JP6003627B2 - 車両制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、車両の駆動力を制御する車両制御装置に関する。

旋回走行時において、時々刻々の車両の自転角速度（すなわちヨーレイト）を適正な値に維持し、好ましい車両旋回性能を得るための方法として、従来、駆動力または制動力の変化に伴い前後輪荷重が移動すること、更に前後輪荷重の移動によりタイヤのコーナリングパワーが変化し前輪および後輪の発生力が変化することを利用して、所望の車両のステア特性を得る方法が提案されている。

これに対して本願出願人は、車両のステア特性と旋回半径との理論的関係を用いて、目標旋回半径に対する所望のステア特性が得られるように、その支配要因であるスタビリティファクタを、駆動力の操作に伴う前後輪荷重移動によって調整する制御システムを既に提案している（例えば、特許文献１を参照）。この制御システムでは、目標スタビリティファクタの演算過程において、厳密な理論式に基づき、目標旋回半径ρと舵角δの積および車速Ｖによって目標値を決定する。

特開２００５−２５６６３６号公報

しかし、特許文献１に記載の技術では、目標旋回半径ρと操舵角δとの積演算が必要となる。このため、直進状態において、ρ＝∞とδ＝０との積の演算精度が、前後輪荷重移動量目標値の精度に大きく影響する。両者の位相が微妙にずれることにより、例えば旋回初期におけるハンドル切り込み操作のタイミングでアンダーステア方向の目標値を算出してしまいヨー応答が遅れたり、反対にハンドルの戻し操作時にオーバーステア方向の目標値を算出して十分な後輪荷重が得られず加速時の車体姿勢の不安定化を誘発したりする等の問題が生じる。

本発明は、こうした問題に鑑みてなされたものであり、前後輪荷重移動量を用いた車両制御の応答性と安定性を両立させることを目的とする。

上記目的を達成するためになされた請求項１に記載の車両制御装置は、基本駆動力算出手段が、運転者によるアクセルペダル操作に基づいて、運転者が車両に要求する駆動力である基本要求駆動力を算出する。また、目標荷重移動量算出手段が、車両の前輪と後輪との間での荷重移動量を前後輪荷重移動量として、車両が安定して走行するための前後輪荷重移動量である目標荷重移動量を算出するとともに、荷重移動量推定手段が、車両の前後輪荷重移動量を推定する。そして駆動力補正手段が、荷重移動量推定手段により推定された前後輪荷重移動量が、目標荷重移動量算出手段により算出された目標荷重移動量に追従するように、基本要求駆動力を補正する。

なお、前輪のコーナリングパワーをＣ_pf、後輪のコーナリングパワーをＣ_pr、車両重心と前輪軸との間の距離をＬ_f、車両重心と後輪軸との間の距離をＬ_rとすると、前後輪荷重移動量は（Ｌ_fＣ_pf−Ｌ_rＣ_pr）と表される。

したがって、前後輪荷重移動量が０より小さい場合には、前輪よりも後輪のほうに荷重が掛かるために、旋回半径が大きくなる（アンダーステア）。一方、前後輪荷重移動量が０より大きい場合には、後輪よりも前輪のほうに荷重が掛かるために、旋回半径が小さくなる（オーバーステア）。このように、前後輪荷重移動量を用いてステアリング特性を制御することができる。

そして、車両が安定して走行するように目標荷重移動量を設定し、車両の前後輪荷重移動量が目標荷重移動量に追従するように基本要求駆動力を補正することで、車両走行時におけるステアリング特性の安定化を図ることができる。

なお本願出願人は、運転者のハンドル操作による操舵量と、操舵の方向性（すなわち、切り込み操作と切り戻し操作）を判別可能な情報を有する操舵速度の両方の指標を包含する操舵パワーが、運転者の操舵意志を反映する物理量としての有用性を有することを見出した。

例えば、操舵角δと操舵角の時間変化率（dδ/dt）との積δ（dδ/dt）は、下式（１７），（１８）から明らかなように、操舵エネルギーの時間変化率、すなわち操舵パワーに相当する物理量と見なすことができる。ここで、Ｇ_sは操舵系捻り剛性に相当する定数である。また、（Ｇ_sδ²／２）は操舵ポテンシャルエネルギーである。

そして目標荷重移動量算出手段は、運転者の操舵パワーに相当する物理量に基づいて、目標荷重移動量を算出する。

これにより、目標荷重移動量を算出する場合に、操舵の方向性を判別可能な情報として旋回半径ρを用いる必要がなくなり、旋回半径ρと操舵角δとの積演算が不要となる。このため、旋回半径ρ＝∞と操舵角δ＝０との積の演算精度が、目標荷重移動量の算出精度に影響を与えることがなくなり、前後輪荷重移動量を用いた車両制御の応答性と安定性を両立させることができる。

