JP5042514B2 - Vehicle behavior control device - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、前輪側と後輪側とに舵角制御装置又は左右駆動力配分制御装置を設け、車両のヨーモーメント制御を行う車両挙動制御装置に関する。 The present invention relates to a vehicle behavior control device that provides a steering angle control device or a left / right driving force distribution control device on a front wheel side and a rear wheel side to control a yaw moment of a vehicle.
近年、車両においてはヨーモーメントを積極的に発生させて制御する車両挙動制御装置として様々なものが開発され、実用化されている。 In recent years, various types of vehicle behavior control devices that positively generate and control yaw moment have been developed and put into practical use.
例えば、特開2004−168166号公報では、ステアリングギヤ比を、操舵角に依存する比例項と、操舵角速度に依存する微分項との和に基づいて決定すると共に、微分項を車速の増大に応じて正領域から負領域へ移行させるようにしたステアリングギヤ比可変式の操舵制御装置が開示されている。 For example, in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2004-168166, the steering gear ratio is determined based on the sum of a proportional term that depends on the steering angle and a differential term that depends on the steering angular velocity, and the differential term is determined according to an increase in vehicle speed. Thus, there is disclosed a steering gear ratio variable type steering control device that shifts from a positive region to a negative region.
また、特開2005−54944号公報では、後輪の左右輪間に差動機構部と油圧モータを設け、左右輪間の駆動力配分を適切に制御する車両の駆動力配分制御装置が開示されている。
上述の特許文献1で開示される操舵制御装置と特許文献2で開示される駆動力配分制御装置とを1台の車両に採用するにあたり、それぞれの制御が独立して作動した場合、各制御が互いに干渉し合い、場合によっては互いの制御を打ち消しあってしまったり、或いは、制御量が大きくなり過ぎてしまったりする可能性があり、却って安定性に欠け、不自然な車両挙動を生じて最適な制御ができない虞がある。
When the steering control device disclosed in
本発明は上記事情に鑑みてなされたもので、前輪側のヨーモーメント制御と後輪側のヨーモーメント制御とを最適に統合化し、効率良く自然で安定した制御を行うことが可能な車両挙動制御装置を提供することを目的としている。 The present invention has been made in view of the above circumstances, and is a vehicle behavior control that can optimally integrate the front wheel side yaw moment control and the rear wheel side yaw moment control and perform efficient, natural and stable control. The object is to provide a device.
本発明は、車両の運動状態に応じて車両の前後軸間の駆動力配分を制御する前後駆動力配分制御手段と、上記前後駆動力配分制御手段とは異なって前輪側を制御して車両に付加ヨーモーメントを発生させる第1のヨーモーメント制御手段と、上記前後駆動力配分制御手段とは異なって後輪側を制御して車両に付加ヨーモーメントを発生させる第2のヨーモーメント制御手段と、上記車両の運動状態に応じて車両が発生すべき付加ヨーモーメントを演算する付加ヨーモーメント演算手段と、車両の走行状態に基づき車両の前輪側にかかる前輪接地荷重と後輪側にかかる後輪接地荷重とを演算する接地荷重演算手段と、上記第1のヨーモーメント制御手段と上記第2のヨーモーメント制御手段に関してのみ、上記付加ヨーモーメント演算手段で演算した付加ヨーモーメントを上記前輪接地荷重と上記後輪接地荷重とに応じて配分する付加ヨーモーメント配分手段とを備えたことを特徴としている。
The present invention differs from the front and rear driving force distribution control means for controlling the driving force distribution between the front and rear shafts of the vehicle in accordance with the motion state of the vehicle, and controls the front wheel side differently from the front and rear driving force distribution control means. Unlike the first yaw moment control means for generating the additional yaw moment and the front / rear driving force distribution control means, the second yaw moment control means for controlling the rear wheel side to generate the additional yaw moment in the vehicle , an additional yaw moment calculating means the vehicle calculates the additional yaw moment to be generated in accordance with the state of motion of the upper Symbol vehicle, rear wheel according to the rear wheel side and the front wheel contact load applied to the front wheel side of the vehicle based on the running state of the vehicle a ground load computing means for computing the ground contact load with respect to the upper Symbol first yaw moment control means and the second yaw moment control unit only, Starring with the additional yaw moment calculating means Was additional yaw moment is characterized by comprising the additional yaw moment distribution means for distributing in accordance with the above the front wheel ground load and the rear wheel ground load.
本発明による車両挙動制御装置によれば、前輪側のヨーモーメント制御と後輪側のヨーモーメント制御とを最適に統合化し、効率良く自然で安定した制御を行うことが可能となる。 According to the vehicle behavior control apparatus of the present invention, it is possible to optimally integrate the front wheel side yaw moment control and the rear wheel side yaw moment control, and to perform efficient, natural and stable control.
以下、図面に基づいて本発明の実施の形態を説明する。
図1〜図20は本発明の実施の一形態を示し、図1は車両全体の駆動系と操舵系の概略構成を示す説明図、図2は制御部の機能ブロック図、図3は第1のトランスファトルク演算部の機能ブロック図、図4は第2の付加ヨーモーメント演算部の機能ブロック図、図5は基本付加ヨーモーメント設定部の機能ブロック図、図6は操舵角補正量演算部の機能ブロック図、図7は前後輪付加ヨーモーメント配分プログラムのフローチャート、図8は入力トルク感応トランスファトルクの特性図、図9は実横加速度に対する基準横加速度を飽和させる疑似横加速度の特性説明図、図10は横加速度/ハンドル角ゲインとハンドル角を乗算した値に対する基準横加速度の特性説明図、図11は車速に対する低速時車速感応ゲインの特性説明図、図12は車体すべり角速度に対する基本車体すべり角速度感応ゲインの特性説明図、図13は復帰勾配制限付き車体すべり角速度感応ゲインによる制限の説明図、図14は設定される車体すべり角速度感応ゲインの一例を示すタイムチャート、図15は車速と実横加速度に対する高速時車速感応ゲインの特性説明図、図16は加減速時ゲインの特性説明図、図17は操舵速度感応ゲインの特性説明図、図18は車速感応ステアリングギヤ比の特性図、図19は制御ゲイン(ステアリング)の特性図、図20は前輪すべり角に対する前輪横力のマップから前輪舵角補正量を導出する説明図である。
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
1 to 20 show an embodiment of the present invention, FIG. 1 is an explanatory diagram showing a schematic configuration of a drive system and a steering system of the entire vehicle, FIG. 2 is a functional block diagram of a control unit, and FIG. 4 is a functional block diagram of the second additional yaw moment calculating unit, FIG. 5 is a functional block diagram of the basic additional yaw moment setting unit, and FIG. 6 is a diagram of the steering angle correction amount calculating unit. 7 is a functional block diagram, FIG. 7 is a flowchart of the front and rear wheel additional yaw moment distribution program, FIG. 8 is a characteristic diagram of input torque-sensitive transfer torque, and FIG. 9 is a characteristic explanatory diagram of pseudo lateral acceleration that saturates the reference lateral acceleration with respect to the actual lateral acceleration. FIG. 10 is a characteristic explanatory diagram of the reference lateral acceleration with respect to a value obtained by multiplying the lateral acceleration / steering wheel angle gain and the steering wheel angle, FIG. 11 is a characteristic explanatory diagram of a low-speed vehicle speed sensitivity gain with respect to the vehicle speed, and FIG. Fig. 13 is a characteristic explanatory diagram of basic vehicle slip angular velocity sensitive gain with respect to body slip angular velocity, Fig. 13 is an explanatory diagram of limitation by vehicle slip angular velocity sensitive gain with return gradient restriction, and Fig. 14 is a time chart showing an example of a set vehicle slip angular velocity sensitive gain. 15 is a characteristic explanatory diagram of a high speed vehicle speed sensitive gain with respect to the vehicle speed and the actual lateral acceleration, FIG. 16 is a characteristic explanatory diagram of acceleration / deceleration gain, FIG. 17 is a characteristic explanatory diagram of a steering speed sensitive gain, and FIG. 18 is a vehicle speed sensitive steering. FIG. 19 is a characteristic diagram of the gear ratio, FIG. 19 is a characteristic diagram of the control gain (steering), and FIG. 20 is an explanatory diagram for deriving the front wheel steering angle correction amount from the map of the front wheel lateral force with respect to the front wheel slip angle.
図1において、符号1は車両前部に配置されたエンジンを示し、このエンジン1による駆動力は、エンジン1後方の自動変速装置(トルクコンバータ等も含んで図示)2からトランスミッション出力軸2aを経てトランスファ3に伝達される。
In FIG. 1,
更に、このトランスファ3に伝達された駆動力は、リアドライブ軸4、プロペラシャフト5、ドライブピニオン軸部6を介して後輪終減速装置7に入力される一方、リダクションドライブギヤ8、リダクションドリブンギヤ9、ドライブピニオン軸部となっているフロントドライブ軸10を介して前輪終減速装置11に入力される。ここで、自動変速装置2、トランスファ3および前輪終減速装置11等は、一体にケース12内に設けられている。
Further, the driving force transmitted to the
また、後輪終減速装置7に入力された駆動力は、後輪左ドライブ軸13rlを経て左後輪14rlに、後輪右ドライブ軸13rrを経て右後輪14rrに伝達される。
The driving force input to the rear wheel
一方、前輪終減速装置11に入力された駆動力は、前輪左ドライブ軸13flを経て左前輪14flに、前輪右ドライブ軸13frを経て右前輪14frに伝達される。 On the other hand, the driving force input to the front wheel final reduction gear 11 is transmitted to the left front wheel 14fl via the front wheel left drive shaft 13fl and to the right front wheel 14fr via the front wheel right drive shaft 13fr.
