle side slip angle is corrected. And
[0050]
In S702, the target steering angle δf of the front wheels and the rear wheels ^* And δr ^* Based on the above, the reciprocal invR1 of the vehicle turning radius and the vehicle side slip angle beta1 corresponding to the target rack position are calculated by referring to the above-described three-dimensional map data in S701.
[0051]
In S703, based on the estimated value of the rear wheel rack position after one control cycle, the reciprocal of the vehicle turning radius after one control cycle is in the range from invR0 to invR1, and the vehicle side slip angle after one control cycle is beta0. The range of the rack position of the front wheel is calculated to be in the range from to.
[0052]
[Outside 4]

Based on the estimated value of the rear wheel rack position after one control cycle, the front wheel rack position δf1 where the reciprocal of the vehicle turning radius is invR0, the front wheel rack position δf2 where the vehicle side slip angle is beta0, and the reciprocal of the vehicle turning radius. The front wheel rack position δf3 at which is invR1 and the front wheel rack position δf4 at which the vehicle side slip angle is beta1 are calculated with reference to the three-dimensional map data. This three-dimensional map data is inputted with the reciprocal of the vehicle turning radius and the rack position of the rear wheel based on the measurement data of the vehicle turning radius and the vehicle side slip angle with respect to the rack position of the front wheel and the rear wheel described in the description of the calculation of S701. The three-dimensional map data for outputting the rack position of the front wheels and the three-dimensional map data for calculating the rack position of the front wheels by inputting the vehicle slip angle and the rack position of the rear wheels are generated and stored in the ROM 12b.
[0053]
Then, a range where the range having both ends of δf1 and δf3 and the range having both ends of δf2 and δf4 overlap is obtained. This is the range of the rack position of the front wheels such that the reciprocal of the vehicle turning radius after one control cycle is in the range from invR0 to invR1, and the vehicle side slip angle after one control cycle is in the range from beta0 to beta1. . For example, when the target rack position is point B in FIG. 10, the range is from δf4 to δf3.
[0054]
[Outside 5]

For example, it is conceivable to calculate a new target rack position for the front wheels so that the vehicle side slip angle is closest to the value beta1 corresponding to the target rack position calculated by the target rudder angle calculation means 201. In this case, when the target rack position is point B in FIG. 10, the new target rack position of the front wheels may be set to δf4 so that the rack position becomes point R.
[0055]
As another calculation method, the reciprocal of the vehicle turning radius may be calculated so as to be closest to the value invR1 corresponding to the target rack position calculated by the target rudder angle calculating means 201, or the vehicle turning radius The sum of the reciprocal and the vehicle slip angle multiplied by a predetermined coefficient may be calculated so as to be closest to the value corresponding to the target rack position calculated by the target rudder angle calculation means 201.
[0056]
Next, as the second embodiment of the correction process of the front wheel target rack position in S606, the invention according to claim 3 is applied, and the ratio between the change speed of the reciprocal of the vehicle turning radius and the change speed of the vehicle side slip angle is An example will be described in which the steering angular speed is limited so as to coincide with the ratio between the change speed of the reciprocal of the vehicle turning radius and the change speed of the vehicle side slip angle when the current steering angle is changed to the target steering angle. In this example, the front wheel is renewed so that the ratio of the change in the reciprocal of the vehicle turning radius and the change in the vehicle side slip angle in one control cycle matches the ratio of (invR1-invR0) to (beta1-beta0). The target rack position is calculated.
[0057]
First, the reciprocal invR2 of the vehicle turning radius and the vehicle side slip angle beta2 after one control cycle when the rack speed of the front wheels is set as the upper limit value are calculated.
[0058]
[Outside 6]

Based on the rack positions of the front wheels and the rear wheels, invR2 and beta2 are calculated with reference to the three-dimensional map data used in the calculation of S701.
[0059]
Next, the reciprocal invR3 of the vehicle turning radius after one control cycle and the vehicle sideslip angle beta3 are calculated when the rack speed of the front wheels is set to the lower limit value.
[0060]
[Outside 7]