電子制御装置１の構成を示すブロック図である。 走行抵抗外乱推定部１４の構成を示すブロック図である。 目標荷重移動量算出部１８の構成を示すブロック図である。 バネ上振動モデルで用いるパラメータを説明する図である。 目標荷重移動量Δと補正駆動トルクの具体例を示すグラフである。 別の実施形態の目標荷重移動量算出部１８の構成を示すブロック図である。

以下に本発明の実施形態を図面とともに説明する。
図１に示すように、本実施形態の電子制御装置１は、車両に搭載され、車両のエンジン２の制御を行う。

電子制御装置１は、アクセルストロークセンサ３、吸入空気量センサ４、クランク角センサ５、車輪速度センサ６、舵角センサ７、車速センサ８およびナビゲーション装置９から信号を入力する。
アクセルストロークセンサ３は、運転者によるアクセルペダルの踏み込み量に応じた信号を出力する。

吸入空気量センサ４は、エンジン２への吸入空気量に応じた信号を出力する。
クランク角センサ５は、エンジン２のクランク軸の回転に応じて所定角度毎にエッジが生じるパルス信号を出力する。

車輪速度センサ６は、左前輪、右前輪、左後輪および右後輪のそれぞれに取り付けられ、各車輪軸の回転に応じて所定角度毎にエッジが生じるパルス信号を出力する。
舵角センサ７は、車両のハンドルの操舵角に応じた信号を出力する。

車速センサ８は、車両の駆動軸の回転に応じて所定角度毎にエッジが生じるパルス信号を出力する。なお車速センサ８は、上記の検出方法のほか、上記４輪の車輪速度センサによる検出値のうち、転動輪の左右平均値、全輪駆動車両の場合は４輪の車輪速度検出値の平均値を算出するなどの方法により代用してもよい。
ナビゲーション装置９は、道路地図データおよび各種情報を記録した地図記憶媒体から道路地図データを取得するとともに、ＧＰＳ（Global Positioning System）アンテナ（不図示）を介して受信したＧＰＳ信号等に基づいて車両の現在位置を検出し、現在地から目的地までの経路案内等を実行するように構成されている。なお、上記道路地図データは、道路位置、道路種別（高速道路、有料道路、一般道路等）、道路形状、道路幅員、道路名、車線数および道路勾配等の各種データから構成されている。

電子制御装置１は、基本要求トルク算出部１１、推定駆動輪トルク算出部１２、車輪速度算出部１３、走行抵抗外乱推定部１４、操舵角算出部１５、車速算出部１６、道路勾配取得部１７、目標荷重移動量算出部１８および制振補正部１９を備える。

基本要求トルク算出部１１は、アクセルストロークセンサ３からの信号に基づいてアクセルペダル踏み込み量を算出し、さらに、このアクセルペダル踏み込み量に基づいて、車両の駆動軸に掛かるトルクＴ_{w_tgt}を算出する。なお、アクセルペダル踏み込み量は運転手によるトルク要求に対応するものであり、且つトルクＴ_{w_tgt}は制振補正部１９によるトルク補正の基本となるものである。このため以下、基本要求トルク算出部１１が算出するトルクを、基本要求トルクＴ_{w_tgt}という。

推定駆動輪トルク算出部１２は、まず、吸入空気量センサ４からの信号に基づいて吸入空気量を算出するとともに、クランク角センサ５からの信号に基づいてエンジン２の回転速度Ｎｅ（以下、エンジン回転速度という）を算出する。そして推定駆動輪トルク算出部１２は、算出した吸入空気量とエンジン回転速度とに基づいて、車両の駆動軸に掛かるトルクＴ_{w_est}を算出する。なお、推定駆動輪トルク算出部１２は、吸入空気量とエンジン回転速度とに基づいて、エンジン２で発生して駆動軸に掛かるトルクを推定しているため、推定駆動輪トルク算出部１２が算出するトルクを以下、推定駆動輪トルクＴ_{w_est}という。

車輪速度算出部１３は、車輪速度センサ６からの信号に基づいて、左前輪の車輪速度Ｖ_fl（以下、左前輪速度Ｖ_flという）、右前輪の車輪速度Ｖ_fr（以下、右前輪速度Ｖ_frという）、左後輪の車輪速度Ｖ_rl（以下、左後輪速度Ｖ_rlという）および右後輪の車輪速度Ｖ_rr（以下、右後輪速度Ｖ_rrという）を算出する。

