JP6646498B2 - Vehicle control device and vehicle control method - Google Patents

Description

本発明は、車両の制御装置及び車両の制御方法に関する。   The present invention relates to a vehicle control device and a vehicle control method.

従来、例えば下記の特許文献１には、車両の加速時に、駆動力配分起因トルクステアやトラクション制御起因トルクステアが発生する場合において、ドライブシャフト起因トルクステアの影響を補償して、運転者への違和感のないトルクステア低減制御を実現することを想定した技術が記載されている。   Conventionally, for example, in Japanese Patent Application Laid-Open No. H11-133, in the case where torque steer due to drive force distribution or torque steer due to traction control occurs during acceleration of a vehicle, the influence of torque steer caused by a drive shaft is compensated for, and A technique is described assuming that torque steer reduction control without a sense of discomfort is realized.

特開２００７−３３１５６７号公報JP 2007-331567 A

転舵機構を有する側の駆動力を伝達するドライブシャフトが左右で非等長の場合、旋回の駆動出力要求時に回転系の二次偶力が影響してトルクステアが発生し、操舵感覚および旋回性能が低下する。特に、初期駆動力が大きいＥＶ車では、トルクステアの影響が大きく成る。これに対して、二次偶力が発生しないレベルに出力を低下させる手法が考えられるが、旋回加速性能の悪化および、ぬかるみ路や積雪によるスタック状態からの走破性能および動力性能が低下する。以上のように、機構的制約により旋回時に大駆動力を出力すると、ステアリングに外力が入力され運転者に違和感を与える。一方で、外力の影響を考慮して出力を低下させると、大駆動力を出力できず、動力性能が低下する。   When the drive shaft that transmits the driving force on the side having the steering mechanism is unequal in length on the left and right, a torque couple occurs due to the secondary couple of the rotating system when a drive output for turning is required, and steering feeling and turning Performance decreases. In particular, the influence of torque steer becomes large in EV vehicles having a large initial driving force. On the other hand, a method of reducing the output to a level at which the secondary couple is not generated is conceivable. However, the turning acceleration performance is deteriorated, and the running performance and the power performance from the stuck state due to muddy roads and snow are reduced. As described above, when a large driving force is output at the time of turning due to mechanical restrictions, an external force is input to the steering wheel, giving a sense of incongruity to the driver. On the other hand, if the output is reduced in consideration of the influence of the external force, a large driving force cannot be output, and the power performance is reduced.

上記特許文献に記載された技術では、駆動力配分起因トルクステアやトラクション制御起因トルクステアに対する第１トルクステア低減トルク目標値を、ドライブシャフト起因トルクステアに対する第２トルクステア低減トルク目標値に応じて修正してトルクステア低減トルク目標値を演算し、このトルクステア低減トルク目標値に基づき、トルクステア低減操舵トルクを付与してトルクステアを低減している。しかしながら、トルクステア低減のための操舵トルクが、パワーステアリングシステムの電動パワーステアリングモータの最大トルクを上回った場合、トルクステアを低減することができず操舵感が低下する問題がある。また、操舵感の低下を抑えるため駆動力自体を抑えると、旋回性能が低下する問題がある。   In the technology described in the above-mentioned patent document, the first torque steer reduction torque target value for the driving force distribution-induced torque steer and the traction control-induced torque steer is determined according to the second torque steer reduction torque target value for the drive shaft-induced torque steer. A corrected torque steer reduction torque target value is calculated, and a torque steer reduction steering torque is applied to reduce the torque steer based on the torque steer reduction torque target value. However, when the steering torque for reducing the torque steer exceeds the maximum torque of the electric power steering motor of the power steering system, there is a problem that the torque steer cannot be reduced and the steering feeling is reduced. Further, if the driving force itself is suppressed in order to suppress a decrease in the steering feeling, there is a problem that the turning performance decreases.

そこで、本発明は、上記問題に鑑みてなされたものであり、本発明の目的とするところは、旋回時の操舵感覚の向上と動力性能の向上を両立することが可能な、新規かつ改良された車両の制御装置及び車両の制御方法を提供することにある。   Therefore, the present invention has been made in view of the above-described problems, and an object of the present invention is to provide a new and improved motor vehicle capable of improving steering feel and power performance at the time of turning. To provide a vehicle control device and a vehicle control method.

上記課題を解決するために、本発明のある観点によれば、電動パワーステアリングモータによる操舵の要求アシストトルクを演算する要求トルク演算部と、左右輪を駆動する左右のドライブシャフトの不等長に起因する二次偶力差に基づいて発生するステアリング外力トルクを演算するステアリング外力トルク演算部と、前記ステアリング外力トルクをキャンセルするステアリング外力キャンセルトルクを演算するステアリング外力キャンセルトルク演算部と、前記要求アシストトルクと前記ステアリング外力キャンセルトルクに基づいて前記電動パワーステアリングモータを駆動するための操舵アシストトルクを演算する操舵アシストトルク演算部と、前記電動パワーステアリングモータへの要求トルクが前記電動パワーステアリングモータの最大トルクを上回る場合に、前輪に対して後輪の駆動力が大きくなるように車両の前後輪の駆動力配分比を変更する駆動力配分比演算部と、を備える車両の制御装置が提供される。 In order to solve the above problems, according to an aspect of the present invention, a request torque calculation unit that calculates a request assist torque for steering by an electric power steering motor, and unequal lengths of left and right drive shafts that drive left and right wheels are provided. A steering external force torque calculation unit that calculates a steering external force torque generated based on the secondary couple difference caused by the steering, a steering external force cancellation torque calculation unit that calculates a steering external force cancellation torque that cancels the steering external force torque, and the request assist a steering assist torque calculating unit for calculating a steering assist torque for driving the electric power steering motor based on the torque steering force cancel torque, wherein the required torque to the electric power steering motor electric power steering motor When exceeding the maximum torque, the control apparatus for a vehicle is provided and a driving force distribution ratio calculation unit for changing the driving force distribution ratio between the front and rear wheels of the vehicle so that the driving force of the rear wheels is increased with respect to the front wheel Is done.

前記駆動力配分比演算部は、前記要求アシストトルクと前記ステアリング外力トルクとの合計値が前記電動パワーステアリングモータの最大トルクを超える場合に前記駆動力配分比を変更するものであっても良い。   The driving force distribution ratio calculating unit may change the driving force distribution ratio when a total value of the required assist torque and the steering external force torque exceeds a maximum torque of the electric power steering motor.

また、前記電動パワーステアリングモータの回転数に応じた前記最大トルクを演算する最大トルク演算部を備えるものであっても良い。   Further, the electric power steering motor may include a maximum torque calculation unit that calculates the maximum torque according to the rotation speed of the electric power steering motor.

また、前記電動パワーステアリングモータの最大トルクに対する前記要求アシストトルクと前記ステアリング外力トルクとの合計値の比率を演算する比率演算部を備え、前記駆動力配分比演算部は、前記比率が１を超える場合に前記駆動力配分比を変更するものであっても良い。   The electric power steering motor further includes a ratio calculation unit that calculates a ratio of a total value of the required assist torque and the steering external force torque to a maximum torque of the electric power steering motor. In such a case, the driving force distribution ratio may be changed.

また、ステアリング操舵角と車両速度からステアリング操舵アシストトルクの基本量を演算するアシストトルク基本量演算部と、目標ヨーレートに対するフィードバックヨーレートの差分から車体付加トルクを演算する車体付加トルク演算部と、を備え、前記要求トルク演算部は、前記基本量と前記車体付加トルクに基づいて前記要求アシストトルクを演算するものであっても良い。   The vehicle further includes an assist torque basic amount calculating unit that calculates a basic amount of the steering assist torque from the steering angle and the vehicle speed, and a vehicle body additional torque calculating unit that calculates a vehicle additional torque from a difference between a feedback yaw rate and a target yaw rate. The request torque calculation unit may calculate the request assist torque based on the basic amount and the vehicle body additional torque.

また、ステアリング外力キャンセルトルク演算部は、前記ステアリング外力トルクに加えてセルフアライニングトルクをキャンセルするための前記ステアリング外力キャンセルトルクを演算するものであっても良い。   Further, the steering external force canceling torque calculation unit may calculate the steering external force canceling torque for canceling the self-aligning torque in addition to the steering external force torque.

また、上記課題を解決するために、本発明の別の観点によれば、電動パワーステアリングモータの要求アシストトルクを演算するステップと、左右輪を駆動する左右のドライブシャフトの不等長に起因する二次偶力差に基づいて発生するステアリング外力トルクを演算するステップと、前記ステアリング外力トルクをキャンセルするステアリング外力キャンセルトルクを演算するステップと、前記要求アシストトルクと前記ステアリング外力キャンセルトルクに基づいて前記電動パワーステアリングモータを駆動するための操舵アシストトルクを演算するステップと、前記電動パワーステアリングモータへの要求トルクが前記電動パワーステアリングモータの最大トルクを上回る場合に、前輪に対して後輪の駆動力が大きくなるように車両の前後輪の駆動力配分比を変更するステップと、を備える車両の制御方法が提供される。 According to another embodiment of the present invention, there is provided a power steering motor including: a step of calculating a required assist torque; and a step of calculating a required assist torque of the electric power steering motor. Calculating a steering external force torque generated based on the secondary couple difference; calculating a steering external force cancellation torque for canceling the steering external force torque; and calculating the steering external force cancellation torque based on the required assist torque and the steering external force cancellation torque. Calculating a steering assist torque for driving the electric power steering motor; and, when a required torque of the electric power steering motor exceeds a maximum torque of the electric power steering motor, a driving force of a rear wheel with respect to a front wheel. of the vehicle so that larger The vehicle control method comprising the step of changing the driving force distribution ratio of the rear wheel, is provided.

以上説明したように本発明によれば、旋回時の操舵感覚の向上と動力性能の向上を両立することが可能となる。   As described above, according to the present invention, it is possible to achieve both improvement of the steering feeling at the time of turning and improvement of the power performance.

本発明の一本実施形態に係る車両を示す模式図である。1 is a schematic diagram illustrating a vehicle according to an embodiment of the present invention. 本実施形態に係る車両が備えるパワーステアリング機構（転舵システム）とその周辺の構成を示す模式図である。FIG. 1 is a schematic diagram illustrating a configuration of a power steering mechanism (steering system) included in a vehicle according to an embodiment and peripheral components thereof. トルクステアが発生する原理を説明するための模式図である。FIG. 4 is a schematic diagram for explaining the principle of occurrence of torque steer. トルクステアが発生する原理を説明するための模式図である。FIG. 4 is a schematic diagram for explaining the principle of occurrence of torque steer. トルクステアが発生する原理を説明するための模式図である。FIG. 4 is a schematic diagram for explaining the principle of occurrence of torque steer. 車両が左に旋回する際に、本実施形態による制御を行った場合（制御有）と、本実施形態による制御を行わなかった場合（制御無）とを比較して示す模式図である。FIG. 4 is a schematic diagram showing a comparison between a case where control according to the present embodiment is performed (with control) and a case where control according to the present embodiment is not performed (without control) when the vehicle turns left. タイヤ摩擦円特性を示す模式図である。It is a schematic diagram which shows a tire friction circle characteristic. タイヤ摩擦円特性を示す模式図である。It is a schematic diagram which shows a tire friction circle characteristic. 本実施形態に係る制御装置とその周辺の構成を詳細に示す模式図である。It is a schematic diagram which shows the control apparatus concerning this embodiment, and its peripheral structure in detail. 重み付けゲイン演算部が重み付けゲインａを算出する際のゲインマップを示す模式図である。FIG. 9 is a schematic diagram illustrating a gain map when a weighting gain calculator calculates a weighting gain a. 本実施形態の全体的な処理を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the whole process of this embodiment. 図１１のステップＳ１１２の処理を詳細に示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the process of step S112 of FIG. 11 in detail. 要求駆動力ｒｅｑＦの算出を説明するための模式図である。It is a schematic diagram for explaining calculation of required driving force reqF. 図１２のステップＳ１２０の車両駆動力配分制御の全体的な処理を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the whole process of the vehicle driving force distribution control of step S120 of FIG. 車両前方から見たキングピン軸及びその周辺と車両上方から見たキングピン軸及びその周辺を示す模式図である。It is a schematic diagram which shows the kingpin axis and its periphery seen from the vehicle front, and the kingpin axis and its periphery seen from the vehicle upper part. ＥＰＳモータトルクマップ処理部が、ステアリング操舵アシストトルクＳｔ＿ａｓｓｉｓｔ＿Ｔｑを算出するためのマップを示す模式図である。FIG. 7 is a schematic diagram showing a map for an EPS motor torque map processing unit to calculate a steering assist torque Tor_assist_Tq. ＥＰＳモータトルクマップ処理部が、車速によるステアリング操舵アシストトルクゲインＳｔ＿ａｓｓｉｓｔ＿Ｔｑ＿ｇａｉｎを算出するためのマップを示す模式図である。FIG. 8 is a schematic diagram illustrating a map for an EPS motor torque map processing unit to calculate a steering assist torque gain St_assist_Tq_gain based on vehicle speed. ＥＰＳモータ最大トルク演算部がＥＰＳモータ回転数に基づいてＥＰＳモータ最大トルクを演算するためのマップを示す模式図である。It is a schematic diagram which shows the map for EPS motor maximum torque calculation part to calculate EPS motor maximum torque based on EPS motor rotation speed. セルフアライニングトルクを算出するマップを示す模式図である。FIG. 4 is a schematic diagram showing a map for calculating a self-aligning torque. 図１４のステップＳ２２０において、ＥＰＳモータアシスト比率が１よりも大きい場合に、５０：５０の前後駆動力配分比を後輪偏重に変化させる処理を示すフローチャートである。15 is a flowchart illustrating a process of changing the 50:50 front-rear driving force distribution ratio to rear wheel biased when the EPS motor assist ratio is greater than 1 in step S220 of FIG. 14.

以下に添付図面を参照しながら、本発明の好適な実施の形態について詳細に説明する。なお、本明細書及び図面において、実質的に同一の機能構成を有する構成要素については、同一の符号を付することにより重複説明を省略する。   Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the accompanying drawings. In the specification and the drawings, components having substantially the same functional configuration are denoted by the same reference numerals, and redundant description is omitted.

まず、図１を参照して、本発明の一実施形態に係る車両１０００の構成について説明する。図１は、本実施形態に係る車両１０００を示す模式図である。本実施形態に係る車両１０００は、前後独立駆動を行うとともに、電動パワーステアリング（ＥＰＳ）に搭載されているＥＰＳモータの駆動トルクを制御して、操舵のアシストを行うことが可能なＨＥＶ車両（ハイブリッド車両）、ＥＶ車両（電気自動車）等の車両である。図１に示すように、車両１０００は、前輪１００，１０２、後輪１０４，１０６、前輪１００，１０２及び後輪１０４，１０６のそれぞれを駆動する駆動力発生装置（モータ）１０８，１１０、モータ１０８，１１０の駆動力を前輪１００，１０２及び後輪１０４，１０６のそれぞれに伝達するギヤボックス１１６，１１８、モータ１０８，１１０のそれぞれを制御するインバータ１２３，１２４、ギヤボックス１１６の駆動を前輪１００，１０２に伝達するドライブシャフト１１２、ギヤボックス１１８の駆動を後輪１０４，１０６に伝達するドライブシャフト１１４、パーキングブレーキシステム１２０，１２２、モータ回転数センサ１２５，１２６、後輪１０４，１０６のそれぞれの車輪速（車両速度Ｖ）を検出する車輪速センサ１２７，１２８、前輪１００，１０２を操舵するステアリングホイール１３０、前後加速度センサ１３２、横加速度センサ１３４、バッテリー１３６、舵角センサ１３８、パワーステアリング機構１４０、ヨーレートセンサ１４２、インヒビターポジションセンサ（ＩＨＮ）１４４、アクセル開度センサ１４６、制御装置（コントローラ）２００を有して構成されている。   First, the configuration of a vehicle 1000 according to an embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. FIG. 1 is a schematic diagram illustrating a vehicle 1000 according to the present embodiment. The vehicle 1000 according to the present embodiment is a HEV vehicle (hybrid vehicle) that can perform front and rear independent driving and control the driving torque of an EPS motor mounted on an electric power steering (EPS) to assist steering. Vehicles), EV vehicles (electric vehicles) and the like. As shown in FIG. 1, a vehicle 1000 includes front wheels 100, 102, rear wheels 104, 106, driving force generators (motors) 108, 110 for driving front wheels 100, 102 and rear wheels 104, 106, respectively, and a motor 108. , 110 to the front wheels 100, 102 and the rear wheels 104, 106, inverters 123, 124 for controlling the motors 108, 110, respectively, and drive the gearbox 116 to the front wheels 100, 102. 102, a drive shaft 114 for transmitting the drive of the gearbox 118 to the rear wheels 104 and 106, parking brake systems 120 and 122, motor speed sensors 125 and 126, and respective wheels of the rear wheels 104 and 106. Wheel speed sensor 12 for detecting vehicle speed (vehicle speed V) , 128, steering wheel 130 for steering front wheels 100, 102, longitudinal acceleration sensor 132, lateral acceleration sensor 134, battery 136, steering angle sensor 138, power steering mechanism 140, yaw rate sensor 142, inhibitor position sensor (IHN) 144, accelerator It has an opening sensor 146 and a control device (controller) 200.

各モータ１０８，１１０は、制御装置２００の指令に基づき各モータ１０８，１１０に対応するインバータ１２３，１２４が制御されることで、その駆動が制御される。各モータ１０８，１１０の駆動力は、各ギヤボックス１１６，１１８を介して前輪１００，１０２及び後輪１０４，１０６のそれぞれに伝達される。   The drive of each of the motors 108 and 110 is controlled by controlling the inverters 123 and 124 corresponding to the motors 108 and 110 based on a command from the control device 200. The driving force of each motor 108, 110 is transmitted to each of the front wheels 100, 102 and the rear wheels 104, 106 via each gear box 116, 118.

パワーステアリング機構１４０は、ドライバーによるステアリングホイール１３０の操作に応じて、トルク制御又は角度制御により前輪１００，１０２の舵角を制御する。   The power steering mechanism 140 controls the steering angles of the front wheels 100 and 102 by torque control or angle control according to the operation of the steering wheel 130 by the driver.

図２は、本実施形態に係る車両１０００が備えるパワーステアリング機構１４０（転舵システム）とその周辺の構成を示す模式図である。本実施形態に係る車両１０００は、転舵システムとして、図２に示すような、アクティブステアリングシステムを備える。このシステムでは、電動パワーステアリングモータ（ＥＰＳモータ）３００の駆動力により前輪１００，１０２の転舵が行われる。電動パワーステアリングモータ３００のトルクを制御することで、ドライバーの所定のステアリング操作量に対する車両１０００の旋回量を可変することができ、ステアリング操舵角θｈの変化量とタイヤ舵角δの変化量が一様でないアクティブステアリングシステムを構成することができる。なお、アクティブステアリングシステムの代わりに、いわゆるステアバイワイヤシステムにより同様の構成を備えていても良い。   FIG. 2 is a schematic diagram illustrating a configuration of the power steering mechanism 140 (steering system) provided in the vehicle 1000 according to the present embodiment and the periphery thereof. The vehicle 1000 according to the present embodiment includes an active steering system as shown in FIG. 2 as a steering system. In this system, the front wheels 100 and 102 are steered by the driving force of an electric power steering motor (EPS motor) 300. By controlling the torque of the electric power steering motor 300, the turning amount of the vehicle 1000 with respect to a predetermined steering operation amount of the driver can be varied, and the change amount of the steering angle θh and the change amount of the tire steering angle δ become one. A different active steering system can be configured. Note that a similar structure may be provided by a so-called steer-by-wire system instead of the active steering system.

図２に示すように、ステアリングホイール１３０の駆動力と、電動パワーステアリングモータ（ＥＰＳモータ）３００の駆動力による転舵力は、ステアリングラック３０２、タイロッド１１３を介して前輪１００，１０２に伝達される。タイロッド１１３は、タイロッドエンド１１３ａを介して前輪１００，１０２と接続される。   As shown in FIG. 2, the driving force of the steering wheel 130 and the turning force of the electric power steering motor (EPS motor) 300 are transmitted to the front wheels 100 and 102 via the steering rack 302 and the tie rod 113. . The tie rod 113 is connected to the front wheels 100 and 102 via a tie rod end 113a.

図２において、ドライバーが車両１０００を右に旋回しようとしてステアリングホイール１３０を右に操舵すると、前輪１００，１０２に右旋回の転舵力が発生する。また、右旋回の転舵力と反対方向に前輪１００，１０２を駆動するセルフアライニングトルクが発生する。なお、セルフアライニングトルクについては後述する。   In FIG. 2, when the driver turns the steering wheel 130 to the right in an attempt to turn the vehicle 1000 to the right, a right-turn steering force is generated at the front wheels 100 and 102. Further, a self-aligning torque for driving the front wheels 100 and 102 in the direction opposite to the turning force of the right turn is generated. The self-aligning torque will be described later.

ところで、転舵機構を有する側の駆動力を伝達するドライブシャフト（通常、前輪側）が左右で非等長の場合、旋回の駆動出力要求時に回転系の二次偶力が影響してトルクステアが発生し、操舵感覚および旋回性能が低下する。これにより、左右のキングピン軸周りに生じる不均衡モーメントによりドライバーの意に反してステアリングが取られる現象（トルクステア）が発生し、操舵感覚が低下する。また、左右の二次偶力差から旋回モーメントが発生し、ヨーレートが増加又は減少することで、旋回性能が低下する。特に、初期駆動力が大きいＥＶ車ではこの傾向が大きくなる。   By the way, when the drive shaft (usually the front wheel side) for transmitting the driving force on the side having the steering mechanism is unequal in length on the left and right sides, the torque couple is affected by the secondary couple of the rotating system when a turning drive output is requested. Occurs, and the steering feeling and the turning performance decrease. As a result, an unbalanced moment generated around the left and right kingpin axes causes a phenomenon (torque steer) in which the steering wheel is steered against the driver's will, and the steering feeling is reduced. In addition, a turning moment is generated from the difference between the left and right secondary couples, and the turning performance is reduced by increasing or decreasing the yaw rate. In particular, this tendency increases in EV vehicles having a large initial driving force.

図３〜図５は、トルクステアが発生する原理を説明するための模式図である。図３に示すように、左右のドライブシャフト１１２を構成するユニバーサルジョイント１１２ａに対して、水平方向に対するジョイント角度θ１、角度θ２が異なると左右の二次偶力に差が発生する。ステアリングラック３０２に影響を及ぼす原理は、従動軸の二次偶力Ｍ２＿ｌと二次偶力Ｍ２＿ｒの差である。図３において、左側の従動軸の二次偶力Ｍ２＿ｌはＴｑ＊ｓｉｎθ２であり、右側の従動軸の二次偶力Ｍ２＿ｒはＴｑ＊ｓｉｎθ１、であり、ジョイント角θ１≠θ２となる。二次偶力Ｍ２＿ｌ，Ｍ２＿ｒはジョイント角θ１，θ２に応じた値とトルクの積から求まるため、トルクが大きくなると両者の差も大きくなる。二次偶力Ｍ２＿ｌと二次偶力Ｍ２＿ｒの差分がタイロッド１１３を経由してステアリングラック３０２に入力されることにより、トルクステアが発生し、ドライバーに違和感を与える。なお、左側の駆動軸の二次偶力Ｍ１＿ｌはＭ１＿ｌ＝Ｔｑ＊ｔａｎθ２であり、右側の従動軸の二次偶力Ｍ１＿ｒはＭ１＿ｒ＝Ｔｑ＊ｔａｎθ１である。   3 to 5 are schematic diagrams for explaining the principle of the occurrence of torque steer. As shown in FIG. 3, if the joint angles θ1 and θ2 with respect to the horizontal direction are different from the universal joint 112a forming the left and right drive shafts 112, a difference occurs in the left and right secondary couples. The principle affecting the steering rack 302 is the difference between the secondary couple M2_l and the secondary couple M2_r of the driven shaft. In FIG. 3, the secondary couple M2_1 of the left driven shaft is Tq * sin θ2, the secondary couple M2_r of the right driven shaft is Tq * sinθ1, and the joint angle θ1 ≠ θ2. Since the secondary couples M2_1 and M2_r are obtained from the product of the torque and the value corresponding to the joint angles θ1 and θ2, the difference between the two increases as the torque increases. When the difference between the secondary couple M2_1 and the secondary couple M2_r is input to the steering rack 302 via the tie rod 113, torque steer is generated, giving the driver an uncomfortable feeling. Note that the secondary couple M1_l of the left drive shaft is M1_l = Tq * tan θ2, and the secondary couple M1_r of the right driven shaft is M1_r = Tq * tan θ1.

図４は、転舵時に前輪１００，１０２及びドライブシャフト１１２を車両上方から見た状態を示す模式図である。また、図５は、転舵時に前輪１００，１０２及びドライブシャフト１１２を車両前方から見た状態を示す模式図である。図４に示すように、左右のドライブシャフト１１２が不等長になると、図５に示すように、ユニバーサルジョイント１１２ａの角度が左右で異なる。転舵が行われている最中に前輪１００，１０２に大駆動力を発生させたときに、左右で異なる二次偶力が発生するため、差分の二次偶力が発生し、余力がタイロッド１１３を伝達しステアリングラック３０２に入力してトルクステアとなる。   FIG. 4 is a schematic diagram illustrating a state where the front wheels 100 and 102 and the drive shaft 112 are viewed from above the vehicle at the time of turning. FIG. 5 is a schematic diagram showing a state in which the front wheels 100 and 102 and the drive shaft 112 are viewed from the front of the vehicle during steering. As shown in FIG. 4, when the left and right drive shafts 112 have unequal lengths, as shown in FIG. 5, the angles of the universal joint 112a differ between the left and right. When a large driving force is generated in the front wheels 100 and 102 while the steering is being performed, different secondary couples are generated on the left and right sides. 113 is transmitted to the steering rack 302 and torque steering is performed.

このように、ユニバーサルジョイント１１２ａが異なる作動角（ジョイント角θ１，θ２）で使用される場合には、それにより生じる二次偶力を考慮する必要がある。ＳＵＶ車両のように車高が高くて作動角が大きい場合や、ＥＶ車のようにモータにより車輪に大トルクを発生させる場合には特に影響が大きくなる。   As described above, when the universal joint 112a is used at different operating angles (joint angles θ1 and θ2), it is necessary to consider a secondary couple generated thereby. The effect is particularly large when the vehicle height is high and the operating angle is large like an SUV vehicle, or when a large torque is generated on wheels by a motor like an EV vehicle.

これに対して、二次偶力が発生しないレベルにモータの出力を低下させる手法が考えられるが、旋回加速性能が低下したり、ぬかるみ路や積雪路を走行した際にスタック状態からの走破性能および動力性能が低下する。   On the other hand, a method of reducing the output of the motor to a level at which no secondary couple is generated is conceivable, but the turning acceleration performance is reduced, and the running performance from the stuck state when traveling on a muddy road or a snowy road is considered. And power performance is reduced.

本実施形態では、ドライバーの操作からステアリング操舵角θｈおよび要求駆動力を得て、車両状態を考慮してモータ１０８，１１０による前後駆動力配分制御を行う。また、電動パワーステアリングモータ３００のトルクを制御し、要求駆動力とステアリング操舵角θｈから操舵機構側に発生する転舵時の二次偶力差の算出結果をもとに、ステアリングラック３０２に発生するトルクステアとなる外力を算出し、外力キャンセルトルクを電動パワーステアリングモータ３００に指示することでトルクステアによる操舵の違和感を抑制する。更に、ステアリング操舵角θｈと車両速度Ｖから旋回要求であるヨーレートを算出し、予め電動パワーステアリングモータ３００のトルクを増加させることで旋回性能を向上させる。これらの構成により，旋回時操舵感覚の向上と動力性能の向上を両立する効果を得ることができる。   In the present embodiment, the steering angle θh and the required driving force are obtained from the driver's operation, and the longitudinal driving force distribution control by the motors 108 and 110 is performed in consideration of the vehicle state. Further, the torque of the electric power steering motor 300 is controlled, and the torque generated in the steering rack 302 is calculated based on the calculation result of the secondary couple difference at the time of turning generated on the steering mechanism side from the required driving force and the steering angle θh. By calculating an external force that causes torque steering to occur, and instructing the electric power steering motor 300 of the external force canceling torque, the unnatural feeling of steering due to torque steering is suppressed. Further, the yaw rate, which is a turning request, is calculated from the steering angle θh and the vehicle speed V, and the turning performance is improved by increasing the torque of the electric power steering motor 300 in advance. With these configurations, it is possible to obtain an effect of improving both the steering feeling during turning and the power performance.

図６は、車両１０００が左に旋回する際に、本実施形態による制御を行った場合（制御有）と、本実施形態による制御を行わなかった場合（制御無）とを比較して示す模式図である。本実施形態による制御を行わなかった場合は、時刻ｔ２の時点で、モータ１０８，１１０の大トルクによる二次偶力が発生し、駆動力バランスにより、巻き込みの力（旋回方向の力）又は戻りの力（旋回と逆方向の力）が発生する。このため、反力がステアリングホイール１３０に伝達され、ドライバーに違和感を生じさせる。一方、大トルクを付加しないようにモータ１０８，１１０のトルクを制御すると、走行性能が低下する。   FIG. 6 is a schematic diagram comparing the case where control according to the present embodiment is performed (with control) and the case where control according to the present embodiment is not performed (without control) when the vehicle 1000 turns to the left. FIG. If the control according to the present embodiment is not performed, at time t2, a secondary couple is generated due to the large torque of the motors 108 and 110, and the driving force balance causes the winding force (turning force) or the return. (A force in the direction opposite to the turning) is generated. For this reason, the reaction force is transmitted to the steering wheel 130, causing the driver to feel uncomfortable. On the other hand, when the torque of the motors 108 and 110 is controlled so as not to apply a large torque, the traveling performance is reduced.

一方、本実施形態による制御を行った場合も、時刻ｔ２の時点で、モータ１０８，１１０の大トルクによる二次偶力が発生し、駆動力バランスにより、巻き込みの力（旋回方向の力）又は戻りの力（旋回と逆方向の力）が発生する。しかし、二次偶力による反力に相当する旋回力を、電動パワーステアリングモータ３００により発生させるため、二次偶力による反力がキャンセルされる。また、モータ３００とモータ１０８，１１０による駆動力配分制御により、二次偶力による反力分に応じて後輪の接地荷重を増加する。これにより、ステアリングラック３０２へ外力が入力されることを抑止することができる。   On the other hand, also when the control according to the present embodiment is performed, at time t2, a secondary couple is generated due to the large torque of the motors 108 and 110, and the driving force balance causes the winding force (turning force) or A return force (a force in the direction opposite to the turning) is generated. However, since the electric power steering motor 300 generates the turning force corresponding to the reaction force due to the secondary couple, the reaction force due to the secondary couple is canceled. Further, by the driving force distribution control by the motor 300 and the motors 108 and 110, the contact load of the rear wheel is increased according to the reaction force due to the secondary couple. Thus, it is possible to prevent external force from being input to the steering rack 302.

ステアリング反力の要因は、前輪１００，１０２のタイヤが路面から受ける反力であり、これが操舵感を悪化させるトルクステアになる。図７及び図８は、タイヤ摩擦円特性を示す模式図であって、図７は定常タイヤ摩擦円特性（前後荷重比、前輪：後輪＝６：４）を、図８は加速時タイヤ摩擦円特性（前後荷重比、前輪：後輪＝３：７）を示している。   The factor of the steering reaction force is the reaction force that the tires of the front wheels 100 and 102 receive from the road surface, and this is the torque steer that deteriorates the steering feeling. 7 and 8 are schematic diagrams showing tire friction circle characteristics. FIG. 7 shows steady tire friction circle characteristics (front-rear load ratio, front wheel: rear wheel = 6: 4), and FIG. 8 shows tire friction during acceleration. It shows circular characteristics (front-rear load ratio, front wheel: rear wheel = 3: 7).

タイヤ摩擦円は接地荷重に依存し、ステアリング反力も接地荷重に比例する。ステアリング反力は、タイヤが回転した時に操舵機構に生じる復元力（セルフアライニングトルク）とドライブシャフトの回転軸回りに発生する二次偶力差による力の和である。本実施形態においては、ステアリング反力を軽減するために、電動パワーステアリングモータ３００によるアシストトルクを最適化するとともに、前後駆動力配分により前輪側の接地荷重を弱めることで、旋回時の操舵感覚の向上と動力性能の向上を両立する。   The tire friction circle depends on the contact load, and the steering reaction force is also proportional to the contact load. The steering reaction force is the sum of a restoring force (self-aligning torque) generated in the steering mechanism when the tire rotates and a force due to a secondary couple difference generated around the rotation axis of the drive shaft. In the present embodiment, in order to reduce the steering reaction force, the assist torque by the electric power steering motor 300 is optimized, and the ground contact load on the front wheels is reduced by distributing the front-rear driving force, so that the steering feeling during turning can be reduced. Improve power performance.

要求駆動力に対して荷重移動による摩擦円管理をすることで、タイヤと路面との間に生じる反力を制御することができる。大駆動力発生時は、図８に示すような後輪荷重とした場合、前輪の接地荷重が低下するため、ステアリング反力の影響が低減される。図７に示すような定常時の前後荷重比（５０：５０）の配分では、前輪の接地荷重が大きいためステアリング反力の影響が大きくなる。このため、前後荷重比を制御することで後輪１０４，１０６の荷重を増やし、ステアリング反力の影響を抑える。   The reaction force generated between the tire and the road surface can be controlled by managing the friction circle by the load movement with respect to the required driving force. When a large driving force is generated, if the rear wheel load as shown in FIG. 8 is used, the contact load of the front wheels decreases, and the influence of the steering reaction force is reduced. In the distribution of the front-rear load ratio (50:50) in the steady state as shown in FIG. 7, the influence of the steering reaction force increases because the ground contact load of the front wheels is large. Therefore, by controlling the front-rear load ratio, the loads on the rear wheels 104 and 106 are increased, and the influence of the steering reaction force is suppressed.

図９は、本実施形態に係る制御装置２００とその周辺の構成を詳細に示す模式図である。制御装置２００は、車載センサ２０２、目標ヨーレート演算部２０４、車両ヨーレート演算部（車両モデル）２０６、ヨーレートＦ／Ｂ演算部２０８、減算部２１０，２１２、重み付けゲイン演算部２２０、ＥＰＳモータトルクマップ処理部（アシストトルク基本量演算部）２２２、ＥＰＳモータ最大トルク演算部２２４、ＥＰＳモータアシスト比率演算部２２６、ステアリング外力キャンセルトルク演算部２２８、要求駆動力演算部２３０、モータトルク演算部２３２、ステアリング外力（二次偶力）トルク演算部２３４、加算部２３６，２３８、前後加速度演算部２４０、前後荷重移動演算部２４２、駆動力配分比演算部２４４、駆動力配分演算部２４６、車体付加トルク演算部２４８、ＥＰＳモータ要求トルク演算部（要求トルク演算部）２５０、操舵アシストトルク演算部２５２、ＥＰＳモータ要求トルク指示部２５４、前輪モータ要求トルク指示部２５６、後輪モータ要求トルク指示部２５８、を有して構成されている。なお、図９に示す各構成要素は、回路（ハードウェア）、またはＣＰＵなどの中央演算処理装置とこれを機能させるためのプロフラム（ソフトウェア）から構成することができる。   FIG. 9 is a schematic diagram showing the control device 200 according to the present embodiment and the configuration around it in detail. The control device 200 includes an in-vehicle sensor 202, a target yaw rate calculator 204, a vehicle yaw rate calculator (vehicle model) 206, a yaw rate F / B calculator 208, subtractors 210 and 212, a weighting gain calculator 220, and an EPS motor torque map process. (Assist torque basic amount computing unit) 222, EPS motor maximum torque computing unit 224, EPS motor assist ratio computing unit 226, steering external force canceling torque computing unit 228, required driving force computing unit 230, motor torque computing unit 232, steering external force (Secondary couple) torque calculator 234, adders 236, 238, longitudinal acceleration calculator 240, longitudinal load movement calculator 242, driving force distribution ratio calculator 244, driving force distribution calculator 246, vehicle body additional torque calculator 248, EPS motor required torque calculation unit (required torque calculation ) 250, the steering assist torque calculation unit 252, EPS motor required torque instruction unit 254, the front wheel motor torque demand instruction unit 256 is configured to have a rear wheel required motor torque instruction unit 258,. Note that each component shown in FIG. 9 can be configured by a circuit (hardware) or a central processing unit such as a CPU and a program (software) for making this function.

図９において、車載センサ２０２は、上述したモータ回転数センサ１２５，１２６、車輪速センサ１２７，１２８、前後加速度センサ１３２、横加速度センサ１３４、舵角センサ１３８、ヨーレートセンサ１４２、アクセル開度センサ１４６を含む。モータ回転数センサ１２５，１２６は、モータ１０８，１１０の回転数を検出する。車輪速センサ１２７，１２８は、後輪１０４，１０６のそれぞれの車輪速（車両速度Ｖ）を検出する。舵角センサ１３８はステアリングホイール１３０の操舵角θｈを検出する。また、ヨーレートセンサ１４２は車両１０００の実ヨーレートγを検出する。また、前後加速度センサ１３２は車両１０００の前後加速度を検出し、横加速度センサ１３４は車両１０００の横加速度を検出する。   9, the on-vehicle sensor 202 includes the above-described motor rotation speed sensors 125 and 126, wheel speed sensors 127 and 128, longitudinal acceleration sensor 132, lateral acceleration sensor 134, steering angle sensor 138, yaw rate sensor 142, and accelerator opening sensor 146. including. Motor rotation speed sensors 125 and 126 detect the rotation speeds of motors 108 and 110. Wheel speed sensors 127 and 128 detect respective wheel speeds (vehicle speed V) of rear wheels 104 and 106. The steering angle sensor 138 detects the steering angle θh of the steering wheel 130. The yaw rate sensor 142 detects the actual yaw rate γ of the vehicle 1000. The longitudinal acceleration sensor 132 detects the longitudinal acceleration of the vehicle 1000, and the lateral acceleration sensor 134 detects the lateral acceleration of the vehicle 1000.

目標ヨーレート演算部２０４は、ステアリング操舵角θｈおよび車両速度Ｖに基づいて目標ヨーレートγ＿ｔｇｔを算出する。具体的には、目標ヨーレート演算部２０４は、一般的な平面２輪モデルを表す以下の式（１）から目標ヨーレートγ＿ｔｇｔを算出する。目標ヨーレートγ＿ｔｇｔは、式（１）の右辺に、式（２）および式（３）から算出される値を代入することによって算出される。算出された目標ヨーレートγ＿ｔｇｔは、減算部２１０へ入力される。   The target yaw rate calculation unit 204 calculates a target yaw rate γ_tgt based on the steering angle θh and the vehicle speed V. Specifically, the target yaw rate calculation unit 204 calculates the target yaw rate γ_tgt from the following equation (1) that represents a general plane two-wheel model. The target yaw rate γ_tgt is calculated by substituting the values calculated from Expressions (2) and (3) into the right side of Expression (1). The calculated target yaw rate γ_tgt is input to subtraction section 210.

なお、式（１）〜式（３）における変数、定数、演算子は以下の通りである。
γ＿ｔｇｔ：目標ヨーレート
θｈ：ステアリング操舵角
Ｖ：車両速度
Ｔ：車両の時定数
Ｓ：ラプラス演算子
Ｎ：ステアリングギヤ比
ｌ：車両ホイールベース
ｌ_ｆ：車両重心点から前輪中心までの距離
ｌ_ｒ：車両重心点から後輪中心までの距離
ｍ：車両重量
Ｋ_ｆｔｇｔ：目標コーナリングパワー（前方輪）
Ｋ_ｒｔｇｔ：目標コーナリングパワー（後方輪） The variables, constants, and operators in Expressions (1) to (3) are as follows.
γ_tgt: target yaw rate θh: steering angle V: vehicle speed T: vehicle time constant S: Laplace operator N: steering gear ratio l: vehicle wheelbase l _f : distance from vehicle center of gravity to front wheel center l _r : vehicle Distance from center of gravity to center of rear wheel m: Vehicle weight K _ftgt : Target cornering power (front wheel)
K _rtgt : target cornering power (rear wheel)

以上のように、目標ヨーレートγ＿ｔｇｔは、車両速度Ｖ、及びタイヤ舵角δ（＝θｈ／Ｎ）を変数として、式（１）から算出される。式（２）における定数Ａ_ｔｇｔは車両の特性を表す定数であり、式（３）から求められる。 As described above, the target yaw rate γ_tgt is calculated from equation (1) using the vehicle speed V and the tire steering angle δ (= θh / N) as variables. The constant _Atgt in Expression (2) is a constant representing the characteristics of the vehicle, and is obtained from Expression (3).

車両ヨーレート演算部２０６は、車両ヨーレートを算出するための以下の式から、ヨーレートモデル値γ＿ｃｌｃを算出する。具体的には、以下の式（４）、式（５）へ車両速度Ｖ、ステアリング操舵角θｈを代入し、式（４）、式（５）を連立して解くことで、ヨーレートモデル値γ＿ｃｌｃ（式（４）、式（５）におけるγ）を算出する。式（４）、式（５）において、Ｋ_ｆはコーナリングパワー（フロント）、Ｋ_ｒはコーナリングパワー（リア）を示している。なお、式（３）では、式（４）、式（５）のコーナリングパワーＫ_ｆ，Ｋ_ｒとは異なる目標コーナリングパワーＫ_ｆｔｇｔ，Ｋ_ｒｔｇｔを用いることで、目標ヨーレートγ＿ｔｇｔがヨーレートモデル値γ＿ｃｌｃよりも大きくなるようにして、旋回性能を高めている。ヨーレートモデル値γ＿ｃｌｃは、ヨーレートＦ／Ｂ演算部２０８へ出力される。また、ヨーレートモデル値γ＿ｃｌｃは、減算部２１２へ入力される。 The vehicle yaw rate calculation unit 206 calculates a yaw rate model value γ_clc from the following equation for calculating the vehicle yaw rate. Specifically, the yaw rate model value γ_clc is obtained by substituting the vehicle speed V and the steering angle θh into the following equations (4) and (5) and solving equations (4) and (5) simultaneously. (Γ in Equations (4) and (5)) is calculated. Equation (4), in equation (5), _{K f} is the cornering power (front), the _{K r} represents a cornering power (rear). In Equation (3), the target yaw rate γ_tgt is calculated from the yaw rate model value γ_clc by using target cornering powers K _ftgt and K _rtgt different from the cornering powers K _f and K _r in Equations (4) and (5). To increase the turning performance. The yaw rate model value γ_clc is output to yaw rate F / B calculation section 208. The yaw rate model value γ_clc is input to the subtraction unit 212.

一方、ヨーレートセンサ１４２が検出した車両１０００の実ヨーレートγ（以下では、実ヨーレートγ＿ｓｅｎｓと称する）は、減算部２１２へ入力される。減算部２１２は、実ヨーレートγ＿ｓｅｎｓからヨーレートモデル値γ＿ｃｌｃを減算し、実ヨーレートγ＿ｓｅｎｓとヨーレートモデル値γ＿ｃｌｃとの差分γ＿ｄｉｆｆを求める。差分γ＿ｄｉｆｆは重み付けゲイン演算部２２０へ入力される。   On the other hand, the actual yaw rate γ of the vehicle 1000 detected by the yaw rate sensor 142 (hereinafter, referred to as the actual yaw rate γ_sens) is input to the subtraction unit 212. The subtraction unit 212 subtracts the yaw rate model value γ_clc from the actual yaw rate γ_sens to obtain a difference γ_diff between the actual yaw rate γ_sens and the yaw rate model value γ_clc. The difference γ_diff is input to the weighting gain calculator 220.

重み付けゲイン演算部２２０は、実ヨーレートγ＿ｓｅｎｓとヨーレートモデル値γ＿ｃｌｃとの差分γ＿ｄｉｆｆに基づいて、重み付けゲインａを算出する。   The weighting gain calculator 220 calculates the weighting gain a based on the difference γ_diff between the actual yaw rate γ_sens and the yaw rate model value γ_clc.

ヨーレートＦ／Ｂ演算部２０８には、ヨーレートモデル値γ＿ｃｌｃ、実ヨーレートγ＿ｓｅｎｓ、及び重み付けゲインａが入力される。ヨーレートＦ／Ｂ演算部２０８は、以下の式（６）に基づき、ヨーレートモデル値γ＿ｃｌｃと実ヨーレートγ＿ｓｅｎｓを重み付けゲインａによって重み付けし、フィードバックヨーレートγ＿Ｆ／Ｂを算出する。算出されたフィードバックヨーレートγ＿Ｆ／Ｂは、減算部２１０へ出力される。
γ＿Ｆ／Ｂ＝ａ×γ＿ｃｌｃ＋（１−ａ）×γ＿ｓｅｎｓ ・・・・（６） The yaw rate model value γ_clc, the actual yaw rate γ_sens, and the weighting gain a are input to the yaw rate F / B calculation unit 208. The yaw rate F / B calculation unit 208 weights the yaw rate model value γ_clc and the actual yaw rate γ_sens with the weighting gain a based on the following equation (6), and calculates the feedback yaw rate γ_F / B. The calculated feedback yaw rate γ_F / B is output to subtraction section 210.
γ_F / B = a × γ_clc + (1−a) × γ_sens (6)

図１０は、重み付けゲイン演算部２２０が重み付けゲインａを算出する際のゲインマップを示す模式図である。図１０に示すように、重み付けゲインａの値は、車両モデルの信頼度に応じて０から１の間で可変する。車両モデルの信頼度を図る指標として、ヨーレートモデル値γ＿ｃｌｃと実ヨーレートγ＿ｓｅｎｓとの差分（偏差）γ＿ｄｉｆｆを用いる。図１０に示すように、差分γ＿ｄｉｆｆの絶対値が小さい程、重み付けゲインａの値が大きくなるようにゲインマップが設定されている。重み付けゲイン演算部２２０は、差分γ＿ｄｉｆｆに図１０のマップ処理を施し、車両モデルの信頼度に応じた重み付けゲインａを演算する。   FIG. 10 is a schematic diagram illustrating a gain map when the weighting gain calculator 220 calculates the weighting gain a. As shown in FIG. 10, the value of the weighting gain a varies between 0 and 1 depending on the reliability of the vehicle model. As an index for measuring the reliability of the vehicle model, a difference (deviation) γ_diff between the yaw rate model value γ_clc and the actual yaw rate γ_sens is used. As shown in FIG. 10, the gain map is set such that the smaller the absolute value of the difference γ_diff is, the larger the value of the weighting gain a is. The weighting gain calculator 220 performs the map processing of FIG. 10 on the difference γ_diff to calculate a weighting gain a according to the reliability of the vehicle model.

図１０において、重み付けゲインａは０〜１の値である（０≦ａ＜１）。−０．０５［ｒａｄ／ｓ］≦γ＿ｄｉｆｆ≦０．０５［ｒａｄ／ｓ］の場合、重み付けゲインａは１とされる（ａ＝１）。   In FIG. 10, the weighting gain a is a value of 0 to 1 (0 ≦ a <1). When −0.05 [rad / s] ≦ γ_diff ≦ 0.05 [rad / s], the weighting gain a is set to 1 (a = 1).

また、０．１≦γ＿ｄｉｆｆの場合、またはγ＿ｄｉｆｆ＜−０．１の場合、重み付けゲインａは０とされる（ａ＝０）。   When 0.1 ≦ γ_diff or γ_diff <−0.1, the weighting gain a is set to 0 (a = 0).

また、０．０５［ｒａｄ／ｓ］＜γ＿ｄｉｆｆ＜０．１［ｒａｄ／ｓ］の場合、重み付けゲインａは以下の式より算出される。
ａ＝−２０×γ＿ｄｉｆｆ＋２ When 0.05 [rad / s] <γ_diff <0.1 [rad / s], the weighting gain a is calculated by the following equation.
a = −20 × γ_diff + 2

また、−０．１［ｒａｄ／ｓ］≦γ＿ｄｉｆｆ＜−０．０５［ｒａｄ／ｓ］の場合、重み付けゲインａは以下の式より算出される。
ａ＝＋２０×γ＿ｄｉｆｆ＋２ When −0.1 [rad / s] ≦ γ_diff <−0.05 [rad / s], the weighting gain a is calculated by the following equation.
a = + 20 × γ_diff + 2

図１０に示すゲインマップの領域Ａ１は、差分γ＿ｄｉｆｆが０に近づく領域であり、実ヨーレートγ＿ｓｅｎｓのＳ／Ｎ比が小さい領域や、タイヤ特性が線形の領域（ドライの路面）であり、車両ヨーレート演算部２０６から算出されるヨーレートモデル値γ＿ｃｌｃの信頼性が高い。このため、重み付けゲインａ＝１として、式（６）よりヨーレートモデル値γ＿ｃｌｃの配分を１００％としてフィードバックヨーレートγ＿Ｆ／Ｂが演算される。これにより、ヨーレートγ＿ｓｅｎｓに含まれるヨーレートセンサ１４２のノイズの影響を抑止することができ、フィードバックヨーレートγ＿Ｆ／Ｂからセンサノイズを排除することができる。従って、車両１０００の振動を抑制して乗り心地を向上することができる。   The area A1 of the gain map shown in FIG. 10 is an area where the difference γ_diff approaches 0, is an area where the S / N ratio of the actual yaw rate γ_sens is small, or an area where the tire characteristics are linear (dry road surface). The reliability of the yaw rate model value γ_clc calculated by the arithmetic unit 206 is high. For this reason, the feedback yaw rate γ_F / B is calculated from the equation (6) with the weighting gain a = 1 and the distribution of the yaw rate model value γ_clc as 100%. As a result, the influence of noise of the yaw rate sensor 142 included in the yaw rate γ_sens can be suppressed, and sensor noise can be excluded from the feedback yaw rate γ_F / B. Therefore, the ride comfort can be improved by suppressing the vibration of the vehicle 1000.

ここで、実ヨーレートγと車両モデルから求まるヨーレートモデル値γ＿ｃｌｃとの間に乖離が生じる要因として、タイヤの動的特性が挙げられる。上述した平面２輪モデルは、タイヤのスリップ角と横加速度との関係（タイヤのコーナーリング特性）が線形である領域を想定しており、この線形領域では、実ヨーレートγとヨーレートモデル値γ＿ｃｌｃは略一致する。スリップ角と横加速度との関係を示す特性において、スリップ角に対して横加速度が線形となる線形領域（ステアリング操舵速度が比較的遅い領域）では、ヨーレートセンサ１４２のセンサノイズによる影響が発生する。従って、この領域ではヨーレートモデル値γ＿ｃｌｃを使用する。   Here, as a factor that causes a deviation between the actual yaw rate γ and the yaw rate model value γ_clc obtained from the vehicle model, there is a dynamic characteristic of the tire. The plane two-wheel model described above assumes a region where the relationship between the tire slip angle and the lateral acceleration (tire cornering characteristics) is linear. In this linear region, the actual yaw rate γ and the yaw rate model value γ_clc are substantially equal. Matches. In the characteristic indicating the relationship between the slip angle and the lateral acceleration, in a linear region where the lateral acceleration is linear with respect to the slip angle (a region where the steering speed is relatively low), the influence of the sensor noise of the yaw rate sensor 142 occurs. Therefore, in this region, the yaw rate model value γ_clc is used.

一方、タイヤのコーナーリング特性が非線形になる領域では、実車のヨーレートと横加速度が舵角やスリップ角に対して非線形になり、平面２輪モデルと実車でセンシングされるヨーレートとが乖離する。このような過渡的な非線形領域ではヨーレートセンサ１４２のセンサ特性上、ノイズが発生しないため、実ヨーレートγが使用可能である。非線形領域は、例えばステアリングの切り換えしのタイミングに相当する。実ヨーレートγがヨーレートモデル値γ＿ｃｌｃを超える場合は、非線形領域に相当し、センサノイズの影響を受けないため実ヨーレートγを使用することで、真値に基づいた制御が可能である。なお、タイヤの非線形性を考慮したモデルを使用すると、ヨーレートに基づく制御が煩雑になるが、本実施形態によれば、ヨーレートモデル値γ＿ｃｌｃの信頼度を差分γ＿ｄｉｆｆに基づいて容易に判定することができ、非線形領域では実ヨーレートγの配分を多くして使用することが可能である。また、タイヤの動的特性の影響を受け難い領域はヨーレートモデル値γ＿ｃｌｃで対応可能である。   On the other hand, in a region where the cornering characteristics of the tire are non-linear, the yaw rate and the lateral acceleration of the actual vehicle become non-linear with respect to the steering angle and the slip angle, and the two-wheel model and the yaw rate sensed by the actual vehicle deviate. In such a transient nonlinear region, since no noise is generated due to the sensor characteristics of the yaw rate sensor 142, the actual yaw rate γ can be used. The non-linear region corresponds to, for example, the timing of switching the steering. When the actual yaw rate γ exceeds the yaw rate model value γ_clc, it corresponds to a non-linear region and is not affected by sensor noise, so that control based on the true value is possible by using the actual yaw rate γ. When a model taking into account the non-linearity of the tire is used, the control based on the yaw rate becomes complicated. However, according to the present embodiment, the reliability of the yaw rate model value γ_clc can be easily determined based on the difference γ_diff. In the non-linear region, the actual yaw rate γ can be increased and used. Further, a region that is hardly affected by the dynamic characteristics of the tire can be handled by the yaw rate model value γ_clc.

また、図１０に示すゲインマップの領域Ａ２は、差分γ＿ｄｉｆｆが大きくなる領域であり、ウェット路面走行時、雪道走行時、または高Ｇがかかる旋回時などに相当し、タイヤが滑っている限界領域である。この領域では、車両ヨーレート演算部２０６から算出されるヨーレートモデル値γ＿ｃｌｃの信頼性が低くなり、差分γ＿ｄｉｆｆがより大きくなる。このため、重み付けゲインａ＝０として、式（６）より実ヨーレートγ＿ｓｅｎｓの配分を１００％としてフィードバックヨーレートγ＿Ｆ／Ｂが演算される。これにより、実ヨーレートγ＿ｓｅｎｓに基づいてフィードバックの精度を確保し、実車の挙動を反映したヨーレートのフィードバック制御が行われる。従って、実ヨーレートγ＿ｓｅｎｓに基づいて車両１０００の旋回を最適に制御することができる。また、タイヤが滑っている領域であるため、ヨーレートセンサ１４２の信号にノイズの影響が生じていたとしても、車両１０００の振動としてドライバーが感じることはなく、乗り心地の低下も抑止できる。図１０に示す低μの領域Ａ２の設定については、設計要件から重み付けゲインκ＝０となる領域を決めても良いし、低μ路面を実際に車両１０００が走行した時の操縦安定性能、乗り心地等から実験的に決めても良い。   A region A2 of the gain map shown in FIG. 10 is a region where the difference γ_diff is large, and corresponds to a time when the vehicle is traveling on a wet road surface, a time when traveling on a snowy road, or a high-G turn, and the like. Area. In this region, the reliability of the yaw rate model value γ_clc calculated by the vehicle yaw rate calculation unit 206 decreases, and the difference γ_diff increases. Therefore, the feedback yaw rate γ_F / B is calculated from the equation (6) with the weighting gain a = 0 and the distribution of the actual yaw rate γ_sens as 100%. Thereby, the accuracy of the feedback is secured based on the actual yaw rate γ_sens, and the feedback control of the yaw rate reflecting the behavior of the actual vehicle is performed. Therefore, the turning of the vehicle 1000 can be optimally controlled based on the actual yaw rate γ_sens. Further, since the tire is slipping, even if the signal of the yaw rate sensor 142 is affected by noise, the driver does not perceive the vibration of the vehicle 1000 as a vibration. Regarding the setting of the low μ area A2 shown in FIG. 10, an area where the weighting gain κ = 0 may be determined from design requirements, the steering stability performance when the vehicle 1000 actually travels on the low μ road surface, and the riding stability. It may be determined experimentally from comfort.

また、図１０に示すゲインマップの領域Ａ３は、線形領域から限界領域へ遷移する領域（非線形領域）であり、実車である車両１０００のタイヤ特性も必要に応じて考慮して、ヨーレートモデル値γ＿ｃｌｃと実ヨーレートγ＿ｓｅｎｓの配分（重み付けゲインａ）を線形に変化させる。領域Ａ１（高μ域）から領域Ａ２（低μ域）への遷移、ないし領域Ａ２（低μ域）から領域Ａ１（高μ域）へ遷移する領域においては、重み付けゲインａの急変に伴うトルク変動、ヨーレートの変動を抑えるため、線形補間で重み付けゲインａを演算する。   A region A3 of the gain map shown in FIG. 10 is a region (non-linear region) where a transition is made from the linear region to the limit region, and the yaw rate model value γ_clc is also taken into consideration, if necessary, in consideration of the tire characteristics of the vehicle 1000 as an actual vehicle. And the distribution of the actual yaw rate γ_sens (weighting gain a) is changed linearly. In the transition from the region A1 (high μ region) to the region A2 (low μ region), or in the region transitioning from the region A2 (low μ region) to the region A1 (high μ region), the torque accompanying the sudden change of the weighting gain a In order to suppress fluctuations and fluctuations in the yaw rate, a weighting gain a is calculated by linear interpolation.

また、図１０に示すゲインマップの領域Ａ４は、実ヨーレートγ＿ｓｅｎｓの方がヨーレートモデル値γ＿ｃｌｃよりも小さい場合に相当する。例えば、車両ヨーレート演算部２０６に誤ったパラメータが入力されてヨーレートモデル値γ＿ｃｌｃが誤計算された場合等においては、領域Ａ４のマップにより実ヨーレートγ＿ｓｅｎｓを用いて制御を行うことができる。なお、重み付けゲインａの範囲は０〜１の間に限定されるものではなく、車両制御として成立する範囲であれば任意の値を取れる様に構成を変更することも、本発明の技術で成し得る範疇に入る。   An area A4 of the gain map shown in FIG. 10 corresponds to a case where the actual yaw rate γ_sens is smaller than the yaw rate model value γ_clc. For example, when an incorrect parameter is input to the vehicle yaw rate calculation unit 206 and the yaw rate model value γ_clc is erroneously calculated, control can be performed using the actual yaw rate γ_sens based on the map of the area A4. It should be noted that the range of the weighting gain a is not limited to 0 to 1, and the configuration of the present invention may be modified so as to take an arbitrary value as long as the range is established as a vehicle control. Fall into the category that can be done.

減算部２１０は、目標ヨーレート演算部２０４から入力された制御目標ヨーレートγ＿ｔｇｔからフィードバックヨーレートγ＿Ｆ／Ｂを減算し、制御目標ヨーレートγ＿ｔｇｔとフィードバックヨーレートγ＿Ｆ／Ｂとの差分Δγを求める。すなわち、差分Δγは、以下の式（７）から算出される。
Δγ＝γ＿Ｔｇｔ−γ＿Ｆ／Ｂ ・・・・（７）
差分Δγは、ヨーレート補正量として車体付加モーメント演算部２３０へ入力される。 The subtraction unit 210 subtracts the feedback yaw rate γ_F / B from the control target yaw rate γ_tgt input from the target yaw rate calculation unit 204 to obtain a difference Δγ between the control target yaw rate γ_tgt and the feedback yaw rate γ_F / B. That is, the difference Δγ is calculated from the following equation (7).
Δγ = γ_Tgt−γ_F / B (7)
The difference Δγ is input to the vehicle body additional moment calculation unit 230 as a yaw rate correction amount.

車体付加トルク演算部２４８は、入力された差分Δγに基づいて、差分Δγが０となるように、すなわち、制御目標ヨーレートγ＿ｔｇｔがフィードバックヨーレートγ＿Ｆ／Ｂと一致するように、車体付加モーメントＭｇを演算する。具体的には、車体付加モーメントＭｇは以下の式（８）から算出される。これにより、車両１０００の中心位置において、旋回に必要な車体付加モーメントＭｇが求まる。車体付加モーメントＭｇに基づいて車両１０００に旋回モーメントを付加するため、車体付加トルク演算部２４８は、車体付加モーメントＭｇをトルクに換算して車体付加トルクを求める。   The vehicle-body additional torque calculation unit 248 calculates the vehicle-body additional moment Mg based on the input difference Δγ such that the difference Δγ becomes 0, that is, the control target yaw rate γ_tgt matches the feedback yaw rate γ_F / B. I do. Specifically, the vehicle body additional moment Mg is calculated from the following equation (8). As a result, at the center position of the vehicle 1000, the vehicle body additional moment Mg required for turning is obtained. In order to add a turning moment to the vehicle 1000 based on the vehicle body additional moment Mg, the vehicle body additional torque calculation unit 248 calculates the vehicle body additional torque by converting the vehicle body additional moment Mg into torque.

ＥＰＳモータトルクマップ処理部２２２は、ステアリング操舵角θｈおよび車両速度Ｖに基づいて、マップ処理により電動パワーステアリングモータ（ＥＰＳモータ）３００の駆動力（ステアリング操舵アシストトルクＴｑ＿Ｓｔｄ＿ＥＰＳ）を算出する。加算部２３６は、ステアリング操舵アシストトルクＴｑ＿Ｓｔｄ＿ＥＰＳと車体付加トルクを加算し、ＥＰＳモータ要求トルク演算部２５０に出力する。ＥＰＳモータ要求トルク演算部２５０は、ステアリング操舵アシストトルクＴｑ＿Ｓｔｄ＿ＥＰＳと車体付加トルクを加算部２３６が加算した値を、電動パワーステアリングモータ３００の要求アシストトルクＴｑ＿Ｒｅｑ＿ＥＰＳとする。   The EPS motor torque map processing unit 222 calculates the driving force (the steering assist torque Tq_Std_EPS) of the electric power steering motor (EPS motor) 300 by map processing based on the steering angle θh and the vehicle speed V. The addition unit 236 adds the steering assist torque Tq_Std_EPS to the vehicle additional torque, and outputs the result to the EPS motor required torque calculation unit 250. The EPS motor required torque calculating section 250 sets a value obtained by adding the steering assist torque Tq_Std_EPS and the vehicle body additional torque by the adding section 236 to the required assist torque Tq_Req_EPS of the electric power steering motor 300.

上述したように、車体付加トルクは、制御目標ヨーレートγ＿ｔｇｔとフィードバックヨーレートγ＿Ｆ／Ｂとを一致させるトルクである。一方、ＥＰＳモータトルクマップ処理部２２２が算出したステアリング操舵アシストトルクＴｑ＿Ｓｔｄ＿ＥＰＳは、ステアリング操舵角θｈおよび車両速度Ｖから求まるステアリング操舵アシストのためのトルクの基本量である。ステアリング操舵アシストトルクＴｑ＿Ｓｔｄ＿ＥＰＳと車体付加トルクとを加算した値を電動パワーステアリングモータ３００の要求アシストトルクＴｑ＿Ｒｅｑ＿ＥＰＳとすることで、ステアリング操舵アシストトルクＴｑ＿Ｓｔｄ＿ＥＰＳで電動パワーステアリングモータ３００を駆動するとともに、制御目標ヨーレートγ＿ｔｇｔをフィードバックヨーレートγ＿Ｆ／Ｂに一致させるための車体付加トルクに応じて電動パワーステアリングモータ３００を駆動することができ、制御目標ヨーレートγ＿ｔｇｔをフィードバックヨーレートγ＿Ｆ／Ｂに一致させることが可能となる。   As described above, the vehicle body additional torque is a torque that makes the control target yaw rate γ_tgt and the feedback yaw rate γ_F / B coincide. On the other hand, the steering assist torque Tq_Std_EPS calculated by the EPS motor torque map processing unit 222 is a basic amount of torque for steering assist obtained from the steering angle θh and the vehicle speed V. By setting a value obtained by adding the steering assist torque Tq_Std_EPS and the vehicle body additional torque to the required assist torque Tq_Req_EPS of the electric power steering motor 300, the electric power steering motor 300 is driven by the steering assist torque Tq_Std_EPS and the control target yaw rate γ_tgt. The electric power steering motor 300 can be driven in accordance with the vehicle body additional torque for making the control yaw rate equal to the feedback yaw rate γ_F / B, and the control target yaw rate γ_tgt can be made to match the feedback yaw rate γ_F / B.

一方、本実施形態では、上述したような二次偶力に起因するトルクステアをキャンセルするため、ステアリング外力キャンセルトルクを演算し、ＥＰＳモータ要求トルク演算部２５０が演算した要求アシストトルクＴｑ＿Ｒｅｑ＿ＥＰＳをステアリング外力キャンセルトルクで補正することで、操舵感覚を向上するとともに旋回性能を向上させる。また、電動パワーステアリングモータ３００への要求トルクが出力可能な最大トルクを上回る場合は、前後駆動力の配分を変更して、後輪１０４，１０６の荷重配分を増加することで、トルクステアの影響を最小限に抑える。以下では、制御装置２００が行う全体的な処理を説明した上で、これらの本実施形態に特徴的な処理を、図１４を中心に説明する。   On the other hand, in the present embodiment, in order to cancel the torque steer caused by the secondary couple as described above, a steering external force canceling torque is calculated, and the required assist torque Tq_Req_EPS calculated by the EPS motor required torque calculating unit 250 is changed to the steering external force. By correcting with the cancel torque, the steering feeling is improved and the turning performance is improved. When the required torque to the electric power steering motor 300 exceeds the maximum torque that can be output, the distribution of the front-rear driving force is changed to increase the load distribution of the rear wheels 104 and 106, so that the influence of torque steer is increased. Minimize. In the following, after describing the overall processing performed by the control device 200, the processing characteristic of the present embodiment will be described mainly with reference to FIG.

先ず、本実施形態に係る制御装置２００が行う全体的な処理について説明する。図１１は、本実施形態の全体的な処理を示すフローチャートである。先ず、ステップＳ１００では、イグニッションキー（イグニッションＳＷ）がオンであるか否かを判定する。イグニッションキーがオンされた場合はステップＳ１０２へ進み、イグニッションキーがオンされていない場合はステップＳ１００で待機する。   First, the overall processing performed by the control device 200 according to the present embodiment will be described. FIG. 11 is a flowchart showing the overall processing of the present embodiment. First, in step S100, it is determined whether or not an ignition key (ignition SW) is on. If the ignition key has been turned on, the process proceeds to step S102, and if the ignition key has not been turned on, the process waits in step S100.

ステップＳ１０２では、インヒビターポジションセンサ（ＩＨＮ）１４４がＰ（パーキング）又はＮ（ニュートラル）の位置を示しているか否かを判定し、Ｐ（パーキング）又はＮ（ニュートラル）の位置である場合はステップＳ１０４へ進む。また、ステップＳ１０２でＰ（パーキング）又はＮ（ニュートラル）の位置でない場合はステップＳ１０６へ進み、イグニッションキーがオンされているか否かを判定し、イグニッションキーがオンされている場合はステップＳ１０２へ戻る。ステップＳ１０６でイグニッションキーがオフの場合はステップＳ１０８へ進み、車両の起動処理を終了してステップＳ１００へ戻る。   In step S102, it is determined whether or not the inhibitor position sensor (IHN) 144 indicates the position of P (parking) or N (neutral). If the position is P (parking) or N (neutral), step S104 is performed. Proceed to. If it is not the P (parking) or N (neutral) position in step S102, the process proceeds to step S106, where it is determined whether or not the ignition key is turned on. If the ignition key is turned on, the process returns to step S102. . If the ignition key is turned off in step S106, the process proceeds to step S108, ends the vehicle start-up process, and returns to step S100.

ステップＳ１０４では車両１０００の起動処理を行い、次のステップＳ１１０では、インヒビターポジションセンサ（ＩＨＮ）１４４がＤ（ドライブ）又はＲ（後進）の位置を示しているか否かを判定する。そして、インヒビターポジションセンサ（ＩＨＮ）１４４がＤ（ドライブ）又はＲ（後進）の位置を示している場合は、ステップＳ１１２へ進み、走行制御の処理を開始する。一方、ステップＳ１１０でインヒビターポジションセンサ（ＩＨＮ）１４４がＤ（ドライブ）又はＲ（後進）の位置を示していない場合は、ステップＳ１１３へ進み、イグニッションキーがオンされているか否かを判定し、イグニッションキーがオンされている場合はステップＳ１１０へ戻る。ステップＳ１１３でイグニッションキーがオフの場合はステップＳ１０８へ進み、車両の起動処理を終了する。   In step S104, the vehicle 1000 is started, and in the next step S110, it is determined whether or not the inhibitor position sensor (IHN) 144 indicates the position of D (drive) or R (reverse). When the inhibitor position sensor (IHN) 144 indicates the position of D (drive) or R (reverse), the process proceeds to step S112, and the processing of the traveling control is started. On the other hand, if the inhibitor position sensor (IHN) 144 does not indicate the position of D (drive) or R (reverse) at step S110, the process proceeds to step S113, where it is determined whether the ignition key is turned on, and the ignition is performed. If the key has been turned on, the process returns to step S110. If the ignition key is turned off in step S113, the process proceeds to step S108, and the vehicle startup processing ends.

図１２は、図１１のステップＳ１１２の処理を詳細に示すフローチャートである。先ず、ステップＳ１１３では、入力値としてアクセルペダルの操作量、ブレーキペダルの操作量を取得する。次のステップＳ１１４では、アクセルペダルの操作量が０．１以上であるか否かを判定し、操作量が０．１以上の場合はステップＳ１１６へ進む。ステップＳ１１６では、アクセルペダルの操作量に基づいて要求駆動力ｒｅｑＦを算出する。具体的に、要求駆動力ｒｅｑＦは、図１３に示すように以下の式から算出される。以下の式において、Ｆｍａｘは、図１３に示すように、車両速度Ｖに応じて変化する。
ｒｅｑＦ＝Ｆｍａｘ×アクセル開度（ＡＰＳ＿ｒａｔｉｏ［％］）／１００ FIG. 12 is a flowchart showing the processing in step S112 of FIG. 11 in detail. First, in step S113, an operation amount of an accelerator pedal and an operation amount of a brake pedal are obtained as input values. In the next step S114, it is determined whether or not the operation amount of the accelerator pedal is 0.1 or more. If the operation amount is 0.1 or more, the process proceeds to step S116. In step S116, the required driving force reqF is calculated based on the operation amount of the accelerator pedal. Specifically, the required driving force reqF is calculated from the following equation as shown in FIG. In the following equation, Fmax changes according to the vehicle speed V as shown in FIG.
reqF = Fmax × Accelerator opening (APS_ratio [%]) / 100

一方、アクセルペダルの操作量が０．１未満の場合はステップＳ１１８へ進み、各モータ１０８，１１０の回生制動制御を行う。   On the other hand, when the operation amount of the accelerator pedal is less than 0.1, the process proceeds to step S118, and regenerative braking control of each of the motors 108 and 110 is performed.

ステップＳ１１６，Ｓ１１８の後はステップＳ１２０へ進む。ステップＳ１２０では、車両駆動力配分制御を行う。車両駆動力配分制御については、後で詳細に説明する。次のステップＳ１２２では、ステップＳ１２０の処理で求まった電動パワーステアリングモータ３００、前後輪の各モータ１０８，１１０の各モータトルクの出力を指示する。次のステップＳ１２４では、前後加速度センサ１３２、横加速度センサ１３４により車両１０００の加速度を検出する。   After steps S116 and S118, the process proceeds to step S120. In step S120, vehicle driving force distribution control is performed. The vehicle driving force distribution control will be described later in detail. In the next step S122, the output of the motor torque of each of the electric power steering motor 300 and the front and rear wheel motors 108 and 110 determined in the process of step S120 is instructed. In the next step S124, the acceleration of the vehicle 1000 is detected by the longitudinal acceleration sensor 132 and the lateral acceleration sensor 134.

図１４は、図１２のステップＳ１２０の車両駆動力配分制御の全体的な処理を示すフローチャートである。図１４の処理では、入力として車両速度Ｖ、ステアリング操舵角θｈ、アクセルペダル操作量が与えられる。先ず、ステップＳ２００では、要求駆動力演算部２３０が、車両速度Ｖとドライバーのアクセルペダル操作量から車両１０００の要求駆動力ｒｅｑＦを算出する。次のステップＳ２０２では、モータトルク演算部２３２が、要求駆動力ｒｅｑＦに基づいて前後輪のモータ１１６，１１８のモータトルク値を演算する。モータトルク演算部２３２は、要求駆動力ｒｅｑＦに基づいて前後輪のモータ１１６，１１８の駆動力配分が５０：５０となるように、各モータ１１６，１１８のモータトルク値を演算する。なお、モータトルク演算部２３２は、ステアリング外力トルクまたは前後荷重移動量が設定した条件値以上であれば駆動力配分の再算出を行う。また、前後加速度演算部２４０が、要求駆動力ｒｅｑＦに基づいて前後加速度を演算する。   FIG. 14 is a flowchart showing the overall processing of the vehicle driving force distribution control in step S120 in FIG. In the processing of FIG. 14, the vehicle speed V, the steering angle θh, and the accelerator pedal operation amount are given as inputs. First, in step S200, the required driving force calculation unit 230 calculates the required driving force reqF of the vehicle 1000 from the vehicle speed V and the accelerator pedal operation amount of the driver. In the next step S202, the motor torque calculator 232 calculates the motor torque values of the front and rear wheel motors 116 and 118 based on the required driving force reqF. The motor torque calculation unit 232 calculates the motor torque value of each of the motors 116 and 118 based on the required driving force reqF such that the driving force distribution of the front and rear motors 116 and 118 is 50:50. Note that the motor torque calculation unit 232 recalculates the driving force distribution if the steering external force torque or the longitudinal load movement amount is equal to or greater than the set condition value. Further, the longitudinal acceleration calculator 240 calculates the longitudinal acceleration based on the required driving force reqF.

次のステップＳ２０４では、ステアリング外力（二次偶力）トルク演算部２３４が、ステアリング外力トルクＳｔ＿ｅｘＴｑを演算する。具体的には、ステアリング外力トルクＳｔ＿ｅｘＴｑは、以下に示す各式から算出できる。先ず、操舵時にドライブシャフト１１２のユニバーサルジョイント角θ１，θ２が左右で異なることによって発生する二次偶力差が、キングピン軸周りに発生させる二次偶力差Ｍｅを求める。そして、キングピン軸周りのモーメントＭｅを、タイロッド‐キングピン軸間距離ｌｔｅで除算することで、ステアリングラック３０２に入力されるステアリング外力Ｓｔ＿ｅｘＦが得られる。そして、ステアリング外力Ｓｔ＿ｅｘＦからステアリング外力トルクＳｔ＿ｅｘＴｑを算出する。なお、タイヤ接地中心で働く力は二次偶力差をキャスタートレールで除算した値であり、タイヤセンター垂下の力となる。ステアリング外力トルクＳｔ＿ｅｘＴｑとなるのは、タイロッドエンド１１３ａに掛かる力であるため、二次偶力差をホイールセンター−タイロッド間距離ｌｔｅで除算した値がステアリング外力トルクＳｔ＿ｅｘＴｑになる。   In the next step S204, the steering external force (secondary couple) torque calculation unit 234 calculates the steering external force torque St_exTq. Specifically, the steering external force torque St_exTq can be calculated from the following equations. First, a secondary couple difference generated by the universal joint angles θ1 and θ2 of the drive shaft 112 being different between the left and right at the time of steering determines a secondary couple difference Me generated around the kingpin axis. Then, by dividing the moment Me around the kingpin axis by the tie rod-kingpin axis distance lte, a steering external force St_exF input to the steering rack 302 is obtained. Then, a steering external force torque St_exTq is calculated from the steering external force St_exF. The force acting at the center of contact with the tire is a value obtained by dividing the difference of the secondary couple by the caster rail, and is the force of the tire center. Since the steering external force torque St_exTq is the force applied to the tie rod end 113a, the value obtained by dividing the secondary couple difference by the distance lte between the wheel center and the tie rod is the steering external force torque St_exTq.

図１５は、上式に関連する、前輪１０２の周辺の各値を示す模式図であって、車両前方から見たキングピン軸１７２及びその周辺と車両上方から見たキングピン軸１７２及びその周辺を示している。図１５の車両上方から見た図に示すように、ホイールセンター−タイロッド間距離ｌｔｅは、タイロッドエンド１１３ａからホイールセンター１７０までの距離である。また、キングピン軸周りに発生する二次偶力差モーメントＭｅは、図１５に示すキングピン軸１７２周りの二次偶力差モーメントである。また、上式において、左ドライブシャフトユニバーサルジョイント角θ１、右ドライブシャフトユニバーサルジョイント角θ２は、図３で説明した角度θ１，θ２に相当する。   FIG. 15 is a schematic diagram showing each value of the vicinity of the front wheel 102 related to the above equation, and shows the kingpin shaft 172 and its periphery as viewed from the front of the vehicle and the kingpin shaft 172 and its periphery as viewed from above the vehicle. ing. As shown in FIG. 15 as viewed from above the vehicle, the distance lte between the wheel center and the tie rod is a distance from the tie rod end 113a to the wheel center 170. Further, the secondary couple difference moment Me generated around the kingpin axis is a secondary couple difference moment around the kingpin axis 172 shown in FIG. In the above equation, the left drive shaft universal joint angle θ1 and the right drive shaft universal joint angle θ2 correspond to the angles θ1 and θ2 described with reference to FIG.

次のステップＳ２０６では、前後荷重移動演算部２４２が、前後加速度演算部２４０が演算した前後加速度から前後の荷重移動量ΔＷｘを演算する。具体的に、前後荷重移動演算部２４２は、以下の式を用いて前後荷重移動量を算出する。なお、ｍは車両質量、Ｇｘは前後加速度（Longitudinal_G）、Ｈｇは車両重心高さ、ｌはホイールベースである。   In the next step S206, the longitudinal load movement calculating section 242 calculates the longitudinal load movement amount ΔWx from the longitudinal acceleration calculated by the longitudinal acceleration calculating section 240. Specifically, the longitudinal load movement calculating unit 242 calculates the longitudinal load movement amount using the following equation. Note that m is the vehicle mass, Gx is the longitudinal acceleration (Longitudinal_G), Hg is the height of the center of gravity of the vehicle, and l is the wheelbase.

次のステップＳ２０８では、ＥＰＳモータトルクマップ処理部２２２が、ステアリング操舵角θｈと車両速度Ｖとからステアリング操舵アシストトルクＴｑ＿Ｓｔｄ＿ＥＰＳをマップ値により算出する。   In the next step S208, the EPS motor torque map processing unit 222 calculates the steering assist torque Tq_Std_EPS from the steering angle θh and the vehicle speed V using a map value.

図１６及び図１７は、ＥＰＳモータトルクマップ処理部２２２が、ステアリング操舵アシストトルクＴｑ＿Ｓｔｄ＿ＥＰＳを算出するためのマップを示す模式図である。ステアリング操舵アシストトルクＴｑ＿Ｓｔｄ＿ＥＰＳは、アシストトルク基本量Ｓｔ＿ａｓｉｓｔ＿ＴｑとアシストゲインＳｔ＿ａｓｉｓｔ＿Ｔｑ＿ｇａｉｎを乗算することで、以下の式より得られる。
Ｔｑ＿Ｓｔｄ＿ＥＰＳ＝Ｓｔ＿ａｓｉｓｔ＿Ｔｑ×Ｓｔ＿ａｓｉｓｔ＿Ｔｑ＿ｇａｉｎ FIG. 16 and FIG. 17 are schematic diagrams showing maps for the EPS motor torque map processing unit 222 to calculate the steering assist torque Tq_Std_EPS. The steering assist torque Tq_Std_EPS is obtained from the following equation by multiplying the basic assist torque St_assist_Tq by the assist gain St_assist_Tq_gain.
Tq_Std_EPS = St_assist_Tq × St_assist_Tq_gain

図１６に示すように、ステアリング操舵角θｈ（＝Ｓｔ＿ａｎｇｌｅ）が大きくなると、アシストトルク基本量Ｓｔ＿ａｓｉｓｔ＿Ｔｑが増加する。また、図１７に示すように、車両速度Ｖが大きくなると、アシストゲインＳｔ＿ａｓｉｓｔ＿Ｔｑ＿ｇａｉｎが小さくなる。このように、低速時の大転舵角時が最もアシストトルク量が必要であり、ステアリング操舵アシストトルクＴｑ＿Ｓｔｄ＿ＥＰＳが最も大きくなる。一方で、高車速時にステアリング操舵アシストトルクＴｑ＿Ｓｔｄ＿ＥＰＳを増加させると、車両安定性に影響が出るため、アシストゲインＳｔ＿ａｓｉｓｔ＿Ｔｑ＿ｇａｉｎを減らす特性としている。   As shown in FIG. 16, when the steering angle θh (= St_angle) increases, the assist torque basic amount St_assist_Tq increases. Further, as shown in FIG. 17, as the vehicle speed V increases, the assist gain St_assist_Tq_gain decreases. As described above, the assist torque amount is the most necessary at the time of the large turning angle at the low speed, and the steering assist torque Tq_Std_EPS becomes the largest. On the other hand, if the steering assist torque Tq_Std_EPS is increased at a high vehicle speed, the vehicle stability is affected. Therefore, the assist gain St_assist_Tq_gain is reduced.

次のステップＳ２１０では、目標ヨーレート演算部２０４が、目標ヨーレートγ＿ｔｇｔを演算する。次のステップＳ２１２では、ヨーレートＦ／Ｂ演算部２０８が、フィードバックヨーレートγ＿Ｆ／Ｂを算出する。次のステップＳ２１４では、減算部２１０が、目標ヨーレートγ＿ｔｇｔとフィードバックヨーレートγ＿Ｆ／Ｂとの差分Δγを算出する。次のステップＳ２１６では、車体付加トルク演算部２４８が、差分Δγを付加するための車体付加モーメントＭｇを演算し、車体付加トルクに換算する。   In the next step S210, the target yaw rate calculation unit 204 calculates a target yaw rate γ_tgt. In the next step S212, yaw rate F / B calculation section 208 calculates feedback yaw rate γ_F / B. In the next step S214, the subtractor 210 calculates a difference Δγ between the target yaw rate γ_tgt and the feedback yaw rate γ_F / B. In the next step S216, the vehicle-body additional torque calculation unit 248 calculates the vehicle-body additional moment Mg for adding the difference Δγ, and converts it into the vehicle-body additional torque.

次のステップＳ２１８では、ＥＰＳモータ最大トルク演算部２２４がＥＰＳモータ最大トルクを演算する。図１８は、ＥＰＳモータ最大トルク演算部２２４がＥＰＳモータ回転数に基づいてＥＰＳモータ最大トルクを演算するためのマップを示す模式図である。ＥＰＳモータ最大トルク演算部２２４は、図１８のマップに基づいて、ＥＰＳモータ回転数に応じたＥＰＳモータ最大トルクを演算する。通常、ステアリングホイール１３０が直進位置で静止している場合、ＥＰＳモータ回転数は０である。一方、ドライバーによる操舵が行われると、操舵速度が高いほどＥＰＳモータ回転数は高くなり、操舵速度とＥＰＳモータ回転数の関係は一義的に定められている。図１８において、操舵速度に応じて横軸のＥＰＳモータ回転数が入力され、これに基づいてＥＰＳモータ最大トルクが求まる。なお、操舵速度の低い通常の操舵では、ＥＰＳモータ回転数が低いため、ＥＰＳモータ最大トルクは最も大きくなる。   In the next step S218, the EPS motor maximum torque calculation unit 224 calculates the EPS motor maximum torque. FIG. 18 is a schematic diagram showing a map for the EPS motor maximum torque calculation unit 224 to calculate the EPS motor maximum torque based on the EPS motor rotation speed. The EPS motor maximum torque calculation unit 224 calculates the EPS motor maximum torque according to the EPS motor rotation speed based on the map of FIG. Normally, when the steering wheel 130 is stationary at the straight traveling position, the EPS motor rotation speed is zero. On the other hand, when the driver performs steering, the higher the steering speed, the higher the EPS motor rotation speed, and the relationship between the steering speed and the EPS motor rotation speed is uniquely determined. In FIG. 18, the EPS motor rotation speed on the horizontal axis is input in accordance with the steering speed, and the EPS motor maximum torque is obtained based on this. In normal steering with a low steering speed, the EPS motor maximum torque is the largest because the EPS motor rotation speed is low.

次のステップＳ２２０では、ＥＰＳモータアシスト比率演算部２２６が、電動パワーステアリングモータ３００のアシストトルクに関して、ＥＰＳモータアシスト比率を演算する。この際、ＥＰＳモータアシスト比率演算部２２６は、ＥＰＳモータ最大トルク演算部２２４が演算したＥＰＳモータ最大トルクと、加算部２３８により算出された要求アシストトルクＴｑ＿Ｒｅｑ＿ＥＰＳとステアリング外力トルクＳｔ＿ｅｘＴｑとの合算値を用いてＥＰＳモータアシスト比率を演算する。ＥＰＳモータアシスト比率は、ＥＰＳモータ最大トルクに対する上記合算値の割合となる。   In the next step S220, the EPS motor assist ratio calculation unit 226 calculates the EPS motor assist ratio for the assist torque of the electric power steering motor 300. At this time, the EPS motor assist ratio calculation unit 226 uses the total value of the EPS motor maximum torque calculated by the EPS motor maximum torque calculation unit 224, the required assist torque Tq_Req_EPS calculated by the addition unit 238, and the steering external force torque St_exTq. To calculate the EPS motor assist ratio. The EPS motor assist ratio is a ratio of the sum to the EPS motor maximum torque.

ここで、要求アシストトルクＴｑ＿Ｒｅｑ＿ＥＰＳとステアリング外力トルクＳｔ＿ｅｘＴｑとの合算値がＥＰＳモータ最大トルクを超えてしまうと、電動パワーステアリングモータ３００による操舵アシストを十分に行うことが出来なくなり、ステアリング外力トルクＳｔ＿ｅｘＴｑを十分にキャンセルできなくなるため、ステアリングホイール１３０の操舵感覚が低下する。このため、電動パワーステアリングモータ３００がアシスト可能な最大値（ＥＰＳモータ最大トルク）に対するアシスト要求値（加算部２３８による合算値）でＥＰＳモータアシスト比率を算出し、アシスト要求がアシスト可能な最大値を上回っている場合、すなわちＥＰＳモータアシスト比率が１よりも大きい場合は、前後輪の駆動力配分を後輪偏重にして、操舵感覚の劣化を抑止する。   Here, if the sum of the required assist torque Tq_Req_EPS and the steering external force torque St_exTq exceeds the EPS motor maximum torque, the electric power steering motor 300 cannot sufficiently perform steering assist, and the steering external force torque St_exTq is sufficiently reduced. Can no longer be canceled, and the steering feeling of the steering wheel 130 is reduced. For this reason, the EPS motor assist ratio is calculated from the assist request value (sum value by the adding unit 238) with respect to the maximum value (EPS motor maximum torque) at which the electric power steering motor 300 can assist, and the maximum value at which the assist request can assist is calculated. If it exceeds, that is, if the EPS motor assist ratio is larger than 1, the driving force distribution of the front and rear wheels is set to be rear-wheel-biased, and deterioration of the steering feeling is suppressed.

次のステップＳ２２２では、ステアリング外力キャンセルトルク演算部２２８が、ステアリング外力キャンセルトルクＳｔ＿ｅｘＴｑＣａｎを演算する。ステアリング外力キャンセルトルクＳｔ＿ｅｘＴｑＣａｎは、以下の式より算出できる。以下の式において、Ｔｑ＿ＳＡはセルフアライニングトルクであり、図１９に示すように、タイヤ特性に基づいて、スリップ角βと接地荷重から算出できる。また、既に説明したように、ＳｔＷ＿Ｒはステアリングホイール半径、Ｓｔ＿ｅｘＴｑはステアリング外力トルクである。   In the next step S222, the steering external force cancel torque calculation unit 228 calculates the steering external force cancel torque St_exTqCan. The steering external force canceling torque St_exTqCan can be calculated by the following equation. In the following equation, Tq_SA is a self-aligning torque, which can be calculated from the slip angle β and the ground contact load based on the tire characteristics as shown in FIG. Further, as described above, StW_R is the steering wheel radius, and St_exTq is the steering external force torque.

本実施形態では、前輪１００，１０２のセルフアライニングトルクＴｑ＿ＳＡを求めるため、前輪１００，１０２のスリップ角βｆを算出し、前輪１００，１０２のセルフアライニングトルクＴｑ＿ＳＡを導出する。前輪のスリップ角βｆは、以下の式から算出できる。   In the present embodiment, in order to obtain the self-aligning torque Tq_SA of the front wheels 100 and 102, the slip angle βf of the front wheels 100 and 102 is calculated, and the self-aligning torque Tq_SA of the front wheels 100 and 102 is derived. The front wheel slip angle βf can be calculated from the following equation.

また、車両１０００のスリップ角β（ｓ）は、以下の各式から算出できる。

The slip angle β (s) of the vehicle 1000 can be calculated from the following equations.

上式において、ヨーレートγ（ｓ）は以下の各式より算出できる。   In the above equation, the yaw rate γ (s) can be calculated from the following equations.

なお、上記各式の定数、変数は、式（１）〜（３）等の各式と同様である。次のステップＳ２２４では、操舵アシストトルク演算部２５２が、ドライバーのステアリング操舵量に対する要求アシストトルクＴｑ＿Ｒｅｑ＿ＥＰＳに加えて、操舵感覚向上のためのステアリグ外力キャンセルトルクを付加した操舵アシストトルクＴｑ＿ＥＰＳを演算する。操舵アシストトルク演算部２５２は、以下の式から操舵アシストトルクＴｑ＿ＥＰＳを演算する。
Ｔｑ＿ＥＰＳ＝Ｔｑ＿Ｒｅｑ＿ＥＰＳ＋Ｓｔ＿ｅｘＴｑＣａｎ The constants and variables in the above equations are the same as those in equations (1) to (3). In the next step S224, the steering assist torque calculation unit 252 calculates a steering assist torque Tq_EPS obtained by adding a steering torque external force canceling torque for improving the steering feeling, in addition to the required assist torque Tq_Req_EPS for the steering amount of the driver. The steering assist torque calculator 252 calculates the steering assist torque Tq_EPS from the following equation.
Tq_EPS = Tq_Req_EPS + St_exTqCan

操舵アシストトルクＴｑ＿ＥＰＳは、ＥＰＳモータ要求トルク指示部２５４に送られる。ＥＰＳモータ要求トルク指示部２５４は、操舵アシストトルクＴｑ＿ＥＰＳにより電動パワーステアリングモータ３００の駆動指示を行う。   The steering assist torque Tq_EPS is sent to the EPS motor required torque instruction unit 254. The EPS motor required torque instructing unit 254 instructs driving of the electric power steering motor 300 using the steering assist torque Tq_EPS.

次のステップＳ２２６では、駆動量配分比演算部２４４が、操舵感覚向上のためのステアリグ外力キャンセルトルクを考慮した前後駆動力配分比を演算する。具体的には、駆動量配分比演算部２４４は、ＥＰＳモータアシスト比率に応じて、アシスト要求値の方がアシスト可能な最大値よりも大きくなった場合、すなわちＥＰＳモータアシスト比率が１よりも大きくなった場合に、前後輪の駆動配分比を変更して、後輪１０４，１０６の駆動力配分を増加させて前輪１００，１０２の駆動力配分を減少させる配分比とする。なお、通常走行における前後駆動力配分比は、車両１０００の安定性を考慮して、５０：５０とされる。   In the next step S226, the drive amount distribution ratio calculation unit 244 calculates the front-rear drive force distribution ratio in consideration of the steering torque external force cancellation torque for improving the steering feeling. Specifically, the drive amount distribution ratio calculation unit 244 determines that the assist request value is greater than the maximum assistable value, that is, the EPS motor assist ratio is greater than 1 in accordance with the EPS motor assist ratio. In this case, the drive distribution ratio of the front and rear wheels is changed to increase the drive power distribution of the rear wheels 104 and 106 and decrease the drive power distribution of the front wheels 100 and 102. The front-rear driving force distribution ratio in normal traveling is set to 50:50 in consideration of the stability of the vehicle 1000.

駆動量配分比演算部２４４は、ＥＰＳモータアシスト比率が１よりも大きくなった場合であっても、前後荷重移動演算部２４２が演算した前後の荷重移動量ΔＷに基づいて、前後の駆動配分比を変更することが適切でない場合は、前後の駆動配分比を変更しない。例えば、荷重移動量ΔＷに応じて前輪１００，１０２の荷重配分が比較的大きくなっている場合は、例えばコーナーリングをしている最中に後輪１０４，１０６の荷重配分を大きくすると、前輪１００，１０２のグリップが低下して旋回性能が低下することが想定される。従って、このような場合は、駆動量配分比演算部２４４は、前後の駆動配分比を変更しない。   Even when the EPS motor assist ratio becomes larger than 1, the drive amount distribution ratio calculation unit 244 calculates the front and rear drive distribution ratio based on the front and rear load movement amount ΔW calculated by the front and rear load movement calculation unit 242. If it is not appropriate to change the drive distribution ratio, the front and rear drive distribution ratios are not changed. For example, when the load distribution of the front wheels 100 and 102 is relatively large according to the load movement amount ΔW, for example, if the load distribution of the rear wheels 104 and 106 is increased during cornering, the front wheels 100 and 102 It is assumed that the grip of the wheel 102 decreases and the turning performance decreases. Therefore, in such a case, the drive amount distribution ratio calculation unit 244 does not change the front and rear drive distribution ratios.

駆動力配分演算部２４６は、駆動力配分比演算部２４４が演算した駆動力配分比に基づいて、前輪１００，１０２と後輪１０４，１０６の駆動力（要求トルク指示値）を演算する。前輪１００，１０２の要求トルク指示値は、前輪モータ要求トルク指示部２５６に送られる。前輪モータ要求トルク指示部２５６は、前輪１００，１０２の要求トルク指示値によりモータ１０８の駆動指示を行う。また、後輪１０４，１０６の要求トルク指示値は、後輪モータ要求トルク指示部２５８に送られる。後輪モータ要求トルク指示部２５８は、後輪１０４，１０６の要求トルク指示値によりモータ１１０の駆動指示を行う。   The driving force distribution calculator 246 calculates the driving force (required torque instruction value) of the front wheels 100, 102 and the rear wheels 104, 106 based on the driving force distribution ratio calculated by the driving force distribution ratio calculator 244. The required torque command value of the front wheels 100 and 102 is sent to a front wheel motor required torque command unit 256. The front wheel motor required torque instructing unit 256 issues a drive instruction for the motor 108 based on a required torque instruction value for the front wheels 100 and 102. Further, the required torque command value of the rear wheels 104 and 106 is sent to the rear wheel motor required torque command unit 258. Rear wheel motor required torque instructing section 258 instructs driving of motor 110 based on the required torque instruction value of rear wheels 104 and 106.

以上のように、図１４の処理により、出力値として、電動パワーステアリングモータ３００の要求トルク指示値、前輪１００，１０２のモータ１０８の要求トルク指示値、後輪１０４，１０６のモータ１１０の要求トルク指示値が得られる。   As described above, according to the processing of FIG. 14, the required torque command value of the electric power steering motor 300, the required torque command value of the motor 108 of the front wheels 100 and 102, and the required torque of the motor 110 of the rear wheels 104 and 106 are output values. The indicated value is obtained.

図２０は、図１４のステップＳ２２０において、ＥＰＳモータアシスト比率が１よりも大きい場合に、５０：５０の前後駆動力配分比を後輪偏重に変化させる処理を示すフローチャートである。先ず、ステップＳ２３０では、要求アシストトルクＴｑ＿Ｒｅｑ＿ＥＰＳとステアリング外力トルクＳｔ＿ｅｘＴｑとの合算値をＥＰＳアシストトルク指示値とし、ＥＰＳモータ最大トルク＞ＥＰＳアシストトルク指示値であるか否かを判定する。すなわち、ここではＥＰＳモータアシスト比率が１よりも大きいか否かを判定する。ステップS２３０において、ＥＰＳモータ最大トルク＞ＥＰＳアシストトルク指示値の場合は、ステップＳ２３２へ進み、前後駆動力配分比を５０：５０とする。一方、ＥＰＳモータ最大トルク≦ＥＰＳアシストトルク指示値の場合は、ステップＳ２３４以降の処理へ進み、前後駆動力の再配分を行う。   FIG. 20 is a flowchart showing a process of changing the front / rear driving force distribution ratio of 50:50 to rear wheel bias when the EPS motor assist ratio is larger than 1 in step S220 of FIG. First, in step S230, the sum of the required assist torque Tq_Req_EPS and the steering external force torque St_exTq is set as an EPS assist torque instruction value, and it is determined whether EPS motor maximum torque> EPS assist torque instruction value. That is, here, it is determined whether or not the EPS motor assist ratio is larger than 1. If the EPS motor maximum torque is greater than the EPS assist torque instruction value in step S230, the process proceeds to step S232, and the front-rear driving force distribution ratio is set to 50:50. On the other hand, if the EPS motor maximum torque ≦ the EPS assist torque instruction value, the process proceeds to step S234 and the subsequent steps to redistribute the longitudinal driving force.

ステップＳ２３４では、トルクステアキャンセルトルクＳｔ＿ｅｘＴｑ’を演算する。
トルクステアキャンセルトルクＳｔ＿ｅｘＴｑ’は、ＥＰＳモータ最大トルクから操舵アシストトルクを減算することで算出される。 In step S234, a torque steer cancel torque St_exTq 'is calculated.
The torque steer cancel torque St_exTq ′ is calculated by subtracting the steering assist torque from the EPS motor maximum torque.

次のステップＳ２３６では、トルクステアキャンセルトルクＳｔ＿ｅｘＴｑ’から、外力Ｓｔ＿ｅｘＦ’［Ｎ］を算出する。外力Ｓｔ＿ｅｘＦ’［Ｎ］は以下の式から算出される。
Ｓｔ＿ｅｘＦ’［Ｎ］＝Ｓｔ＿ｅｘＴｑ’［Ｎｍ］×Ｓｔ＿Ｇｒａｔｉｏ［−］／ＳｔＷ＿Ｒ［ｍ］ In the next step S236, an external force St_exF '[N] is calculated from the torque steer cancel torque St_exTq'. The external force St_exF '[N] is calculated from the following equation.
St_exF ′ [N] = St_exTq ′ [Nm] × St_Gratio [−] / StW_R [m]

次のステップＳ２３８では、外力Ｓｔ＿ｅｘＦ’となる二次偶力差Ｍθ’［Ｎｍ］を演算する。二次偶力差Ｍθ’［Ｎｍ］は、以下の式から演算される。
Ｍθ’［Ｎｍ］＝Ｓｔ＿ｅｘＦ’［Ｎ］×ｌｔｅ［ｍ］ In the next step S238, a secondary couple difference Mθ ′ [Nm] that becomes the external force St_exF ′ is calculated. The secondary couple difference Mθ ′ [Nm] is calculated from the following equation.
Mθ ′ [Nm] = St_exF ′ [N] × tele [m]

次のステップＳ２４０では、Ｍθ’［Ｎｍ］となるモータトルクＴｆｍｏｔ’［Ｎｍ］を算出する。モータトルクＴｆｍｏｔ’［Ｎｍ］は、以下の式から演算される。
Ｔｆｍｏｔ’［Ｎｍ］＝２×Ｍθ’［Ｎｍ］／（ｔａｎθＬ−ｔａｎθＲ）／ＦｔｍｏｔＧｒａｔｉｏ In the next step S240, a motor torque Tfmot '[Nm] that becomes Mθ' [Nm] is calculated. The motor torque Tfmot '[Nm] is calculated from the following equation.
Tfmot ′ [Nm] = 2 × Mθ ′ [Nm] / (tan θL−tan θR) / FtmotGratio

次のステップＳ２４２では、ステップＳ２４０で再計算した後のモータトルクＴｆｍｏｔ’から、以下の式より前輪の要求駆動力Ｆｆｔ’［Ｎ］を再計算する。
Ｆｆｔ’［Ｎ］＝Ｔｆｍｏｔ’［Ｎｍ］／ｔｉｒｅＲ［ｍ］ In the next step S242, the required driving force Fft '[N] of the front wheels is recalculated from the motor torque Tfmot' recalculated in step S240 by the following equation.
Fft '[N] = Tfmot' [Nm] / tireR [m]

次のステップＳ２４４では、後輪駆動力配分の再計算を行う。
Ｆｒｒ’［Ｎ］＝ｒｅｑＦ［Ｎ］−Ｆｆｔ’［Ｎ］ In the next step S244, the rear wheel driving force distribution is recalculated.
Frr '[N] = reqF [N] -Fft' [N]

次のステップＳ２４６では、以下の式より、駆動力再配分による前輪のトルク指示値ＦｔＭｏｔＴｑ’［Ｎｍ］、後輪のトルク指示値ＲｒＭｏｔＴｑ’［Ｎｍ］を求める。
ＦｔＭｏｔＴｑ’［Ｎｍ］＝Ｔｆｍｏｔ’［Ｎｍ］
ＲｒＭｏｔＴｑ’［Ｎｍ］＝Ｆｒｒ’［Ｎｍ］／ＲｒｍｏｔＧｒａｔｉｏ In the next step S246, a front wheel torque instruction value FtMotTq '[Nm] and a rear wheel torque instruction value RrMotTq' [Nm] are obtained from the following formulas by the following formula.
FtMotTq ′ [Nm] = Tfmot ′ [Nm]
RrMotTq ′ [Nm] = Frr ′ [Nm] / RrmotGratio

なお、ＳｔＷ＿Ｒはステアリングホイールの外径、θＬは左側のジョイント角、θＲは右側のジョイント角、Ｓｔ＿Ｇｒａｔｉｏはステアリングギヤ比、ｌｔｅは、タイロッド‐キングピン軸間距離、ＦｔｍｏｔＧｒａｔｉｏはフロントモータギヤ比、ＲｒｍｏｔＧｒａｔｉｏはリヤモータギヤ比、ｔｉｒｅＲはタイヤ半径である。   Note that StW_R is the outer diameter of the steering wheel, θL is the left joint angle, θR is the right joint angle, St_Gratio is the steering gear ratio, lte is the distance between the tie rod and kingpin shafts, FtmotGratio is the front motor gear ratio, and RrmotGratio is the rear motor gear. The ratio, tireR, is the tire radius.

以上のように、図２０の処理によれば、ＥＰＳモータアシスト比率が１よりも大きい場合に、５０：５０の前後駆動力配分比を後輪偏重に変化させるために、前後輪のトルク指示値ＦｔＭｏｔＴｑ’,ＲｒＭｏｔＴｑ’を求めることができる。   As described above, according to the processing of FIG. 20, when the EPS motor assist ratio is larger than 1, the torque command value of the front and rear wheels is changed in order to change the front / rear driving force distribution ratio of 50:50 to rear wheel bias. FtMotTq ′ and RrMotTq ′ can be obtained.

以上説明したように本実施形態によれば、車両状態を考慮して電動パワーステアリングモータ３００のトルクを制御し、車両諸元と要求駆動力から発生する二次偶力を算出することで、トルクステアをキャンセルすることが可能となる。更に、ステアリング操舵角と車両速度Ｖから旋回要求であるヨーレートを算出し、予め電動パワーステアリングモータ３００のトルクを増加させることで、トルクステア分のトルクを打ち消すと同時に旋回性能を向上させることが可能となる。本実施形態によれば、出力低下要求を行うことが無いため、動力性能および走破性能への影響は無く、操舵性能、旋回性能の向上と動力性能の向上の両立が可能となる。   As described above, according to the present embodiment, the torque of the electric power steering motor 300 is controlled in consideration of the vehicle state, and the secondary couple generated from the vehicle specifications and the required driving force is calculated. Steer can be canceled. Further, by calculating the yaw rate, which is a turning request, from the steering angle and the vehicle speed V, and increasing the torque of the electric power steering motor 300 in advance, it is possible to cancel the torque for the torque steer and to improve the turning performance. Becomes According to the present embodiment, since there is no request for lowering the output, there is no influence on the power performance and the running performance, and it is possible to achieve both the improvement of the steering performance, the turning performance, and the improvement of the power performance.

以上、添付図面を参照しながら本発明の好適な実施形態について詳細に説明したが、本発明はかかる例に限定されない。本発明の属する技術の分野における通常の知識を有する者であれば、特許請求の範囲に記載された技術的思想の範疇内において、各種の変更例または修正例に想到し得ることは明らかであり、これらについても、当然に本発明の技術的範囲に属するものと了解される。   As described above, the preferred embodiments of the present invention have been described in detail with reference to the accompanying drawings, but the present invention is not limited to such examples. It is obvious that those skilled in the art to which the present invention pertains can conceive various changes or modifications within the scope of the technical idea described in the claims. It is understood that these also belong to the technical scope of the present invention.

２００ 制御装置
２２２ ＥＰＳモータトルクマップ処理部
２２４ ＥＰＳモータ最大トルク演算部
２２６ ＥＰＳモータアシスト比率演算部
２２８ ステアリング外力キャンセルトルク演算部
２３４ ステアリング外力トルク演算部
２４４ 駆動力配分比演算部
２４８ 車体付加トルク演算部
２５０ ＥＰＳモータ要求トルク演算部
２５２ 操舵アシストトルク演算部
２５４ ＥＰＳモータ要求トルク指示部
１０００ 車両
200 Control device 222 EPS motor torque map processing unit 224 EPS motor maximum torque calculation unit 226 EPS motor assist ratio calculation unit 228 Steering external force cancel torque calculation unit 234 Steering external force torque calculation unit 244 Driving force distribution ratio calculation unit 248 Vehicle additional torque calculation unit 250 EPS motor required torque calculation unit 252 Steering assist torque calculation unit 254 EPS motor required torque instructing unit 1000 Vehicle

Claims (7)

電動パワーステアリングモータによる操舵の要求アシストトルクを演算する要求トルク演算部と、
左右輪を駆動する左右のドライブシャフトの不等長に起因する二次偶力差に基づいて発生するステアリング外力トルクを演算するステアリング外力トルク演算部と、
前記ステアリング外力トルクをキャンセルするステアリング外力キャンセルトルクを演算するステアリング外力キャンセルトルク演算部と、
前記要求アシストトルクと前記ステアリング外力キャンセルトルクに基づいて前記電動パワーステアリングモータを駆動するための操舵アシストトルクを演算する操舵アシストトルク演算部と、
前記電動パワーステアリングモータへの要求トルクが前記電動パワーステアリングモータの最大トルクを上回る場合に、前輪に対して後輪の駆動力が大きくなるように車両の前後輪の駆動力配分比を変更する駆動力配分比演算部と、
を備えることを特徴とする、車両の制御装置。 A request torque calculation unit that calculates a request assist torque for steering by the electric power steering motor;
A steering external force torque calculation unit that calculates a steering external force torque generated based on a secondary couple difference caused by unequal lengths of the left and right drive shafts that drive the left and right wheels;
A steering external force cancel torque calculating unit that calculates a steering external force cancel torque that cancels the steering external force torque;
A steering assist torque calculating unit that calculates a steering assist torque for driving the electric power steering motor based on the request assist torque and the steering external force canceling torque;
When the required torque of the electric power steering motor exceeds the maximum torque of the electric power steering motor, the drive for changing the driving force distribution ratio of the front and rear wheels of the vehicle so that the driving force of the rear wheels becomes larger than the front wheels. A power distribution ratio calculation unit,
A control device for a vehicle, comprising: 前記駆動力配分比演算部は、前記要求アシストトルクと前記ステアリング外力トルクとの合計値が前記電動パワーステアリングモータの最大トルクを超える場合に前記駆動力配分比を変更する、請求項１に記載の車両の制御装置。   2. The driving force distribution ratio according to claim 1, wherein the driving force distribution ratio calculating unit changes the driving force distribution ratio when a total value of the required assist torque and the steering external force torque exceeds a maximum torque of the electric power steering motor. 3. Vehicle control device. 前記電動パワーステアリングモータの回転数に応じた前記最大トルクを演算する最大トルク演算部を備えることを特徴とする、請求項２に記載の車両の制御装置。   The control device for a vehicle according to claim 2, further comprising a maximum torque calculation unit that calculates the maximum torque according to a rotation speed of the electric power steering motor. 前記電動パワーステアリングモータの最大トルクに対する前記要求アシストトルクと前記ステアリング外力トルクとの合計値の比率を演算する比率演算部を備え、
前記駆動力配分比演算部は、前記比率が１を超える場合に前記駆動力配分比を変更する、請求項１〜３のいずれかに記載の車両の制御装置。 A ratio calculating unit that calculates a ratio of a total value of the required assist torque and the steering external force torque to a maximum torque of the electric power steering motor,
The control device for a vehicle according to any one of claims 1 to 3 , wherein the driving force distribution ratio calculation unit changes the driving force distribution ratio when the ratio exceeds 1. ステアリング操舵角と車両速度からステアリング操舵アシストトルクの基本量を演算するアシストトルク基本量演算部と、
目標ヨーレートに対するフィードバックヨーレートの差分から車体付加トルクを演算する車体付加トルク演算部と、を備え、
前記要求トルク演算部は、前記基本量と前記車体付加トルクに基づいて前記要求アシストトルクを演算することを特徴とする、請求項１〜４のいずれかに記載の車両の制御装置。 An assist torque basic amount calculation unit that calculates a basic amount of the steering assist torque from the steering angle and the vehicle speed;
A vehicle additional torque calculation unit that calculates a vehicle additional torque from a difference between the feedback yaw rate and the target yaw rate,
The required torque calculating unit is characterized by calculating the required assist torque based on the vehicle body additional torque and the basic amount control apparatus for a vehicle according to any one of claims 1-4. ステアリング外力キャンセルトルク演算部は、前記ステアリング外力トルクに加えてセルフアライニングトルクをキャンセルするための前記ステアリング外力キャンセルトルクを演算することを特徴とする、請求項１〜５のいずれかに記載の車両の制御装置。 The vehicle according to any one of claims 1 to 5 , wherein the steering external force canceling torque calculation unit calculates the steering external force canceling torque for canceling a self-aligning torque in addition to the steering external force torque. Control device. 電動パワーステアリングモータの要求アシストトルクを演算するステップと、
左右輪を駆動する左右のドライブシャフトの不等長に起因する二次偶力差に基づいて発生するステアリング外力トルクを演算するステップと、
前記ステアリング外力トルクをキャンセルするステアリング外力キャンセルトルクを演算するステップと、
前記要求アシストトルクと前記ステアリング外力キャンセルトルクに基づいて前記電動パワーステアリングモータを駆動するための操舵アシストトルクを演算するステップと、
前記電動パワーステアリングモータへの要求トルクが前記電動パワーステアリングモータの最大トルクを上回る場合に、前輪に対して後輪の駆動力が大きくなるように車両の前後輪の駆動力配分比を変更するステップと、
を備えることを特徴とする、車両の制御方法。 Calculating a required assist torque of the electric power steering motor;
Calculating a steering external force torque generated based on a secondary couple difference caused by unequal lengths of the left and right drive shafts for driving the left and right wheels;
Calculating a steering external force canceling torque for canceling the steering external force torque;
Calculating a steering assist torque for driving the electric power steering motor based on the request assist torque and the steering external force canceling torque;
Changing the drive power distribution ratio between the front and rear wheels of the vehicle such that the drive power of the rear wheels is greater than the drive power of the front wheels when the required torque of the electric power steering motor exceeds the maximum torque of the electric power steering motor. When,
A vehicle control method, comprising:

Images