Then, based on the rack positions of the front wheels and the rear wheels, invR3 and beta3 are calculated with reference to the three-dimensional map data used in the calculation of S701.
[0061]
Next, after one control cycle, the ratio between the change in the reciprocal of the vehicle turning radius and the change in the vehicle side slip angle in one control cycle matches the ratio between (invR1-invR0) and (beta1-beta0). The reciprocal number invR4 of the vehicle turning radius and the vehicle side slip angle beta4 are calculated. These calculations are performed using equations (9) to (12).
[0062]
[Expression 4]

Calculations of the equations (9) to (12) will be described with reference to FIG. FIG. 11 shows the vehicle turning radius that can be changed in one control cycle when the reciprocal of the vehicle turning radius and the vehicle sideslip angle are taken as coordinate axes and the reciprocal of the current vehicle turning radius and the vehicle sideslip angle are point A. The range of the reciprocal and the vehicle side slip angle is indicated by hatching, and the rack positions of the front wheels and the rear wheels are indicated by broken lines. Now, when the reciprocal of the vehicle turning radius and the vehicle side slip angle corresponding to the target rack position are the point B, the invR4 and beta4 are the coordinates of the point M.
[0063]
Here, since the point M is the intersection of the straight line AB and the straight line PQ, the coordinates of the point M are calculated by obtaining the intersection of the two straight lines based on the coordinates of the points A, B, P, and Q. Can do. Equations (9) to (12) are expressed as follows: point A coordinates (invR0, beta0), point B coordinates (invR1, beta1), point P coordinates (invR2, beta2), and point Q coordinates (invR3). , Beta 3) and the coordinates of the point M are calculated.
[0064]
Then, based on invR4 and beta4, a new target rack position of the front wheel is calculated with reference to the three-dimensional map data. The three-dimensional map data is created based on the measurement data of the vehicle turning radius and the vehicle side slip angle with respect to the rack positions of the front wheels and the rear wheels described above in the description of the processing in S701. The rack position of the front wheels is output with the side slip angle as an input.
[0065]
As a third embodiment of the correction process of the front wheel target rack position in S606, the invention according to claim 4 is applied, and the ratio of the change amount of the rack position of the front wheel and the rear wheel in one control cycle is determined as the current rack position. An example will be described in which a new target rack position for the front wheels is calculated so as to match the ratio of the change amounts of the rack positions of the front wheels and the rear wheels when is changed to the target rack position.
[0066]
[Outside 8]

Then, δf calculated using the equation (13) based on this Δδr ^* Let 'be the new target rack position for the front wheels.
[0067]
[Equation 5]

Next, the rear wheel target rack position correction process in S607 will be described.
[0068]
FIG. 8 is a flowchart showing a process in an example to which the invention according to claim 2 is applied as the first embodiment of the process in S607. First, the processes in S801 and S802 are the same as the processes in S701 and S702, respectively.
[0069]
In S803, based on the estimated value of the actual rack position of the front wheels after one control cycle, the reciprocal of the vehicle turning radius after one control cycle is in the range from invR0 to invR1, and the vehicle skidding angle after one control cycle The range of the rack position of the rear wheel is calculated so that is in the range from beta0 to beta1.
[0070]
[Outside 9]

Based on the estimated value of the rack position of the front wheel after one control cycle, the rear wheel rack position δr1 where the reciprocal of the vehicle turning radius is invR0, the rear wheel rack position δr2 where the vehicle side slip angle is beta0, and the vehicle turning radius The rear wheel rack position δr3 where the reciprocal number of the vehicle is invR1 and the rear wheel rack position δr4 where the vehicle side slip angle is beta1 are calculated by referring to the three-dimensional map data.
[0071]
The three-dimensional map data is obtained by inputting the reciprocal of the vehicle turning radius and the rack position of the front wheel based on the measurement data of the vehicle turning radius and the vehicle side slip angle with respect to the rack positions of the front wheel and the rear wheel described in S701. The three-dimensional map data for outputting the position and the three-dimensional map data for outputting the rack position of the rear wheel by inputting the vehicle side slip angle and the rack position of the front wheel are created and stored in the ROM 12b.
[0072]
Then, a range in which a range having both ends of δr1 and δr3 and a range having both ends of δr2 and δr4 overlap is obtained.
[0073]
[Outside 10]