走行抵抗外乱推定部１４は、図２に示すように、平均処理部２１，２２，２３と、減算器２４，２５と、微分器２６，２７と、ローパスフィルタ２８，２９と、増幅器３０，３１とを備える。
平均処理部２１は、左前輪速度Ｖ_flと右前輪速度Ｖ_frとの平均値を算出する。

平均処理部２２は、左後輪速度Ｖ_rlと右後輪速度Ｖ_rrとの平均値を算出する。
平均処理部２３は、左前輪速度Ｖ_fl、右前輪速度Ｖ_fr、左後輪速度Ｖ_rlおよび右後輪速度Ｖ_rrの平均値を算出する。

減算器２４は、平均処理部２１の算出値から平均処理部２３の算出値を減算した値を算出する。減算器２５は、平均処理部２２の算出値から平均処理部２３の算出値を減算した値を算出する。
微分器２６，２７はそれぞれ、減算器２４，２５の算出値の微分値を算出する。

ローパスフィルタ２８，２９はそれぞれ、微分器２６，２７の算出値から高周波成分を除去して出力する。
増幅器３０，３１はそれぞれ、ローパスフィルタ２８，２９から入力した信号を車両質量Ｍ倍して出力する。

したがって走行抵抗外乱推定部１４は、前輪の車輪速度の平均値と四輪の車輪速度の平均値との差の微分値に対して車両重量を掛けたものを前輪の走行抵抗外乱として推定するとともに、後輪の車輪速度の平均値と四輪の車輪速度の平均値との差の微分値に対して車両重量を掛けたものを後輪の走行抵抗外乱として推定する。

図１に示すように、操舵角算出部１５は、舵角センサ７からの信号に基づいて、ハンドル操舵角δ_nを算出する。
車速算出部１６は、車速センサ８からの信号に基づいて、車両の走行速度Ｖ（以下、車速Ｖという）を算出する。

道路勾配取得部１７は、車両の現在位置における道路勾配φをナビゲーション装置９から取得する。
目標荷重移動量算出部１８は、図３に示すように、コーナリングパワー算出部４１、操舵角依存パラメータ算出部４２および乗算器４３を備える。

コーナリングパワー算出部４１は、前後輪静荷重算出部５１、道路勾配による影響項算出部５２、静的接地荷重変化量算出部５３、乗算器５４，５５，５８、加算器５６，５７および増幅器５９を備える。
前後輪静荷重算出部５１は、定数出力器６１および増幅器６２，６３を備える。

定数出力器６１は、車両の静荷重Ｗ_oを示す一定値を出力する。なお、車両の静荷重Ｗ_oは、車両の質量をＭ、重力加速度をｇとして、下式（１）で表される。
Ｗ_o ＝ Ｍ×ｇ ・・・（１）
増幅器６２は、車両のホイールベースをＬ（図４を参照）、車両重心と後輪軸との間の距離をＬ_r（図４を参照）として、定数出力器６１から入力した信号を（Ｌ_r／Ｌ）倍して出力する。この出力値は、前輪の静荷重Ｗ_foに相当し、下式（２）で表される。

Ｗ_fo ＝ （Ｌ_r／Ｌ）Ｗ_o ・・・（２）
増幅器６３は、車両重心と前輪軸との間の距離をＬ_f（図４を参照）として、定数出力器６１から入力した信号を（Ｌ_f／Ｌ）倍して出力する。この出力値は、後輪の静荷重Ｗ_roに相当し、下式（３）で表される。

Ｗ_ro ＝ （Ｌ_f／Ｌ）Ｗ_o ・・・（３）
したがって前後輪静荷重算出部５１は、前輪静荷重Ｗ_foおよび後輪静荷重Ｗ_roを示す値を出力する。

道路勾配による影響項算出部５２は、余弦関数演算器７１と正弦関数演算器７２と増幅器７３，７４と減算器７５と加算器７６とを備える。
余弦関数演算器７１は、道路勾配取得部１７から道路勾配φを入力して余弦関数（ｃｏｓ）演算を行う。すなわち、余弦関数演算器７１はｃｏｓφを出力する。

