JP5050819B2 - Vehicle motion control system - Google Patents
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Description
この発明は、車両運動制御システムに関し、さらに詳しくは、駆動力配分制御と制動力配分制御との併用により車両運動制御を効率的に行い得る車両運動制御システムに関する。 The present invention relates to a vehicle motion control system, and more particularly to a vehicle motion control system capable of efficiently performing vehicle motion control by using both driving force distribution control and braking force distribution control.
近年の車両では、左右輪への駆動力配分を制御できる駆動力配分制御装置と、前輪および後輪の制動力を独立して制御できる制動力制御装置とが配置されており、これらの装置により、ＶＳＣ(Vehicle Stability Control)、ＴＲＣ（Traction Control System）などの車両運動制御が行われている。 In recent vehicles, a driving force distribution control device that can control the driving force distribution to the left and right wheels and a braking force control device that can independently control the braking force of the front and rear wheels are arranged. Vehicle motion control such as VSC (Vehicle Stability Control) and TRC (Traction Control System) is performed.
かかる構成を採用する従来の車両運動制御システムとして、特許文献１に記載される技術が知られている。従来の車両運動制御システム（車両制御装置）は、車両の運動を制御する車両運動制御システムにおいて、車輪に作用する前後力、横力および上下力を含む作用力を検出する検出部と、車輪と路面との間の摩擦係数を特定する特定部と、前記検出された作用力と、前記特定された摩擦係数とに基づいて、左右の車輪のそれぞれのコーナリングパワーを推定する推定部と、前記推定されたコーナリングパワーに基づいて算出される、左右の車輪に関するコーナリングパワーの代表値が、当該左右の車輪に関するコーナリングパワーの代表値の現在値よりも大きくなるように、第１の制御値を決定する処理部と、前記決定された第１の制御値に基づき車両の状態を制御する制御部とを有する。
As a conventional vehicle motion control system that employs such a configuration, a technique described in
この発明は、駆動力配分制御と制動力配分制御との併用により車両運動制御を効率的に行い得る車両運動制御システムを提供することを目的とする。 It is an object of the present invention to provide a vehicle motion control system capable of efficiently performing vehicle motion control by using both driving force distribution control and braking force distribution control.
上記目的を達成するため、この発明にかかる車両運動制御システムは、車両の前輪または後輪の少なくとも一方（以下、駆動輪という。）に駆動力を付与すると共に前記駆動輪の左右輪への駆動力配分を制御できる駆動力配分制御装置と、車両の各車輪の制動力を独立して制御できる制動力制御装置とを備える車両運動制御システムであって、車両の運動に関する状態量と、車両の運動に関する各車輪の制御量と、車両の運動を安定化させるための前記状態量の目標値（以下、目標状態量という。）と、前記目標状態量を実現するための前記制御量の目標値（以下、目標制御量という。）と、前記目標制御量を実現するための各車輪の制駆動力の目標値（以下、目標制駆動力という。）とが算出されると共に、前記目標制駆動力に基づいて前記駆動力配分制御装置による前記駆動輪の駆動力制御と前記制動力制御装置による各車輪の制動力制御とが行われるときに、前記状態量が車両の前輪横力および後輪横力を含み、且つ、前記駆動輪に作用する横力が他の車輪に作用する横力よりも小さくなるように、前記制動力制御装置が各車輪の制動力を制御することを特徴とする。 In order to achieve the above object, a vehicle motion control system according to the present invention applies driving force to at least one of front wheels and rear wheels (hereinafter referred to as drive wheels) of a vehicle and drives the drive wheels to left and right wheels. A vehicle motion control system comprising a driving force distribution control device capable of controlling force distribution and a braking force control device capable of independently controlling the braking force of each wheel of the vehicle, comprising: a state quantity relating to vehicle motion; A control amount of each wheel related to the motion, a target value of the state quantity for stabilizing the motion of the vehicle (hereinafter referred to as a target state quantity), and a target value of the control quantity for realizing the target state quantity (Hereinafter referred to as target control amount) and a target value of braking / driving force of each wheel for realizing the target control amount (hereinafter referred to as target braking / driving force) are calculated, and the target braking / driving is performed. Previous based on force When the driving force control of the driving wheel by the driving force distribution control device and the braking force control of each wheel by the braking force control device are performed, the state quantity includes the front wheel lateral force and the rear wheel lateral force of the vehicle, In addition, the braking force control device controls the braking force of each wheel so that the lateral force acting on the driving wheel is smaller than the lateral force acting on the other wheels.
この車両運動制御システムでは、駆動輪の横力が他の車輪の横力よりも小さくなるように、制動力制御装置が各車輪の制動力を制御する。かかる構成では、各車輪の横力が均一に制御される構成と比較して、駆動輪の前後力に自由度が残る。したがって、駆動力配分制御装置が左右の駆動輪の駆動力配分を制御することにより、左右の駆動輪の前後力に差を設けることができる。これにより、駆動力配分制御装置が有効活用されるので、車両運動制御が効率的に行われる利点がある。 In this vehicle motion control system, the braking force control device controls the braking force of each wheel so that the lateral force of the driving wheel is smaller than the lateral force of the other wheels. In such a configuration, a degree of freedom remains in the longitudinal force of the drive wheels, compared to a configuration in which the lateral force of each wheel is uniformly controlled. Therefore, the driving force distribution control device controls the driving force distribution of the left and right driving wheels, so that a difference can be provided in the longitudinal force of the left and right driving wheels. Thereby, since the driving force distribution control device is effectively used, there is an advantage that the vehicle motion control is efficiently performed.
また、この発明にかかる車両運動制御システムは、前記駆動力配分制御装置が車両の後輪に配置される。 In the vehicle motion control system according to the present invention, the driving force distribution control device is disposed on the rear wheel of the vehicle.
この車両運動制御システムでは、車両の後輪が駆動輪となり、且つ、後輪横力が前輪横力よりも小さくなるように、制動力制御装置が各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの制動力を制御する。すると、後輪の前後力の自由度が拡大されるので、駆動力配分制御装置による左右の駆動輪の駆動力配分制御が可能となり、右側後輪の前後力と左側後輪の前後力との間に差を設けることができる。これにより、駆動力配分制御装置が有効活用されるので、車両運動制御が効率的に行われる利点がある。 In this vehicle motion control system, the braking force control device controls the braking force of each of the wheels 11FR to 11RL so that the rear wheel of the vehicle becomes a driving wheel and the rear wheel lateral force is smaller than the front wheel lateral force. Then, the degree of freedom of the front / rear force of the rear wheel is expanded, so that the drive force distribution control of the left and right drive wheels can be performed by the drive force distribution control device. There can be a difference between them. Thereby, since the driving force distribution control device is effectively used, there is an advantage that the vehicle motion control is efficiently performed.
また、この発明にかかる車両運動制御システムは、すべての車輪のタイヤの摩擦円使用率が所定の下限値以下のときに、前記駆動輪の横力が他の車輪の横力よりも小さくなるように前記制動力制御装置が各車輪の制動力を制御する。 Further, the vehicle motion control system according to the present invention is such that the lateral force of the drive wheel is smaller than the lateral force of the other wheels when the friction circle usage rate of the tires of all the wheels is equal to or less than a predetermined lower limit value. The braking force control device controls the braking force of each wheel.
この車両運動制御システムでは、すべての車輪のタイヤが摩擦円の通常領域（限界領域未満の領域）にある場合には、駆動力配分制御が優先的に行われる。かかる構成では、タイヤが摩擦円の限界領域にあるときのみならず、通常領域にあるときにも各車輪の制駆動力制御が行われる。これにより、車両運動制御が効率的に行われる利点がある。 In this vehicle motion control system, driving force distribution control is preferentially performed when tires of all the wheels are in the normal region of friction circle (region less than the limit region). In such a configuration, the braking / driving force control of each wheel is performed not only when the tire is in the limit region of the friction circle but also in the normal region. Thereby, there exists an advantage by which vehicle motion control is performed efficiently.
また、この発明にかかる車両運動制御システムは、いずれか一つの車輪のタイヤの摩擦円使用率が所定の上限値以上のときに、前記駆動輪の横力の減少が他の車輪の横力の減少よりも抑制されるように前記制動力制御装置が各車輪の制動力を制御する。 Further, in the vehicle motion control system according to the present invention, when the friction circle usage rate of the tire of any one wheel is equal to or higher than a predetermined upper limit value, the decrease in the lateral force of the driving wheel is reduced by the lateral force of the other wheel. The braking force control device controls the braking force of each wheel so as to be suppressed rather than the decrease.
この車両運動制御システムでは、後輪横力が前輪横力に対して大きく低下することが防止され、また、これに起因して旋回方向のヨーモーメントが車両に過剰に作用して車両が前輪の周りに自転することが効果的に防止される。これにより、車両運動制御が適正に行われる利点がある。 In this vehicle motion control system, the rear wheel lateral force is prevented from greatly decreasing with respect to the front wheel lateral force, and due to this, the yaw moment in the turning direction excessively acts on the vehicle and the vehicle is It is effectively prevented from rotating around. Thereby, there exists an advantage by which vehicle motion control is performed appropriately.
また、この発明にかかる車両運動制御システムは、各車輪のタイヤの摩擦円使用率のうち最大のものが最大値Ａｍａｘとして算出され、この最大値Ａｍａｘに基づいて前記駆動輪の横力に対する重みＷＦｙｒと他の車輪の後輪横力に対する重みＷＦｙｆとが算出されると共に、これらの重みＷＦｙｒ、ＷＦｙｆに基づいて前記目標制御量が算出されるときに、最大値Ａｍａｘが所定の下限値ａ以下の場合には、重みＷＦｙｒ、ＷＦｙｆがＷＦｙｒ＜ＷＦｙｆに設定され、最大値Ａｍａｘが所定の上限値ｂ以上の場合には、重みＷＦｙｒ、ＷＦｙｆがＷＦｙｒ＜ＷＦｙｆに設定され、且つ、最大値Ａｍａｘがａ＜Ａｍａｘ＜ｂの範囲にある場合には、重みＷＦｙｒと重みＷＦｙｆとが緩やかに変化しつつ大小関係を反転させる。 In the vehicle motion control system according to the present invention, the maximum one of the friction circle usage rates of the tires of the respective wheels is calculated as the maximum value Amax, and the weight WFyr for the lateral force of the drive wheel based on the maximum value Amax. And the weight WFyf for the rear wheel lateral force of the other wheels are calculated, and when the target control amount is calculated based on these weights WFyr and WFyf, the maximum value Amax is equal to or less than a predetermined lower limit value a. In this case, the weights WFyr and WFyf are set to WFyr <WFyf, and when the maximum value Amax is equal to or greater than the predetermined upper limit b, the weights WFyr and WFyf are set to WFyr <WFyf and the maximum value Amax is a When it is in the range of <Amax <b, the magnitude relationship is reversed while the weight WFyr and the weight WFyf change gently.
この車両運動制御システムでは、ａ＜Ａｍａｘ＜ｂの範囲にて、目標制駆動力がシームレスに変化する。すなわち、駆動力配分制御が優先的に行われる領域（摩擦円の通常領域）から制動力制御が主として行われる領域（摩擦円の限界領域）への移行時にて、出力制御の段付きが低減される。これにより、車両運動制御が安定的に行われる利点がある。 In this vehicle motion control system, the target braking / driving force changes seamlessly within a range of a <Amax <b. That is, the step of the output control is reduced at the time of transition from the region where the driving force distribution control is preferentially performed (the normal region of the friction circle) to the region where the braking force control is mainly performed (the limit region of the friction circle). The Thereby, there exists an advantage by which vehicle motion control is performed stably.
また、この発明にかかる車両運動制御システムは、各車輪のタイヤの摩擦円使用率の差分が最小となるように、前記目標制御量が算出される。 In the vehicle motion control system according to the present invention, the target control amount is calculated so that the difference in the friction circle usage rate of the tires of each wheel is minimized.
この車両運動制御システムでは、駆動力配分制御が優先的に利用されるので、車両の挙動変化が抑制される。また、駆動力配分制御が優先的に行われる領域（摩擦円の通常領域）から制動力制御が主として行われる領域（摩擦円の限界領域）への移行時にて、出力制御の段付きが低減される。これにより、車両運動制御が安定的に行われる利点がある。 In this vehicle motion control system, since the driving force distribution control is preferentially used, changes in the behavior of the vehicle are suppressed. Further, the step of the output control is reduced at the transition from the region where the driving force distribution control is preferentially performed (the normal region of the friction circle) to the region where the braking force control is mainly performed (the limit region of the friction circle). The Thereby, there exists an advantage by which vehicle motion control is performed stably.
また、この発明にかかる車両運動制御システムは、前記状態量と前記目標状態量との差を０にする前記目標制御量の修正量のうち所定の評価関数を最小化する修正量が算出されると共に、前記修正量に基づいて前記目標制御量が修正される。 In the vehicle motion control system according to the present invention, a correction amount that minimizes a predetermined evaluation function is calculated from among the correction amounts of the target control amount that make the difference between the state amount and the target state amount zero. At the same time, the target control amount is corrected based on the correction amount.
この車両運動制御システムでは、各車輪の制御量と目標状態量との関係を示す多数のマップが車両の仕様や走行環境に応じて設定される構成と比較して、装置構成が簡素化される利点がある。また、目標制御量が収束演算により算出されるので、目標制御量が解析により算出される構成と比較して、目標制御量の算出速度が向上する。これにより、車両の運動が応答遅れなく適切に制御される。 In this vehicle motion control system, the device configuration is simplified compared to a configuration in which a number of maps showing the relationship between the control amount of each wheel and the target state amount are set according to the vehicle specifications and the driving environment. There are advantages. Further, since the target control amount is calculated by the convergence calculation, the target control amount calculation speed is improved as compared with the configuration in which the target control amount is calculated by analysis. Thereby, the motion of the vehicle is appropriately controlled without a response delay.