トランスファ3は、リダクションドライブギヤ8側に設けたドライブプレート15aとリアドライブ軸4側に設けたドリブンプレート15bとを交互に重ねて構成したトルク伝達容量可変型クラッチとしての湿式多板クラッチ(トランスファクラッチ)15と、このトランスファクラッチ15の締結力(トランスファトルク:締結トルク)を可変自在に付与するトランスファピストン16を有して構成されている。
The
従って、本車両は、トランスファピストン16による押圧力を制御し、トランスファクラッチ15のトランスファトルクを制御することで、トルク配分比が前輪と後輪で、例えば100:0から50:50の間で可変できるフロントエンジン・フロントドライブ車ベース(FFベース)の4輪駆動車となっている。
Therefore, this vehicle controls the pressing force by the transfer piston 16 and controls the transfer torque of the
また、トランスファピストン16の押圧力は、複数のソレノイドバルブ等を擁した油圧回路で構成するトランスファクラッチ駆動部17で与えられる。このトランスファクラッチ駆動部17を駆動させる制御信号は、後述の制御部70から出力される。
Further, the pressing force of the transfer piston 16 is given by a transfer
後輪終減速装置7は、例えば、特開2005−54944号公報に開示されるように、差動機構部21と油圧モータ22とを備えて構成されている。
The rear wheel
差動機構部21は、公知のプラネタリギヤ方式で構成されており、ドライブピニオン軸部6の後端に設けられたドライブピニオン6aは、デファレンシャルケース23の外周に設けたリングギヤ24と噛合されている。
The
デファレンシャルケース23の内側に設けられたリングギヤ25は、アウタピニオン26と噛合され、このアウタピニオン26と噛合するインナピニオン27が後輪左ドライブ軸13rlに設けられたサンギヤ28と噛合されている。アウタピニオン26とインナピニオン27を回転自在に軸支するキャリア29は、後輪右ドライブ軸13rrへと連結されている。
A
従って、ドライブピニオン6aから入力された駆動力は、サンギヤ28から後輪左ドライブ軸13rlへと伝達される一方、キャリア29から後輪右ドライブ軸13rrへと伝達される。
Accordingly, the driving force input from the drive pinion 6a is transmitted from the
油圧モータ22は、ラジアルピストン式の油圧モータで構成されており、外周に向けて突出自在な複数のピストン(図示せず)を格納したシリンダブロック30は後輪左ドライブ軸13rlと連結され、内側にカム面が形成されたカムリング(図示せず)を備えたモータケース31(シリンダブロック30に対して正逆回転自在)は後輪右ドライブ軸13rrと連結されている。
The
そして、油圧モータ22は、油圧ポンプ、油圧バルブユニット等からなる油圧ポンプモータ駆動部32により作動され、必要なトルクが後輪左ドライブ軸13rlから後輪右ドライブ軸13rrへ、或いは、後輪右ドライブ軸13rrから後輪左ドライブ軸13rlへと移動される。この油圧ポンプモータ駆動部32を駆動させる制御信号は、後述の制御部70から出力される。
The
次に、車両の操舵系について説明する。
符号40は車両の前輪操舵装置を示し、この前輪操舵装置40は、ステアリングホイール41から、ステアリングシャフト42が延出されており、ステアリングシャフト42の前端は、ユニバーサルジョイント43a、43a及びジョイント軸43bから成るジョイント部43を介してステアリングギヤボックス44から突出されたピニオン軸45と連結されている。
Next, a vehicle steering system will be described.
ステアリングギヤボックス44からは、左前輪14flに向けてタイロッド46flが延出される一方、右前輪14frに向けてタイロッド46frが延出されている。 A tie rod 46fl extends from the steering gear box 44 toward the left front wheel 14fl, while a tie rod 46fr extends toward the right front wheel 14fr.
タイロッド46fl、46frのタイロッドエンドは、ナックルアーム47fl、47frを介して、それぞれの側の車輪14fl、14frを回転自在に支持するアクスルハウジング48fl、48frと連結されている。 The tie rod ends of the tie rods 46fl and 46fr are connected to axle housings 48fl and 48fr that rotatably support the wheels 14fl and 14fr on the respective sides via knuckle arms 47fl and 47fr.
ステアリングシャフト42の中途部には、ステアリングギヤ比を可変する前輪舵角補正機構49が介装されており、ステアリングシャフト42は前輪舵角補正機構49から上方に延出されたシャフト部分がアッパシャフト42U、前輪舵角補正機構49から下方に延出されたシャフト部分がロアシャフト42Lとして構成されている。
A front wheel rudder
前輪舵角補正機構49の構造について以下説明する。アッパシャフト42Uの下端と、ロアシャフト42Lの上端には、それぞれ同一回転軸芯上に一対のサンギヤ50U、50Lが固設されており、この一対のサンギヤ50U、50Lは、複数(例えば、3つ)配設したピニオン軸51に固設されたプラネタリギヤ52U、52Lと、それぞれ噛合されている。
The structure of the front wheel rudder
一対のサンギヤ50U、50Lは共に、ピニオン軸51を回転自在に軸支するキャリア53の内部に格納されており、キャリア53の上端外周には、電動モータ54の出力軸54aに固設されたドライブギヤ55と噛合するドリブンギヤ56が設けられている。
The pair of
電動モータ54は、操舵角補助モータ駆動部57により駆動され、操舵角補助モータ駆動部57は、制御部70より入力されるモータ回転角に応じた信号に基づいて、電動モータ54を回転させるように構成されている。
The
車両には、制御部70で後述の如く実行する前後駆動力配分制御、操舵角制御、後輪左右駆動力配分制御に必要なパラメータを検出するための、各センサ類が設けられている。すなわち、各車輪14fl,14fr,14rl,14rrの車輪速度ωfl,ωfr,ωrl,ωrrが車輪速度センサ61fl,61fr,61rl,61rrにより検出され、ハンドル角θHがハンドル角センサ62により検出され、実際に車両に生じている横加速度(以下、実横加速度と略称)(d2y/dt2)が横加速度センサ63により検出され、実際に車両に生じているヨーレート(以下、実ヨーレートと略称)γがヨーレートセンサ64により検出され、実際に車両に生じている前後加速度(d2x/dt2)が前後加速度センサ65により検出され、アクセル開度θACCがアクセル開度センサ66により検出され、エンジン回転数NEがエンジン回転数センサ67により検出されて、制御部70に入力される。
The vehicle is provided with sensors for detecting parameters necessary for front-rear driving force distribution control, steering angle control, and rear wheel left / right driving force distribution control executed by the
そして、制御部70は、上述の各入力信号に基づいて、トランスファ3におけるトランスファクラッチ15による前後駆動力配分をトランスファトルクTLSDとして演算し、トランスファクラッチ駆動部17に出力する。また、制御部70は、後輪終減速装置7における油圧モータ22によるトルク移動量ΔTを演算して油圧ポンプモータ駆動部32に出力する。更に、制御部70は、ドライバの操舵角に加える前輪舵角補正量として、前輪操舵装置40における電動モータ54のモータ回転角θMを演算し、操舵角補助モータ駆動部57に出力するように構成されている。
Then, the
すなわち、制御部70は、図2に示すように、車速演算部71、第1のトランスファトルク演算部72、第1の付加ヨーモーメント演算部73、第2の付加ヨーモーメント演算部74、第2のトランスファトルク演算部75、トランスファトルク演算部76、加減速時ゲイン演算部77、操舵速度感応ゲイン演算部78、標準/カウンタゲイン切替設定部79、前後輪付加ヨーモーメント演算部80、前後輪付加ヨーモーメント配分部81、左右駆動力配分付加トルク演算部82、操舵角補正量演算部83から主要に構成されている。
That is, as shown in FIG. 2, the
車速演算部71は、4輪の車輪速度センサ、すなわち、各車輪速度センサ61fl,61fr,61rl,61rrから各車輪14fl,14fr,14rl,14rrの車輪速度ωfl,ωfr,ωrl,ωrrが入力される。そして、例えば、これらの平均を演算することにより車速V(=(ωfl+ωfr+ωrl+ωrr)/4)を演算し、第1のトランスファトルク演算部72、第2の付加ヨーモーメント演算部74、操舵角補正量演算部83に出力する。
The vehicle
第1のトランスファトルク演算部72は、横加速度センサ63から実横加速度(d2y/dt2)が、アクセル開度センサ66からアクセル開度θACCが、エンジン回転数センサ67からエンジン回転数NEが、車速演算部71から車速Vが入力される。そして、第1のトランスファトルク演算部72は、これら入力信号により、エンジンからの入力トルクに応じた締結トルクとしての入力トルク感応トランスファトルクTLSDIを演算し、第1の付加ヨーモーメント演算部73、トランスファトルク演算部76に出力する。
The first transfer
すなわち、第1のトランスファトルク演算部72は、図3に示すように、エンジントルク基準値演算部91、エンジントルク演算部92、トランスミッションギヤ比演算部93、入力トルク演算部94、第1の入力トルク感応トランスファトルク演算部95、第2の入力トルク感応トランスファトルク演算部96、入力トルク感応トランスファトルク演算部97から主要に構成されている。
That is, as shown in FIG. 3, the first transfer
エンジントルク基準値演算部91は、アクセル開度センサ66からアクセル開度θACCが、エンジン回転数センサ67からエンジン回転数NEが入力される。そして、これらアクセル開度θACCとエンジン回転数NEを基に、予め設定しておいたエンジン特性のマップを参照してエンジントルクを求め、このエンジントルクをエンジントルク基準値TEG0として、エンジントルク演算部92に出力する。
The engine torque reference
エンジントルク演算部92は、エンジントルク基準値演算部91からエンジントルク基準値TEG0が入力される。そして、以下の(1)式、或いは、(2)式によりエンジントルクTEGを演算し、入力トルク演算部94に出力する。
The engine
・TEG0(k)>TEG(k-1)の場合(エンジントルクが増加しつつある時)
TEG=(1/(1+TEGTu・s))・TEG0 …(1)
・TEG0(k)≦TEG(k-1)の場合(エンジントルクが減少しつつある時)
TEG=(1/(1+TEGTd・s))・TEG0 …(2)
ここで、TEG0(k)は今回のエンジントルク基準値、TEG(k-1)は前回のエンジントルク、sは微分演算子、TEGTuはエンジントルク増加側の遅れ時定数(例えば、0.5)、TEGTdはエンジントルク減少側の遅れ時定数(例えば、0.2)である。
・ When TEG0 (k)> TEG (k-1) (when engine torque is increasing)
TEG = (1 / (1 + TEGTu · s)) · TEG0 (1)
・ When TEG0 (k) ≦ TEG (k-1) (when engine torque is decreasing)
TEG = (1 / (1 + TEGTd · s)) · TEG0 (2)
Here, TEG0 (k) is the current engine torque reference value, TEG (k-1) is the previous engine torque, s is the differential operator, and TEGTu is the delay time constant on the engine torque increasing side (for example, 0.5). , TEGTd is a delay time constant (for example, 0.2) on the engine torque decreasing side.
すなわち、アクセルを操作してからエンジントルクに現れるまでには一定の時間がかかり、特に過給エンジンにおいては、アクセルを踏む際はアクセルを離す場合と比べてエンジン回転数に変化が現れるのに時間がかかる。このことを考慮して、エンジントルクが増加される場合と減少される場合とで遅れ時定数を変え、エンジントルクが増加しつつある時には遅れ時定数を大きく設定して遅れを大きくとり、エンジントルクが減少しつつある時には遅れ時定数を小さく設定して遅れが小さくなるように遅れ特性を持たせ、エンジントルクTEGを精度良く求められるようにしている。 In other words, it takes a certain amount of time for the engine torque to appear after the accelerator is operated. Especially in a supercharged engine, it takes more time for the engine speed to change when the accelerator is released than when the accelerator is released. It takes. Considering this, the delay time constant is changed between when the engine torque is increased and when it is decreased, and when the engine torque is increasing, the delay time constant is set to a large value to increase the delay. When the engine speed is decreasing, a delay time constant is set to a small value to provide a delay characteristic so that the delay becomes small, so that the engine torque TEG can be obtained with high accuracy.
こうして、エンジントルクTEGの推定において、エンジントルクの増加減に対して別々の時定数を用いることにより、後述するトランスファクラッチ15への入力トルクTCDをよりエンジンの過渡特性に合わせて適切に推定でき、アクセルON時の入力トルクTCDの立ち上がりを若干遅らせて、回頭性を向上させることができるようになっている。 In this way, in the estimation of the engine torque TEG, by using different time constants for the increase and decrease of the engine torque, the input torque TCD to the transfer clutch 15 described later can be estimated appropriately according to the engine transient characteristics, The rising of the input torque TCD when the accelerator is ON can be slightly delayed to improve the turning ability.