Next, as the second embodiment of the rear wheel target rack position correction process in S607, the invention according to claim 3 is applied, and the change in the reciprocal of the vehicle turning radius and the change in the vehicle side slip angle in one control cycle are described. An example will be described in which a new target rack position of the rear wheel is calculated so that the ratio of (1) matches the ratio of (invR1-invR0) and (beta1-beta0).
[0074]
First, the reciprocal invR2 of the vehicle turning radius after one control cycle and the vehicle side slip angle beta2 are calculated when the rack speed of the rear wheel is set as the upper limit value.
[0075]
[Outside 11]

Based on the rack positions of the front wheels and the rear wheels, invR2 and beta2 are calculated with reference to the three-dimensional map data used in the calculation of S701.
[0076]
Next, the reciprocal invR3 of the vehicle turning radius after one control cycle and the vehicle sideslip angle beta3 are calculated when the rack speed of the rear wheel is set to the lower limit value.
[0077]
[Outside 12]

Then, based on the rack positions of the front wheels and the rear wheels, invR3 and beta3 are calculated with reference to the three-dimensional map data used in the calculation of S701.
[0078]
Next, invR4 and beta4 are calculated using equations (9) to (12), and a new target rack position of the rear wheel is calculated based on the invR4 and beta4 with reference to the three-dimensional map data. The three-dimensional map data is created based on the measurement data of the vehicle turning radius and the vehicle side slip angle with respect to the rack positions of the front wheels and the rear wheels described above in the description of the processing in S701. The rack position of the rear wheel is output with the side slip angle as an input.
[0079]
Next, as a third embodiment of the correction process of the rear wheel target rack position in S607, the invention according to claim 4 is applied, and the ratio of the amount of change in the rack position of the front wheel and the rear wheel in one control cycle is An example will be described in which a new target rack position for the rear wheels is calculated so as to coincide with the ratio of the change amounts of the rack positions of the front wheels and the rear wheels when the current rack position is changed to the target rack position.
[0080]
[Outside 13]

Then, δr calculated using the equation (14) based on this Δδf ^* Let 'be the new target rack position for the rear wheels.
[0081]
[Formula 6]

Next, the correction process of the front wheel target rack position or the rear wheel target rack position in S608 will be described.
[0082]
FIG. 9 is a flowchart showing an embodiment of the processing in S608. The front wheel when the ratio of the change amount of the rack position of the front wheel and the rear wheel in one control cycle is changed from the current rack position to the target rack position. A new target rack position of the front wheel or the rear wheel is calculated so as to coincide with the ratio of the change amount of the rack position of the rear wheel.
[0083]
First, in S901, a provisional value δf0 of the target rudder angle of the front wheels is calculated using Equation (15).
[0084]
[Expression 7]

[Outside 14]

[Equation 8]

The steering angle control means 204 controls the position of the steering angle of the front wheels and the rear wheels. In this embodiment, an example in which a servo control system as shown in FIG. 12 is configured for the front and rear wheel steering motors in order to control the rack positions of the front wheels and the rear wheels will be described.
[0085]
A block 1202 calculates a current command value of the steering motor based on the actual rack position and the target rack position, and performs feedback control of the rack position. As a feedback control method, PID control, model reference control, and the like are common, and detailed description thereof is omitted here. Reference numeral 1203 denotes a block for performing current control of the steering motor based on the current command value, and PWM control or the like is common, but detailed description thereof is omitted here. Reference numeral 1204 denotes a block representing the dynamic characteristic of the steering motor to be controlled, that is, the dynamic characteristic of the motor rotation angle (position) with respect to the current value. Reference numeral 1205 denotes a block showing the relationship between the steering rack position and the rotation angle (position) of the steering motor, which is determined based on the gear ratio of the steering motor and the worm gear ratio.
[0086]
By the way, when the servo control system is composed of blocks 1202 to 1205, a delay in servo control occurs with respect to the target value. Therefore, a precompensator as shown in 1201 is configured to reduce this servo control delay. To compensate. Assuming that the transfer function from r to y is expressed as A (s) / B (s) in a continuous time system, the transfer function of the predistorter is as shown in Expression (17).
[0087]
[Equation 9]