正弦関数演算器７２は、道路勾配取得部１７から道路勾配φを入力して正弦関数（ｓｉｎ）演算を行う。すなわち、正弦関数演算器７２はｓｉｎφを出力する。
増幅器７３は、路面と車両重心との間の距離（以下、重心高さという）をｈ_cg（図４を参照）として、正弦関数演算器７２から入力した信号を（ｈ_cg／Ｌ_r）倍して出力する。また増幅器７４は、正弦関数演算器７２から入力した信号を（ｈ_cg／Ｌ_f）倍して出力する。

減算器７５は、余弦関数演算器７１の出力値から増幅器７３の出力値を減算した値を算出する。すなわち減算器７５は、｛ｃｏｓφ−（ｈ_cg／Ｌ_r）ｓｉｎφ｝を出力する。
加算器７６は、余弦関数演算器７１の出力値と増幅器７３の出力値とを加算した値を算出する。すなわち加算器７６は、｛ｃｏｓφ＋（ｈ_cg／Ｌ_f）ｓｉｎφ｝を出力する。

したがって道路勾配による影響項算出部５２は、｛ｃｏｓφ−（ｈ_cg／Ｌ_r）ｓｉｎφ｝と｛ｃｏｓφ＋（ｈ_cg／Ｌ_f）ｓｉｎφ｝を出力する。
静的接地荷重変化量算出部５３は、バネ上振動モデル定常解算出部８１と前後輪荷重変化量算出部８２とを備える。

バネ上振動モデル定常解算出部８１は、バネ上振動モデルを用いて、車体の垂直方向変位ｘν（図４を参照）と、車体のピッチング中心周りのピッチ角θ_p（図４を参照）のそれぞれについて、定常状態における値を算出する。

バネ上振動モデルは、図４に示すように、車両の前輪と車体との間および後輪と車体との間のそれぞれが、所定のバネ定数と所定の減衰係数が設定されたサスペンションで連結されているとして車両がピッチング振動する場合を想定し、車両の車両状態を状態方程式で表現したものである。

そして、車体の垂直方向変位ｘνとピッチ角θ_pについての状態方程式は下式（４）で表される。ここで、ｘν’とｘν’’はそれぞれｘνの１階微分と２階微分を示す。θ_p’とθ_p’’はそれぞれθ_pの１階微分と２階微分を示す。またａ₁〜₄，ｂ₁〜₄，ｐ₁〜₃は予め設定された定数である。ΔＦ_dfとΔＦ_drはそれぞれ、前輪軸と後輪軸に作用する並進力の変化量である。ΔＴ_wは推定駆動輪トルクＴ_{w_est}の変化量である。

そして、車両が定常状態であるときには、ｘν’，ｘν’’，θ_p’ ，θ_p’’は０であるため、式（４）において、ｘν’，ｘν’’，θ_p’ ，θ_p’’に０を代入すると、下式（５），（６）に示すように、ｘνの定常解ｘν_{_s}とθ_pの定常解θ_{p_s}とが得られる。

したがってバネ上振動モデル定常解算出部８１は、式（５），（６）を用いて、定常解ｘν_{_s}，θ_{p_s}を算出する。

前後輪荷重変化量算出部８２は、式（７），（８）を用いて、前輪の静的接地荷重変化量ΔＷ_{f_s}と、後輪の静的接地荷重変化量ΔＷ_{r_s}を算出する。ここで、Ｋ_sfは前輪側のサスペンションのバネ定数、Ｋ_srは後輪側のサスペンションのバネ定数である（図４を参照）。

したがって静的接地荷重変化量算出部５３は、図３に示すように、前輪の静的接地荷重変化量ΔＷ_{f_s}と後輪の静的接地荷重変化量ΔＷ_{r_s}を出力する。

乗算器５４は、増幅器６２からの出力値と減算器７５からの出力値との乗算値を算出する。すなわち乗算器５４は、Ｗ_fo｛ｃｏｓφ−（ｈ_cg／Ｌ_r）ｓｉｎφ｝を出力する。この値は、道路勾配φの路面を走行中の路面垂直方向に沿って前輪に掛かる接地荷重に相当する。

乗算器５５は、増幅器６３からの出力値と加算器７６からの出力値との乗算値を算出する。すなわち乗算器５５は、Ｗ_ro｛ｃｏｓφ＋（ｈ_cg／Ｌ_f）ｓｉｎφ｝を出力する。この値は、道路勾配φの路面を走行中の路面垂直方向に沿って後輪に掛かる接地荷重に相当する。

加算器５６は、乗算器５４からの出力値と静的接地荷重変化量算出部５３からの静的接地荷重変化量ΔＷ_{f_s}との加算値を算出する。この値は、定常状態での道路勾配φに応じた前輪の接地荷重に対し、定常的な駆動トルクに起因する荷重移動分を加味した前輪静的接地荷重の合計値Ｗ_f（以下、前輪静的接地荷重Ｗ_fという）に相当する。

加算器５７は、乗算器５５からの出力値と静的接地荷重変化量算出部５３からの静的接地荷重変化量ΔＷ_{r_s}との加算値を算出する。この値は、定常状態での道路勾配φに応じた後輪の接地荷重に対し、定常的な駆動トルクに起因する荷重移動分を加味した後輪静的接地荷重の合計値Ｗ_r（以下、後輪静的接地荷重Ｗ_rという）に相当する。

乗算器５８は、加算器５６からの前輪静的接地荷重Ｗ_fと、加算器５７からの後輪静的接地荷重Ｗ_rとの乗算値を算出する。
増幅器５９は、乗算器５８から入力した信号をＣ_w ²倍して出力する。Ｃ_wはコーナリングパワーの荷重依存係数である。すなわち増幅器５９は、（Ｃ_w ²×Ｗ_f×Ｗ_r）を出力する。

前輪のコーナリングパワーＣ_pfと後輪のコーナリングパワーＣ_prはそれぞれ下式（９），（１０）で表される。
Ｃ_pf ＝ Ｃ_wＷ_f ・・・（９）
Ｃ_pr ＝ Ｃ_wＷ_r ・・・（１０）
したがってコーナリングパワー算出部４１は、前輪のコーナリングパワーＣ_pfと後輪のコーナリングパワーＣ_prとを乗算した値Ｃ_pfＣ_prを出力する。

次に操舵角依存パラメータ算出部４２は、増幅器９１，９４，９８，１００、絶対値演算器９２、演算因子算出部９３、定数出力器９５、加算器９６、微分器９７および乗算器９９を備える。
増幅器９１は、ステアリングギア比をＲ_sとして、操舵角算出部１５から入力したハンドル操舵角δ_nを（１／Ｒ_s）倍し、前輪の操舵角δとして出力する。

絶対値演算器９２は、増幅器９１からの出力値の絶対値を演算して出力する。
演算因子算出部９３は、操舵角δの絶対値と車速Ｖとをパラメータとして演算因子Ｄの値が予め設定された２次元マップＭ１を備える。そして演算因子算出部９３は、絶対値演算器９２から入力した操舵角δの絶対値と、車速算出部１６から入力した車速Ｖとに基づいて演算因子Ｄを算出する。なお、２次元マップＭ１で設定されている演算因子Ｄは、操舵角δの絶対値が大きくほど大きくなるとともに、車速Ｖが大きくなるほど小さくなるように設定されている。

増幅器９４は、演算因子算出部９３からの演算因子Ｄを、予め設定された係数ｋ₁倍して出力する。
定数出力器９５は、予め設定された係数ｃ₁を出力する。
加算器９６は、増幅器９４からの出力値と定数出力器９５からの出力値との加算値を算出する。すなわち加算器９６は、（ｋ₁×Ｄ＋ｃ₁）を出力する。

微分器９７は、絶対値演算器９２から入力した操舵角δの絶対値の微分値を算出する。
増幅器９８は、微分器９７からの出力値を、予め設定された係数ｋ₂倍して出力する。
乗算器９９は、加算器９６からの出力値と、増幅器９８からの出力値との乗算値を算出する。

増幅器１００は、乗算器９９からの出力値を、下式（１１）で表される係数ｋ倍して出力する。
ｋ ＝ ２Ｌ²／ＭＣ_w ・・・（１１）
したがって操舵角依存パラメータ算出部４２は、ｋ×｛（ｋ₁×Ｄ＋ｃ₁）×ｋ₂×（ｄ｜δ｜／ｄｔ）｝を出力する。

また乗算器４３は、コーナリングパワー算出部４１からの出力値と操舵角依存パラメータ算出部４２からの出力値との乗算値を算出して出力する。
以上より、目標荷重移動量算出部１８は、目標荷重移動量Δとして、下式（１２）で表される値を出力する。

Δ ＝ （２Ｌ^２Ｃ_ｐｆＣ_ｐｒ／ＭＣ_ｗ）
×｛（ｋ_１×Ｄ＋ｃ_１）×ｋ_２×（ｄ｜δ｜／ｄｔ）｝ ・・・（１２）
なお、車両の旋回半径ρは下式（１３）で表される。

式（１３）は、舵角一定の元での車速の増減に対する旋回半径の値が（Ｌ_fＣ_pf−Ｌ_rＣ_pr）の値に依存することを示す。具体的には、（Ｌ_fＣ_pf−Ｌ_rＣ_pr）が０より小さい場合には、車速Ｖの増加に伴い旋回半径ρが増加する方向、すなわちアンダーステアとなり、（Ｌ_fＣ_pf−Ｌ_rＣ_pr）が０より大きい場合には、車速Ｖの増加に伴い旋回半径ρが減少する方向、すなわちオーバーステアとなる。すなわち、（Ｌ_fＣ_pf−Ｌ_rＣ_pr）を用いてステアリング特性を制御することができる。

また、（Ｌ_fＣ_pf−Ｌ_rＣ_pr）は、式（９），（１０）を用いて、下式（１４）で表される。
（Ｌ_fＣ_pf−Ｌ_rＣ_pr）＝ Ｃ_w（Ｌ_fＷ_f−Ｌ_rＷ_r） ・・・（１４）
したがって、式（１４）中の（Ｌ_fＷ_f−Ｌ_rＷ_r）は下式（１５）で表されている。

式（１２）と式（１５）とを比較することにより理解できるように、目標荷重移動量算出部１８は、目標荷重移動量Δとして、（Ｌ_ｆＷ_ｆ−Ｌ_ｒＷ_ｒ）を算出している。具体的に、目標荷重移動量算出部１８は、式（１２）中の｛（ｋ_１×Ｄ＋ｃ_１）×ｋ_２×（ｄ｜δ｜／ｄｔ）｝の部分を、式（１５）中の｛（１−ρδ／Ｌ）／Ｖ^２｝と見做して、目標荷重移動量Δを算出している。

次に制振補正部１９は、図１に示すように、バネ上振動モデル演算部１１１、減算器１１２，１１７，１２０、積分器１１３、増幅器１１４，１１５，１１８，１１９および加減算器１１６を備える。

バネ上振動モデル演算部１１１は、上式（４）により状態量ｘ＝（ｘν，ｘν’，θ_p，θ_p’）を算出する。またバネ上振動モデル演算部１１１は、上式（４）で算出した状態量ｘを用いて、下式（１６）により推定荷重移動量ｙ_sを算出する。ここで、Ｋ_sfは前輪側のサスペンションのバネ定数、Ｋ_srは後輪側のサスペンションのバネ定数、Ｃ_sfは前輪側のサスペンションの減衰係数、Ｃ_srは後輪側のサスペンションの減衰係数である（図４を参照）。

減算器１１２は、目標荷重移動量算出部１８からの目標荷重移動量Δから、バネ上振動モデル演算部１１１からの推定荷重移動量ｙ_sを減算した値、すなわちモデル出力誤差を算出する。積分器１１３は、減算器１１２による出力誤差を積分する。増幅器１１４は、積分器１１３から入力した出力誤差の積分値を、予め設定された積分ゲインＫ_i倍して出力する。したがって、制振補正部１９は１型サーボ系である。

増幅器１１５は、バネ上振動モデル演算部１１１から出力される状態量ｘを、予め設定された状態フィードバックゲインＫ_s倍して出力する。
加減算器１１６は、増幅器１１４からの出力値と、走行抵抗外乱推定部１４からの走行抵抗外乱とを加算する。さらに加減算器１１６は、この加算値から、増幅器１１５からの出力値を減算した値を算出し、この減算値を、バネ上振動モデル演算部１１１と減算器１１７へ出力する。加減算器１１６の出力値が、車両の振動を抑制する補正用の駆動トルク（以下、補正駆動トルクという）である。

減算器１１７は、推定駆動輪トルク算出部１２からのトルクＴ_{w_est}から、加減算器１１６からの補正駆動トルクを減算した値を算出する。
増幅器１１８は、終減速装置での減速比（ファイナルギア比）をＲ_dとして、減算器１１７からの出力値を（１／Ｒ_d）倍して出力する。増幅器１１９は、基本要求トルク算出部１１からの基本要求トルクＴ_{w_tgt}を（１／Ｒ_d）倍して出力する。

減算器１２０は、増幅器１１９からの出力値から、増幅器１１８からの出力値を減算した値を算出する。
減算器１２０の出力が補正後の要求トルクであり、電子制御装置１は、この補正後の要求トルクに基づいて、スロットル弁の開度を変えるスロットルモータ（不図示）、各気筒内の燃料に着火するための点火プラブ（不図示）、および各気筒に燃料を噴射するインジェクタ（不図示）といった各種アクチュエータを制御して、エンジン２を作動させる。

次に、電子制御装置１により算出される目標荷重移動量Δと補正駆動トルクの具体例を図５を用いて説明する。
Ｓ字カーブを走行している時のように、運転者がハンドルを左右に切り返す操作を行う場合について説明する（グラフＧ１を参照）。

グラフＧ１は、まず舵を左に切込み（矢印ＡＬ１を参照）、その後、舵を切戻し（矢印ＡＬ２を参照）、更に舵を右に切込み（矢印ＡＬ３を参照）、その後、舵を切戻す（矢印ＡＬ４を参照）という操作を示している。

この場合に、舵を切戻す操作で操舵角が０付近の値になる場合に、旋回半径が急激に大きくなる（グラフＧ２のピークＰＫ１，ＰＫ２，ＰＫ３を参照）。
従来の手法では、舵の切込み操作に対して、アンダーステアからオーバーステアへの目標荷重移動量Δの変化が遅れている（グラフＧ３の曲線Ｌ１と、矢印ＡＬ５を参照）。

これに対し、本実施形態の電子制御装置１では、舵の切戻し操作に対し応答良くオーバーステアからアンダーステアへ目標荷重移動量Δが変化する（グラフＧ３の曲線Ｌ２と矢印ＡＬ６を参照）とともに、切り返し操作後、応答良くアンダーステアからオーバーステアへ目標荷重移動量Δが変化する（グラフＧ３の曲線Ｌ２と矢印ＡＬ７を参照）。これにより、舵の切戻し操作に追従して補正駆動トルクが増加し（後輪側へ荷重移動し）、オーバーステアからアンダーステアへ変化する（グラフＧ４の曲線Ｌ３と矢印ＡＬ８を参照）とともに、舵の切込み操作に追従して補正駆動トルクが減少し（前輪側へ荷重移動し）、アンダーステアからオーバーステアへ変化する（グラフＧ４の曲線Ｌ３と矢印ＡＬ９を参照）。このように、旋回初期の車両ヨー応答の向上と、旋回終了後の加速時における車両姿勢安定化の両立を実現することができる。

これに対し、従来の手法では、舵の切戻し操作に対してトルクの増加が遅れる（グラフＧ４の曲線Ｌ４と矢印ＡＬ１０を参照）。
このように構成された電子制御装置１では、基本要求トルク算出部１１が、運転者によるアクセルペダル操作に基づいて、基本要求トルクＴ_{w_tgt}を算出する。また目標荷重移動量算出部１８が、車両が安定して走行するように目標荷重移動量Δを算出するとともに、バネ上振動モデル演算部１１１が、車両の推定荷重移動量ｙ_sを推定する。そして制振補正部１９が、推定荷重移動量ｙ_sが目標荷重移動量Δに追従するように基本要求トルクＴ_{w_tgt}を補正する。

このようにして電子制御装置１は、車両走行時におけるステアリング特性の安定化を図ることができる。
そして本願出願人は、運転者のハンドル操作による操舵量と、操舵の方向性（すなわち、切り込み操作と切り戻し操作）を判別可能な情報を有する操舵速度の両方の指標を包含する操舵パワーが、運転者の操舵意志を反映する物理量としての有用性を有することを見出した。

例えば、操舵角δと操舵角の時間変化率（dδ/dt）との積δ（dδ/dt）は、下式（１７），（１８）から明らかなように、操舵エネルギーの時間変化率、すなわち操舵パワーに相当する物理量と見なすことができる。ここで、Ｇ_sは操舵系捻り剛性に相当する定数である。また、（Ｇ_sδ²／２）は操舵ポテンシャルエネルギーである。

そして目標荷重移動量算出部１８は、操舵パワーとして、操舵角δとの関係が２次元マップＭ１で予め設定された演算因子Ｄと操舵角δの時間変化率とを乗算した値を用いて、目標荷重移動量Δを算出する。

これにより、目標荷重移動量Δを算出する場合に、操舵の方向性を判別可能な情報として旋回半径ρを用いる必要がなくなり、旋回半径ρと操舵角δとの積演算が不要となる。このため、旋回半径ρ＝∞と操舵角δ＝０との積の演算精度が、目標荷重移動量Δの算出精度に影響を与えることがなくなり、前後輪荷重移動量を用いた車両制御の操舵応答性と安定性を両立させることができる。

また、目標荷重移動量Δは、操舵角δとの関係が２次元マップＭ１で予め設定された演算因子Ｄと、操舵角δの時間変化率とを乗算した値を含む。このため、式（１５）に示すような厳密な理論式に基づいて目標荷重移動量Δを算出する必要がなくなり、目標荷重移動量Δを算出するための演算処理負荷を低減することができる。これにより、高度な演算処理能力を有するマイクロコンピュータを用いることなく、例えば、浮動小数点演算機能を持たないマイコンを用いて、目標荷重移動量Δを算出することが可能となる。

また、式（１５）に示すように、前後輪荷重移動量は車速Ｖにより変化する。そして、２次元マップＭ１で設定された演算因子Ｄは、車速Ｖに応じて変化する。このため、目標荷重移動量算出部１８は、車速Ｖに応じた適切な目標荷重移動量Δを設定することが可能となる。

以上説明した実施形態において、電子制御装置１は本発明における車両制御装置、基本要求トルク算出部１１は本発明における基本駆動力算出手段、目標荷重移動量算出部１８は本発明における目標荷重移動量算出手段、バネ上振動モデル演算部１１１は本発明における荷重移動量推定手段、制振補正部１９は本発明における駆動力補正手段、基本要求トルクＴ_{w_tgt}は本発明における基本要求駆動力である。

以上、本発明の一実施形態について説明したが、本発明は上記実施形態に限定されるものではなく、本発明の技術的範囲に属する限り種々の形態を採ることができる。
例えば上記実施形態では、操舵角δに応じて変化する演算因子Ｄと、操舵角δの微分値との乗算値を用いて目標荷重移動量Δを算出するものを示した。しかし、仕事率という同じ物理次元（Ｎ・ｍ／ｓ）を持つものであれば、操舵角δ以外に操舵に起因する物理量を用いてもよい。例えば、操舵トルク（Ｎ・ｍ）と操舵角速度（ｒａｄ／ｓ）との乗算値を用いて目標荷重移動量Δを算出してもよい。

また上記実施形態では、操舵角δの絶対値と車速Ｖとをパラメータとする２次元マップＭ１により演算因子算出部９３が演算因子Ｄを算出するものを示したが、演算因子算出部９３を以下に示すように構成してもよい。

図６に示すように、演算因子算出部９３は、車速Ｖをパラメータとして演算因子ａの値が予め設定された１次元マップＭ２を備える。１次元マップＭ２で設定されている演算因子ａは、車速Ｖが大きくなるほど小さくなるように設定されている。そして演算因子算出部９３は、絶対値演算器９２から入力した操舵角δの絶対値と、１次元マップＭ２を用いて設定された演算因子ａとを用いて、−ｅｘｐ（−ａδ）を算出し、この値を演算因子Ｄとして出力する。

これにより、式（１５）に示すような厳密な理論式に基づいて目標荷重移動量Δを算出する必要がなくなり、目標荷重移動量Δを算出するための演算処理負荷を低減することができる。

１…電子制御装置、１１…基本要求トルク算出部、１８…目標荷重移動量算出部、１９…制振補正部、１１１…バネ上振動モデル演算部

Claims (4)

1. 車両に搭載され、前記車両の駆動力を制御する車両制御装置（１）であって、
   運転者によるアクセルペダル操作に基づいて、前記運転者が前記車両に要求する駆動力である基本要求駆動力を算出する基本駆動力算出手段（１１）と、
   前記車両の前輪と後輪との間での荷重移動量を前後輪荷重移動量として、前記車両が安定して走行するための前記前後輪荷重移動量である目標荷重移動量を算出する目標荷重移動量算出手段（１８）と、
   前記車両の前記前後輪荷重移動量を推定する荷重移動量推定手段（１１１）と、
   前記荷重移動量推定手段により推定された前記前後輪荷重移動量が、前記目標荷重移動量算出手段により算出された前記目標荷重移動量に追従するように、前記基本要求駆動力を補正する駆動力補正手段（１９）とを備え、
   前記目標荷重移動量算出手段は、
   運転者の操舵パワーに相当する物理量に基づいて、前記目標荷重移動量を算出する
   ことを特徴とする車両制御装置。
2. 前記操舵パワーに相当する物理量は、前記車両の操舵角との関係が予め設定された演算因子と、前記操舵角の時間変化率とを乗算した値を含む
   ことを特徴とする請求項１に記載の車両制御装置。
3. 前記操舵パワーに相当する物理量は、前記車両の操舵トルクと操舵角速度とを乗算した値を含む
   ことを特徴とする請求項１に記載の車両制御装置。
4. 前記操舵パワーに相当する物理量は、前記車両の走行速度に応じて変化する
   ことを特徴とする請求項１〜請求項３の何れか１項に記載の車両制御装置。