この発明にかかる車両運動制御システムでは、駆動輪の横力が他の車輪の横力よりも小さくなるように、制動力制御装置が各車輪の制動力を制御する。かかる構成では、各車輪の横力が均一に制御される構成と比較して、駆動輪の前後力に自由度が残る。したがって、駆動力配分制御装置が左右の駆動輪の駆動力配分を制御することにより、左右の駆動輪の前後力に差を設けることができる。これにより、駆動力配分制御装置が有効活用されるので、車両運動制御が効率的に行われる利点がある。 In the vehicle motion control system according to the present invention, the braking force control device controls the braking force of each wheel so that the lateral force of the driving wheel is smaller than the lateral force of the other wheels. In such a configuration, a degree of freedom remains in the longitudinal force of the drive wheels, compared to a configuration in which the lateral force of each wheel is uniformly controlled. Therefore, the driving force distribution control device controls the driving force distribution of the left and right driving wheels, so that a difference can be provided in the longitudinal force of the left and right driving wheels. Thereby, since the driving force distribution control device is effectively used, there is an advantage that the vehicle motion control is efficiently performed.
以下、この発明につき図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、この実施例によりこの発明が限定されるものではない。また、この実施例の構成要素には、発明の同一性を維持しつつ置換可能かつ置換自明なものが含まれる。また、この実施例に記載された複数の変形例は、当業者自明の範囲内にて任意に組み合わせが可能である。 Hereinafter, the present invention will be described in detail with reference to the drawings. Note that the present invention is not limited to the embodiments. Further, the constituent elements of this embodiment include those that can be replaced while maintaining the identity of the invention and that are obvious for replacement. In addition, a plurality of modifications described in this embodiment can be arbitrarily combined within a range obvious to those skilled in the art.
図１は、この発明の実施例にかかる車両運動制御システムを示す構成図である。図２は、図１に記載した車両運動制御システムの作用を示すフローチャートである。図３〜図１９は、目標スリップ率の算出方法の具体例を示すフローチャート（図３〜図９）および説明図（図１０〜図１９）である。 FIG. 1 is a block diagram showing a vehicle motion control system according to an embodiment of the present invention. FIG. 2 is a flowchart showing the operation of the vehicle motion control system shown in FIG. FIGS. 3 to 19 are a flowchart (FIGS. 3 to 9) and an explanatory diagram (FIGS. 10 to 19) illustrating a specific example of a method for calculating the target slip ratio.
［車両運動制御システム］
この車両運動制御システム１は、車両１０の運動あるいは挙動の制御（以下、車両運動制御という。）を行うためのシステムであり、駆動力配分制御装置２と、制動力制御装置３と、制御系４とを備える（図１参照）。なお、この実施例では、車両１０の左側後輪１１ＲＬおよび右側後輪１１ＲＲが車両１０の駆動輪であり、左側前輪１１ＦＬおよび右側前輪１１ＦＲが車両１０の操舵輪である。
[Vehicle motion control system]
The vehicle
駆動力配分制御装置２は、駆動力を左右の駆動輪１１ＲＲ、１１ＲＬに対して配分する装置であり、例えば、制御ディファレンシャル２１により構成される。この駆動力配分制御装置２では、エンジン１２が駆動力を発生すると、この駆動力が変速機（減速機）１３、プロペラシャフト１４およびビスカスカップリング１５を介して制御ディファレンシャル２１に伝達される。そして、この駆動力が制御ディファレンシャル２１にて左右のドライブシャフト２２ＲＲ、２２ＲＬに配分されて駆動輪１１ＲＲ、１１ＲＬに伝達される。また、このとき、各駆動輪１１ＲＲ、１１ＲＬに対する駆動力の配分比が制御され、或いは、各駆動輪１１ＲＲ、１１ＲＬのトルク差が制御される（駆動力配分制御）。なお、駆動力配分制御装置２は、車両１０の前輪１１ＦＲ、１１ＦＬまたは後輪１１ＲＲ、１１ＲＬの少なくとも一方（駆動輪）に対して駆動力を付与する。例えば、この実施例では、駆動力配分制御装置２が車両１０の後輪１１ＲＲ、１１ＲＬにのみ配置されている。なお、この車両運動制御システム１は、２ＷＤ（two-wheel drive）車両に適用されても良いし、４ＷＤ（four-wheel drive）車両に適用されても良い。例えば、２ＷＤ車両の後輪に駆動力配分制御装置２が設置されても良いし（後輪駆動）、４ＷＤ車両の後輪のみに駆動力配分制御装置２が設置されても良い。
The driving force
制動力制御装置３は、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬに対して制動力を付与する装置であり、油圧回路３１と、ホイールシリンダ３２ＦＲ〜３２ＲＬと、ブレーキペダル３３と、マスタシリンダ３４とを有する。油圧回路３１は、リザーバ、オイルポンプ、種々のバルブ等により構成される（図示省略）。この制動力制御装置３は、以下のように、車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬに制動力を付与する。すなわち、（１）通常運転時には、運転者によりブレーキペダル３３が踏み込まれると、その踏み込み量がマスタシリンダ３４を介して油圧回路３１に伝達される。そして、油圧回路３１が各ホイールシリンダ３２ＦＲ〜３２ＲＬの油圧を調整することにより、各ホイールシリンダ３２ＦＲ〜３２ＲＬが駆動されて車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬに制動力（制動圧）を付与する。一方、（２）車両運動制御時には、車両の運動状態に基づいて各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬに対する目標制動力が算出され、この目標制動力に基づき油圧回路３１が駆動されて、各ホイールシリンダ３２ＦＲ〜３２ＲＬの制動力が制御される（制動力制御）。なお、この車両運動制御時により、車両１０のＡＢＳ（Antilock Brake System）機能、ブレーキアシスト機能、ＴＲＣ（Traction Control System）機能、ＶＳＣ（Vehicle Stability Control）機能などが実現される。
The braking force control device 3 is a device that applies a braking force to the wheels 11FR to 11RL, and includes a
制御系５は、ＥＣＵ（Electronic Control Unit）４１と、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの車輪速度を検出する車輪速度センサ４２ＦＲ〜４２ＲＬと、操舵角を検出する操舵角センサ４３と、ヨーレートを検出するヨーレートセンサ４４と、前後加速度を検出する前後加速度センサ４５と、横加速度を検出する横加速度センサ４６と、車速を検出する車速センサ４７とを有する。この制御系５では、ＥＣＵ４１が各センサ４２〜４７の検出結果に基づいてエンジン１２、駆動力配分制御装置２および制動力制御装置３を駆動する。これにより、エンジン１２による総駆動力制御、駆動力配分制御装置による駆動力配分制御２および制動力制御装置３による制動力制御が行われて、車両運動制御が行われる。
The
［車両運動制御]
この車両運動制御システム１では、次のように車両運動制御が行なわれる。まず、車両の運動に関する状態量（例えば、車両の前後力Ｆｘ、前輪横力Ｆｙｆ、後輪横力ＦｙｒおよびモーメントＭ）と、車両の運動に関する各車輪の制御量（例えば、車両の実際のスリップ率）と、車両の運動を安定化させるための状態量の目標値（目標状態量。例えば、目標前後力Ｆｘａ、目標前輪横力Ｆｙｆａ、目標後輪横力Ｆｙｒａおよび目標モーメントＭａ。）と、目標状態量を実現するための制御量の目標値（目標制御量。例えば、目標スリップ率Ｓｉ。）と、目標制御量を実現するための各車輪の制駆動力の目標値（目標制駆動力）とが算出される。そして、この目標制駆動力に基づいて、駆動力配分制御装置２による駆動輪（後輪１１ＲＲ、１１ＲＬ）の駆動力配分制御と、制動力制御装置３による各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの制動力制御とが行われる。これにより、走行時における車両１０のスピンやドリフトアウトが抑制されて、車両の運動が安定化される。具体的には、以下のように車両運動制御が行なわれる（図１および図２参照）。
[Vehicle motion control]
In this vehicle
まず、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの目標スリップ率Ｓｉが初期化（Ｓｉ→０）される（ＳＴ１）。なお、この目標スリップ率Ｓｉは、前回の車両運動制御にてＥＣＵ４１に記憶されている。
First, the target slip ratio Si of each of the wheels 11FR to 11RL is initialized (Si → 0) (ST1). The target slip ratio Si is stored in the
次に、車輪速度Ｖｗｉ、操舵角φ、ヨーレートγ、前後加速度Ｇｘ、横加速度Ｇｙおよび車速Ｖに関する信号が読み込まれる（ＳＴ２）。すなわち、車両走行時には、車両の車輪速度Ｖｗｉ、操舵角φ、ヨーレートγ、前後加速度Ｇｘ、横加速度Ｇｙおよび車速Ｖが各種のセンサ４２ＦＲ〜４２ＲＬ、４３〜４７により検出されている。そして、これらの検出信号がＥＣＵ４１に取得される。
Next, signals relating to wheel speed Vwi, steering angle φ, yaw rate γ, longitudinal acceleration Gx, lateral acceleration Gy, and vehicle speed V are read (ST2). That is, when the vehicle travels, the vehicle wheel speed Vwi, steering angle φ, yaw rate γ, longitudinal acceleration Gx, lateral acceleration Gy, and vehicle speed V are detected by various sensors 42FR to 42RL and 43 to 47. These detection signals are acquired by the
次に、取得された車輪速度Ｖｗｉ等に基づいて、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの目標スリップ率Ｓｉが算出される（ＳＴ３）。この目標スリップ率Ｓｉは、後述する算出ステップＳＴ３１〜ＳＴ３９により収束演算を用いて算出される（図３参照）。次に、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの車輪速度Ｖｗｉに基づいて、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの実際のスリップ率が算出される（ＳＴ４）。 Next, the target slip ratio Si of each wheel 11FR to 11RL is calculated based on the acquired wheel speed Vwi and the like (ST3). The target slip ratio Si is calculated using convergence calculation in calculation steps ST31 to ST39 described later (see FIG. 3). Next, actual slip ratios of the wheels 11FR to 11RL are calculated based on the wheel speeds Vwi of the wheels 11FR to 11RL (ST4).
次に、実際のスリップ率を目標スリップ率Ｓｉに追従させるために必要な、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの目標制駆動力が算出される（ＳＴ５）。そして、この目標制駆動力に基づいて車輪速度Ｖｗｉのフィードバック制御（スリップ率制御）が行われる（ＳＴ６）。これにより、車両の運動（特に、旋回時の挙動）が安定化される。なお、目標制駆動力の算出例については、後述する。 Next, the target braking / driving forces of the wheels 11FR to 11RL necessary for causing the actual slip ratio to follow the target slip ratio Si are calculated (ST5). Based on this target braking / driving force, feedback control (slip rate control) of the wheel speed Vwi is performed (ST6). As a result, the movement of the vehicle (particularly the behavior during turning) is stabilized. An example of calculating the target braking / driving force will be described later.
［車両運動制御のタイヤモデル］
この車両運動制御システム１では、車両運動制御にあたり、以下のタイヤモデルが用いられて、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの目標スリップ率Ｓｉが算出される。以下、目標スリップ率Ｓｉの算出方法について説明する。
[Vehicle motion control tire model]
In the vehicle
まず、タイヤモデルは、（ａ）前後力Ｆｘｉおよび横力Ｆｙｉがスリップ率Ｓｉに対し飽和特性を持つこと、（ｂ）前後力Ｆｘｉおよび横力Ｆｙｉのスリップ率Ｓｉについての偏微分値が荷重依存性を持つこと、並びに、（ｃ）前後力Ｆｘｉおよび横力Ｆｙｉがスリップ率Ｓｉについて微分可能であることを要件とする。また、タイヤモデルは、制動時の横力の低下、荷重移動、タイヤスリップ角および路面の摩擦係数を考慮して構築される（ブラッシュタイヤモデル）。 First, in the tire model, (a) the longitudinal force Fxi and the lateral force Fyi have saturation characteristics with respect to the slip ratio Si, and (b) the partial differential value for the slip ratio Si of the longitudinal force Fxi and the lateral force Fyi is load dependent. And (c) the longitudinal force Fxi and the lateral force Fyi are required to be differentiable with respect to the slip ratio Si. The tire model is constructed in consideration of a decrease in lateral force during braking, load movement, tire slip angle, and road friction coefficient (brush tire model).
次に、このタイヤモデルに基づいて、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの前後力Ｆｔｘｉおよび横力Ｆｔｙｉ（ｉ＝ｆＲＬｌ、ｒｒ、ｒｌ）が算出される（図１０参照）。また、微小なスリップ率の変化による前後力の変化および横力の変化が算出される。具体的には、まず、タイヤの発生力Ｆｔｉ（前後力Ｆｔｘｉおよび横力Ｆｔｙｉの合力）がタイヤ周方向に対してなす角度をθｉとする。次に、タイヤのスリップ角をβｉ、スリップ率をＳｉ（制動時を正として−∞＜Ｓｉ＜１．０）、路面の摩擦係数をμ、タイヤの接地荷重をＷｉ、ＫｓおよびＫｂを係数（Ｋｓ＞０かつＫｂ＞０）とする。すると、タイヤがロック状態にない（ξｉ≧０）ときの前後力Ｆｔｘｉおよび横力Ｆｔｙｉは、数式（１）および数式（２）により表される。また、タイヤがロック状態にある（ξｉ＜０）ときの前後力Ｆｔｘｉおよび横力Ｆｔｙｉは、数式（３）および数式（４）により表される。 Next, based on this tire model, the longitudinal force Ftxi and lateral force Ftyi (i = fRLl, rr, rl) of each wheel 11FR to 11RL are calculated (see FIG. 10). Further, a change in longitudinal force and a change in lateral force due to a minute change in slip ratio are calculated. Specifically, first, an angle formed by the tire generation force Fti (the resultant force of the longitudinal force Ftxi and the lateral force Ftyi) with respect to the tire circumferential direction is defined as θi. Next, the tire slip angle is βi, the slip ratio is Si (-∞ <Si <1.0 when braking is positive), the road friction coefficient is μ, the tire contact load is Wi, Ks, and Kb are coefficients ( Ks> 0 and Kb> 0). Then, the longitudinal force Ftxi and the lateral force Ftyi when the tire is not in a locked state (ξi ≧ 0) are expressed by Equation (1) and Equation (2). Further, the longitudinal force Ftxi and the lateral force Ftyi when the tire is in a locked state (ξi <0) are expressed by Equation (3) and Equation (4).