Here, the order n is selected so that the transfer function is proper, and τ is set to a sufficiently small value (τ << 1). Since the actual servo control constitutes a discrete time system, this transfer function is discretized and used. By configuring the rack position servo control system in this way, the target rack position after one control cycle and the actual rack position can be matched within the range of the upper limit value and the lower limit value of the rack speed.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a system configuration diagram showing the overall configuration of an embodiment of a vehicle steering control apparatus according to the present invention.
FIG. 2 is a block diagram showing a configuration of a steering control device of the present invention.
FIG. 3 is a diagram showing a relationship between a reciprocal of a vehicle turning radius and a vehicle side slip angle with respect to a steering angle of a front wheel and a rear wheel.
FIG. 4 is a diagram showing time-series changes in the steering angular velocity of the front wheels and the rear wheels, the reciprocal of the vehicle turning radius, and the vehicle side slip angle.
FIG. 5 is a diagram showing time-series changes in the steering angular speed of the front wheels and the rear wheels, the reciprocal of the vehicle turning radius, and the vehicle side slip angle.
FIG. 6 is a flowchart illustrating the overall operation of the embodiment of the present invention.
FIG. 7 is a flowchart illustrating correction processing for a front wheel target rack position in the embodiment.
FIG. 8 is a flowchart illustrating a correction process for a rear wheel target rack position according to the embodiment.
FIG. 9 is a flowchart illustrating correction processing for a front wheel target rack position and a rear wheel target rack position in the embodiment.
FIG. 10 is a diagram showing the relationship between the reciprocal of the vehicle turning radius and the vehicle side slip angle with respect to the steering rack movement amount of the front wheels and rear wheels, and the steering rack movement amount of the front wheels and rear wheels as coordinate axes.
FIG. 11 is a diagram showing the relationship between the reciprocal of the vehicle turning radius and the vehicle side slip angle with respect to the steering rack movement amount of the front wheels and the rear wheels, and the reciprocal of the vehicle turning radius and the vehicle side slip angle as coordinate axes.
FIG. 12 is a block diagram showing a steering angle servo control system in an embodiment of the present invention.
FIG. 13 is a diagram showing a change in the reciprocal of the vehicle turning radius with respect to the steering rack movement amount of the front wheels and the rear wheels.
FIG. 14 is a diagram showing a change in a vehicle side slip angle with respect to a movement amount of a steering rack of a front wheel and a rear wheel.
FIG. 15 is a diagram illustrating definitions of a vehicle turning radius and a vehicle side slip angle.
FIG. 16 is a diagram showing a relationship between a parameter q for calculating a rear wheel target rack position and a vehicle speed.
[Explanation of symbols]
1 ... Front wheels
2 ... Rear wheel
3. Steering wheel
4. Steering angle sensor
5. Front wheel steering actuator
6. Front wheel steering angle sensor
7: Rear wheel steering actuator
8 ... Rear wheel rudder angle sensor
9 ... Vehicle speed sensor
11 ... Vehicle
12 ... Steering control device (ECU)
13 ... Drive circuit
201: Target rudder angle calculation means
202 ... Rudder angular velocity range estimation means
203 ... Rudder angular velocity limiting means
204: Rudder angle control means