トランスミッションギヤ比演算部93は、エンジン回転数センサ67からエンジン回転数NEが入力され、車速演算部71から車速Vが入力される。そして、以下の(3)式によりトランスミッションギヤ比GTMを演算して入力トルク演算部94に出力する。
GTM=(NE・Rt)/((V/3.6)・Gfin) …(3)
ここで、Rtはタイヤ径、Gfinはファイナルギヤ比である。
The transmission gear
GTM = (NE · Rt) / ((V / 3.6) · Gfin) (3)
Here, Rt is a tire diameter, and Gfin is a final gear ratio.
入力トルク演算部94は、エンジントルク演算部92からエンジントルクTEGが入力され、トランスミッションギヤ比演算部93からトランスミッションギヤ比GTMが入力されて、以下の(4)式により入力トルクTCDを演算し、第1の入力トルク感応トランスファトルク演算部95、及び、第2の入力トルク感応トランスファトルク演算部96に出力する。
TCD=TEG・GTM …(4)
The input torque calculation unit 94 receives the engine torque TEG from the engine
TCD = TEG · GTM (4)
第1の入力トルク感応トランスファトルク演算部95は、横加速度センサ63から実横加速度(d2y/dt2)が、入力トルク演算部94から入力トルクTCDが入力され、実横加速度(d2y/dt2)に応じて以下の(5)〜(8)式の何れかにより第1の入力トルク感応トランスファトルクTLSDI1を演算する。
The first input torque sensitive transfer
・(d2y/dt2)≦(d2yL/dt2)の場合
TLSDI1=TBRL1・|TCD| …(5)
・(d2yL/dt2)<(d2y/dt2)≦(d2yM/dt2)の場合
TLSDI1=TBRL1・|TCD|・((d2yM/dt2)−(d2y/dt2))
/((d2yM/dt2)−(d2yL/dt2))
+TBRM1・|TCD|・((d2y/dt2)−(d2yL/dt2))
/((d2yM/dt2)−(d2yL/dt2)) …(6)
・(d2yM/dt2)<(d2y/dt2)≦(d2yH/dt2)の場合
TLSDI1=TBRM1・|TCD|・((d2yH/dt2)−(d2y/dt2))
/((d2yH/dt2)−(d2yM/dt2))
+TBRH1・|TCD|・((d2y/dt2)−(d2yM/dt2))
/((d2yH/dt2)−(d2yM/dt2)) …(7)
・(d2y/dt2)>(d2yH/dt2)の場合
TLSDI1=TBRH1・|TCD| …(8)
When (d 2 y / dt 2 ) ≦ (d 2 yL / dt 2 ) TLSDI1 = TBRL1 · | TCD | (5)
When (d 2 yL / dt 2 ) <(d 2 y / dt 2 ) ≦ (d 2 yM / dt 2 ) TLSDI1 = TBRL1 · | TCD | · ((d 2 yM / dt 2 ) − (d 2 y / dt 2 ))
/ ((D 2 yM / dt 2 ) − (d 2 yL / dt 2 ))
+ TBRM1 · | TCD | · ((d 2 y / dt 2 ) − (d 2 yL / dt 2 ))
/ ((D 2 yM / dt 2 ) − (d 2 yL / dt 2 )) (6)
When (d 2 yM / dt 2 ) <(d 2 y / dt 2 ) ≦ (d 2 yH / dt 2 ) TLSDI1 = TBRM1 · | TCD | · ((d 2 yH / dt 2 ) − (d 2 y / dt 2 ))
/ ((D 2 yH / dt 2 ) − (d 2 yM / dt 2 ))
+ TBRH1 · | TCD | · ((d 2 y / dt 2 ) − (d 2 yM / dt 2 ))
/ ((D 2 yH / dt 2 ) − (d 2 yM / dt 2 )) (7)
When (d 2 y / dt 2 )> (d 2 yH / dt 2 ) TLSDI1 = TBRH1 · | TCD | (8)
ここで、(d2yL/dt2)、(d2yM/dt2)、(d2yH/dt2)はそれぞれ実験等により予め設定した定数で、(d2yL/dt2)<(d2yM/dt2)<(d2yH/dt2)であって、例えば、(d2yL/dt2)=1、(d2yM/dt2)=3、(d2yH/dt2)=9である。また、TBRL1、TBRM1、TBRH1は入力トルク感応比例定数であり、それぞれ実験等により予め設定した定数で、TBRL1>TBRM1>TBRH1であって、例えば、TBRL1=0.4、TBRM1=0.3、TBRH1=0.2である。 Here, (d 2 yL / dt 2 ), (d 2 yM / dt 2 ), and (d 2 yH / dt 2 ) are constants set in advance by experiments or the like, and (d 2 yL / dt 2 ) <( d 2 yM / dt 2 ) <(d 2 yH / dt 2 ), for example, (d 2 yL / dt 2 ) = 1, (d 2 yM / dt 2 ) = 3, (d 2 yH / dt 2 ) = 9. TBRL1, TBRM1, and TBRH1 are input torque sensitive proportional constants, which are preset by experiments, respectively, and TBRL1>TBRM1> TBRH1. For example, TBRL1 = 0.4, TBRM1 = 0.3, TBRH1 = 0.2.
すなわち、(d2y/dt2)≦(d2yL/dt2)の場合には、入力トルク感応比例定数TBRL1を用いて第1の入力トルク感応トランスファトルクTLSDI1を演算する。 That is, when (d 2 y / dt 2 ) ≦ (d 2 yL / dt 2 ), the first input torque sensitive transfer torque TLSDI1 is calculated using the input torque sensitive proportional constant TBRL1.
また、(d2yL/dt2)<(d2y/dt2)≦(d2yM/dt2)の場合には、入力トルク感応比例定数TBRL1とTBRM1を用い、(d2yL/dt2)と(d2yM/dt2)との間に補間して第1の入力トルク感応トランスファトルクTLSDI1を演算する。 In the case of (d 2 yL / dt 2 ) <(d 2 y / dt 2 ) ≦ (d 2 yM / dt 2 ), the input torque sensitive proportional constants TBRL1 and TBRM1 are used, and (d 2 yL / dt 2 ) and (d 2 yM / dt 2 ) are interpolated to calculate the first input torque sensitive transfer torque TLSDI1.
更に、(d2yM/dt2)<(d2y/dt2)≦(d2yH/dt2)の場合には、入力トルク感応比例定数TBRM1とTBRH1を用い、(d2yM/dt2)と(d2yH/dt2)との間に補間して第1の入力トルク感応トランスファトルクTLSDI1を演算する。 Further, when (d 2 yM / dt 2 ) <(d 2 y / dt 2 ) ≦ (d 2 yH / dt 2 ), the input torque sensitive proportional constants TBRM1 and TBRH1 are used, and (d 2 yM / dt 2 ) and (d 2 yH / dt 2 ) are interpolated to calculate the first input torque sensitive transfer torque TLSDI1.
また、(d2y/dt2)>(d2yH/dt2)の場合には、入力トルク感応比例定数TBRH1を用いて第1の入力トルク感応トランスファトルクTLSDI1を演算する。 When (d 2 y / dt 2 )> (d 2 yH / dt 2 ), the first input torque sensitive transfer torque TLSDI1 is calculated using the input torque sensitive proportional constant TBRH1.
第2の入力トルク感応トランスファトルク演算部96は、横加速度センサ63から実横加速度(d2y/dt2)が、入力トルク演算部94から入力トルクTCDが入力され、実横加速度(d2y/dt2)に応じて以下の(9)〜(13)式の何れかにより第2の入力トルク感応トランスファトルクTLSDI2を演算する。
The second input torque sensitive transfer
・TCD≦TCD0の場合
TLSDI2=0 …(9)
・(d2y/dt2)≦(d2yL/dt2)の場合
TLSDI2=TBRL2・(TCD−TCD0) …(10)
・(d2yL/dt2)<(d2y/dt2)≦(d2yM/dt2)の場合
TLSDI2=TBRL2・(TCD−TCD0)
・((d2yM/dt2)−(d2y/dt2))
/((d2yM/dt2)−(d2yL/dt2))
+TBRM2・(TCD−TCD0)
・((d2y/dt2)−(d2yL/dt2))
/((d2yM/dt2)−(d2yL/dt2)) …(11)
・(d2yM/dt2)<(d2y/dt2)≦(d2yH/dt2)の場合
TLSDI2=TBRM2・(TCD−TCD0)
・((d2yH/dt2)−(d2y/dt2))
/((d2yH/dt2)−(d2yM/dt2))
+TBRH2・(TCD−TCD0)
・((d2y/dt2)−(d2yM/dt2))
/((d2yH/dt2)−(d2yM/dt2)) …(12)
・(d2y/dt2)>(d2yH/dt2)の場合
TLSDI2=TBRH2・(TCD−TCD0) …(13)
・ TCD ≦ TCD0
TLSDI2 = 0 (9)
When (d 2 y / dt 2 ) ≦ (d 2 yL / dt 2 ) TLSDI2 = TBRL2 (TCD−TCD0) (10)
When (d 2 yL / dt 2 ) <(d 2 y / dt 2 ) ≦ (d 2 yM / dt 2 ) TLSDI2 = TBRL2 · (TCD−TCD0)
・ ((D 2 yM / dt 2 ) − (d 2 y / dt 2 ))
/ ((D 2 yM / dt 2 ) − (d 2 yL / dt 2 ))
+ TBRM2 ・ (TCD−TCD0)
・ ((D 2 y / dt 2 ) − (d 2 yL / dt 2 ))
/ ((D 2 yM / dt 2 ) − (d 2 yL / dt 2 )) (11)
When (d 2 yM / dt 2 ) <(d 2 y / dt 2 ) ≦ (d 2 yH / dt 2 ) TLSDI2 = TBRM2 (TCD−TCD0)
· ((D 2 yH / dt 2) - (d 2 y / dt 2))
/ ((D 2 yH / dt 2 ) − (d 2 yM / dt 2 ))
+ TBRH2 ・ (TCD−TCD0)
· ((D 2 y / dt 2) - (
/ ((D 2 yH / dt 2 ) − (d 2 yM / dt 2 )) (12)
When (d 2 y / dt 2 )> (d 2 yH / dt 2 ) TLSDI2 = TBRH2 (TCD−TCD0) (13)
ここで、TCD0は、予め設定しておいた定数であり、この入力トルク値以下の場合にはグリップがし易いと判断できる入力トルクの分岐点を示すものである。また、TBRL2、TBRM2、TBRH2は入力トルク感応比例定数であり、それぞれ実験等により予め設定した定数で、TBRL2>TBRM2>TBRH2であって、例えば、TBRL2=0.2、TBRM2=0.1、TBRH2=0である。 Here, TCD0 is a preset constant, and indicates a branch point of the input torque that can be determined to be easily gripped when the value is equal to or less than the input torque value. TBRL2, TBRM2, and TBRH2 are input torque sensitive proportional constants, which are preset constants through experiments, for example, TBRL2> TBRM2> TBRH2, and for example, TBRL2 = 0.2, TBRM2 = 0.1, TBRH2 = 0.
すなわち、第2の入力トルク感応トランスファトルクTLSDI2は、TCD0よりも大きく、トランスファ3の役割が、より要求される入力トルクTCDの領域で設定されるものであり、(d2y/dt2)≦(d2yL/dt2)の場合には、入力トルク感応比例定数TBRL2を用いて第2の入力トルク感応トランスファトルクTLSDI2を演算する。
That is, the second input torque sensitive transfer torque TLSDI2 is larger than TCD0, and the role of the
また、(d2yL/dt2)<(d2y/dt2)≦(d2yM/dt2)の場合には、入力トルク感応比例定数TBRL2とTBRM2を用い、(d2yL/dt2)と(d2yM/dt2)との間に補間して第2の入力トルク感応トランスファトルクTLSDI2を演算する。 In the case of (d 2 yL / dt 2 ) <(d 2 y / dt 2 ) ≦ (d 2 yM / dt 2 ), the input torque sensitive proportional constants TBRL 2 and TBRM 2 are used, and (d 2 yL / dt 2 ) and (d 2 yM / dt 2 ) are interpolated to calculate the second input torque sensitive transfer torque TLSDI2.
更に、(d2yM/dt2)<(d2y/dt2)≦(d2yH/dt2)の場合には、入力トルク感応比例定数TBRM2とTBRH2を用い、(d2yM/dt2)と(d2yH/dt2)との間に補間して第2の入力トルク感応トランスファトルクTLSDI2を演算する。 Further, when (d 2 yM / dt 2 ) <(d 2 y / dt 2 ) ≦ (d 2 yH / dt 2 ), the input torque sensitive proportional constants TBRM2 and TBRH2 are used, and (d 2 yM / dt 2 ) and (d 2 yH / dt 2 ) are interpolated to calculate the second input torque sensitive transfer torque TLSDI2.
また、(d2y/dt2)>(d2yH/dt2)の場合には、入力トルク感応比例定数TBRH2を用いて第2の入力トルク感応トランスファトルクTLSDI2を演算する。 When (d 2 y / dt 2 )> (d 2 yH / dt 2 ), the second input torque sensitive transfer torque TLSDI2 is calculated using the input torque sensitive proportional constant TBRH2.
入力トルク感応トランスファトルク演算部97は、第1の入力トルク感応トランスファトルク演算部95から第1の入力トルク感応トランスファトルクTLSDI1が入力され、第2の入力トルク感応トランスファトルク演算部96から第2の入力トルク感応トランスファトルクTLSDI2が入力される。そして、以下の(14)式により、入力トルク感応トランスファトルクTLSDIを演算し、第1の付加ヨーモーメント演算部73、トランスファトルク演算部76に出力する。
TLSDI=TLSDI1+TLSDI2 …(14)
The input torque sensitive transfer
TLSDI = TLSDI1 + TLSDI2 (14)
このように、第1のトランスファトルク演算部72で演算される入力トルク感応トランスファトルクTLSDIの特性を図8に示す。本実施形態による入力トルク感応トランスファトルクTLSDIでは、トランスファクラッチ15に対するトランスファトルクTLSDを求める際に、入力トルクTCDが大きい領域では、第2の入力トルク感応トランスファトルクTLSDI2を加えることにより変化量を変え、低μ路限界走行時に差動制限力が不足しないように、より大きなトランスファトルクを付加するようになっている。また、実横加速度(d2y/dt2)に対して、基準とする3本のトルク線を用意することにより、低μ路走行、高μ路走行での適合を簡潔に行えるようになっている。尚、本実施の形態では、分岐点TCD0を設定し、これより大きな入力トルクTCDの領域を入力トルク感応トランスファトルクTLSDIが大きく変化する領域として設定しているが、例えば、二次曲線等を用いて、入力トルクTCDが大きいほど、入力トルク感応トランスファトルクTLSDIの変化量が大きくなるように設定するようにしても良い。
FIG. 8 shows the characteristics of the input torque sensitive transfer torque TLSDI calculated by the first transfer
第1の付加ヨーモーメント演算部73は、第1のトランスファトルク演算部72から入力トルク感応トランスファトルクTLSDIが入力される。そして、例えば、以下の(15)式により、入力トルク感応トランスファトルクTLSDIを付加ヨーモーメント(入力トルク感応付加ヨーモーメントM1)に換算し、前後輪付加ヨーモーメント演算部80に出力する。
M1=KLSDI・TLSDI …(15)
ここで、KLSDIは、予め実験、計算等により求めておいた換算係数である。尚、上述の(15)式のように演算することなく、予め設定しておいたマップ等を参照して入力トルク感応トランスファトルクTLSDIを入力トルク感応付加ヨーモーメントM1に換算するようにしても良い。
The first additional
M1 = KLSDI / TLSDI (15)
Here, KLSDI is a conversion coefficient obtained in advance by experiment, calculation, or the like. Note that the input torque sensitive transfer torque TLSDI may be converted into the input torque sensitive additional yaw moment M1 with reference to a preset map or the like without calculating as in the above-described equation (15). .
第2の付加ヨーモーメント演算部74は、ハンドル角センサ62からハンドル角θHが、横加速度センサ63から実横加速度(d2y/dt2)が、ヨーレートセンサ64から実ヨーレートγが、車速演算部71から車速Vが入力される。そして、第2の付加ヨーモーメント演算部74は、これら入力信号により、車両に付加するヨーモーメント(舵角/ヨーレート感応付加ヨーモーメントM2)を推定し、第2のトランスファトルク演算部75、前後輪付加ヨーモーメント演算部80に出力する。
The second additional
すなわち、第2の付加ヨーモーメント演算部74は、図4に示すように、基本付加ヨーモーメント設定部101、低速時車速感応ゲイン設定部102、車体すべり角速度演算部103、車体すべり角速度感応ゲイン設定部104、高速時車速感応ゲイン設定部105、舵角/ヨーレート感応付加ヨーモーメント演算部106から主要に構成されている。
That is, as shown in FIG. 4, the second additional yaw
基本付加ヨーモーメント設定部101は、ハンドル角センサ62からハンドル角θHが入力され、横加速度センサ63から実横加速度(d2y/dt2)が入力され、ヨーレートセンサ64から実ヨーレートγが入力される。そして、これら入力信号を基に、基本付加ヨーモーメントMzθを演算し、舵角/ヨーレート感応付加ヨーモーメント演算部106に出力する。
The basic additional yaw
以下、図5を基に、基本付加ヨーモーメント設定部101の構成を説明する。この基本付加ヨーモーメント設定部101は、横加速度/ハンドル角ゲイン演算部111、横加速度偏差感応ゲイン演算部112、ヨーレート/ハンドル角ゲイン演算部113、ヨーレート感応ゲイン演算部114、基準横加速度演算部115、横加速度偏差演算部116、基本付加ヨーモーメント演算部117から主要に構成されている。
The configuration of the basic additional yaw
横加速度/ハンドル角ゲイン演算部111は、車速演算部71から車速Vが入力され、以下の(16)式により、横加速度/ハンドル角ゲインGyを演算し、横加速度偏差感応ゲイン演算部112、基準横加速度演算部115に出力する。
Gy=(1/(1+A・V2))・(V2/L)・(1/n) …(16)
ここで、Aはスタビリティファクタ、Lはホイールベース、nはステアリングギヤ比である。
The lateral acceleration / handle angle gain calculation unit 111 receives the vehicle speed V from the vehicle
Gy = (1 / (1 + A · V 2 )) · (V 2 / L) · (1 / n) (16)
Here, A is a stability factor, L is a wheel base, and n is a steering gear ratio.
横加速度偏差感応ゲイン演算部112は、横加速度/ハンドル角ゲイン演算部111から横加速度/ハンドル角ゲインGyが入力される。そして、極低μ路にて舵が全く効かない状態(γ=0、(d2y/dt2)=0)でMzθ(定常値)=0となる値を最大値の目安として横加速度偏差感応ゲインKyを以下の(17)式で演算し、基本付加ヨーモーメント演算部117に出力する。
Ky=Kθ/Gy …(17)
The lateral acceleration deviation sensitive
Ky = Kθ / Gy (17)
ヨーレート/ハンドル角ゲイン演算部113は、車速演算部71から車速Vが入力される。そして、以下の(18)式によりヨーレート/ハンドル角ゲインGγを演算し、ヨーレート感応ゲイン演算部114に出力する。
Gγ=(1/(1+A・V2))・(V/L)・(1/n) …(18)
The yaw rate / handle angle gain calculating
Gγ = (1 / (1 + A · V 2 )) · (V / L) · (1 / n) (18)
ヨーレート感応ゲイン演算部114は、ヨーレート/ハンドル角ゲイン演算部113からヨーレート/ハンドル角ゲインGγが入力される。そして、グリップ走行(横加速度偏差(d2ye/dt2)=0)時にMzθ(定常値)=0となるヨーレート感応ゲインKγを考えて、以下の(19)式により設定し、基本付加ヨーモーメント演算部117に出力する。
Kγ=Kθ/Gγ …(19)
ここで、Kθは舵角感応ゲインであり、以下(20)式で求められる。
Kθ=(Lf・Kf)/n …(20)
ここで、Lfは前軸−重心間距離、Kfは前軸の等価コーナリングパワである。
The yaw rate
Kγ = Kθ / Gγ (19)
Here, Kθ is a steering angle sensitive gain, and is obtained by the following equation (20).
Kθ = (Lf · Kf) / n (20)
Here, Lf is the distance between the front shaft and the center of gravity, and Kf is the equivalent cornering power of the front shaft.
基準横加速度演算部115は、ハンドル角センサ62からハンドル角θHが入力され、横加速度センサ63から実横加速度(d2y/dt2)が入力され、横加速度/ハンドル角ゲイン演算部111から横加速度/ハンドル角ゲインGyが入力される。そして、以下の(21)式により、車両の運転状態から線形な車両運動モデルに基づき推定される横加速度と実横加速度の関係を示す基準横加速度(d2yr/dt2)を演算し、横加速度偏差演算部116に出力する。
(d2yr/dt2)=(1/(1+Ty・s))・(d2yss/dt2) …(21)
ここで、sは微分演算子、Tyは横加速度の1次遅れ時定数、(d2yss/dt2)は遅れを考慮しない符号付基準横加速度であり、この遅れを考慮しない符号付基準横加速度(d2yss/dt2)は、以下のように設定される。
・θH≧0の場合…(d2yss/dt2)=(d2ysm/dt2) …(22)
・θH<0の場合…(d2yss/dt2)=−(d2ysm/dt2) …(23)
ここで、(d2ysm/dt2)は、後述の(d2yx/dt2)によって飽和する符号無し基準横加速度である。
The reference lateral
(D 2 yr / dt 2 ) = (1 / (1 + Ty · s)) · (d 2 yss / dt 2 ) (21)
Here, s is a differential operator, Ty is a first-order lag time constant of the lateral acceleration, and (d 2 yss / dt 2 ) is a signed reference lateral acceleration that does not take into account the delay. The acceleration (d 2 yss / dt 2 ) is set as follows.
When θH ≧ 0 (d 2 yss / dt 2 ) = (d 2 ysm / dt 2 ) (22)
When θH <0 (d 2 yss / dt 2 ) = − (d 2 ysm / dt 2 ) (23)
Here, (d 2 ysm / dt 2 ) is an unsigned reference lateral acceleration that is saturated by (d 2 yx / dt 2 ) described later.
すなわち、(d2yx/dt2)は、基準横加速度を飽和させる疑似横加速度であり、以下の(24)式、或いは、(25)式により演算する。
・(d2y/dt2)<0の場合…
(d2yx/dt2)=Gy・θHMax・((10−(d2y/dt2))/10)
+(d2y/dt2) …(24)
・(d2y/dt2)≧0の場合…
(d2yx/dt2)=10 …(25)
ここで、θHMaxは、最大ハンドル角である。この(24)式、(25)式で設定される基準横加速度を飽和させる疑似横加速度(d2yx/dt2)は、特性図で示すと、図9のようになり、例えば本実施形態では、10m/s2で飽和させるようになっている。
That is, (d 2 yx / dt 2 ) is a pseudo lateral acceleration that saturates the reference lateral acceleration, and is calculated by the following equation (24) or (25).
When (d 2 y / dt 2 ) <0 ...
(D 2 yx / dt 2 ) = Gy · θHMax · ((10− (d 2 y / dt 2 )) / 10)
+ (D 2 y / dt 2 ) (24)
When (d 2 y / dt 2 ) ≧ 0 ...
(D 2 yx / dt 2 ) = 10 (25)
Here, θHMax is the maximum handle angle. The pseudo lateral acceleration (d 2 yx / dt 2 ) that saturates the reference lateral acceleration set by the equations (24) and (25) is as shown in FIG. Then, it is saturated at 10 m / s 2 .
また、ハンドル角に対して線形計算した符号無し基準横加速度を(d2ysl/dt2)として、以下の(26)式により演算する。
(d2ysl/dt2)=Gy・|θH| …(26)
Further, the unsigned reference lateral acceleration calculated linearly with respect to the steering wheel angle is calculated as (d 2 ysl / dt 2 ) by the following equation (26).
(D 2 ysl / dt 2 ) = Gy · | θH | (26)
そして、(d2ysl/dt2)からの(d2yx/dt2)の差を(d2yd/dt2)(=(d2ysl/dt2)−(d2yx/dt2))とすると、(d2yx/dt2)によって飽和する符号無し基準横加速度(d2ysm/dt2)は、以下の(27)式、或いは、(28)式により演算される。
・(d2yd/dt2)>0の場合…
(d2ysm/dt2)=(d2ysl/dt2)−(d2yd/dt2) …(27)
・(d2yd/dt2)≦0の場合…
(d2ysm/dt2)=(d2ysl/dt2) …(28)
Then, (d 2 ysl / dt 2 ) from the difference (d 2 yx / dt 2) (
When (d 2 yd / dt 2 )> 0 ...
(D 2 ysm / dt 2 ) = (d 2 ysl / dt 2 ) − (d 2 yd / dt 2 ) (27)
・ When (d 2 yd / dt 2 ) ≦ 0 ...
(D 2 ysm / dt 2 ) = (d 2 ysl / dt 2 ) (28)
こうして、設定される車両の運転状態から線形な車両運動モデルに基づき推定される横加速度と実横加速度の関係を示す基準横加速度(d2yr/dt2)の特性は、図10に示すようになり、基準横加速度(d2yr/dt2)は、(Gy・θH)との関係において、路面μが高く実横加速度(d2y/dt2)が大きい場合は小さい値に抑制され、逆に路面μが低く実横加速度(d2y/dt2)が小さい場合は大きい値がとれるように設定される。そして、このように基準横加速度(d2yr/dt2)を設定することにより、後述する基本付加ヨーモーメント演算部117で基準横加速度(d2yr/dt2)を含んで基本付加ヨーモーメントMzθを演算する際、低μ路における大転舵時の過剰な回頭モーメントが防止されるようになっている。
The characteristic of the reference lateral acceleration (d 2 yr / dt 2 ) indicating the relationship between the lateral acceleration estimated from the set driving state of the vehicle based on the linear vehicle motion model and the actual lateral acceleration is as shown in FIG. The reference lateral acceleration (d 2 yr / dt 2 ) is suppressed to a small value when the road surface μ is high and the actual lateral acceleration (d 2 y / dt 2 ) is large in relation to (Gy · θH). Conversely, when the road surface μ is low and the actual lateral acceleration (d 2 y / dt 2 ) is small, a large value is set. Then, by setting the reference lateral acceleration (d 2 yr / dt 2 ) in this manner, the basic additional yaw moment including the reference lateral acceleration (d 2 yr / dt 2 ) is calculated by a basic additional yaw
横加速度偏差演算部116は、横加速度センサ63から実横加速度(d2y/dt2)が入力され、基準横加速度演算部115から基準横加速度(d2yr/dt2)が入力される。そして、以下の(29)式により、横加速度偏差(d2ye/dt2)を演算し、基本付加ヨーモーメント演算部117に出力する。
(d2ye/dt2)=(d2y/dt2)−(d2yr/dt2) …(29)
The lateral
(D 2 ye / dt 2 ) = (d 2 y / dt 2 ) − (d 2 yr / dt 2 ) (29)
基本付加ヨーモーメント演算部117は、ハンドル角センサ62からハンドル角θHが入力され、ヨーレートセンサ64から実ヨーレートγが入力され、横加速度偏差感応ゲイン演算部112から横加速度偏差感応ゲインKyが入力され、ヨーレート感応ゲイン演算部114からヨーレート感応ゲインKγが入力され、横加速度偏差演算部116から横加速度偏差(d2ye/dt2)が入力される。
The basic additional
そして、以下の(30)式により、基本付加ヨーモーメントMzθを演算し、舵角/ヨーレート感応付加ヨーモーメント演算部106に出力する。
Mzθ=−Kγ・γ+Ky・(d2ye/dt2)+Kθ・θH …(30)
Then, the basic additional yaw moment Mzθ is calculated by the following equation (30) and output to the rudder angle / yaw rate sensitive additional yaw
Mzθ = −Kγ · γ + Ky · (d 2 ye / dt 2 ) + Kθ · θH (30)
すなわち、この(30)式に示すように、−Kγ・γの項がヨーレートγに感応したヨーモーメント、Kθ・θHの項がハンドル角θHに感応したヨーモーメント、Ky・(d2ye/dt2)の項がヨーモーメントの修正値となっている。このため、高μ路で横加速度(d2y/dt2)が大きな運転をした場合には、付加ヨーモーメントMzθも大きな値となり、運動性能が向上する。一方、低μ路での走行では、付加ヨーモーメントMzθは、上述の修正値が作用して付加ヨーモーメントMzθを低減するため回頭性が大きくなることがなく、安定した走行性能が得られるようになっている。 That is, as shown in the equation (30), the term −Kγ · γ is a yaw moment that is sensitive to the yaw rate γ, the term Kθ · θH is a yaw moment that is sensitive to the handle angle θH, and Ky · (d 2 ye / dt The term 2 ) is the correction value for the yaw moment. For this reason, when the lateral acceleration (d 2 y / dt 2 ) is operated on a high μ road, the additional yaw moment Mzθ also becomes a large value, and the motion performance is improved. On the other hand, when traveling on a low μ road, the additional yaw moment Mzθ reduces the additional yaw moment Mzθ by the above-described correction value, so that the turning performance does not increase and stable traveling performance can be obtained. It has become.
図4に戻り、低速時車速感応ゲイン設定部102は、車速演算部71から車速Vが入力される。そして、例えば、図11に示すマップを参照して、低速時車速感応ゲインKVvlを設定し、車体すべり角速度演算部103、舵角/ヨーレート感応付加ヨーモーメント演算部106に出力する。
Returning to FIG. 4, the vehicle speed V is input from the vehicle
この低速時車速感応ゲインKVvlは、図11からも明らかなように、極低速での不要な付加ヨーモーメントMVzθを避けるため、低く設定される。特に、20km/h以下では、低速時車速感応ゲインKVvlは0に設定され、制御による付加ヨーモーメントMVzθが作用しないように設定される。 As is clear from FIG. 11, the low-speed vehicle speed sensitivity gain KVvl is set low in order to avoid unnecessary additional yaw moment MVzθ at extremely low speeds. In particular, at a speed of 20 km / h or less, the vehicle speed sensitivity gain KVvl at low speed is set to 0, and is set so that the additional yaw moment MVzθ by the control does not act.
車体すべり角速度演算部103は、横加速度センサ63から実横加速度(d2y/dt2)が入力され、ヨーレートセンサ64から実ヨーレートγが入力され、車速演算部71から車速Vが入力され、低速時車速感応ゲイン設定部102から低速時車速感応ゲインKVvlが入力される。
The vehicle slip angular
そして、以下の(31)式により、車体すべり角速度(dβ/dt)を演算し、車体すべり角速度感応ゲイン設定部104に出力する。
(dβ/dt)=KVvl・|((d2y/dt2)/V)−γ| …(31)
Then, the vehicle slip angular velocity (dβ / dt) is calculated by the following equation (31) and output to the vehicle slip angular velocity sensitive
(Dβ / dt) = KVvl · | ((d 2 y / dt 2 ) / V) −γ | (31)
車体すべり角速度感応ゲイン設定部104は、車体すべり角速度演算部103から車体すべり角速度(dβ/dt)が入力される。
The vehicle slip angular velocity sensitive
そして、基本車体すべり角速度感応ゲインKV(dβ/dt)0と復帰勾配制限付き車体すべり角速度感応ゲインKV(dβ/dt)Lとを演算し、1.0を超えない範囲で、小さい方を車体すべり角速度感応ゲインKV(dβ/dt)として設定し、舵角/ヨーレート感応付加ヨーモーメント演算部106に出力する。
Then, a basic vehicle slip angular velocity sensitive gain KV (dβ / dt) 0 and a vehicle slip angular velocity sensitive gain KV (dβ / dt) L with a return gradient restriction are calculated, and the smaller one is calculated within a range not exceeding 1.0. This is set as a slip angular velocity sensitive gain KV (dβ / dt) and output to the steering angle / yaw rate sensitive additional yaw
具体的には、基本車体すべり角速度感応ゲインKV(dβ/dt)0は、例えば、図12に示すマップを参照して設定される。この基本車体すべり角速度感応ゲインKV(dβ/dt)0は、図12からも明らかなように、車体すべり角速度(dβ/dt)が大きな限界域での過剰な回頭性を抑制するため設定されるものであり、特に、車体すべり角速度(dβ/dt)がm2以上では0に設定されて、制御による舵角/ヨーレート感応付加ヨーモーメントM2が作用しないように設定される。 Specifically, the basic vehicle slip angular velocity sensitive gain KV (dβ / dt) 0 is set with reference to a map shown in FIG. 12, for example. The basic vehicle slip angular velocity sensitive gain KV (dβ / dt) 0 is set to suppress excessive turning in a limit region where the vehicle slip angular velocity (dβ / dt) is large, as is apparent from FIG. In particular, when the vehicle body slip angular velocity (dβ / dt) is greater than or equal to m2, it is set to 0, and the steering angle / yaw rate sensitive additional yaw moment M2 by control is not set to act.
また、復帰勾配制限付き車体すべり角速度感応ゲインKV(dβ/dt)Lは、以下の(32)式により演算される。
KV(dβ/dt)L(k)=KV(dβ/dt)L(k-1)+ΔKV(dβ/dt)・Δt
…(32)
ここで、KV(dβ/dt)L(k)は今回の復帰勾配制限付き車体すべり角速度感応ゲイン、KV(dβ/dt)(k-1)は前回の車体すべり角速度感応ゲイン、ΔKV(dβ/dt)は車体すべり角速度感応ゲイン復帰勾配(定数、例えば、0.3)、Δtは演算周期である。
Further, the vehicle slip angular velocity sensitive gain KV (dβ / dt) L with return gradient restriction is calculated by the following equation (32).
KV (dβ / dt) L (k) = KV (dβ / dt) L (k−1) + ΔKV (dβ / dt) · Δt
... (32)
Here, KV (dβ / dt) L (k) is the current vehicle slip angular velocity sensitive gain with return gradient restriction, and KV (dβ / dt) (k−1) is the previous vehicle slip angular velocity sensitive gain, ΔKV (dβ / dt) is a vehicle slip angular velocity sensitive gain return gradient (constant, for example, 0.3), and Δt is a calculation cycle.
上述の(32)式で表現される復帰勾配制限付き車体すべり角速度感応ゲインKV(dβ/dt)Lは、図13の意味であり、前回の車体すべり角速度感応ゲインKV(dβ/dt)(k-1)がA点だとすると、今回の復帰勾配制限付き車体すべり角速度感応ゲインKV(dβ/dt)L(k)はB点となる。そして、基本車体すべり角速度感応ゲインKV(dβ/dt)0と比較して小さい方を車体すべり角速度感応ゲインKV(dβ/dt)として設定することから、基本車体すべり角速度感応ゲインKV(dβ/dt)0がC点にあるような場合は、今回の復帰勾配制限付き車体すべり角速度感応ゲインKV(dβ/dt)L(k)が車体すべり角速度感応ゲインKV(dβ/dt)として設定される。逆に、基本車体すべり角速度感応ゲインKV(dβ/dt)0がD点にあるような場合は、基本車体すべり角速度感応ゲインKV(dβ/dt)0が車体すべり角速度感応ゲインKV(dβ/dt)として設定されることとなる。すなわち、今回の復帰勾配制限付き車体すべり角速度感応ゲインKV(dβ/dt)L(k)は制限値として設けられている。 The vehicle slip angular velocity sensitive gain KV (dβ / dt) L with return gradient restriction expressed by the above equation (32) has the meaning shown in FIG. 13, and the previous vehicle slip angular velocity sensitive gain KV (dβ / dt) (k -1) is point A, the vehicle slip angular velocity sensitive gain KV (dβ / dt) L (k) with the current return gradient limit is point B. Since the vehicle slip angular velocity sensitive gain KV (dβ / dt) smaller than the basic vehicle slip angular velocity sensitive gain KV (dβ / dt) 0 is set, the basic vehicle slip angular velocity sensitive gain KV (dβ / dt) is set. ) When 0 is at point C, the vehicle slip angular velocity sensitive gain KV (dβ / dt) L (k) with the current return gradient restriction is set as the vehicle slip angular velocity sensitive gain KV (dβ / dt). Conversely, when the basic vehicle slip angular velocity sensitive gain KV (dβ / dt) 0 is at the point D, the basic vehicle slip angular velocity sensitive gain KV (dβ / dt) 0 is the vehicle slip angular velocity sensitive gain KV (dβ / dt). ) Will be set. That is, the vehicle slip angular velocity sensitive gain KV (dβ / dt) L (k) with the current return gradient restriction is provided as a restriction value.
例えば、図14に示すように、ドライバがステアリングを左に切り、続いて、右に切り、その後、カウンタステアを行う場合を考える。 For example, as shown in FIG. 14, consider a case where the driver turns the steering to the left, then turns to the right, and then performs the counter steer.
その時、車体すべり角速度(dβ/dt)は、図14(c)に示すように、負→正→負といった値をとることになるが、このような符号が切り替わる過渡的な状況で車体すべり角速度(dβ/dt)が一時的に0又は小さな値をとる瞬間が生じる。このような状況の際に、基本車体すべり角速度感応ゲインKV(dβ/dt)0のみで舵角/ヨーレート感応付加ヨーモーメントM2を設定してしまうと、車両が不安定な状況であるにも関わらず、トランスファトルクTLSDが0又は小さな値となって好ましくない(図14(d)中の破線部分)。従って、こうした過渡的な状況を考慮して復帰勾配制限付き車体すべり角速度感応ゲインKV(dβ/dt)Lで制限することで、車両の不安定な状況や過渡的な状況において回頭モーメントが不必要に付加されることを確実に防止して精度の良い安定した前後駆動力配分が行えるようにするのである。 At that time, the vehicle slip angular velocity (dβ / dt) takes a value such as negative → positive → negative as shown in FIG. 14 (c). However, the vehicle slip angular velocity in such a transitional state where the sign changes. There is a moment when (dβ / dt) temporarily takes 0 or a small value. In such a situation, if the rudder angle / yaw rate sensitive additional yaw moment M2 is set only with the basic vehicle slip angular velocity sensitive gain KV (dβ / dt) 0, the vehicle is unstable. Therefore, the transfer torque TLSD becomes 0 or a small value, which is not preferable (the broken line portion in FIG. 14D). Therefore, in consideration of such a transient situation, by limiting the vehicle body slip angular velocity sensitive gain KV (dβ / dt) L with a return gradient limit, a turning moment is unnecessary in an unstable or transient situation of the vehicle. Therefore, it is possible to surely prevent the addition of the first and second driving force and perform stable and stable driving force distribution with high accuracy.
高速時車速感応ゲイン設定部105は、横加速度センサ63から実横加速度(d2y/dt2)が入力され、車速演算部71から車速Vが入力される。
The high-speed vehicle speed sensitive
そして、まず、高速時車速感応ゲインKVvhの車速感応項KVvhvを以下の(33)式、或いは、(34)式、或いは、(35)式により設定する。
・(3.6・V)≦60の場合 …KVvhv=1 …(33)
・60<(3.6・V)<120の場合 …
KVvhv=1−(((3.6・V)−60)/(120−60)) …(34)
・(3.6・V)≧120の場合 …KVvhv=0 …(35)
First, the vehicle speed sensitivity term KVvhv of the high-speed vehicle speed sensitivity gain KVvh is set by the following equation (33), equation (34), or equation (35).
・ (3.6 ・ V) ≦ 60 ... KVvhv = 1 (33)
・ If 60 <(3.6V) <120…
KVvhv = 1 − (((3.6 · V) −60) / (120−60)) (34)
・ When (3.6 ・ V) ≧ 120: KVvhv = 0 (35)
上述の高速時車速感応ゲインKVvhの車速感応項KVvhvを基に、高速時車速感応ゲインKVvhを以下の(36)式、或いは、(37)式、或いは、(38)式により設定する。
・|d2y/dt2|≦3の場合…KVvh=KVvhv …(36)
・3<|d2y/dt2|<9の場合…
KVvh=1・((|d2y/dt2|−3)/(9−3))
+KVvhv・((9−|d2y/dt2|)/(9−3)) …(37)
・|d2y/dt2|≧9の場合…KVvh=1 …(38)
Based on the vehicle speed sensitivity term KVvhv of the high speed vehicle speed sensitivity gain KVvh described above, the high speed vehicle speed sensitivity gain KVvh is set according to the following equation (36), equation (37), or equation (38).
When | d 2 y / dt 2 | ≦ 3, KVvh = KVvhv (36)
・ 3 <| d 2 y / dt 2 | <9 ...
KVvh = 1 · ((| d 2 y / dt 2 | −3) / (9-3))
+ KVvhv · ((9− | d 2 y / dt 2 |) / (9-3)) (37)
・ | D 2 y / dt 2 | ≧ 9: KVvh = 1 (38)
上述の(36)式〜(38)式により得られる高速時車速感応ゲインKVvhの特性を図15に示す。すなわち、高速走行において実横加速度の絶対値|d2y/dt2|が低く(|d2y/dt2|≦3)、低μ路走行の可能性がある場合には、過剰な回頭性を抑えるため、高速時車速感応ゲインKVvhが小さく設定されるようになっているのである。 FIG. 15 shows the characteristics of the high-speed vehicle speed sensitive gain KVvh obtained by the equations (36) to (38). That is, when the absolute value of the actual lateral acceleration | d 2 y / dt 2 | is low (| d 2 y / dt 2 | ≦ 3) in high-speed traveling and there is a possibility of traveling on a low μ road, excessive turning is required. In order to suppress this, the high-speed vehicle speed sensitivity gain KVvh is set to be small.
舵角/ヨーレート感応付加ヨーモーメント演算部106は、基本付加ヨーモーメント設定部101から基本付加ヨーモーメントMzθが入力され、低速時車速感応ゲイン設定部102から低速時車速感応ゲインKVvlが入力され、車体すべり角速度感応ゲイン設定部104から車体すべり角速度感応ゲインKV(dβ/dt)が入力され、高速時車速感応ゲイン設定部105から高速時車速感応ゲインKVvhが入力される。
The rudder angle / yaw rate sensitive additional yaw
そして、以下の(39)式により舵角/ヨーレート感応付加ヨーモーメントM2を演算し、第2のトランスファトルク演算部75、前後輪付加ヨーモーメント演算部80に出力する。
M2=KVzθ・KVvl・KVvh・KV(dβ/dt)・Mzθ …(39)
ここで、KVzθはアシスト量を決めるゲインであり、定数(例えば1)である。
Then, the steering angle / yaw rate sensitive additional yaw moment M2 is calculated by the following equation (39) and output to the second transfer
M2 = KVzθ · KVvl · KVvh · KV (dβ / dt) · Mzθ (39)
Here, KVzθ is a gain that determines the assist amount, and is a constant (for example, 1).
第2のトランスファトルク演算部75は、ハンドル角センサ62からハンドル角θHが入力され、第2の付加ヨーモーメント演算部74から舵角/ヨーレート感応付加ヨーモーメントM2が入力される。
The second
そして、以下の(40)式、或いは、(41)式により舵角/ヨーレート感応トランスファトルクTLSDPを演算して、トランスファトルク演算部76に出力する。
・θH≧0の場合
TLSDP=−KLSDP・MVzθ …(40)
・θH<0の場合
TLSDP=KLSDP・MVzθ …(41)
ここで、KLSDPは換算係数である。
Then, the steering angle / yaw rate sensitive transfer torque TLSDP is calculated by the following equation (40) or (41), and is output to the transfer
・ When θH ≧ 0 TLSDP = −KLSDP ・ MVzθ (40)
・ When θH <0 TLSDP = KLSDP ・ MVzθ (41)
Here, KLSDP is a conversion coefficient.
トランスファトルク演算部76は、第1のトランスファトルク演算部72から入力トルク感応トランスファトルクTLSDIが入力され、第2のトランスファトルク演算部75から舵角/ヨーレート感応トランスファトルクTLSDPが入力される。そして、以下の(42)式によりトランスファトルクTLSDを演算し、トランスファクラッチ駆動部17に出力する。
TLSD=TLSDI+TLSDP …(42)
The
TLSD = TLSDI + TLSDP (42)
加減速時ゲイン演算部77は、前後加速度センサ65から前後加速度(d2x/dt2)が入力される。そして、例えば、図16に示すように、予め設定しておいたマップを参照して、加減速時ゲインGgxを設定し、前後輪付加ヨーモーメント演算部80に出力する。この加減速時ゲインGgxは、加速時には大きく設定され、減速時には小さく設定される。
The acceleration /
操舵速度感応ゲイン演算部78は、ハンドル角センサ62からハンドル角θHが入力される。そして、例えば、図17に示すように、予め設定しておいたマップを参照して、操舵速度感応ゲインGdhを設定し、前後輪付加ヨーモーメント演算部80に出力する。この操舵速度感応ゲインGdhは、ハンドル角速度(dθH/dt)の絶対値が大きいほど大きく設定される。
The steering speed
標準/カウンタゲイン切替設定部79は、ハンドル角センサ62からハンドル角θHが入力され、ヨーレートセンサ64から実ヨーレートγが入力され、前後輪付加ヨーモーメント演算部80から前後輪付加ヨーモーメントMfrが入力される。そして、カウンタステアを行うような特殊な場合に対応するために、ゲイン切替を行い、このゲイン(標準/カウンタゲインGc)を前後輪付加ヨーモーメント演算部80に出力する。具体的には、θH>0、且つ、Mfr>0、且つ、γ<0の場合とθH<0、且つ、Mfr<0、且つ、γ>0の場合は、標準/カウンタゲインGcを標準の値(例えば、1.0)より大きな値(例えば、5.0)に設定し、上述以外の標準の場合は、標準/カウンタゲインGcを標準の値に設定しておく。
The standard / counter gain
前後輪付加ヨーモーメント演算部80は、付加ヨーモーメント演算手段として設けられるものであり、第1の付加ヨーモーメント演算部73から入力トルク感応付加ヨーモーメントM1が入力され、第2の付加ヨーモーメント演算部74から舵角/ヨーレート感応付加ヨーモーメントM2が入力され、加減速時ゲイン演算部77から加減速時ゲインGgxが入力され、操舵速度感応ゲイン演算部78から操舵速度感応ゲインGdhが入力され、標準/カウンタゲイン切替設定部79から標準/カウンタゲインGcが入力される。
The front and rear wheel additional yaw
そして、以下の(43)式により、前輪操舵装置40と後輪終減速装置7とで発生させる前後輪付加ヨーモーメントMfrを演算し、標準/カウンタゲイン切替設定部79、前後輪付加ヨーモーメント配分部81に出力する。
Mfr=Gc・(Ggx・M1+Gdh・M2) …(43)
Then, the front / rear wheel additional yaw moment Mfr generated by the front
Mfr = Gc. (Ggx.M1 + Gdh.M2) (43)
前後輪付加ヨーモーメント配分部81は、前後加速度センサ65から前後加速度(d2x/dt2)が入力され、前後輪付加ヨーモーメント演算部80から前後輪付加ヨーモーメントMfrが入力される。
The front / rear wheel additional yaw moment distribution unit 81 receives the front / rear acceleration (d 2 x / dt 2 ) from the front /
そして、後述の前後輪付加ヨーモーメント配分プログラムに従って、前後輪付加ヨーモーメントMfrを後輪側にかかる後輪接地荷重Wrと前輪側にかかる前輪接地荷重Wfとに応じて配分し、それぞれ後輪終減速装置7(左右駆動力配分付加トルク演算部82)と前輪操舵装置40側(操舵角補正量演算部83)とに後輪側付加ヨーモーメントΔYmTVD、前輪側付加ヨーモーメントΔYmASFとして出力する。
Then, according to the front and rear wheel additional yaw moment distribution program described later, the front and rear wheel additional yaw moment Mfr is distributed according to the rear wheel ground load Wr applied to the rear wheel side and the front wheel ground load Wf applied to the front wheel side. The rear wheel side additional yaw moment ΔYmTVD and the front wheel side additional yaw moment ΔYmASF are output to the speed reduction device 7 (left / right driving force distribution additional torque calculation unit 82) and the front
すなわち、静荷重時における後輪接地荷重Wrsと静荷重時における前輪接地荷重Wfsは、以下の(44)式、(45)式で求められる。
Wrs=W・(Lf/(Lf+Lr)) …(44)
Wfs=W・(Lr/(Lf+Lr)) …(45)
ここで、Wは車両質量、Lfは前軸−重心間距離、Lrは後軸−重心間距離である。
That is, the rear wheel ground load Wrs at the time of static load and the front wheel ground load Wfs at the time of static load are obtained by the following equations (44) and (45).
Wrs = W · (Lf / (Lf + Lr)) (44)
Wfs = W · (Lr / (Lf + Lr)) (45)
Here, W is the vehicle mass, Lf is the distance between the front axis and the center of gravity, and Lr is the distance between the rear axis and the center of gravity.
車両の加減速時の後輪接地荷重Wr、前輪接地荷重Wfは、以下の(46)式、(47)式で求められる。
Wr=Wrs+(W/g)・(d2x/dt2)・(h/(Lf+Lr)) …(46)
Wf=Wfs−(W/g)・(d2x/dt2)・(h/(Lf+Lr)) …(47)
ここで、hは重心高さである。
The rear wheel ground load Wr and the front wheel ground load Wf at the time of acceleration / deceleration of the vehicle are obtained by the following equations (46) and (47).
Wr = Wrs + (W / g) · (d 2 x / dt 2 ) · (h / (Lf + Lr)) (46)
Wf = Wfs− (W / g) · (d 2 x / dt 2 ) · (h / (Lf + Lr)) (47)
Here, h is the height of the center of gravity.
従って、後輪側付加ヨーモーメントΔYmTVDと前輪側付加ヨーモーメントΔYmASFは、上述の(46)式、(47)式で求められる後輪接地荷重Wr、前輪接地荷重Wfに応じて、以下の(48)式、(49)式のように配分する。
ΔYmTVD=Mfr・(Wr/W) …(48)
ΔYmASF=Mfr・(Wf/W) …(49)
このように、前後輪付加ヨーモーメント配分部81は、接地荷重演算手段、及び、付加ヨーモーメント配分手段として設けられている。
Accordingly, the rear wheel side additional yaw moment ΔYmTVD and the front wheel side additional yaw moment ΔYmASF are expressed by the following (48) according to the rear wheel ground load Wr and the front wheel ground load Wf obtained by the above equations (46) and (47). ) And (49).
ΔYmTVD = Mfr · (Wr / W) (48)
ΔYmASF = Mfr · (Wf / W) (49)
As described above, the front and rear wheel additional yaw moment distribution unit 81 is provided as a ground load calculation unit and an additional yaw moment distribution unit.
左右駆動力配分付加トルク演算部82は、前後輪付加ヨーモーメント配分部81から後輪側付加ヨーモーメントΔYmTVDが入力される。そして、例えば、以下の(50)式により、油圧モータ22で発生させるトルク移動量ΔTが演算され、油圧ポンプモータ駆動部32に出力される。
ΔT=ΔYmTVD/(Rt・(Lbr/2)) …(50)
ここで、Lbrはリヤトレッドである。すなわち、この左右駆動力配分付加トルク演算部82は、第2のヨーモーメント制御手段として設けられている。
The left and right driving force distribution additional torque calculating unit 82 receives the rear wheel side additional yaw moment ΔYmTVD from the front and rear wheel additional yaw moment distribution unit 81. Then, for example, the torque movement amount ΔT generated by the
ΔT = ΔYmTVD / (Rt · (Lbr / 2)) (50)
Here, Lbr is a rear tread. That is, the left / right driving force distribution additional torque calculator 82 is provided as second yaw moment control means.
操舵角補正量演算部83は、ハンドル角センサ62からハンドル角θHが入力され、横加速度センサ63から実横加速度(d2y/dt2)が入力され、ヨーレートセンサ64から実ヨーレートγが入力され、車速演算部71から車速Vが入力され、前後輪付加ヨーモーメント配分部81から前輪側付加ヨーモーメントΔYmASFが入力される。そして、これらの入力値を基に、ドライバの操舵角に加える前輪舵角補正量として、前輪操舵装置40における電動モータ54のモータ回転角θMを演算し、操舵角補助モータ駆動部57に出力する
すなわち、操舵角補正量演算部83は、図6に示すように、第1の前輪舵角補正量演算部121、第2の前輪舵角補正量演算部122、第3の前輪舵角補正量演算部123、モータ回転角演算部124から主要に構成されている。
The steering angle correction
第1の前輪舵角補正量演算部121は、ハンドル角センサ62からハンドル角θHが入力され、車速演算部71から車速Vが入力される。そして、以下(51)式により、第1の前輪舵角補正量δHc1を演算し、モータ回転角演算部124に出力する。
δHc1=((θH/ndc1)−(θH/nd))・nc …(51)
ここで、ndはドライバ側ステアリングギヤ比(電動モータ54を停止させたとき、ドライバのハンドル操作に対して影響するステアリングギヤ比;一対のサンギヤ50U、50L、一対のプラネタリギヤ52U、52L、及び、ステアリングギヤボックス44によって決定されるステアリングギヤ比)である。また、ncは前輪舵角補正機構49側ステアリングギヤ比(ドライバがハンドル操作をしていない状態で電動モータ54が回転したときに影響するステアリングギヤ比;ドライブギヤ55、ドリブンギヤ56(キャリア)により決定されるステアリングギヤ比)である。更に、ndc1は予め設定しておいたマップや演算式により得られる車速感応ステアリングギヤ比である。この車速感応ステアリングギヤ比ndc1は、例えば、図18に示すように設定され、車速Vが低いときには、ドライバ側ステアリングギヤ比ndに対してクィックな特性に、車速Vが高いときには、ドライバ側ステアリングギヤ比ndに対してスローな特性に決定される。
The first front wheel steering angle correction
δHc1 = ((θH / ndc1) − (θH / nd)) · nc (51)
Here, nd is a driver-side steering gear ratio (a steering gear ratio that affects the steering operation of the driver when the
第2の前輪舵角補正量演算部122は、ハンドル角センサ62からハンドル角θHが入力され、車速演算部71から車速Vが入力される。そして、以下(52)式により、第2の前輪舵角補正量δHc2を演算し、モータ回転角演算部124に出力する。
δHc2=Gcd・(1/(1+Tcd・S))・(dθH/dt)/nd …(52)
ここで、Gcdは制御ゲイン、Tcdはローパスフィルタの時定数、Sはラプラス演算子、(dθH/dt)は前輪操舵角の微分値である。
The second front wheel steering angle correction
δHc2 = Gcd · (1 / (1 + Tcd · S)) · (dθH / dt) / nd (52)
Here, Gcd is a control gain, Tcd is a time constant of the low-pass filter, S is a Laplace operator, and (dθH / dt) is a differential value of the front wheel steering angle.
従って、上述の(52)式は、前輪舵角の微分値(dθH/dt)に対し、(1/(1+Tcd・S))を乗算することでローパスフィルタ処理を行うことを示しており、ローパスフィルタの時定数Tcdは、例えば、入力される前輪操舵角に対するヨーレート応答の共振周波数である1〜2Hzが設定される。 Therefore, the above equation (52) indicates that the low-pass filter processing is performed by multiplying the differential value (dθH / dt) of the front wheel steering angle by (1 / (1 + Tcd · S)). As the time constant Tcd of the filter, for example, 1 to 2 Hz which is a resonance frequency of the yaw rate response with respect to the input front wheel steering angle is set.
また、制御ゲインGcdは、操舵の周波数に対して急激なピークを持つ特性は、車速Vの増加と共に顕著になるので、図19に示すように、マップ等を参照して車速Vが増加するほど大きな値に設定されるようになっている。 Further, the characteristic of the control gain Gcd having a sharp peak with respect to the steering frequency becomes conspicuous as the vehicle speed V increases. Therefore, as the vehicle speed V increases with reference to a map or the like as shown in FIG. It is set to a large value.
第3の前輪舵角補正量演算部123は、横加速度センサ63から実横加速度(d2y/dt2)が入力され、ヨーレートセンサ64から実ヨーレートγが入力され、前後輪付加ヨーモーメント配分部81から前輪側付加ヨーモーメントΔYmASFが入力される。
The third front wheel rudder angle correction
そして、以下の(53)式、(54)式の連立方程式から現在の前輪横力Fyf1を演算する。
(dγ/dt)・I=Fyf・Lf−Fyr・Lr …(53)
W・(d2y/dt2)=Fyf+Fyr …(54)
ここで、Iは慣性モーメントである。
Then, the current front wheel lateral force Fyf1 is calculated from the simultaneous equations of the following equations (53) and (54).
(Dγ / dt) · I = Fyf · Lf−Fyr · Lr (53)
W · (d 2 y / dt 2 ) = Fyf + Fyr (54)
Here, I is the moment of inertia.
その後、図20に示すように、予め設定しておいた前輪すべり角に対する前輪横力のマップを参照して、現在の前輪横力Fyf1に対応する現在の前輪すべり角βf1を求め、現在の前輪横力Fyf1に以下の(55)式で求められる、前輪付加横力ΔFyfを加えた値Fyf2に対応する前輪すべり角βf2を求め、これら前輪すべり角の差Δβf(=βf2−βf1)を過渡的に加える第3の前輪舵角補正量δHc3とみなしてモータ回転角演算部124に出力する。
ΔFyf=ΔYmASF/Lf …(55)
Thereafter, as shown in FIG. 20, the current front wheel slip angle βf1 corresponding to the current front wheel lateral force Fyf1 is obtained by referring to a map of the front wheel lateral force with respect to the preset front wheel slip angle, and the current front wheel A front wheel slip angle βf2 corresponding to a value Fyf2 obtained by adding the front wheel additional lateral force ΔFyf obtained by the following equation (55) to the lateral force Fyf1 is obtained, and the difference Δβf (= βf2−βf1) between these front wheel slip angles is transiently obtained. It is regarded as the third front wheel steering angle correction amount δHc3 to be added to, and is output to the motor rotation
ΔFyf = ΔYmASF / Lf (55)
尚、本手法は、現在の前輪すべり角βf1を他の手法で推定し、この前輪すべり角βf1に対応する現在の前輪横力Fyf1を求め、上述の(55)式で得られる前輪付加横力ΔFyfを加算してFyf2を求め、この前輪横力Fyf2に対応する前輪すべり角βf2を求め、前輪すべり角の差Δβf(=βf2−βf1)を過渡的に加える第3の前輪舵角補正量δHc3とみなすようして求めることもできる。 In this method, the current front wheel slip angle βf1 is estimated by another method, the current front wheel lateral force Fyf1 corresponding to the front wheel slip angle βf1 is obtained, and the front wheel additional lateral force obtained by the above equation (55) is obtained. ΔFyf is added to obtain Fyf2, a front wheel slip angle βf2 corresponding to the front wheel lateral force Fyf2 is obtained, and a front wheel slip angle difference Δβf (= βf2−βf1) is added to a third front wheel steering angle correction amount δHc3 It can also be asked to be considered.
モータ回転角演算部124は、第1の前輪舵角補正量演算部121から第1の前輪舵角補正量δHc1が入力され、第2の前輪舵角補正量演算部122から第2の前輪舵角補正量δHc2が入力され、第3の前輪舵角補正量演算部123から第3の前輪舵角補正量δHc3が入力される。そして、以下の(56)式により、モータ回転角θMを演算し、操舵角補助モータ駆動部57に出力する。
θM=(δHc1+δHc2+δHc3)・nc …(56)
The motor rotation
θM = (δHc1 + δHc2 + δHc3) · nc (56)
このように、操舵角補正量演算部83は、第1のヨーモーメント制御手段として設けられている。
Thus, the steering angle correction
次に、上述の前後輪付加ヨーモーメント配分部81で実行される前後輪付加ヨーモーメント配分プログラムについて、図7のフローチャートで説明する。
まず、ステップ(以下、「S」と略称)101で、前後加速度(d2x/dt2)、前後輪付加ヨーモーメントMfrを読み込む。
Next, the front and rear wheel additional yaw moment distribution program executed by the front and rear wheel additional yaw moment distribution unit 81 will be described with reference to the flowchart of FIG.
First, in step (hereinafter abbreviated as “S”) 101, longitudinal acceleration (d 2 x / dt 2 ) and longitudinal wheel additional yaw moment Mfr are read.
次いで、S102に進み、上述の(47)式、(46)式により、車両の加減速時の前輪接地荷重Wfと後輪接地荷重Wrを演算する。 Next, the process proceeds to S102, and the front wheel ground load Wf and the rear wheel ground load Wr during acceleration / deceleration of the vehicle are calculated by the above equations (47) and (46).
そして、S103に進み、上述の(49)式、(48)式により、前輪側付加ヨーモーメントΔYmASFと後輪側付加ヨーモーメントΔYmTVDとを演算し、出力してプログラムを抜ける。 Then, the process proceeds to S103, where the front wheel side additional yaw moment ΔYmASF and the rear wheel side additional yaw moment ΔYmTVD are calculated and output by the above equations (49) and (48) to exit the program.
このように、本発明の実施形態によれば、前後輪付加ヨーモーメントMfrを前輪側にかかる前輪接地荷重Wfと後輪側にかかる後輪接地荷重Wrとに応じて配分し制御するようになっているので、前輪側の操舵角補正量演算部83と後輪側の左右駆動力配分付加トルク演算部82とが干渉し合うことなく最適に統合化し、効率良く自然で安定した制御を行うことが可能となっている。
Thus, according to the embodiment of the present invention, the front and rear wheel additional yaw moment Mfr is distributed and controlled according to the front wheel ground load Wf applied to the front wheel side and the rear wheel ground load Wr applied to the rear wheel side. Therefore, the steering angle correction
尚、本実施の形態では、前輪側を操舵制御装置によるヨーモーメント制御装置とし、後輪側を左右駆動力配分制御装置によるヨーモーメント制御装置としているが、これに限定されることなく、例えば、前後輪とも左右駆動力配分制御装置によるヨーモーメント制御装置、或いは、操舵制御装置によるヨーモーメント制御装置としても良く、また、前輪側を左右駆動力配分制御装置によるヨーモーメント制御装置とし、後輪側を操舵制御装置によるヨーモーメント制御装置として構成しても良い。 In the present embodiment, the front wheel side is a yaw moment control device using a steering control device, and the rear wheel side is a yaw moment control device using a left and right driving force distribution control device. The front and rear wheels may be a yaw moment control device using a left / right driving force distribution control device, or a yaw moment control device using a steering control device, and the front wheel side may be a yaw moment control device using a left / right driving force distribution control device, and the rear wheel side May be configured as a yaw moment control device using a steering control device.
また、本実施の形態では、全輪駆動車を例として説明しているが、FR(Front engine Rear wheel drive)車に対しても適応できることは云うまでもない。尚、この場合、全輪駆動の形式は、本実施の形態以外のものであっても良い。 In the present embodiment, an all-wheel drive vehicle is described as an example, but it goes without saying that the present invention can also be applied to an FR (Front engine Rear wheel drive) vehicle. In this case, the all-wheel drive type may be other than this embodiment.
更に、本実施の形態で説明した、前輪側の操舵制御装置、後輪側の左右駆動力配分制御装置は、一例に過ぎず、他の形式のものであっても良い。 Furthermore, the front wheel side steering control device and the rear wheel side left and right driving force distribution control device described in the present embodiment are merely examples, and may be of other types.
3 トランスファ
7 後輪終減速装置
14fl,14fr,14rl,14rr 車輪
21 差動機構部
22 油圧モータ
32 油圧ポンプモータ駆動部
40 前輪操舵装置
49 前輪舵角補正機構
54 電動モータ
57 操舵角補助モータ駆動部
70 制御部
80 前後輪付加ヨーモーメント演算部(付加ヨーモーメント演算手段)
81 前後輪付加ヨーモーメント配分部(接地荷重演算手段、付加ヨーモーメント配分手段)
82 左右駆動力配分付加トルク演算部(第2のヨーモーメント制御手段)
83 操舵角補正量演算部(第1のヨーモーメント制御手段)
3
81 Front and rear wheel additional yaw moment distribution section (contact load calculation means, additional yaw moment distribution means)
82 Left / right driving force distribution additional torque calculation unit (second yaw moment control means)
83 Steering angle correction amount calculation unit (first yaw moment control means)
Claims (3)
上記前後駆動力配分制御手段とは異なって前輪側を制御して車両に付加ヨーモーメントを発生させる第1のヨーモーメント制御手段と、
上記前後駆動力配分制御手段とは異なって後輪側を制御して車両に付加ヨーモーメントを発生させる第2のヨーモーメント制御手段と、
上記車両の運動状態に応じて車両が発生すべき付加ヨーモーメントを演算する付加ヨーモーメント演算手段と、
車両の走行状態に基づき車両の前輪側にかかる前輪接地荷重と後輪側にかかる後輪接地荷重とを演算する接地荷重演算手段と、
上記第1のヨーモーメント制御手段と上記第2のヨーモーメント制御手段に関してのみ、上記付加ヨーモーメント演算手段で演算した付加ヨーモーメントを上記前輪接地荷重と上記後輪接地荷重とに応じて配分する付加ヨーモーメント配分手段と、
を備えたことを特徴とする車両挙動制御装置。 Front / rear driving force distribution control means for controlling the distribution of driving force between the front and rear axes of the vehicle according to the motion state of the vehicle;
Unlike the front / rear driving force distribution control means, first yaw moment control means for controlling the front wheel side to generate an additional yaw moment on the vehicle;
Unlike the front / rear driving force distribution control means, second yaw moment control means for controlling the rear wheel side to generate an additional yaw moment on the vehicle;
An additional yaw moment calculation means for calculating the additional yaw moment to be generated vehicle in accordance with the state of motion of the upper Symbol vehicle,
A ground load calculating means for calculating a front wheel ground load applied to the front wheel side of the vehicle and a rear wheel ground load applied to the rear wheel side based on a running state of the vehicle;
Only for the upper Symbol first yaw moment control means and the second yaw moment control means, distributed according to additional yaw moment computed with the additional yaw moment calculating means and the front wheel ground load and the rear wheel ground load Additional yaw moment distribution means;
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