なお、係数Ｋｂは、スリップ率を０としてスリップ角βｉに対する横力Ｆｔｙｉのグラフを引くときに、このグラフの原点における傾きとなる（図１１参照）。また、係数Ｋｓは、スリップ角βｉ＝０としてスリップ率Ｓｉに対する前後力Ｆｔｘｉのグラフを引くときに、このグラフの原点における傾きとなる（図１２参照）。また、ｃｏｓθ、ｓｉｎθ、λ、ξは、次の数式（５）〜数式（８）により表される。 The coefficient Kb is an inclination at the origin of this graph when the graph of the lateral force Ftyi with respect to the slip angle βi is drawn with the slip ratio being 0 (see FIG. 11). The coefficient Ks is the slope at the origin of this graph when the graph of the longitudinal force Ftxi against the slip ratio Si is drawn with the slip angle βi = 0 (see FIG. 12). Further, cos θ, sin θ, λ, and ξ are expressed by the following formulas (5) to (8).
次に、数式（１）〜数式（４）がスリップ率Ｓｉで偏微分されて、微小なスリップ率の変化に対する前後力の変化および横力の変化（タイヤ座標系）が算出される（数式（９）および数式（１０）参照）。 Next, Equations (1) to (4) are partially differentiated by the slip ratio Si, and the change in the longitudinal force and the change in the lateral force (tire coordinate system) with respect to the minute change in the slip ratio are calculated (Equation ( 9) and Equation (10)).
次に、以下の数式（１１）〜数式（１８）が用いられて、右側前輪（ｆｒ）、左側前輪（ｆｌ）、右側後輪（ｒｒ）および左側後輪（ｒｌ）の前後力および横力（タイヤ座標系）が車両座標系に変換され、車両の重心に作用する前後力Ｆｘｉおよび横力ＦｙｉならびにモーメントＭｉが算出される。なお、数式（１１）〜数式（１８）において、φｆおよびφｒは前輪および後輪の舵角であり、Ｔｒは車両のトレッド幅であり、ＬｆおよびＬｒは車両の重心から前輪車軸および後輪車軸までの距離である。また、Ｔ（φｆ）およびＴ（φｒ）は、数式（１９）および数式（２０）により表される。 Next, the following formulas (11) to (18) are used, and the longitudinal force and lateral force of the right front wheel (fr), left front wheel (fl), right rear wheel (rr), and left rear wheel (rl). (Tire coordinate system) is converted into a vehicle coordinate system, and longitudinal force Fxi, lateral force Fyi, and moment Mi acting on the center of gravity of the vehicle are calculated. In Expressions (11) to (18), φf and φr are steering angles of the front wheels and the rear wheels, Tr is a tread width of the vehicle, and Lf and Lr are front wheel axles and rear wheel axles from the center of gravity of the vehicle. It is the distance to. T (φf) and T (φr) are expressed by Equation (19) and Equation (20).
同様に、数式（２１）〜数式（２８）が用いられて、右側前輪（ｆｒ）、左側前輪（ｆｌ）、右側後輪（ｒｒ）および左側後輪（ｒｌ）の前後力の偏微分値および横力の偏微分値（タイヤ座標系）が車両座標系に変換され、車両に作用する前後力および横力の偏微分値（微係数）ならびにモーメントの偏微分値（微係数）が算出される。 Similarly, equations (21) to (28) are used to calculate the partial differential values of the longitudinal forces of the right front wheel (fr), the left front wheel (fl), the right rear wheel (rr), and the left rear wheel (rl), and The partial differential value (tire coordinate system) of the lateral force is converted into the vehicle coordinate system, and the partial differential value (derivative) of the longitudinal force and lateral force acting on the vehicle and the partial differential value (derivative) of the moment are calculated. .
次に、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬのスリップ率を目標スリップ率Ｓｉとしたときの前後力Ｆｘ、前輪横力Ｆｙｆ、後輪横力ＦｙｒおよびモーメントＭが算出される。このとき、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの前後力Ｆｘｉ、前輪横力ＦｙｆＲＬｙｆｌ、後輪横力ＦｙｒＲＬｙｒｌおよびモーメントＭｉの和が用いられる（数式（２９）参照）。 Next, the longitudinal force Fx, the front wheel lateral force Fyf, the rear wheel lateral force Fyr, and the moment M when the slip ratio of each of the wheels 11FR to 11RL is set to the target slip ratio Si are calculated. At this time, the sum of the longitudinal force Fxi, the front wheel lateral force FyfRLyfl, the rear wheel lateral force FyrRLyl and the moment Mi of each of the wheels 11FR to 11RL is used (see Expression (29)).
ここで、（Ａ）車両運動制御にて、車両の運動を安定化させるために必要な前後力およびモーメントをそれぞれ目標前後力Ｆｘｔおよび目標モーメントＭｔとする。このとき、目標前後力Ｆｘｔおよび目標モーメントＭｔは、車両運動制御が行われていないとき（車両のスリップ率が０のとき）の前後力ＦｘｓｏおよびモーメントＭｓｏに対する上乗せ量と見なされる。また、（Ｂ）車両運動制御が行われていないときの前輪横力Ｆｙｆｓｏおよび後輪横力Ｆｙｒｓｏをそれぞれ目標前輪横力Ｆｙｆａおよび目標後輪横力Ｆｙｒａとする。 Here, in (A) vehicle motion control, the longitudinal force and moment required to stabilize the motion of the vehicle are set as a target longitudinal force Fxt and a target moment Mt, respectively. At this time, the target longitudinal force Fxt and the target moment Mt are regarded as addition amounts with respect to the longitudinal force Fxso and the moment Mso when the vehicle motion control is not performed (when the slip ratio of the vehicle is 0). Further, (B) the front wheel lateral force Fyfso and the rear wheel lateral force Fyrso when the vehicle motion control is not performed are set as a target front wheel lateral force Fyfa and a target rear wheel lateral force Fyra, respectively.
次に、（Ａ）および（Ｂ）の考え方に基づいて、車両の目標前後力Ｆｘａ、目標前輪横力Ｆｙｆａ、目標後輪横力Ｆｙｒａおよび目標モーメントＭａが算出される（数式（３０）および数式（３１）参照）。なお、数式（３０）の右辺は、スリップ率が０のときに各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬにて発生する前後力、横力およびモーメントを表している。 Next, the target longitudinal force Fxa, the target front wheel lateral force Fyfa, the target rear wheel lateral force Fyra, and the target moment Ma of the vehicle are calculated based on the concepts of (A) and (B) (Equation (30) and Equation (30)). (Refer to (31)). Note that the right side of Equation (30) represents the longitudinal force, lateral force, and moment generated in each of the wheels 11FR to 11RL when the slip ratio is zero.
また、被制御四輪のスリップ率の微小な変化ｄＳｉと、前後力の変化ｄＦｘ、前輪横力の変化ｄＦｙｆ、後輪横力の変化ｄＦｙｒおよびモーメントの変化ｄＭとは、数式（３２）の関係を有する。なお、数式（３２）において、ｄＳｆｒ、ｄＳｆｌ、ｄＳｒｒおよびｄＳｒｌは右側前輪１１ＦＲ、左側前輪１１ＦＬ、右側後輪１１ＲＲおよび左側後輪１１ＲＬのスリップ率の微小変化量を表しており、また、Ｊはヤコビ行列を表している。 Further, the minute change dSi of the slip ratio of the controlled four wheels, the longitudinal force change dFx, the front wheel lateral force change dFyf, the rear wheel lateral force change dFyr, and the moment change dM are expressed by the following equation (32). Have In equation (32), dSfr, dSfl, dSrr, and dSrl represent the minute amount of change in the slip ratio of the right front wheel 11FR, the left front wheel 11FL, the right rear wheel 11RR, and the left rear wheel 11RL, and J is a Jacobian. Represents a matrix.
次に、目標前後力Ｆｘａ、目標前輪横力Ｆｙｆａ、目標後輪横力Ｆｙｒａおよび目標モーメントＭａを実現するためのスリップ率（目標スリップ率Ｓｉ）が算出される。ただし、この目標スリップ率Ｓｉは、解析的に解くことが困難であるため、以下の収束演算により算出される。 Next, a slip ratio (target slip ratio Si) for realizing the target longitudinal force Fxa, the target front wheel lateral force Fyfa, the target rear wheel lateral force Fyra, and the target moment Ma is calculated. However, since this target slip ratio Si is difficult to solve analytically, it is calculated by the following convergence calculation.
まず、目標前後力Ｆｘａと実際の前後力Ｆｘとの差δＦｘ、目標前輪横力Ｆｙｆａと実際の前輪横力Ｆｙｆとの差δＦｙｆ、目標後輪横力Ｆｙｒａと実際の後輪横力Ｆｙｒとの差δＦｙｒ、目標モーメントＭａと実際のモーメントＭとの差δＭをΔとする（数式（３３）参照）。次に、Δ＝０のときに数式（３４）にて表される評価関数Ｌを最小化するスリップ率修正量δＳが算出される。なお、Ｔは、トランスポートである。 First, the difference δFx between the target longitudinal force Fxa and the actual longitudinal force Fx, the difference δFyf between the target front wheel lateral force Fyfa and the actual front wheel lateral force Fyf, the target rear wheel lateral force Fyra and the actual rear wheel lateral force Fyr The difference δFyr and the difference δM between the target moment Ma and the actual moment M are assumed to be Δ (see formula (33)). Next, the slip ratio correction amount δS that minimizes the evaluation function L expressed by the mathematical formula (34) when Δ = 0 is calculated. T is a transport.
また、このスリップ率修正量δＳは、∂Ｌ／∂δＳ＝０として数式（３５）のように表される。
δＳ＝（Ｗｄｓ＋Ｗｓ ＋ＪＴＷｆ Ｊ）−１（−Ｗｓ Ｓ＋ＪＴＷｆ Δ）…（３５）
Further, the slip ratio correction amount δS is expressed as Equation (35), assuming that ∂L / ∂δS = 0.
δS = (Wds + Ws + JTWf J) −1 (−Ws S + JTWf Δ) (35)
なお、ＳおよびδＳは、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬのスリップ率およびスリップ率修正量である（数式（３６）および数式（３７）参照）。また、Ｅは、差Δと、スリップ率修正量δＳによる前後力Ｆｘ、前輪横力Ｆｙｆ、後輪横力ＦｙｒおよびモーメントＭの修正量ｄＦｘ、ｄＦｙｆ、ｄＦｙｒ、ｄＭとの差である（数式（３８）参照）。
また、Ｗｄｓは、スリップ率修正量δＳに対する重みである（数式（３９）参照）。また、Ｗｓは、スリップ率Ｓに対する重みである（数式（４０）参照）。また、Ｗｆは、各力に対する重みである（数式（４１）参照）。また、各重みＷｄｓ、Ｗｓ、Ｗｆは、Ｗｄｓ≧０、Ｗｓ≧０、Ｗｆ≧０の範囲にある。 Wds is a weight for the slip ratio correction amount δS (see Formula (39)). Ws is a weight for the slip ratio S (see Expression (40)). Wf is a weight for each force (see Equation (41)). The weights Wds, Ws, and Wf are in the ranges of Wds ≧ 0, Ws ≧ 0, and Wf ≧ 0.
したがって、前回の目標スリップ率Ｓｉがスリップ率修正量δＳｉを用いて修正されることにより、現在の目標スリップ率Ｓｉ（目標前後力Ｆｘａ、目標前輪横力Ｆｙｆａ、目標後輪横力Ｆｙｒａおよび目標モーメントＭａを達成するための各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの目標スリップ率Ｓｉ）が算出される。また、必要に応じて目標スリップ率Ｓｉが補正される。 Therefore, when the previous target slip ratio Si is corrected using the slip ratio correction amount δSi, the current target slip ratio Si (target front / rear force Fxa, target front wheel lateral force Fyfa, target rear wheel lateral force Fyra and target moment) The target slip ratio Si) of each of the wheels 11FR to 11RL for achieving Ma is calculated. Further, the target slip ratio Si is corrected as necessary.
［目標スリップ率の算出方法の具体例］
例えば、この実施例では、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの目標スリップ率Ｓｉが以下のように算出される（図３参照）。
[Specific example of target slip ratio calculation method]
For example, in this embodiment, the target slip ratio Si of each of the wheels 11FR to 11RL is calculated as follows (see FIG. 3).
まず、後輪１１ＲＲ、１１ＲＬのスリップ角βｒが算出される（ＳＴ３１）。 First, the slip angle βr of the rear wheels 11RR and 11RL is calculated (ST31).
具体的には、まず、横加速度Ｇｙと車速Ｖおよびヨーレートγの積Ｖγ（＝Ｖ×γ）との偏差Ｇｙ−Ｖγとして、車両の横すべり加速度Ｖｙｄ（横加速度の偏差）が算出される（図４参照）。次に、この横すべり加速度Ｖｙｄが積分されることにより、車体の横すべり速度Ｖｙが算出される。そして、車体の前後速度Ｖｘ（＝車速Ｖ）と横すべり速度Ｖｙとの比Ｖｙ／Ｖｘが、車体のスリップ角βとして算出される（ＳＴ３１１）。次に、車両の重心から後輪車軸までの車両前後方向の距離Ｌｒと、数式（４２）とが用いられて、後輪のスリップ角βｒが算出される（ＳＴ３１２）。なお、後輪のスリップ角βｒは、後輪のころがり方向に対して後輪のすべり方向が反時計廻り方向にあるときに、正となる。
βｒ ＝β−Ｌｒ γ／Ｖ ……（４２）
次に、基準値βｒｃを正の定数として、後輪のスリップ角βｒと基準値βｒｃとの関係が判断される（ＳＴ３１３）。βｒ＞βｒｃの場合には、後輪のスリップ角βｒが基準値βｒｃに設定される（ＳＴ３１４）。一方、βｒ≦βｒｃの場合には、後輪のスリップ角βｒと数値−βｒｃとの関係が判断される（ＳＴ３１５）。そして、βｒ＜−βｒｃの場合には、後輪のスリップ角βｒがβｒ＝−βｒｃに設定される（ＳＴ３１６）。また、βｒ≧−βｒｃの場合には、そのまま次のステップＳＴ３２に進む。
Specifically, first, as a deviation Gy−Vγ between the lateral acceleration Gy and the product Vγ (= V × γ) of the vehicle speed V and the yaw rate γ, the vehicle side slip acceleration Vyd (lateral acceleration deviation) is calculated (FIG. 4). Next, the side slip acceleration Vy of the vehicle body is calculated by integrating the side slip acceleration Vyd. Then, a ratio Vy / Vx between the longitudinal speed Vx (= vehicle speed V) of the vehicle body and the side slip speed Vy is calculated as the slip angle β of the vehicle body (ST311). Next, the vehicle front-rear direction distance Lr from the center of gravity of the vehicle to the rear wheel axle and Equation (42) are used to calculate the rear wheel slip angle βr (ST312). The slip angle βr of the rear wheel is positive when the slip direction of the rear wheel is counterclockwise with respect to the rolling direction of the rear wheel.
βr = β-Lrγ / V (42)
Next, the relationship between the rear wheel slip angle βr and the reference value βrc is determined using the reference value βrc as a positive constant (ST313). When βr> βrc, the rear wheel slip angle βr is set to the reference value βrc (ST314). On the other hand, if βr ≦ βrc, the relationship between the slip angle βr of the rear wheel and the value −βrc is determined (ST315). When βr <−βrc, the rear wheel slip angle βr is set to βr = −βrc (ST316). If βr ≧ −βrc, the process proceeds to the next step ST32.
なお、上記のように、後輪１１ＲＲ、１１ＲＬのスリップ角βｒの絶対値が基準値βｒｃよりも大きい場合（｜βｒ｜＞βｒｃ）には、スリップ角βｒが基準値βｒｃまたは−βｒｃに設定されたまま目標スリップ率Ｓｉが算出される（ＳＴ３１３〜ＳＴ３１６）（図４参照）。したがって、後輪１１ＲＲ、１１ＲＬの実際のスリップ角の絶対値が大きい場合にも、後輪１１ＲＲ、１１ＲＬの目標スリップ率Ｓｒｒ、Ｓｒｌが高い値とならない。これにより、車両の旋回方向が逆転したときに、車両のスピンが適正に回避される。例えば、後輪のスリップ角βｒが大きいときには、後輪に小さい前後力を発生させるときに目標スリップ率Ｓｒｒ、Ｓｒｌが高い値となる。すると、車両の旋回方向が逆転したときに、後輪の車輪速度が小さ過ぎるため、車両がスピンし易くなる。 As described above, when the absolute value of the slip angle βr of the rear wheels 11RR and 11RL is larger than the reference value βrc (| βr |> βrc), the slip angle βr is set to the reference value βrc or -βrc. The target slip ratio Si is calculated as it is (ST313 to ST316) (see FIG. 4). Therefore, even when the absolute value of the actual slip angle of the rear wheels 11RR and 11RL is large, the target slip ratios Srr and Srl of the rear wheels 11RR and 11RL do not become high values. Thereby, when the turning direction of the vehicle is reversed, the spin of the vehicle is appropriately avoided. For example, when the slip angle βr of the rear wheel is large, the target slip ratios Srr and Srl have a high value when a small longitudinal force is generated on the rear wheel. Then, when the turning direction of the vehicle is reversed, the wheel speed of the rear wheels is too small, so that the vehicle is likely to spin.
次に、前回の目標スリップ率Ｓｉにおける車両の前後力Ｆｘ、前輪横力Ｆｙｆ、後輪横力ＦｙｒおよびモーメントＭ（すなわち現在の車両の前後力、前輪横力、後輪横力およびモーメント）が算出される（ＳＴ３２）（図３参照）。 Next, the vehicle longitudinal force Fx, front wheel lateral force Fyf, rear wheel lateral force Fyr and moment M (that is, the current vehicle longitudinal force, front wheel lateral force, rear wheel lateral force and moment) at the previous target slip ratio Si are obtained. Calculated (ST32) (see FIG. 3).
具体的には、まず、操舵角φに基づいて算出された前輪の実舵角φｆと、車両の重心から前輪車軸までの車両前後方向の距離Ｌｆと、数式（４３）とが用いられて、前輪のスリップ角βｆが算出される（ＳＴ３２１）（図５参照）。なお、前輪のスリップ角βｆは、前輪のころがり方向に対して前輪のすべり方向が反時計廻り方向にあるときに正となる。
βｆ ＝−φｆ ＋β＋Ｌｆ γ／Ｖ ……（４３）
次に、重力加速度ｇと、車体の前後加速度Ｇｘおよび横加速度Ｇｙと、数式（４４）とが用いられて、タイヤに対する路面の摩擦係数μが推定算出される（ＳＴ３２２）。
μ＝（Ｇｘ２＋Ｇｙ２）１／２／ｇ ……（４４）
次に、車体の前後加速度Ｇｘおよび横加速度Ｇｙが用いられて、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの荷重移動量ΔＷｉが算出される。そして、この荷重移動量ΔＷｉと各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの静荷重Ｗｓｉとの和Ｗｓｉ＋ΔＷｉが、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの支持荷重Ｗｉとして算出される（ＳＴ３２３）。次に、数式（８）が用いられて、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬのグリップ状態の判定値ξｉが算出される（ＳＴ３２４）。次に、この判定値ξｉがξｉ≧０であるか否か（車輪がグリップ状態にあるか否か）の判別が行われる（ＳＴ３２５）。そして、ξｉ≧０の場合には、数式（１）および数式（２）が用いられて、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの前後力Ｆｔｘｉおよび横力Ｆｔｙｉが算出される（ＳＴ３２６）。一方、ξｉ＜０の場合には、数式（３）および数式（４）が用いられて、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの前後力Ｆｔｘｉおよび横力Ｆｔｙｉが算出される（ＳＴ３２７）。なお、これらのステップＳＴ３２５〜ＳＴ３２７は、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬについて行われる。次に、数式（１１）〜数式（２０）が用いられて、車両の前後力Ｆｘ、前輪横力Ｆｙｆ、後輪横力ＦｙｒおよびモーメントＭに対する各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの成分が算出される（ＳＴ３２８）。次に、数式（２９）が用いられて、車両の実際の前後力Ｆｘ、前輪横力Ｆｙｆ、後輪横力ＦｙｒおよびモーメントＭが算出される（ＳＴ３２９）。
Specifically, first, the actual steering angle φf of the front wheel calculated based on the steering angle φ, the distance Lf in the vehicle longitudinal direction from the center of gravity of the vehicle to the front wheel axle, and the formula (43) are used. The front wheel slip angle βf is calculated (ST321) (see FIG. 5). The slip angle βf of the front wheel is positive when the slip direction of the front wheel is counterclockwise with respect to the rolling direction of the front wheel.
βf = −φf + β + Lf γ / V (43)
Next, the gravitational acceleration g, the longitudinal acceleration Gx and lateral acceleration Gy of the vehicle body, and Equation (44) are used to estimate and calculate the friction coefficient μ of the road surface with respect to the tire (ST322).
μ = (Gx2 + Gy2) 1/2 / g (44)
Next, the load movement amount ΔWi of each of the wheels 11FR to 11RL is calculated using the longitudinal acceleration Gx and the lateral acceleration Gy of the vehicle body. Then, the sum Wsi + ΔWi of the load movement amount ΔWi and the static load Wsi of each wheel 11FR to 11RL is calculated as the support load Wi of each wheel 11FR to 11RL (ST323). Next, Equation (8) is used to calculate the grip state determination value ξi of each of the wheels 11FR to 11RL (ST324). Next, it is determined whether or not the determination value ξi is ξi ≧ 0 (whether or not the wheel is in a grip state) (ST325). When ξi ≧ 0, Formula (1) and Formula (2) are used to calculate the longitudinal force Ftxi and lateral force Ftyi of each of the wheels 11FR to 11RL (ST326). On the other hand, when ξi <0, Formulas (3) and (4) are used to calculate the longitudinal force Ftxi and the lateral force Ftyi of each wheel 11FR to 11RL (ST327). In addition, these steps ST325 to ST327 are performed for each wheel 11FR to 11RL. Next, using Equations (11) to (20), components of the wheels 11FR to 11RL with respect to the longitudinal force Fx, front wheel lateral force Fyf, rear wheel lateral force Fyr, and moment M of the vehicle are calculated (ST328). ). Next, Equation (29) is used to calculate the actual longitudinal force Fx, front wheel lateral force Fyf, rear wheel lateral force Fyr, and moment M of the vehicle (ST329).
次に、車両運動制御に必要な目標前後力Ｆｘａ、目標前輪横力Ｆｙｆａ、目標後輪横力Ｆｙｒａおよび目標モーメントＭａが算出される（ＳＴ３３）（図３参照）。 Next, the target longitudinal force Fxa, the target front wheel lateral force Fyfa, the target rear wheel lateral force Fyra and the target moment Ma necessary for vehicle motion control are calculated (ST33) (see FIG. 3).
具体的には、まず、スタビリティファクタＫｈと、ホイールベースＨと、数式（４５）とが用いられて、目標ヨーレートγｃが算出される（図６参照）。次に、時定数Ｔと、数式（４６）とが用いられて、基準ヨーレートγｔが算出される（ＳＴ３３１）。なお、ｓは、ラプラス算出子である。また、目標ヨーレートγｃは、動的なヨーレートを考慮すべく車両の横加速度Ｇｙを加味して算出されてもよい。
γｃ ＝Ｖφ／（１＋Ｋｈ Ｖ２）Ｈ ……（４５）
γｔ ＝γｃ ／（１＋Ｔｓ） ……（４６）
次に、数式（４７）が用いられて、ドリフトアウト量ＤＶが算出される（ＳＴ３３２）。なお、ドリフトアウト量ＤＶは、次の数式（４８）により算出されてもよい。
ＤＶ＝（γｔ −γ） ……（４７）
ＤＶ＝Ｈ（γｔ −γ）／Ｖ ……（４８）
次に、ヨーレートγの符号に基づいて車両の旋回方向が判定されて、ドリフトアウト状態量ＤＳが算出される（ＳＴ３３３）。そして、車両の左旋回時には、ドリフトアウト状態量ＤＳがＤＶとして算出される。また、車両の右旋回時には、ドリフトアウト状態量ＤＳが−ＤＶとして算出される。また、算出結果が負の値のときには、ドリフトアウト状態量ＤＳが０となる。次に、このドリフトアウト状態量ＤＳと、所定のマップ（図１３参照）とが用いられて所定の係数Ｋｇが算出される（ＳＴ３３４）。次に、Ｋｍ１およびＫｍ２をそれぞれ正の定数とし、車両のスリップ角βの微分値βｄと、車両の目標スリップ角の微分値βｔおよび目標スリップ角の微分値βｔｄと、数式（４９）とが用いられて、運動制御の目標モーメントＭｔが算出される（ＳＴ３３５）。なお、目標スリップ角βｔおよび目標スリップ角の微分値βｔｄは、βｔ＝βｔｄ＝０としてもよい。
Ｍｔ ＝Ｋｍ１（β−βｔ ）＋Ｋｍ２（βｄ −βｔｄ） ……（４９）
次に、数式（５０）が用いられて、車両の運動を安定化させるための目標前後力Ｆｘｔが算出される（ＳＴ３３６）。なお、数式（５０）において、Ｍａｓｓは車両の質量であり、ｇは重力加速度である。
Ｆｘｔ＝−Ｋｇ・Ｍａｓｓ・ｇ ……（５０）
次に、数式（３０）が用いられて、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬのスリップ率ＳｉをＳｉ＝０としたときの車両の前後力Ｆｘｓｏ、前輪横力Ｆｙｆｓｏ、後輪横力ＦｙｒｓｏおよびモーメントＭｓｏが算出される（ＳＴ３３７）。次に、数式（３１）が用いられて、車両の目標前後力Ｆｘａ、目標前輪横力Ｆｙｆａ、目標後輪横力ＦｙｒａおよびモーメントＭａが算出される（ＳＴ３３８）。
Specifically, first, the target yaw rate γc is calculated using the stability factor Kh, the wheel base H, and the mathematical formula (45) (see FIG. 6). Next, reference yaw rate γt is calculated using time constant T and equation (46) (ST331). Note that s is a Laplace calculator. Further, the target yaw rate γc may be calculated in consideration of the lateral acceleration Gy of the vehicle so as to take into account the dynamic yaw rate.
γc = Vφ / (1 + Kh V2) H (45)
γt = γc / (1 + Ts) (46)
Next, Formula (47) is used to calculate the drift-out amount DV (ST332). The drift-out amount DV may be calculated by the following formula (48).
DV = (γt−γ) (47)
DV = H (γt−γ) / V (48)
Next, the turning direction of the vehicle is determined based on the sign of the yaw rate γ, and the drift-out state quantity DS is calculated (ST333). When the vehicle turns left, the drift-out state quantity DS is calculated as DV. Further, when the vehicle turns right, the drift-out state quantity DS is calculated as -DV. When the calculation result is a negative value, the drift-out state quantity DS is zero. Next, a predetermined coefficient Kg is calculated using this drift-out state quantity DS and a predetermined map (see FIG. 13) (ST334). Next, Km1 and Km2 are respectively positive constants, and the differential value βd of the vehicle slip angle β, the differential value βt of the target slip angle of the vehicle, the differential value βtd of the target slip angle, and Equation (49) are used. Thus, the target moment Mt for motion control is calculated (ST335). Note that the target slip angle βt and the differential value βtd of the target slip angle may be βt = βtd = 0.
Mt = Km1 (β−βt) + Km2 (βd−βtd) (49)
Next, Formula (50) is used to calculate a target longitudinal force Fxt for stabilizing the vehicle motion (ST336). In Equation (50), Mass is the mass of the vehicle, and g is the gravitational acceleration.
Fxt = −Kg · Mass · g (50)
Next, Formula (30) is used to calculate vehicle longitudinal force Fxso, front wheel lateral force Fyfso, rear wheel lateral force Fyrso and moment Mso when the slip ratio Si of each wheel 11FR to 11RL is Si = 0. (ST337). Next, Formula (31) is used to calculate the target longitudinal force Fxa, target front wheel lateral force Fyfa, target rear wheel lateral force Fyra, and moment Ma of the vehicle (ST338).
なお、上記の構成では、目標スリップ率Ｓｉの算出にあたり、目標前後力Ｆｘａおよび目標モーメントＭａに加えて目標前輪横力Ｆｙｆａおよび目標後輪横力Ｆｙｒａが考慮される（ＳＴ３３）。これにより、横力の低下に起因する車両のコーストレース性の悪化が適正に回避される。例えば、目標前後力Ｆｘａおよび目標モーメントＭａのみが考慮される構成では、横力の低下が考慮されないため、車両のコーストレース性が悪化し易い。 In the above configuration, the target front wheel lateral force Fyfa and the target rear wheel lateral force Fyra are considered in addition to the target longitudinal force Fxa and the target moment Ma in calculating the target slip ratio Si (ST33). Thereby, the deterioration of the course trace property of the vehicle due to the decrease in the lateral force is appropriately avoided. For example, in the configuration in which only the target longitudinal force Fxa and the target moment Ma are considered, the decrease in the lateral force is not considered, so that the course trace performance of the vehicle is likely to deteriorate.
また、上記の構成では、目標スリップ率Ｓｉの算出にあたり、数式（３１）が用いられて、車両の目標前後力Ｆｘａ、目標前輪横力Ｆｙｆａ、目標後輪横力Ｆｙｒａおよび目標モーメントＭａが算出される（ＳＴ３３８）。このとき、車両運動制御の目標横力Ｆｙｆａ、ＦｙｒａがＦｙｆａ＝Ｆｙｒａ＝０に設定される。しかし、これに限らず、次の数式（５３）〜数式（５５）が用いられて、目標前後力Ｆｘａ、目標前輪横力Ｆｙｆａ、目標後輪横力Ｆｙｒａおよび目標モーメントＭａが算出されても良い。なお、数式（５３）において、Ｋｙｆ１、Ｋｙｒ１、Ｋｙｆ２およびＫｙｒ２は、正の定数である。
Ｆｙｆｔ＝Ｋｙｆ１（β−βｔ ）＋Ｋｙｆ２（βｄ −βｔｄ） ……（５３）
Ｆｙｒｔ＝Ｋｙｒ１（β−βｔ ）＋Ｋｙｒ２（βｄ −βｔｄ） ……（５４）
Fyft = Kyf1 (β−βt) + Kyf2 (βd−βtd) (53)
Fyrt = Kyr1 (β−βt) + Kyr2 (βd−βtd) (54)
次に、数式（９）および数式（１０）が用いられて、微小なスリップ率の変化に対する各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの前後力の変化および横力の変化が算出され、さらに、数式（２１）〜数式（２８）および数式（３２）が用いられて、車両の前後力の微係数∂Ｆｘｉ／∂Ｓｉ、横力の微係数∂Ｆｙｉ／∂Ｓｉ、モーメントの微係数∂Ｍｉ／∂Ｓｉが算出される（ＳＴ３４）（図３参照）。 Next, Formula (9) and Formula (10) are used to calculate the change in the longitudinal force and the change in the lateral force of each wheel 11FR to 11RL with respect to a minute change in the slip ratio. Equation (28) and Equation (32) are used to calculate the vehicle longitudinal force derivative 微 Fxi / ∂Si, lateral force derivative ∂Fyi / ∂Si, and moment derivative ∂Mi / ∂Si. (ST34) (see FIG. 3).
次に、数式（３３）が用いられて、車両の前後力の修正量δＦｘ、前輪横力の修正量δＦｙｆ、後輪横力の修正量δＦｙｒおよびモーメントの修正量δＭが算出される（ＳＴ３５）。 Next, Formula (33) is used to calculate a vehicle longitudinal force correction amount δFx, a front wheel lateral force correction amount δFyf, a rear wheel lateral force correction amount δFyr, and a moment correction amount δM (ST35). .
次に、所定の重みＷｄｓ、Ｗｓ、Ｗｆ（数式（３９）〜数式（４１）参照）が算出される（ＳＴ３６）。 Next, predetermined weights Wds, Ws, and Wf (see Expressions (39) to (41)) are calculated (ST36).
例えば、スリップ率の修正量δＳに対する重みＷｄｓは、以下のように算出される（図７参照）。まず、右側前輪のスリップ率の修正量δＳｆｒに対する重みＷｄｓｆｒと、左側前輪のスリップ率の修正量δＳｆｌに対する重みＷｄｓｆｌとがＷｄｓｆｒ＝Ｗｄｓｆｌ＝１に設定される（ＳＴ３６０１）。次に、前輪のスリップ角βｆの正負が判断される（ＳＴ３６０２）。そして、βｆ＞０の場合には、目標モーメントＭａの正負が判断される（ＳＴ３６０３）。Ｍａ＜０の場合には、Ｗｄｓｆｒ＝５に設定され（ＳＴ３６０４）、Ｍａ≧０の場合には、そのまま次のステップＳＴ３６０７に進む。一方、βｆ≦０の場合には、目標モーメントＭａの正負が判断される（ＳＴ３６０５）。Ｍａ＞０の場合には、Ｗｄｓｆｌ＝５に設定され（ＳＴ３６０６）、Ｍａ≦０の場合には、そのまま次のステップＳＴ３６０７に進む。次に、右側後輪のスリップ率の修正量δＳｒｒに対する重みＷｄｓｒｒと、左側後輪のスリップ率の修正量δＳｒｌに対する重みＷｄｓｒｌとがＷｄｓｒｒ＝Ｗｄｓｒｌ＝１に設定される（ＳＴ３６０７）。次に、後輪のスリップ角βｒの正負が判断される（ＳＴ３６０８）（図１４参照）。そして、βｒ＞０の場合には、目標モーメントＭａがの正負が判断される（ＳＴ３６０９）。Ｍａ＞０の場合には、Ｗｄｓｒｒ＝５に設定され（ＳＴ３６１０）、Ｍａ≦０の場合には、そのまま次のステップＳＴ３６１３に進む。一方、βｒ≦０の場合には、目標モーメントＭａの正負が判断される（ＳＴ３６１１）。Ｍａ＜０の場合には、Ｗｄｓｒｌ＝５に設定され（ＳＴ３６１２）、Ｍａ≧０の場合には、そのまま次のステップＳＴ３７１３に進む。次に、これらの重みＷｄｓｆｒ〜Ｗｄｓｒｌと、数式（３５）とが用いられて、数式（３４）の評価関数Ｌを最小化する各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬのスリップ率の修正量δＳｉが算出される。 For example, the weight Wds for the slip rate correction amount δS is calculated as follows (see FIG. 7). First, the weight Wdsfr for the right front wheel slip ratio correction amount δSfr and the weight Wdsfl for the left front wheel slip ratio correction amount δSfl are set to Wdsfr = Wdsfl = 1 (ST3601). Next, it is determined whether the front wheel slip angle βf is positive or negative (ST3602). If βf> 0, whether the target moment Ma is positive or negative is determined (ST3603). If Ma <0, Wdsfr = 5 is set (ST3604). If Ma ≧ 0, the process proceeds to the next step ST3607. On the other hand, if βf ≦ 0, whether the target moment Ma is positive or negative is determined (ST3605). If Ma> 0, Wdsfl = 5 is set (ST3606). If Ma ≦ 0, the process proceeds to the next step ST3607. Next, the weight Wdsrr for the right rear wheel slip rate correction amount δSrr and the weight Wdsrl for the left rear wheel slip rate correction amount δSrl are set to Wdsrr = Wdsrl = 1 (ST3607). Next, whether the rear wheel slip angle βr is positive or negative is determined (ST3608) (see FIG. 14). If βr> 0, whether the target moment Ma is positive or negative is determined (ST3609). If Ma> 0, Wdsrr = 5 is set (ST3610). If Ma ≦ 0, the process proceeds to the next step ST3613. On the other hand, if βr ≦ 0, whether the target moment Ma is positive or negative is determined (ST3611). If Ma <0, Wdsrl = 5 is set (ST3612). If Ma ≧ 0, the process proceeds to the next step ST3713. Next, using these weights Wdsfr to Wdsrl and Equation (35), the slip amount correction amount δSi of each wheel 11FR to 11RL that minimizes the evaluation function L of Equation (34) is calculated.
なお、上記の構成では、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの目標スリップ率Ｓｉが振動的に変化するおそれの有無が判定される（ＳＴ３６０２〜ＳＴ３６１２）。そして、目標スリップ率Ｓｉが振動的に変化するおそれがある場合には、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの目標スリップ率Ｓｉの修正量δＳｉに対する重みＷｄｓｆｒ〜Ｗｄｓｒｌが増大される（ＳＴ３６０４、ＳＴ３６０６、ＳＴ３６１０、ＳＴ３６１２）。これにより、収束演算時における目標スリップ率Ｓｉの振動的な変化が防止されて、車両の運動が適正に制御される。例えば、右側前輪１１ＦＲのスリップ角βｆｒ（図１５参照）がβｆｒ＞０の場合には、右側前輪１１ＦＲのスリップ率Ｓｆｒが増加するに連れて、右側前輪１１ＦＲの前後力Ｆｘｆｒが減少し、また、右側前輪１１ＦＲの横力Ｆｙｆｒが増加する（図１６参照）。また、右側前輪１１ＦＲのモーメントＭｆｒが、特定のスリップ率Ｓｆｒにてピーク値をとる（図１７参照）。このため、このピーク値の点Ａにて、モーメントＭｆｒの傾きが逆転する。このとき、重みＷｄｓｆｒが一定のままでは、右側前輪１１ＦＲの目標スリップ率Ｓｆｒが点Ａの近傍にて振動的に変化し、車両の運動の適正な制御が困難となる。なお、このことは他の車輪１１ＦＬ、１１ＲＬ、１１ＲＲについても同様である。 In the above configuration, it is determined whether or not the target slip ratio Si of each of the wheels 11FR to 11RL may change in vibration (ST3602 to ST3612). When the target slip ratio Si may change in vibration, the weights Wdsfr to Wdsrl with respect to the correction amount δSi of the target slip ratio Si of each of the wheels 11FR to 11RL are increased (ST3604, ST3606, ST3610, ST3612). ). Thereby, the vibrational change of the target slip ratio Si during the convergence calculation is prevented, and the motion of the vehicle is appropriately controlled. For example, when the slip angle βfr (see FIG. 15) of the right front wheel 11FR is βfr> 0, the longitudinal force Fxfr of the right front wheel 11FR decreases as the slip ratio Sfr of the right front wheel 11FR increases, The lateral force Fyfr of the right front wheel 11FR increases (see FIG. 16). Further, the moment Mfr of the right front wheel 11FR takes a peak value at a specific slip ratio Sfr (see FIG. 17). For this reason, at the point A of this peak value, the slope of the moment Mfr is reversed. At this time, if the weight Wdsfr remains constant, the target slip ratio Sfr of the right front wheel 11FR varies in the vicinity of the point A, making it difficult to properly control the vehicle motion. This also applies to the other wheels 11FL, 11RL, and 11RR.
また、上記の構成では、上記の判定（ＳＴ３６０２〜ＳＴ３６１２）では、スリップ角βの符号のみならず、目標モーメントＭａの符号も考慮される。したがって、車輪のスリップ角の符号のみに基づいて判定が行われる構成と比較して、判定の精度が向上する。これにより、車両運動制御の応答性の悪化が抑止される。 In the above configuration, in the above determination (ST3602 to ST3612), not only the sign of the slip angle β but also the sign of the target moment Ma is considered. Therefore, the accuracy of the determination is improved as compared with the configuration in which the determination is made based only on the sign of the wheel slip angle. Thereby, deterioration of the responsiveness of vehicle motion control is suppressed.
なお、車両の作用力（前後力Ｆｘ、前輪横力Ｆｙｆ、後輪横力ＦｙｒおよびモーメントＭ）に対する重みＷｆの算出ステップについては、後述する。 The step of calculating the weight Wf with respect to the acting force of the vehicle (front-rear force Fx, front wheel lateral force Fyf, rear wheel lateral force Fyr and moment M) will be described later.
次に、これらの重みＷｄｓ、Ｗｓ、Ｗｆと数式（３５）とが用いられて、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬのスリップ率修正量δＳｉが算出される（ＳＴ３７）（図３参照）。このスリップ率修正量δＳｉは、現在の車両の前後力、前輪横力、後輪横力およびモーメントと、目標前後力、目標前輪横力、目標後輪横力および目標モーメントとの差ΔをΔ＝０にするスリップ率修正量のうち、数式（３４）の評価関数Ｌを最小化するスリップ率修正量である。 Next, using these weights Wds, Ws, Wf and Expression (35), the slip ratio correction amount δSi of each wheel 11FR to 11RL is calculated (ST37) (see FIG. 3). This slip ratio correction amount δSi is the difference Δ between the current vehicle longitudinal force, front wheel lateral force, rear wheel lateral force and moment and the target longitudinal force, target front wheel lateral force, target rear wheel lateral force and target moment. Among the slip rate correction amounts set to = 0, this is the slip rate correction amount that minimizes the evaluation function L of Expression (34).
なお、かかるスリップ率修正量δＳｉが用いられる構成では、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬのスリップ率と車両の運動を安定化させるための状態量との関係を示す多数のマップが車両の仕様や走行環境に応じて設定される構成と比較して、装置構成が簡素化される。また、目標スリップ率Ｓｉが収束演算により算出されるので、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの目標スリップ率Ｓｉが解析により算出される構成と比較して、目標スリップ率Ｓｉの算出速度が向上する。これにより、車両の運動が応答遅れなく適切に制御される。 In the configuration in which the slip rate correction amount δSi is used, a large number of maps showing the relationship between the slip rate of each of the wheels 11FR to 11RL and the state amount for stabilizing the motion of the vehicle are included in the vehicle specifications and the driving environment. Compared with the configuration set accordingly, the device configuration is simplified. Moreover, since the target slip ratio Si is calculated by the convergence calculation, the calculation speed of the target slip ratio Si is improved as compared with the configuration in which the target slip ratio Si of each of the wheels 11FR to 11RL is calculated by analysis. Thereby, the motion of the vehicle is appropriately controlled without a response delay.
次に、前回の目標スリップ率Ｓｉと、上記のスリップ率の修正量δＳｉとの和Ｓｉ＋δＳｉが算出されて、修正後の目標スリップ率Ｓｉが設定される（ＳＴ３８）。 Next, the sum Si + δSi of the previous target slip ratio Si and the above-mentioned slip ratio correction amount δSi is calculated, and the corrected target slip ratio Si is set (ST38).
次に、この目標スリップ率Ｓｉが必要に応じて補正される（ＳＴ３９）。 Next, this target slip ratio Si is corrected as necessary (ST39).
具体的には、まず、目標モーメントＭａがＭａ＜０であり、後輪１１ＲＲ、１１ＲＬのスリップ角βｒがβｒ＞０であり、且つ、車両のヨーレートγがγ＞０であるか否かの判別が行われる（ＳＴ３９１）（図９参照）。そして、この要件が満たされる場合には、後輪１１ＲＲ、１１ＲＬの目標スリップ率Ｓｒｒ、ＳｒｌがＳｒｒ＝Ｓｒｌ＝０に設定される（ＳＴ３９３）。一方、要件が満たされない場合には、目標モーメントＭａがＭａ＞０であり、後輪１１ＲＲ、１１ＲＬのスリップ角βｒがβｒ＜０であり、且つ、車両のヨーレートγがγ＜０であるか否かの判別が行われる（ＳＴ３９２）。そして、この要件が満たされる場合には、後輪１１ＲＲ、１１ＲＬの目標スリップ率Ｓｒｒ、ＳｒｌがＳｒｒ＝Ｓｒｌ＝０に設定される（ＳＴ３９３）。一方、要件が満たされない場合には、目標スリップ率Ｓｉの算出ステップがそのまま終了される。 Specifically, first, it is determined whether or not the target moment Ma is Ma <0, the slip angle βr of the rear wheels 11RR and 11RL is βr> 0, and the yaw rate γ of the vehicle is γ> 0. (ST391) (see FIG. 9). If this requirement is satisfied, the target slip ratios Srr and Srl of the rear wheels 11RR and 11RL are set to Srr = Srl = 0 (ST393). On the other hand, if the requirement is not satisfied, the target moment Ma is Ma> 0, the slip angle βr of the rear wheels 11RR and 11RL is βr <0, and the vehicle yaw rate γ is γ <0. Is determined (ST392). If this requirement is satisfied, the target slip ratios Srr and Srl of the rear wheels 11RR and 11RL are set to Srr = Srl = 0 (ST393). On the other hand, when the requirement is not satisfied, the step of calculating the target slip ratio Si is ended as it is.
なお、上記の構成では、目標モーメントＭａの符号と後輪のスリップ角βｒの符号とが逆のときに（Ｍａ＜０、βｒ＞０かつγ＞０、または、Ｍａ＞０、βｒ＜０かつγ＜０）、後輪１１ＲＲ、１１ＲＬの目標スリップ率Ｓｒｒ、ＳｒｌがＳｒｒ＝Ｓｒｌ＝０に設定される（ＳＴ３９１〜ＳＴ３９３）、したがって、後輪１１ＲＲ、１１ＲＬのスリップ角βｒの符号が逆転しても、目標スリップ率Ｓｉの急激な変化が生じ難い。これにより、車両のスピンが適正に回避される。 In the above configuration, when the sign of the target moment Ma and the sign of the rear wheel slip angle βr are opposite (Ma <0, βr> 0 and γ> 0, or Ma> 0, βr <0 and γ <0), the target slip ratios Srr and Srl of the rear wheels 11RR and 11RL are set to Srr = Srl = 0 (ST391 to ST393). Therefore, the sign of the slip angle βr of the rear wheels 11RR and 11RL is reversed. However, a sudden change in the target slip ratio Si is unlikely to occur. Thereby, the spin of a vehicle is avoided appropriately.
以上により、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの目標スリップ率Ｓｉが算出される。 As described above, the target slip ratio Si of each of the wheels 11FR to 11RL is calculated.
［車両の状態量に対する重みＷｆの算出］
この実施例では、上記のように、車両の運動に関する状態量として、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの前後力Ｆｘ、前輪横力Ｆｙｆ、後輪横力ＦｙｒおよびモーメントＭが算出される（ＳＴ３２）（図３参照）。また、車両の運動を安定化させるための目標状態量として、目標前後力Ｆｘａ、目標前輪横力Ｆｙｆａ、目標後輪横力Ｆｙｒａおよび目標モーメントＭａが算出される（ＳＴ３３）。そして、この目標状態量を実現するための目標制御量として、目標スリップ率Ｓｉが算出される（ＳＴ３９）。また、目標スリップ率Ｓｉは、収束演算を用いて算出される。
[Calculation of Weight Wf for Vehicle State Quantity]
In this embodiment, as described above, the longitudinal force Fx, the front wheel lateral force Fyf, the rear wheel lateral force Fyr, and the moment M of each wheel 11FR to 11RL are calculated as the state quantities related to the vehicle motion (ST32) (FIG. 3). Further, target longitudinal force Fxa, target front wheel lateral force Fyfa, target rear wheel lateral force Fyra, and target moment Ma are calculated as target state quantities for stabilizing vehicle motion (ST33). Then, a target slip ratio Si is calculated as a target control amount for realizing this target state quantity (ST39). Further, the target slip ratio Si is calculated using a convergence calculation.
そして、実際のスリップ率が目標スリップ率Ｓｉに追従するように、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの制駆動力が制御される。このとき、駆動力配分制御装置２と制動力制御装置３との協働により、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの制駆動力が制御される。具体的には、駆動力配分制御装置２が右側後輪１１ＲＲおよび左側後輪１１ＲＬへの駆動力の配分を制御し、制動力制御装置３が各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの制動力を独立して制御する。
Then, the braking / driving forces of the wheels 11FR to 11RL are controlled so that the actual slip ratio follows the target slip ratio Si. At this time, the braking / driving force of each of the wheels 11FR to 11RL is controlled by the cooperation of the driving force
ここで、上記のような条件下では、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの目標制駆動力が以下のように設定されることが好ましい。すなわち、（１）いずれかの車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬのタイヤが摩擦円の限界領域にある走行条件下では、制動力制御（ブレーキ制御）が用いられて車両運動制御が行われることが好ましい。これにより、車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬのタイヤの摩擦円を均一に使用する制御が可能となるので、車両状態量（車両の前後力Ｆｘ、前輪横力Ｆｙｆ、後輪横力ＦｙｒおよびモーメントＭ）の制御の最適化が可能となる。一方、（２）すべての車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬのタイヤが摩擦円の通常領域（限界領域以外の領域）にある走行条件下では、駆動力配分制御が制動力制御に優先して行われることが好ましい。すなわち、駆動力配分制御装置２が有効活用されることにより、タイヤが摩擦円の限界領域にあるときのみならず通常領域にあるときにも、各車輪の制駆動力制御が可能となる。これにより、車両運動制御が効率的に行われる。また、制動力制御（ブレーキ制御）の使用が減少するので、制動力制御装置３の耐久性が向上する。
Here, under the conditions as described above, it is preferable that the target braking / driving forces of the wheels 11FR to 11RL are set as follows. That is, (1) It is preferable that the vehicle motion control is performed using the braking force control (brake control) under the traveling condition in which the tire of any of the wheels 11FR to 11RL is in the limit region of the friction circle. As a result, it is possible to uniformly control the friction circles of the tires of the wheels 11FR to 11RL, and therefore control of the vehicle state quantities (vehicle longitudinal force Fx, front wheel lateral force Fyf, rear wheel lateral force Fyr and moment M). Can be optimized. On the other hand, (2) it is preferable that the driving force distribution control is performed in preference to the braking force control under traveling conditions in which the tires of all the wheels 11FR to 11RL are in the normal region (region other than the limit region) of the friction circle. . That is, by effectively using the driving force
上記の観点から、この車両運動制御システム１では、車両の状態量（前後力Ｆｘ、前輪横力Ｆｙｆ、後輪横力ＦｙｒおよびモーメントＭ）に対する重みＷＦ（主として、前輪横力Ｆｙｆに対する重みＷＦｙｆおよび後輪横力Ｆｙｒに対する重みＷＦｙｒ。数式（４１）参照。）が以下のように算出されることが好ましい（ＳＴ３６）（図３および図８参照）。
From the above viewpoint, in this vehicle
まず、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬのタイヤの摩擦円使用率Ａｉ（ｉ＝ｆｒ、ｆｌ、ｒｒ、ｒｌ）が算出される（ＳＴ３６２１）。この摩擦円使用率Ａｉの算出には、次の数式（１００）が用いられる。なお、数式（１００）において、μは、路面とタイヤとの摩擦係数であり（数式（４４）参照）、Ｆｚｉは、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬのタイヤに負荷される接地荷重である（図１８参照）。
次に、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの摩擦円使用率Ａｉのうち最大のものが最大値Ａｍａｘとして選択される（ＳＴ３６２２）。 Next, the maximum one of the friction circle usage rates Ai of the wheels 11FR to 11RL is selected as the maximum value Amax (ST3622).
次に、この最大値Ａｍａｘと数式（１０１）とが用いられて、所定の切替係数Ｋが算出される（ＳＴ３６２３）。この切替係数Ｋは、重みＷＦを切り替えるための係数である。なお、数式（１０１）に示すように、摩擦円使用率Ａｉの最大値Ａｍａｘが所定の下限値ａ以下（Ａｍａｘ≦ａ、ａ＝０．７）あるいは所定の上限値ｂ以上（ｂ≦Ａｍａｘ、ｂ＝０．９）である場合には、切替係数Ｋが一定に設定され、これらの中間（ａ＜Ａｍａｘ＜ｂ）では、切替係数Ｋがシームレスに変化する（図１９参照）。
次に、この切替係数Ｋと数式（１０２）とが用いられて、後輪横力に対する重みＷＦｙｒおよび前輪横力に対する重みＷＦｙｆ（数式（４１）参照）が算出される（ＳＴ３６２４）。なお、数式（１０２）において、（１）ＷＦｙｆ＿ｆｒｉｃおよびＷＦｙｒ＿ｆｒｉｃは、いずれかの車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬのタイヤが摩擦円の限界領域にあるときの重みＷＦであり、ＷＦｙｆ＿ｆｒｉｃ＜ＷＦｙｒ＿ｆｒｉｃの関係を有する。また、（２）ＷＦｙｆ＿ｄｅｆおよびＷＦｙｒ＿ｄｅｆは、すべての車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬのタイヤが摩擦円の通常領域（限界領域以外の領域）にあるときの重みＷＦであり、ＷＦｙｆ＿ｄｅｆ＞ＷＦｙｒ＿ｄｅｆの関係を有する。
以上により、車両の走行状態（タイヤの摩擦円使用率）に応じた適正な重みＷＦ（前輪横力Ｆｙｆに対する重みＷＦｙｆおよび後輪横力Ｆｙｒに対する重みＷＦｙｒ）が算出される。 Thus, the appropriate weight WF (the weight WFyf for the front wheel lateral force Fyf and the weight WFyr for the rear wheel lateral force Fyr) corresponding to the running state of the vehicle (the tire friction circle usage rate) is calculated.
［目標制駆動力の設定例]
例えば、この実施例では、駆動力配分制御装置２が後輪１１ＲＲ、１１ＲＬに設置されて左右輪への駆動力配分を制御する（図１参照）。また、制動力制御装置３が前輪１１ＦＲ、１１ＦＬおよび後輪１１ＲＲ、１１ＲＬの各車輪に対して制動力を独立して付与する。そして、実際のスリップ率を目標スリップ率Ｓｉに追従させるために必要な各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの目標制駆動力が算出される。このとき、駆動力配分制御における左右の駆動輪１１ＲＲ、１１ＲＬへの目標左右差、制動力制御における各車輪の目標制動力、および、エンジン１２の総駆動力目標が算出される。そして、この算出結果に基づいて、駆動力配分制御装置２の駆動力配分制御、制動力制御装置３の制動力制御およびエンジン１２の総駆動力制御が行われる。
[Setting example of target braking / driving force]
For example, in this embodiment, the driving force
（１）エンジン１２の総駆動力目標が最低駆動力ｄ以上、且つ、左右の駆動輪１１ＲＲ、１１ＲＬの目標左右差（右側後輪１１ＲＲの駆動力ＦｘＲＲと左側後輪１１ＲＬの駆動力ＦｘＲＬとの差）が駆動力配分制御装置２の許容設計値ｃ以内（｜ＦｘＲＲ−ＦｘＲＬ｜≦ｃ）の場合には、目標制駆動力が以下のように配分される。
総駆動力制御 ：ＦｘＲＲ＋ＦｘＲＬ
駆動力配分制御：右側後輪ＦｘＲＲかつ左側後輪ＦｘＲＬ
制動力制御 ：右側後輪０かつ左側後輪０
(1) The total driving force target of the
Total driving force control: FxRR + FxRL
Driving force distribution control: right rear wheel FxRR and left rear wheel FxRL
Braking force control: Right
（２）エンジン１２の総駆動力目標が最低駆動力ｄ以上、且つ、左右の駆動輪１１ＲＲ、１１ＲＬの目標左右差が許容設計値ｃより大きい（｜ＦｘＲＲ−ＦｘＲＬ｜＞ｃ）場合には、目標制駆動力が以下のように配分される。
総駆動力制御 ：ＦｘＲＲ＋ＦｘＲＬ＋｜ＦｘＲＲ−ＦｘＲＬ｜−ｃ
駆動力配分制御：ｃ
制動力制御 ：ＦｘＲＲ＞ＦｘＲＬの場合、
右側後輪０かつ左側後輪−（ＦｘＲＲ−ＦｘＲＬ−ｃ）
ＦｘＲＲ＜ＦｘＲＬの場合、
右側後輪−（ＦｘＲＬ−ＦｘＲＲ−ｃ）かつ左側後輪０
(2) When the total driving force target of the
Total driving force control: FxRR + FxRL + | FxRR−FxRL | −c
Driving force distribution control: c
Braking force control: When FxRR> FxRL,
Right
If FxRR <FxRL,
Right rear wheel-(FxRL-FxRR-c) and left
（３）エンジン１２の総駆動力目標が最低駆動力ｄ未満の場合には、目標制駆動力が以下のように配分される。
総駆動力制御 ：０
駆動力配分制御：０
制動力制御 ：右側後輪Ｍｉｎ（０，ＦｘＲＲ）かつ左側後輪Ｍｉｎ（０，ＦｘＲＬ）
(3) When the total driving force target of the
Total driving force control: 0
Driving force distribution control: 0
Braking force control: Right rear wheel Min (0, FxRR) and left rear wheel Min (0, FxRL)
［効果］
以上説明したように、この車両運動制御システム１では、車両運動制御にあたり、車両の運動に関する状態量（車両の前後力Ｆｘ、前輪横力Ｆｙｆ、後輪横力ＦｙｒおよびモーメントＭ）と、車両の運動に関する各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの制御量（実際のスリップ率）と、車両の運動を安定化させるための目標状態量（目標前後力Ｆｘａ、目標前輪横力Ｆｙｆａ、目標後輪横力Ｆｙｒａおよび目標モーメントＭａ）と、この目標状態量を実現するための目標制御量（目標スリップ率Ｓｉ）と、この目標制御量を実現するための各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの目標制駆動力とが算出される（ＳＴ３〜ＳＴ５）（図２参照）。そして、この目標制駆動力に基づいて、駆動力配分制御装置２による駆動輪（後輪１１ＲＲ、１１ＲＬ）の駆動力制御と、制動力制御装置３による各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの制動力制御とが行われる。これにより、車両の運動（特に、旋回時の挙動）が安定化される。
[effect]
As described above, in this vehicle
ここで、この車両運動制御システム１では、駆動輪の横力（後輪横力Ｆｙｒ）が他の車輪の横力（前輪横力Ｆｙｆ）よりも小さくなるように（Ｆｙｒ＜Ｆｙｆ）、制動力制御装置３が各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの制動力を制御する。かかる構成では、各車輪の横力が均一に制御される構成と比較して、駆動輪の前後力（後輪前後力Ｆｘｒ）に自由度が残る。したがって、駆動力配分制御装置２が左右の駆動輪の駆動力配分を制御することにより、左右の駆動輪の前後力（右側後輪１１ＲＲの前後力ＦｘＲＲおよび左側後輪１１ＲＬの前後力ＦｘＲＬ）に差を設けることができる。これにより、駆動力配分制御装置２が有効活用されるので、車両運動制御が効率的に行われる利点がある。すなわち、駆動力配分制御装置２と制動力制御装置３との協働が可能となり、車両運動制御が効率的に行われる利点がある。例えば、車両運動制御時にて、各車輪の横力Ｆｙｆ、Ｆｙｒが均一となるように制動力制御装置による各車輪の制動力が制御される構成では、駆動力配分制御装置による左右輪への駆動力配分制御を有効に活用できない。
Here, in this vehicle
また、一般に、制動力制御のみが用いられて車両運動制御が行われる構成では、各車輪のタイヤの摩擦円を均一に使用するとの観点から、車両の目標状態量のバランスが考慮されて各車輪の目標制駆動力が算出される。このとき、車両の目標制御量が収束演算を用いて算出される。このため、駆動力配分制御と制動力制御とが併用されるときに、収束演算を用いて算出された目標制御量を基準として各車輪の目標制駆動力が算出されると、車両の目標状態量のバランスが崩れるおそれがある。 In general, in a configuration in which only the braking force control is used and the vehicle motion control is performed, the balance of the target state quantity of the vehicle is taken into consideration from the viewpoint of uniformly using the friction circle of the tire of each wheel. The target braking / driving force is calculated. At this time, the target control amount of the vehicle is calculated using a convergence calculation. For this reason, when driving force distribution control and braking force control are used in combination, if the target braking / driving force of each wheel is calculated based on the target control amount calculated using the convergence calculation, the target state of the vehicle The balance of the amount may be lost.
この点において、この車両運動制御システム１では、上記のように、駆動輪の横力が他の車輪の横力よりも小さくなるように、制動力制御装置３が各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの制動力を制御する。すると、駆動輪の前後力に自由度が残るので、車両の目標状態量のバランスを維持しつつ、駆動力配分制御にかかる駆動力を各車輪の目標制駆動力に組み込むことが可能となる。これにより、駆動力配分制御と制動力制御との併用が可能となるので、車両運動制御が効率的に行われる利点がある。
In this respect, in the vehicle
また、上記の構成では、駆動力配分制御装置２が車両の後輪１１ＲＲ、１１ＲＬに配置されることが好ましい（図１参照）。かかる構成では、後輪１１ＲＲ、１１ＲＬが駆動輪となり、且つ、後輪横力Ｆｙｒが前輪横力Ｆｙｆよりも小さくなるように（Ｆｙｒ＜Ｆｙｆ）、制動力制御装置３が各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの制動力を制御する。すると、後輪１１ＲＲ、１１ＲＬの前後力ＦｘＲＲ、ＦｘＲＬの自由度が拡大されるので、駆動力配分制御装置２による左右の駆動輪の駆動力配分制御が可能となり、右側後輪の前後力ＦｘＲＲと左側後輪の前後力ＦｘＲＬとの間に差を設けることができる。これにより、駆動力配分制御装置２が有効活用されるので、車両運動制御が効率的に行われる利点がある。
Moreover, in said structure, it is preferable that the driving force
例えば、この実施例では、駆動力配分制御装置２が車両の後輪１１ＲＲ、１１ＲＬにのみ配置されている（図１参照）。そして、車両運動制御時にて、車両の運動を安定化させるための目標制御量（目標スリップ率Ｓｉ）が算出される（ＳＴ３）。また、車両の走行状態（タイヤの摩擦円使用率）に応じた適正な制御を行うために、車両の状態量（前後力Ｆｘ、前輪横力Ｆｙｆ、後輪横力ＦｙｒおよびモーメントＭ）に対する重みＷＦ（ＷＦｘ、ＷＦｙｆ、ＷＦｙｒ、ＷＭ）が設定される（数式（４１）参照）。このとき、前輪横力Ｆｙｆに対する重みＷＦｙｆと、後輪横力Ｆｙｒに対する重みＷＦｙｒとが所定条件下（車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬのタイヤが摩擦円の通常領域にある走行条件下）にてＦｙｒ＜Ｆｙｆの関係に設定される。これにより、車両の走行状態に応じた適正な重みＷＦが設定されて、車両運動制御が効率的に行われる。
For example, in this embodiment, the driving force
また、この車両運動制御システム１では、すべての車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬのタイヤの摩擦円使用率Ａｉが所定の下限値ａ以下のときに、駆動輪の横力（後輪横力Ｆｙｒ）が他の車輪の横力（前輪横力Ｆｙｆ）よりも小さくなるように（Ｆｙｒ＜Ｆｙｆ）、制動力制御装置３が各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの制動力を制御する。すなわち、すべての車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬのタイヤが摩擦円の通常領域（限界領域未満の領域）にある場合には、駆動力配分制御が優先的に行われる。かかる構成では、タイヤが摩擦円の限界領域にあるときのみならず、通常領域にあるときにも各車輪の制駆動力制御が行われる。これにより、車両運動制御が効率的に行われる利点がある。また、かかる構成では、制動力制御のみにより車両運動制御が行われる構成と比較して、制動力制御（ブレーキ制御）の使用が減少する。これにより、制動力制御装置３の耐久性が向上する利点がある。例えば、タイヤが摩擦円の通常領域にあるときに制動力制御のみが用いられて車両運動制御が行われると、制動力制御装置の耐久性が悪化する、ブレーキパッドの摩耗が促進される、ブレーキ効率が悪化する、制動時のショックや制動感により乗員のフィーリング（乗心地性）が悪化する等の問題点が生じる。
Further, in this vehicle
例えば、この実施例では、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬのタイヤの摩擦円使用率Ａｉのうち最大のものを最大値Ａｍａｘとし、この最大値Ａｍａｘが所定の下限値ａ以下のときに、すべての車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬのタイヤが摩擦円の通常領域にあると判断される（図８、図１８および図１９参照）。そして、この走行条件下にて、駆動輪の横力（後輪横力Ｆｙｒ）が他の車輪の横力（前輪横力Ｆｙｆ）よりも小さくなるように（Ｆｙｒ＜Ｆｙｆ）、前輪横力Ｆｙｆに対する重みＷＦｙｆと後輪横力Ｆｙｒに対する重みＷＦｙｒとがＷＦｙｒ＜ＷＦｙｆの関係に設定される（数式（１００）〜数式（１０２）参照）。そして、この重みＷＦｙｒ、ＷＦｙｆに基づいて、各車輪の目標制御量（目標スリップ率Ｓｉ）および目標制駆動力が算出される。これにより、後輪１１ＲＲ、１１ＲＬの前後力ＦｘＲＲ、ＦｘＲＬの自由度が拡大されて、駆動力配分制御が可能となる。 For example, in this embodiment, the maximum of the friction circle usage rates Ai of the tires of the wheels 11FR to 11RL is set to the maximum value Amax, and when the maximum value Amax is equal to or less than a predetermined lower limit value a, all the wheels 11FR are used. It is determined that the tire of ˜11 RL is in the normal region of the friction circle (see FIGS. 8, 18 and 19). Then, under this traveling condition, the lateral force of the driving wheel (rear wheel lateral force Fyr) is smaller than the lateral force of the other wheels (front wheel lateral force Fyf) (Fyr <Fyf), and the front wheel lateral force Fyf. The weight WFyf for the rear wheel lateral force Fyr and the weight WFyr for the rear wheel lateral force Fyr are set in a relationship of WFyr <WFyf (see Expressions (100) to (102)). Based on the weights WFyr and WFyf, the target control amount (target slip ratio Si) and the target braking / driving force of each wheel are calculated. As a result, the degree of freedom of the front and rear forces FxRR and FxRL of the rear wheels 11RR and 11RL is expanded, and driving force distribution control becomes possible.
また、この車両運動制御システム１では、いずれか一つの車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬのタイヤの摩擦円使用率Ａｉが所定の上限値ｂ以上のときに、駆動輪の横力（後輪横力Ｆｙｒ）の減少が他の車輪の横力（前輪横力Ｆｙｆ）の減少よりも抑制されるように、制動力制御装置３が各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの制動力を制御する。かかる構成では、後輪横力Ｆｙｒが前輪横力Ｆｙｆに対して大きく低下することが防止され、また、これに起因して旋回方向のヨーモーメントが車両に過剰に作用して車両が前輪の周りに自転することが効果的に防止される。これにより、車両運動制御が適正に行われる利点がある。
Further, in this vehicle
例えば、この実施例では、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬのタイヤの摩擦円使用率Ａｉの最大値Ａｍａｘが所定の上限値ｂ以上のときに、すべての車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬのタイヤが摩擦円の限界領域にあると判断される（図８、図１８および図１９参照）。そして、この走行条件下にて、前輪横力Ｆｙｆに対する重みＷＦｙｆと後輪横力Ｆｙｒに対する重みＷＦｙｒとがＷＦｙｒ＞ＷＦｙｆの関係に設定される（数式（１００）〜数式（１０２）参照）。そして、この重みＷＦｙｒ、ＷＦｙｆに基づいて、各車輪の目標制御量（目標スリップ率Ｓｉ）および目標制駆動力が算出される。これにより、後輪横力Ｆｙｒが前輪横力Ｆｙｆに対して大きく低下することが防止され、また、これに起因して旋回方向のヨーモーメントが車両に過剰に作用して車両が前輪の周りに自転することが効果的に防止される。 For example, in this embodiment, when the maximum value Amax of the friction circle usage rate Ai of the tires of the wheels 11FR to 11RL is equal to or greater than a predetermined upper limit b, the tires of all the wheels 11FR to 11RL are in the limit region of the friction circle. It is determined that it exists (see FIGS. 8, 18 and 19). Then, under this traveling condition, the weight WFyf for the front wheel lateral force Fyf and the weight WFyr for the rear wheel lateral force Fyr are set in a relationship of WFyr> WFyf (see equations (100) to (102)). Based on the weights WFyr and WFyf, the target control amount (target slip ratio Si) and the target braking / driving force of each wheel are calculated. As a result, the rear wheel lateral force Fyr is prevented from greatly decreasing with respect to the front wheel lateral force Fyf, and due to this, the yaw moment in the turning direction acts excessively on the vehicle, causing the vehicle to move around the front wheel. The rotation is effectively prevented.
また、上記の構成では、（１）タイヤが摩擦円の通常領域にあるときには、駆動輪の横力（後輪横力Ｆｙｒ）が他の車輪の横力（前輪横力Ｆｙｆ）よりも小さく（Ｆｙｒ＜Ｆｙｆ）なるように制動力制御が行われることで、駆動力配分制御が積極的に用いられる。また、（２）タイヤが摩擦円の限界領域にあるときには、駆動輪の横力（後輪横力Ｆｙｒ）が他の車輪の横力（前輪横力Ｆｙｆ）よりも大きく（Ｆｙｒ＞Ｆｙｆ）なるように制動力制御が行われることで、制動力制御が積極的に行われる。かかる構成では、（１）と（２）との双方が併用されることにより、車両トータルの目標加減速度やモーメント等の目標車両状態量のバランスを取りつつ目標制駆動力が算出される。これにより、全走行領域（摩擦円の通常領域および限界領域）にて、車両運動制御が適正に行われる利点がある。 In the above configuration, (1) when the tire is in the normal region of the friction circle, the lateral force of the driving wheel (rear wheel lateral force Fyr) is smaller than the lateral force of the other wheels (front wheel lateral force Fyf) ( Since the braking force control is performed so that Fyr <Fyf), the driving force distribution control is actively used. (2) When the tire is in the limit region of the friction circle, the lateral force of the drive wheel (rear wheel lateral force Fyr) is larger than the lateral force of the other wheels (front wheel lateral force Fyf) (Fyr> Fyf). Thus, the braking force control is positively performed by performing the braking force control. In such a configuration, by combining both (1) and (2), the target braking / driving force is calculated while balancing the target vehicle state quantity such as the target acceleration / deceleration and moment of the total vehicle. Thereby, there exists an advantage by which vehicle motion control is performed appropriately in the whole driving | running | working area | region (normal area | region and limit area | region of a friction circle).
例えば、この実施例では、摩擦円使用率Ａｉの最大値Ａｍａｘに応じて、（１）駆動力配分制御を積極的に用いるか、或いは、（２）制動力制御を積極的に用いるかが選択される。これにより、全走行領域にて車両運動制御が適正に行われる。 For example, in this embodiment, according to the maximum value Amax of the friction circle usage rate Ai, it is selected whether (1) the driving force distribution control is positively used or (2) the braking force control is positively used. Is done. Thereby, vehicle motion control is appropriately performed in the entire travel region.
また、この車両運動制御システム１では、上記のように、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬのタイヤの摩擦円使用率のうち最大のものが最大値Ａｍａｘとして算出されると共に（ＳＴ３６２２）、最大値Ａｍａｘに基づいて駆動輪の横力（後輪横力Ｆｙｒ）に対する重みＷＦｙｒと他の車輪の後輪横力（後輪横力Ｆｙｆ）に対する重みＷＦｙｆとが算出される（ＳＴ３６２３、ＳＴ３６２４）（図８参照）。そして、各重みＷＦｙｒ、ＷＦｙｆに基づいて、目標制御量（スリップ率Ｓｉ）が算出される（ＳＴ３）（図２参照）。
In the vehicle
このとき、最大値Ａｍａｘが所定の下限値ａ以下の場合には、重みＷＦｙｒ、ＷＦｙｆがＷＦｙｒ＜ＷＦｙｆに設定され、最大値Ａｍａｘが所定の上限値ｂ以上の場合には、重みＷＦｙｒ、ＷＦｙｆがＷＦｙｒ＜ＷＦｙｆに設定され、且つ、最大値Ａｍａｘがａ＜Ａｍａｘ＜ｂの範囲にある場合には、重みＷＦｙｒと重みＷＦｙｆとが緩やかに変化しつつ大小関係を反転させる（数式（１０２）参照）。かかる構成では、ａ＜Ａｍａｘ＜ｂの範囲にて、目標制駆動力がシームレスに変化する。すなわち、駆動力配分制御が優先的に行われる領域（摩擦円の通常領域）から制動力制御が主として行われる領域（摩擦円の限界領域）への移行時にて、出力制御の段付きが低減される。これにより、車両運動制御が安定的に行われる利点がある。 At this time, when the maximum value Amax is less than or equal to the predetermined lower limit value a, the weights WFyr and WFyf are set to WFyr <WFyf, and when the maximum value Amax is greater than or equal to the predetermined upper limit value b, the weights WFyr and WFyf are When WFyr <WFyf is set and the maximum value Amax is in the range of a <Amax <b, the magnitude relationship is reversed while the weight WFyr and the weight WFyf change gently (see Equation (102)). . In such a configuration, the target braking / driving force changes seamlessly within the range of a <Amax <b. That is, the step of the output control is reduced at the time of transition from the region where the driving force distribution control is preferentially performed (the normal region of the friction circle) to the region where the braking force control is mainly performed (the limit region of the friction circle). The Thereby, there exists an advantage by which vehicle motion control is performed stably.
例えば、この実施例では、摩擦円使用率の最大値Ａｍａｘに応じて切替係数Ｋ（数式（１０１）参照）が設定され、この切替係数Ｋと数式（１０２）とが用いられて各車輪の横力に対する重みＷＦｙｒ、ＷＦｙｆが算出される（ＳＴ３６２１〜ＳＴ３６２４）（図８参照）。このとき、ａ＜Ａｍａｘ＜ｂの範囲にて、切替係数Ｋが比例関数にて変化し（図１８参照）、また、この切替係数により重みＷＦｙｒ、ＷＦｙｆが連続的に変化することにより、重みＷＦｙｒと重みＷＦｙｆとが緩やかに変化しつつ大小関係を反転させる（数式（１０２）参照）。 For example, in this embodiment, a switching coefficient K (see Formula (101)) is set according to the maximum value Amax of the friction circle usage rate, and this switching coefficient K and Formula (102) are used to change the side of each wheel. Weights WFyr and WFyf for the force are calculated (ST3621 to ST3624) (see FIG. 8). At this time, in the range of a <Amax <b, the switching coefficient K is changed by a proportional function (see FIG. 18), and the weights WFyr and WFyf are continuously changed by the switching coefficients, whereby the weight WFyr. And the weight WFyf are gradually changed, and the magnitude relationship is reversed (see Expression (102)).
また、上記の構成では、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬのタイヤの摩擦円使用率の差分が最小となるように、目標制動力（目標制御量）が算出されることが好ましい。かかる構成では、駆動力配分制御が優先的に利用されるので、車両の運動変化が抑制される。また、駆動力配分制御が優先的に行われる領域（摩擦円の通常領域）から制動力制御が主として行われる領域（摩擦円の限界領域）への移行時にて、出力制御の段付きが低減される。これにより、車両運動制御が安定的に行われる利点がある。 In the above configuration, it is preferable that the target braking force (target control amount) is calculated so that the difference in the tire friction circle usage rates of the wheels 11FR to 11RL is minimized. In such a configuration, since the driving force distribution control is preferentially used, a change in the movement of the vehicle is suppressed. Further, the step of the output control is reduced at the transition from the region where the driving force distribution control is preferentially performed (the normal region of the friction circle) to the region where the braking force control is mainly performed (the limit region of the friction circle). The Thereby, there exists an advantage by which vehicle motion control is performed stably.
また、この車両運動制御システム１では、車両の状態量（車両の前後力Ｆｘ、前輪横力Ｆｙｆ、後輪横力ＦｙｒおよびモーメントＭ）と目標状態量（目標前後力Ｆｘａ、目標前輪横力Ｆｙｆａ、目標後輪横力Ｆｙｒａおよび目標モーメントＭａ）との差Δを０にする目標制御量（目標スリップ率Ｓｉ）の修正量のうち所定の評価関数Ｌ（数式（３４）参照）を最小化する修正量（スリップ率修正量δＳ。数式（３５）参照）が算出されると共に、この修正量に基づいて目標制御量が修正される（ＳＴ３７およびＳＴ３８）（図３参照）。すなわち、目標制御量が収束演算を用いて算出される。かかる構成では、各車輪１１ＦＲ〜１１ＲＬの制御量（実際のスリップ率）と目標状態量との関係を示す多数のマップが車両の仕様や走行環境に応じて設定される構成と比較して、装置構成が簡素化される利点がある。また、目標制御量が収束演算により算出されるので、目標制御量が解析により算出される構成と比較して、目標制御量の算出速度が向上する。これにより、車両の運動が応答遅れなく適切に制御される。
In the vehicle
以上のように、この発明にかかる車両運動制御システムは、駆動力配分制御と制動力配分制御との併用により車両運動制御を効率的に行い得る点で有用である。 As described above, the vehicle motion control system according to the present invention is useful in that the vehicle motion control can be efficiently performed by the combined use of the driving force distribution control and the braking force distribution control.
１ 車両運動制御システム
２ 駆動力配分制御装置
２１ 制御ディファレンシャル
２２ ドライブシャフト
３ 制動力制御装置
３１ 油圧回路
３２ ホイールシリンダ
３３ ブレーキペダル
３４ マスタシリンダ
４ 制御系
４２ 車輪速度センサ
４３ 操舵角センサ
４４ ヨーレートセンサ
４５ 前後加速度センサ
４６ 横加速度センサ
４７ 車速センサ
１０ 車両
１１ 車輪
１２ エンジン
１３ 変速機
１４ プロペラシャフト
１５ ビスカスカップリング
DESCRIPTION OF
Claims (7)
車両の運動に関する状態量と、車両の運動に関する各車輪の制御量と、車両の運動を安定化させるための前記状態量の目標値（以下、目標状態量という。）と、前記目標状態量を実現するための前記制御量の目標値（以下、目標制御量という。）と、前記目標制御量を実現するための各車輪の制駆動力の目標値（以下、目標制駆動力という。）とが算出されると共に、前記目標制駆動力に基づいて前記駆動力配分制御装置による前記駆動輪の駆動力制御と前記制動力制御装置による各車輪の制動力制御とが行われるときに、
前記状態量が車両の前輪横力および後輪横力を含み、且つ、前記駆動輪に作用する横力が他の車輪に作用する横力よりも小さくなるように、前記制動力制御装置が各車輪の制動力を制御することを特徴とする車両運動制御システム。 A driving force distribution control device capable of applying a driving force to at least one of the front wheels or the rear wheels of the vehicle (hereinafter referred to as driving wheels) and controlling the driving force distribution of the driving wheels to the left and right wheels; A vehicle motion control system comprising a braking force control device capable of independently controlling a braking force,
A state quantity relating to the movement of the vehicle, a control amount of each wheel relating to the movement of the vehicle, a target value of the state quantity for stabilizing the movement of the vehicle (hereinafter referred to as a target state quantity), and the target state quantity. A target value of the control amount to be realized (hereinafter referred to as a target control amount) and a target value of the braking / driving force of each wheel (hereinafter referred to as a target braking / driving force) for realizing the target control amount. Is calculated and when the driving force control of the driving wheel by the driving force distribution control device and the braking force control of each wheel by the braking force control device are performed based on the target braking / driving force,
The braking force control device is configured so that the state quantity includes the front wheel lateral force and the rear wheel lateral force of the vehicle, and the lateral force acting on the driving wheel is smaller than the lateral force acting on the other wheels. A vehicle motion control system characterized by controlling a braking force of a wheel.
最大値Ａｍａｘが所定の下限値ａ以下の場合には、重みＷＦｙｒ、ＷＦｙｆがＷＦｙｒ＜ＷＦｙｆに設定され、最大値Ａｍａｘが所定の上限値ｂ以上の場合には、重みＷＦｙｒ、ＷＦｙｆがＷＦｙｒ＜ＷＦｙｆに設定され、且つ、最大値Ａｍａｘがａ＜Ａｍａｘ＜ｂの範囲にある場合には、重みＷＦｙｒと重みＷＦｙｆとが緩やかに変化しつつ大小関係を反転させる請求項１または２に記載の車両運動制御システム。 The maximum friction circle usage rate of the tire of each wheel is calculated as the maximum value Amax, and the weight WFyr for the lateral force of the driving wheel and the weight WFyf for the rear wheel lateral force of the other wheel based on the maximum value Amax. And the target control amount is calculated based on these weights WFyr and WFyf,
When the maximum value Amax is less than or equal to the predetermined lower limit value a, the weights WFyr and WFyf are set to WFyr <WFyf. When the maximum value Amax is greater than or equal to the predetermined upper limit value b, the weights WFyr and WFyf are set to WFyr <WFyf. The vehicle motion according to claim 1 or 2, wherein when the maximum value Amax is in a range of a <Amax <b, the magnitude relationship is reversed while the weight WFyr and the weight WFyf change gradually. Control system.
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