Claims

ステアリングホイールと機械的に分離された前輪及び後輪の舵角をそれぞれ独立に位置制御するためのアクチュエータを備えた車両の操舵制御装置において、
ステアリングホイールの操作量に基づいて前輪及び後輪のそれぞれの目標舵角を算出する目標舵角算出手段と、
前輪又は後輪の一方の目標舵角に到達するための舵角速度が前記アクチュエータにより実現可能な舵角速度を超える場合に、他方の目標舵角に到達するための舵角速度を制限する舵角速度制限手段と、
を備えたことを特徴とする車両の操舵制御装置。In a vehicle steering control device including an actuator for independently controlling the steering angle of a front wheel and a rear wheel mechanically separated from a steering wheel,
Target rudder angle calculating means for calculating the target rudder angle of each of the front wheels and the rear wheels based on the operation amount of the steering wheel;
Steering angular speed limiting means for limiting the steering angular speed for reaching the other target steering angle when the steering angular speed for reaching one target steering angle of the front wheels or the rear wheels exceeds the steering angular speed attainable by the actuator When,
A vehicle steering control device comprising:

前記舵角速度制限手段は、
車両旋回半径と車両横滑り角が、前記目標舵角に対応する車両旋回半径と車両横滑り角に向けてそれぞれ単調に変化する範囲に、前輪と後輪の舵角速度を制限することを特徴とする請求項１記載の車両の操舵制御装置。The rudder angular velocity limiting means is
The steering angular velocity of the front wheels and the rear wheels is limited to a range in which the vehicle turning radius and the vehicle side slip angle change monotonously toward the vehicle turning radius and the vehicle side slip angle corresponding to the target steering angle, respectively. Item 2. The vehicle steering control device according to Item 1.

前記舵角速度制限手段は、
車両旋回半径の逆数の変化速度と車両横滑り角の変化速度との比が、現在の舵角を目標舵角まで変化させた場合の車両旋回半径の逆数の変化速度と車両横滑り角の変化速度との比を一致するように舵角速度を制限する手段、
であることを特徴とする請求項２記載の車両の操舵制御装置。The rudder angular velocity limiting means is
The ratio of the rate of change of the reciprocal of the vehicle turning radius to the rate of change of the vehicle side slip angle indicates that the rate of change of the reciprocal of the vehicle turn radius and the rate of change of the vehicle side slip angle when the current rudder angle is changed to the target rudder angle. Means for limiting the rudder angular speed to match the ratio of
The vehicle steering control device according to claim 2, wherein:

前記舵角速度制限手段は、
前輪の舵角速度と後輪の舵角速度との比が、前記前輪の目標舵角に対する前輪舵角の追従誤差と前記後輪の目標舵角に対する後輪舵角の追従誤差との比と一致するように舵角速度を制限する手段、
であることを特徴とする請求項２記載の車両の操舵制御装置。The rudder angular velocity limiting means is
The ratio of the rudder angular velocity of the front wheels to the rudder angular velocity of the rear wheels matches the ratio of the following error of the front wheel rudder angle with respect to the target rudder angle of the front wheel and the following error of the rear wheel rudder angle with respect to the target rudder angle of the rear wheel. Means to limit the rudder angular velocity,
The vehicle steering control device according to claim 2, wherein:

前記舵角速度制限手段は、
車両の走行条件に基づいて、前輪と後輪のそれぞれに対して実際に操舵することができる舵角速度の範囲を推定する舵角速度範囲推定手段と、
前記推定した舵角速度の範囲内で前輪と後輪の舵角速度を制限する手段と、
を備えたことを特徴とする請求項１ないし請求項４のいずれか１項記載の車両の操舵制御装置。The rudder angular velocity limiting means is
Rudder angular velocity range estimation means for estimating a range of rudder angular velocity that can be actually steered for each of the front wheels and the rear wheels based on the running conditions of the vehicle;
Means for limiting the steering angular speed of the front and rear wheels within the range of the estimated steering angular speed;
The vehicle steering control device according to any one of claims 1 to 4, further comprising: