JPH05193332A - Steering angle and rolling integrated control device for vehicle - Google Patents
Steering angle and rolling integrated control device for vehicleInfo
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- JPH05193332A JPH05193332A JP568792A JP568792A JPH05193332A JP H05193332 A JPH05193332 A JP H05193332A JP 568792 A JP568792 A JP 568792A JP 568792 A JP568792 A JP 568792A JP H05193332 A JPH05193332 A JP H05193332A
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Abstract
Description
【0001】[0001]
【産業上の利用分野】本発明は、車両の舵角・ロール総
合制御装置に係り、とくに、車両に備えた舵角制御装置
及びロール制御装置の夫々の制御特性を相互に連携して
制御し、車両のロールモードを変化させずに舵角制御を
行うことができる装置に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a vehicle steering angle / roll comprehensive control device, and more particularly, to control the control characteristics of the steering angle control device and the roll control device provided in the vehicle in cooperation with each other. , A device capable of controlling a steering angle without changing a roll mode of a vehicle.
【0002】[0002]
【従来の技術】従来、車両の舵角とロール剛性とに係わ
る制御装置としては、例えば本出願人が先に提案してい
る特開平3−164313号に記載のもの(発明の名称
は「車両におけるロール剛性配分及び舵角の総合制御装
置」)が知られている。この従来装置は、ロール剛性の
前後配分を制御可能なロール剛性制御装置と、前輪及び
後輪の少なくとも一方(実施例では双方)の舵角を補助
操舵可能な舵角制御装置とを備え、前記両方の制御装置
の内、一方の制御装置の制御特性を変更する制御特性変
更手段と、この制御特性変更手段による制御特性の変更
に呼応して他方の制御装置の制御特性を補正する制御特
性補正手段とを具備した構成を有する。2. Description of the Related Art Conventionally, as a control device relating to the steering angle and roll rigidity of a vehicle, for example, the one described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 3-164313 previously proposed by the present applicant (the title of the invention is "vehicle" Roll rigidity distribution and rudder angle integrated control device ") is known. This conventional device includes a roll rigidity control device capable of controlling front and rear distribution of roll rigidity, and a steering angle control device capable of assisting steering of at least one of front wheels and rear wheels (both in the embodiment). Of both control devices, control characteristic changing means for changing the control characteristic of one control device, and control characteristic correction for correcting the control characteristic of the other control device in response to the change of the control characteristic by the control characteristic changing means And a configuration including means.
【0003】[0003]
【発明が解決しようとする課題】しかしながら、このよ
うな従来の制御装置にあっては、四輪操舵装置の制御特
性変化に呼応してロール剛性制御装置の制御特性を変更
するように構成されているので、四輪操舵装置で後輪の
横力を増大(又は減少)させた時に、ロール剛性の前輪
側配分を減少(又は増大)させて車両のステア特性を良
好に制御することができるが、このときにロールモード
が変更されてしまうという未解決の課題がある。However, such a conventional control device is configured to change the control characteristic of the roll stiffness control device in response to the change of the control characteristic of the four-wheel steering device. Therefore, when the lateral force of the rear wheels is increased (or decreased) by the four-wheel steering system, the front wheel side distribution of roll rigidity can be decreased (or increased), and the steer characteristic of the vehicle can be controlled well. However, there is an unsolved problem that the roll mode is changed at this time.
【0004】本発明は、上記従来例の未解決の課題に着
目してなされたもので、舵角制御装置とロール制御装置
とを備えた車両において、ロール制御装置によるロール
モードを変化させることなく舵角制御装置による舵角変
化を行うことができる車両の舵角・ロール総合制御装置
を提供することを目的としている。The present invention has been made by paying attention to the unsolved problem of the above-mentioned conventional example. In a vehicle having a steering angle control device and a roll control device, the roll mode is not changed by the roll control device. An object of the present invention is to provide a comprehensive steering angle / roll control device for a vehicle, which can change the steering angle by the steering angle control device.
【0005】[0005]
【課題を解決するための手段】上記目的を達成するため
に、本発明に係る車両の舵角・ロール総合制御装置は、
図1に示すように、前輪及び後輪の少なくとも一方の舵
角を補助操舵可能な舵角制御装置と、車両のロールを少
なくとも過渡的に制御可能なロール制御装置とを備えた
車両において、前記車両のサスペンションジオメトリに
基づいて車両走行状態におけるロール方向瞬間回転中心
を演算する回転中心演算手段と、該回転中心演算手段の
ロール方向瞬間回転中心と前記舵角制御装置の舵角制御
変化量とに基づいて舵角制御によってサスペンションリ
ンクに発生するロールモーメント量を演算するロールモ
ーメント量演算手段と、該ロールモーメント量演算手段
のロールモーメント量を相殺するように前記ロール制御
装置による制御を補正するロール制御補正手段とを備え
たことを特徴としている。In order to achieve the above object, a vehicle steering angle / roll total control system according to the present invention is
As shown in FIG. 1, in a vehicle including a steering angle control device capable of assisting steering of at least one of front wheels and rear wheels, and a roll control device capable of at least transiently controlling a roll of the vehicle, A rotation center calculation means for calculating a roll direction instantaneous rotation center in a vehicle traveling state based on a suspension geometry of the vehicle, a roll direction instantaneous rotation center of the rotation center calculation means, and a steering angle control change amount of the steering angle control device. A roll moment amount calculating means for calculating the roll moment amount generated in the suspension link based on the steering angle control, and a roll control for correcting the control by the roll control device so as to cancel the roll moment amount of the roll moment amount calculating means. It is characterized by comprising a correction means.
【0006】[0006]
【作用】操舵によって舵角制御装置の舵角量に変化を生
じると、その舵角変化の過渡状態でサスペンションリン
クに瞬間的にロールモーメントが発生してロールモード
が変更されることになるが、このときのロールモーメン
ト量を、ロールモーメント量演算手段で、サスペンショ
ンジオメトリに基づいて車両走行状態から演算したロー
ル方向瞬間回転中心と舵角変化量とから算出し、このロ
ールモーメント量を相殺するようにロール制御補正手段
でロール制御装置による制御を補正して、舵角変化によ
るロールモードの変更を防止する。When the steering angle amount of the steering angle control device is changed by steering, a roll moment is momentarily generated in the suspension link in the transitional state of the change of the steering angle, and the roll mode is changed. The roll moment amount at this time is calculated by the roll moment amount calculation means from the roll direction instantaneous rotation center calculated from the vehicle traveling state based on the suspension geometry and the steering angle change amount, and the roll moment amount is offset. The roll control correction means corrects the control by the roll control device to prevent the roll mode from being changed due to a change in the steering angle.
【0007】[0007]
【実施例】以下、本発明の実施例を図面に基づいて説明
する。図2は、本発明を四輪の舵角を補助操舵可能な四
輪駆動車に適用した場合の一実施例を示す概略構成図で
ある。この実施例では、4輪の舵角を補助操舵可能な舵
角制御装置4と、ロール剛性制御装置として油圧式の能
動型サスペンション5とを備えている。Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings. FIG. 2 is a schematic configuration diagram showing an embodiment in which the present invention is applied to a four-wheel drive vehicle in which steering angles of four wheels can be assisted by steering. In this embodiment, a steering angle control device 4 capable of assisting steering of the four wheels and a hydraulic active suspension 5 as a roll rigidity control device are provided.
【0008】図2において、2FL,2FRは左右の前輪で
あり、2RL,2RRは左右の後輪である。まず、舵角制御
装置4について説明する。車輪2FL〜2RRは夫々、車体
に水平方向に揺動可能に支持されたナックル6に回転自
在に支持されている。この内、前輪2FL,2FRについて
は、両ナックル6間を、夫々タイロッド8,8を介して
ラックアンドピニオン式ステアリングギヤ10のラック
軸10Aで連結している。このラック軸10Aにはステ
アリングシャフト12がピニオンを介して噛合してお
り、ステアリングホイール14を回転させることによ
り、前輪を機械式に主操舵できるようになっている。In FIG. 2, 2FL and 2FR are left and right front wheels, and 2RL and 2RR are left and right rear wheels. First, the steering angle control device 4 will be described. Each of the wheels 2FL to 2RR is rotatably supported by a knuckle 6 which is horizontally swingably supported on the vehicle body. Of these, the front wheels 2FL and 2FR are connected between the knuckles 6 by tie rods 8 and 8 by a rack shaft 10A of a rack and pinion type steering gear 10. A steering shaft 12 meshes with the rack shaft 10A via a pinion, and the front wheel can be mechanically steered by rotating the steering wheel 14.
【0009】また、ステアリングギヤ10のギヤケース
は、片ロッド形シリンダ14のピストンロッド14aに
弾性体を介して連結されており、このピストンロッド1
4aのストロークに伴ってステアリングギヤ10を補助
操舵可能になっている。シリンダ14はピストンロッド
14aと一体のピストン14bによって左右の圧力室1
4L,14Rに分割されていると共に、各圧力室14
L,14R内にピストンロッド14aを中立位置即ち前
輪2FL, 2FRが非転舵状態となる中立位置に復帰させる
コイルスプリング15L,15Rが介挿され、圧力室1
4L,14Rに供給される圧力油量に応じてピストンロ
ッド14aが左(又は右)方向にストロークされ、これ
に応じて前輪2FL, 2FRが左(又は右)転舵される。The gear case of the steering gear 10 is connected to the piston rod 14a of the single rod cylinder 14 via an elastic body.
With the stroke of 4a, the steering gear 10 can be assisted by steering. The cylinder 14 is provided with a piston rod 14a and a piston 14b which are integral with each other.
It is divided into 4L and 14R, and each pressure chamber 14
Coil springs 15L, 15R for returning the piston rod 14a to the neutral position, that is, the neutral position where the front wheels 2FL, 2FR are in the non-steered state are inserted in the L, 14R, and the pressure chamber 1
The piston rod 14a is stroked in the left (or right) direction according to the amount of pressure oil supplied to the 4L, 14R, and the front wheels 2FL, 2FR are steered left (or right) accordingly.
【0010】後輪2RL,2RRについては、両ナックル6
間を、夫々タイロッド16,16を介して両ロッド形の
複動シリンダ20のピストンロッド20aが後輪操舵用
の操舵軸として接続されている。複動シリンダ20は、
ピストンロッド20aと一体のピストン20bによって
左右の圧力室20L,20Rに分割されていると共に、
各圧力室4L,4R内にピストンロッド20aを中立位
置即ち後輪2RL, 2RRが非転舵状態となる中立位置に復
帰させるコイルスプリング21L,21Rが介挿され、
圧力室20L,20Rに供給される圧力油量に応じてピ
ストンロッド20aが左(又は右)方向にストロークさ
れ、これに応じて後輪2RL, 2RRが左(又は右)転舵さ
れる。For the rear wheels 2RL and 2RR, both knuckles 6
The piston rod 20a of the double-acting double-acting cylinder 20 is connected as a steering shaft for steering the rear wheels via tie rods 16 and 16, respectively. The double-acting cylinder 20 is
It is divided into left and right pressure chambers 20L and 20R by a piston 20b which is integral with the piston rod 20a, and
Coil springs 21L and 21R are inserted in the pressure chambers 4L and 4R to return the piston rod 20a to the neutral position, that is, the neutral position where the rear wheels 2RL and 2RR are in the non-steering state.
The piston rod 20a is stroked in the left (or right) direction according to the amount of pressure oil supplied to the pressure chambers 20L, 20R, and the rear wheels 2RL, 2RR are steered left (or right) accordingly.
【0011】さらに、前記シリンダ14,20の夫々
は、油圧供給装置22からの所定圧の作動油を分流弁2
4及び制御弁26又は28を介して、その両室L,Rに
受けるようになっている。油圧供給装置22は、後述す
る能動型サスペンションの油圧源をも兼ねるもので、車
両エンジンによって駆動してタンク内の作動油を吐出す
る2連ポンプを有し、その一方の吐出回路が供給側管路
29を介して分流弁24の入力ポートに接続されてい
る。分流弁24は、制御弁26,28に対する分流機能
を果たすもので、第3図に示すように、シャトルスプー
ル24aがばね24b,24cにより中立位置に弾支さ
れ、スプール24aの両端に圧力室24d,24eが画
成されている。さらに、圧力室24d,24eがスプー
ル24aに形成した径の異なるオリフィス24f,24
gを介して管路29に連通させるとともに、スプール2
4aに形成した横孔24h,24i及び出力ポート24
j,24kを介して管路30,32に連通させている。
このため、横孔24h,24iと出力ポート24j,2
4kとの連通度は、夫々、圧力室24d,24eの圧力
に応動するスプール24aのストローク量によって加減
される。Furthermore, each of the cylinders 14 and 20 divides the hydraulic oil of a predetermined pressure from the hydraulic pressure supply device 22 into the flow dividing valve 2.
4 and the control valve 26 or 28 to receive them in both chambers L and R. The hydraulic pressure supply device 22 also serves as a hydraulic pressure source of an active suspension, which will be described later, and has a dual pump that is driven by the vehicle engine to discharge the hydraulic oil in the tank, and one of the discharge circuits has a supply side pipe. It is connected to the input port of the shunt valve 24 via a line 29. The flow dividing valve 24 performs a flow dividing function for the control valves 26 and 28. As shown in FIG. 3, the shuttle spool 24a is elastically supported by springs 24b and 24c at a neutral position, and pressure chambers 24d are provided at both ends of the spool 24a. , 24e are defined. Further, the pressure chambers 24d and 24e are formed in the spool 24a and have orifices 24f and 24 having different diameters.
g to communicate with the pipeline 29, and the spool 2
The horizontal holes 24h and 24i formed in 4a and the output port 24
The conduits 30 and 32 are communicated with each other via j and 24k.
Therefore, the horizontal holes 24h and 24i and the output ports 24j and 2 are
The degree of communication with 4k is adjusted by the stroke amount of the spool 24a that responds to the pressure in the pressure chambers 24d and 24e, respectively.
【0012】ここで、管路30の要求流量Qf は前輪側
シリンダ14のピストン受圧面積Aとピストン移動速度
vとの積A・v(=Qf )で表される。移動速度vは、
シリンダ14のストロークをδ,前輪補助操舵周波数を
fとすると、v=2π・f・δであるから、管路30の
要求流量Qf は、Qf =A・2π・f・δとなる。同様
に、後輪側管路32の要求流量Qr は、Qr =A・2π
・f・δである。ポンプの全体吐出量Q0 はQ0 =Qf
+Qr に設定されており、Qf /Q0 ,Qf /Q0 の比
に対応して各々のオリフィス24g,24fの径が設定
されている。このため、分流弁24は入力する流量Q0
を要求流量Qf ,Qr に分配して管路30,32に夫々
供給する。そして、管路30又は32のライン圧が負荷
外乱等により低下すると、スプール24aが図4中,右
行,左行して横孔24i又は24kの開度を減じて、圧
力低下した系に多くの作動油が供給され、前述した流量
配分比が崩れるのを防止するとともに、一方の系統の圧
力変動が他方に影響するのを防止する。Here, the required flow rate Q f of the pipe 30 is represented by the product A · v (= Q f ) of the piston pressure receiving area A of the front wheel side cylinder 14 and the piston moving speed v. The moving speed v is
Assuming that the stroke of the cylinder 14 is δ and the front wheel auxiliary steering frequency is f, v = 2π · f · δ, so the required flow rate Q f of the conduit 30 is Q f = A · 2π · f · δ. Similarly, the required flow rate Q r of the rear wheel side conduit 32 is Q r = A · 2π
・ F · δ. The total discharge amount Q 0 of the pump is Q 0 = Q f
It is set to + Q r , and the diameters of the orifices 24g and 24f are set corresponding to the ratios of Q f / Q 0 and Q f / Q 0 . Therefore, the flow dividing valve 24 inputs the flow rate Q 0.
Is distributed to the required flow rates Q f and Q r and supplied to the pipelines 30 and 32, respectively. When the line pressure of the pipe lines 30 or 32 decreases due to load disturbance or the like, the spool 24a moves rightward or leftward in FIG. 4 to reduce the opening degree of the lateral hole 24i or 24k, so that the pressure is reduced in the system. Hydraulic fluid is supplied to prevent the flow rate distribution ratio from collapsing and prevent pressure fluctuations in one system from affecting the other.
【0013】上記出力ポートの内、一方のポート24k
が管路30を介して前輪側の制御弁26のポンプポート
Pに、また他方のポート24jが管路32を介して後輪
側の制御弁28のポンプポートPに接続されるととも
に、それらの各タンクポートTが戻り側管路34を介し
て油圧供給装置22のドレン側に接続されている。制御
弁26,28は、各々、4ポート3位置,スプリングセ
ンタ形の電磁方向切換弁で構成され、その電磁ソレノイ
ドに舵角コントローラ36から供給される指令電流I,
Iに応じてオフセット位置をとる。この制御弁26,2
8の両シリンダポートA,Bは、前記シリンダ14又は
18の両室14L,14R又は20L,20Rに夫々連
通されている。One of the output ports 24k
Is connected to the pump port P of the control valve 26 on the front wheel side via the line 30, and the other port 24j is connected to the pump port P of the control valve 28 on the rear wheel side via the line 32. Each tank port T is connected to the drain side of the hydraulic pressure supply device 22 via the return side pipe line 34. The control valves 26 and 28 are each composed of a 4-port 3-position, spring center type electromagnetic directional control valve, and a command current I, which is supplied from a steering angle controller 36 to the electromagnetic solenoids thereof.
Takes an offset position according to I. This control valve 26, 2
Both cylinder ports A and B of No. 8 are connected to both chambers 14L and 14R or 20L and 20R of the cylinder 14 or 18, respectively.
【0014】このため、制御弁26,28の夫々は、指
令電流I,Iが共にオフのときに中立位置をとって供給
流量を全量,ドレン配管34に戻し、シリンダ14又は
20の両室14L,14R又は20L,20Rの圧力を
零とする。また、指令電流I,Iの何れか一方がオンの
ときに所定のオフセット位置をとり、シリンダ室L又は
Rに作動油を供給する。Therefore, each of the control valves 26 and 28 is in the neutral position when the command currents I and I are both off, and the entire supply flow rate is returned to the drain pipe 34, and both chambers 14L of the cylinder 14 or 20 are supplied. , 14R or 20L, 20R is set to zero. Further, when any one of the command currents I and I is turned on, the hydraulic oil is supplied to the cylinder chamber L or R at a predetermined offset position.
【0015】また、ステアリングホイール14の操舵角
及び回転方向に応じた2種類のパルス信号を出力する操
舵角センサ38が設けられていると共に、車両の車速に
応じたパルス信号を出力する車速センサ40が設けら
れ、且つ前輪及び後輪の夫々の一方側例えば2FL及び2
RLに転舵方向信号、中立位置信号及び操舵角に応じたパ
ルス信号を出力する転舵角センサ42F及び42Rが配
設されていると共に、図3に示すように、後輪側の各サ
スペンションにおけるラテラル方向リンク44F,44
Rの車体側取付部にその車高変化に応じた回転角度を検
出する車高センサ46L,46Rが配設されている。A steering angle sensor 38 for outputting two kinds of pulse signals corresponding to the steering angle and the rotating direction of the steering wheel 14 is provided, and a vehicle speed sensor 40 for outputting a pulse signal according to the vehicle speed of the vehicle. And one side of each of the front and rear wheels, for example 2FL and 2
The RL is provided with steering angle sensors 42F and 42R that output a steering direction signal, a neutral position signal, and a pulse signal corresponding to the steering angle, and as shown in FIG. 3, in each suspension on the rear wheel side. Lateral link 44F, 44
Vehicle height sensors 46L and 46R for detecting a rotation angle corresponding to the vehicle height change are disposed on the R-side mounting portion of the vehicle body.
【0016】舵角コントローラ36は、例えばマイクロ
コンピュータを搭載して構成され、操舵角センサ38か
らの舵角検出信号Dθ,車速センサ40からの車速検出
信号DVを読み込んで図8に示すように通常の前後輪に
対する四輪操舵制御を実行すると共に、そのときの後輪
操舵角δR を後述するロール剛性コントローラ60に送
出する。The steering angle controller 36 is constructed by mounting a microcomputer, for example, and normally reads the steering angle detection signal Dθ from the steering angle sensor 38 and the vehicle speed detection signal DV from the vehicle speed sensor 40, as shown in FIG. The four-wheel steering control for the front and rear wheels is executed, and the rear wheel steering angle δ R at that time is sent to the roll rigidity controller 60 described later.
【0017】能動型サスペンション5は、車体側部材と
車輪2FL〜2RRの車輪側部材との間に各々介装された姿
勢制御用油圧シリンダ50FL〜50RRと、この姿勢制御
用油圧シリンダ50FL〜50RRの作動圧を、指令電流i
に応じて個別に調整する圧力制御弁52FL〜52RRとを
備えている。姿勢制御用油圧シリンダ50FL〜50RRの
各々は、図5に示すように片ロッド形複動シリンダで構
成され、具体的には、シリンダチューブ50a内に連通
孔を有するピストン50bにより隔設されたシリンダ室
RMが形成され、シリンダチューブ50aの下端が車輪
側部材に取り付けられる一方、ピストンロッド50cの
上端が車体側部材に取り付けられ、ピストン50bの上
下面の受圧面積差によって所定の推力を発生する。な
お、油圧シリンダ50FL〜50RRには、比較的低いばね
定数であって車体の静荷重を支持するコイルスプリング
51が併設されている。The active suspension 5 includes attitude control hydraulic cylinders 50FL to 50RR respectively interposed between the vehicle body side member and the wheel side members of the wheels 2FL to 2RR, and the attitude control hydraulic cylinders 50FL to 50RR. The operating pressure is the command current i
Pressure control valves 52FL to 52RR that are individually adjusted in accordance with the above. Each of the attitude control hydraulic cylinders 50FL to 50RR is configured by a single rod type double acting cylinder as shown in FIG. 5, and is specifically a cylinder separated by a piston 50b having a communication hole in a cylinder tube 50a. The chamber RM is formed, the lower end of the cylinder tube 50a is attached to the wheel side member, and the upper end of the piston rod 50c is attached to the vehicle body side member, and a predetermined thrust is generated by the pressure receiving area difference between the upper and lower surfaces of the piston 50b. The hydraulic cylinders 50FL to 50RR are provided with a coil spring 51 that has a relatively low spring constant and supports a static load of the vehicle body.
【0018】圧力制御弁52FL〜52RRは、夫々、従来
周知の3ポート比例電磁減圧弁(例えば特開昭64−7
4111号参照)で構成され、その供給ポート,戻りポ
ートが夫々供給側配管54,戻り側配管56を介して油
圧供給装置22の吐出側,ドレン側に接続されるととも
に、出力ポートが配管58を介して油圧シリンダ50FL
〜50RRのシリンダ室RMに接続されている。この圧力
制御弁52FL〜52RRは、比例ソレノイドにロール剛性
コントローラ60から供給される指令電流iに対し、図
6に示すように変化する制御圧Pを出力ポートからシリ
ンダ室RMに供給する。つまり、指令電流iが零のとき
に制御圧Pも零となり、この状態から指令電流iに比例
して直線的に増加し、最大指令電流iMAX のときに設定
ライン圧に相当する最大制御圧PMAX となる。なお、図
中、iN は中立指令電流,PN は中立制御圧である。Each of the pressure control valves 52FL to 52RR is a conventionally known three-port proportional electromagnetic pressure reducing valve (for example, Japanese Patent Laid-Open No. 64-7).
4111), the supply port and the return port are connected to the discharge side and the drain side of the hydraulic pressure supply device 22 via the supply side pipe 54 and the return side pipe 56, respectively, and the output port is connected to the pipe 58. Through hydraulic cylinder 50FL
It is connected to the cylinder chamber RM of ˜50 RR. The pressure control valves 52FL to 52RR supply control pressure P, which changes as shown in FIG. 6, to the cylinder chamber RM in response to the command current i supplied from the roll stiffness controller 60 to the proportional solenoid. That is, the control pressure P also becomes zero when the command current i is zero, and linearly increases from this state in proportion to the command current i, and at the maximum command current i MAX , the maximum control pressure corresponding to the set line pressure. It becomes P MAX . In the figure, i N is the neutral command current and P N is the neutral control pressure.
【0019】ロール剛性コントローラ60は、舵角コン
トローラ36と同様にマイクロコンピュータを搭載して
構成され、車輪速センサ62FL〜62RRの車輪速度信号
DN FL〜DNRR,横加速度センサ64の横加速度信号G
Y を読み込んで通常のロール剛性制御を図8のように行
うと共に、後述する判断回路63及び舵角コントローラ
36からの信号α01,α2 に対しても図9に示したロー
ル抑制制御を行い、さらに後輪舵角δR 及び車高センサ
46L,46Rからの回転角θL,θR に基づいて後輪舵
角δR の変化に応じて発生するロールモーメント分を相
殺するロール剛性補正処理も実行する。ここで、車輪速
センサ62FL〜62RRは各輪2FL〜2RRに対応して設置
され、車輪2FL〜2RRの回転速度に対応したパルス信号
を出力するものであり、横加速度センサ64は車体の重
心位置等に装備され、車体の横方向に発生する加速度に
応じた電気信号GY を出力する。The roll rigidity controller 60 is a steering angle controller.
A microcomputer is installed like the tracker 36
Wheel speed signals of the wheel speed sensors 62FL to 62RR configured
DN FL~ DNRR, Lateral acceleration signal G of the lateral acceleration sensor 64
YAnd perform normal roll stiffness control as shown in Fig. 8.
In addition, a determination circuit 63 and a steering angle controller described later
Signal α from 3601, Α2Also for the low shown in Figure 9
Control is performed, and the rear wheel steering angle δRAnd vehicle height sensor
Rotation angle θ from 46L, 46RL,θRRear wheel rudder based on
Angle δRThe roll moment generated according to the change in
A roll rigidity correction process for killing is also executed. Where wheel speed
Sensors 62FL to 62RR are installed corresponding to each wheel 2FL to 2RR
Pulse signal corresponding to the rotation speed of the wheels 2FL to 2RR
The lateral acceleration sensor 64 outputs the weight of the vehicle body.
Equipped at the core position, etc.
Electric signal G according toYIs output.
【0020】さらに、本実施例では、舵角コントローラ
36及びロール剛性コントローラ60に対する特性要求
機構として、マニュアルスイッチ65及び判断回路63
が装備されている。マニュアルスイッチ65は乗員の意
志によって操作されるもので、該スイッチ65から判断
回路に出力されるスイッチ信号Sは、中立位置である
「ノーマル走行」位置のときに零となり、テールスライ
ド(オーバステア傾向)気味に走る「舵の効き高め」位
置のときに正の所定値になり、さらに、より安定走行
(アンダーステア傾向)を志向する「安定走行」位置の
ときに負の所定値になる。ここで、「舵の効き高め」位
置及び「安定走行」位置の選択は常に「ノーマル走行」
位置を介して実施される。Further, in this embodiment, as a characteristic request mechanism for the steering angle controller 36 and the roll rigidity controller 60, a manual switch 65 and a judgment circuit 63 are used.
Is equipped with. The manual switch 65 is operated by the will of the occupant, and the switch signal S output from the switch 65 to the judgment circuit becomes zero at the "normal running" position which is the neutral position, and the tail slide (oversteer tendency) is generated. The value becomes a positive predetermined value at the "higher steering effectiveness" position where the driver is slightly running, and further becomes a negative predetermined value at the "stable running" position, which aims for more stable running (understeer tendency). Here, the selection of "higher steering effect" position and "stable running" position is always "normal running".
It is carried out through the position.
【0021】判断回路63は、入力するスイッチ信号S
の値に応じて乗員の指令するステア特性の内容を判断
し、舵角コントローラ36又はロール剛性コントローラ
60に指令を与える。つまり、スイッチ信号Sが零のと
きには両コントローラ36,60に対する指令を行わ
ず、スイッチ信号Sが負の所定値であるときにはロール
剛性コントローラ60に所定値の判断信号α01を出力す
る一方、スイッチ信号Sが正の所定値であるときには舵
角コントローラ36に所定値の判断信号α02を出力する
ようになっている。The judgment circuit 63 inputs the switch signal S
The content of the steer characteristic instructed by the occupant is determined according to the value of ∘ and the command is given to the steering angle controller 36 or the roll rigidity controller 60. That is, when the switch signal S is zero, no instruction is given to both the controllers 36 and 60, and when the switch signal S is a negative predetermined value, the roll rigidity controller 60 outputs a determination signal α 01 of a predetermined value, while the switch signal S When S has a positive predetermined value, the steering angle controller 36 outputs a determination signal α 02 having a predetermined value.
【0022】ここで、本実施例による総合制御の原理を
図7に基づき説明する。なお、図中の2つの曲線A,B
は2つの制御ユニットA(本実施例では舵角制御装置に
相当)、B(本実施例ではロール剛性制御装置である能
動型サスペンションに相当)に係る、ステア特性−舵の
効きの特性例を示す。一般に、ステア特性及び舵の効き
の関係は図7に示すよう、アンダーステア(US)にす
るほど舵の効きは悪くなる。ステア特性は望ましいゾー
ンがあり、舵の効きは必要なレベルがあるため、両者を
満足する望ましい性能領域は図中の斜線部となる。The principle of total control according to this embodiment will be described with reference to FIG. The two curves A and B in the figure
Is a steer characteristic-a characteristic example of steering effectiveness relating to two control units A (corresponding to a steering angle control device in this embodiment) and B (corresponding to an active suspension which is a roll rigidity control device in this embodiment). Show. In general, regarding the relationship between the steering characteristic and the steering effectiveness, as shown in FIG. 7, the steering effectiveness becomes worse as the understeer (US) is set. Since the steer characteristic has a desirable zone and the steering effect has a required level, the desirable performance region that satisfies both is the shaded area in the figure.
【0023】いま、ユニットAをA1 点,ユニットBを
B1 点で制御し、トータル性能をC 1 点においていると
き、走行条件或いはドライバーの意図等から、よりアン
ダーステア(US)側の特性が要求されたとする。この
場合、ユニットBをUS側に制御する方が良い効率を得
ることができるので、ユニットBを例えばB2 点で制御
すると、トータル性能がC1 ′となり、よりUS側のス
テア特性が得られる。しかし、舵の効きが悪くなってし
まうため、例えば、ユニットAの制御をA2 に移し、ト
ータル性能をC2 にする必要がある。同様に、舵の効き
を向上させる必要が生じたときに、ユニットAの方が感
度が良いので、ユニットAの制御点をA 1 から例えばA
2 点に移動させ、トータル性能をC1 ″点においたとす
る。これによって、舵の効きは良好になるものの、ステ
ア特性が斜線部から外れるので、ユニットBの制御点を
例えばB1 からB2 点に移し、トータル性能をC2 点に
移して、ステア特性をUS側に移動させる必要が生じ
る。Now, replace unit A with A1Point, unit B
B1Controlled by points, total performance is C 1When you are at the point
Depending on driving conditions, driver's intention, etc.
It is assumed that the characteristics of the duster (US) side are required. this
In that case, it is better to control the unit B to the US side for better efficiency.
Unit B, for example, B2Controlled by points
Then, the total performance is C1’
Tear characteristics can be obtained. However, the effectiveness of the rudder has deteriorated
To control the unit A2Move to
Total performance is C2Need to Similarly, the effectiveness of the rudder
When you need to improve the
Since the degree is good, set the control point of unit A to A 1From eg A
2Move to the point and total performance is C1I'm at the point
It This improves the effectiveness of the rudder, but
(A) The characteristics deviate from the shaded area.
For example B1To B2Move to the point, and total performance is C2To the point
Need to move the steering characteristics to the US side.
It
【0024】このようにステア特性及び舵の効きについ
て特性変更の要求があったとき、特性を変更するのに一
番感度の良いユニット(本実施例ではステア特性ならユ
ニットB,舵の効きならユニットA)でその要求に応
え、他のユニットは、制御を変更したユニットの変化に
合わせて特性を補う方向に制御するのが望ましいことに
なる。As described above, when there is a request for changing the characteristics of the steering characteristic and the steering effect, the unit having the highest sensitivity for changing the characteristics (in the present embodiment, the steering characteristic is the unit B, and the steering effect is the unit). In A), it becomes desirable to respond to the request, and to control the other units in the direction of compensating for the characteristics according to the change of the unit whose control is changed.
【0025】次に、上記実施例の動作を舵角コントロー
ラ36及びロール剛性コントローラ60の処理手順の一
例を夫々示す図8及び図9のフローチャートを伴って説
明する。舵角コントローラ36は、一定時間(例えば2
0msec)毎に図8に示すタイマ割込処理を実施する。Next, the operation of the above embodiment will be described with reference to the flow charts of FIGS. 8 and 9 showing examples of the processing procedure of the steering angle controller 36 and the roll rigidity controller 60, respectively. The rudder angle controller 36 is operated for a fixed time (for example, 2
The timer interrupt process shown in FIG. 8 is executed every 0 msec.
【0026】まず、舵角コントローラ36は、同図ステ
ップS1において車速信号DV,操舵角信号Dθを読み
込み、その値から車速V,操舵角θを求め、ステップS
2に移行する。このステップS2では、従来周知の手法
(例えば特開昭60−161266号参照)を用いて前
後輪2FL,2FR、2RL,2RRに対する補助舵角δF ,δ
R を各々演算する。この演算値δF ,δR は、ノーマル
走行に対応するもので、本実施例では図10の舵角制御
装置4(ユニットA)係る曲線A中の制御点A 1 の特性
を決める値としている。First, the steering angle controller 36 is
At step S1, the vehicle speed signal DV and the steering angle signal Dθ are read.
Then, the vehicle speed V and the steering angle θ are calculated from these values, and step S
Move to 2. In this step S2, a conventionally known method is used.
(See, for example, JP-A-60-161266)
Auxiliary steering angle δ for rear wheels 2FL, 2FR, 2RL, 2RRF, Δ
RAre calculated respectively. This calculated value δF, ΔRIs normal
This embodiment corresponds to running, and in this embodiment, the steering angle control of FIG.
Control Point A in Curve A for Device 4 (Unit A) 1Characteristics of
Is the value that determines.
【0027】次いでステップS3に移行し、コントロー
ラ36は判断回路63からの判断信号α02を入力し、ス
テップS4に移行する。ステップS4では、判断信号α
02がオンであるか否かをみて、マニュアルスイッチ65
から特性変更の要求,即ち「ノーマル走行」から「舵の
効き高め走行」への要求があったか否かを判断する。こ
の判断で信号α02がオフであって特性変更の要求が無い
とすると、ステップS5に移行してロール剛性コントロ
ーラ60からの補正信号α1 を読み込む。次いでステッ
プS6に移行し、読み込んだ補正信号α1 がオンか否か
をみることによって舵角制御装置4の特性補正か否かを
判断する。Next, in step S3, the controller 36 inputs the determination signal α 02 from the determination circuit 63, and the process proceeds to step S4. In step S4, the determination signal α
Check whether 02 is on or not, and select manual switch 65
Then, it is judged whether or not there is a request for characteristic change, that is, a request from "normal running" to "running with increased steering effectiveness". If it is determined that the signal α 02 is off and there is no request to change the characteristic, the process proceeds to step S5 and the correction signal α 1 from the roll rigidity controller 60 is read. Next, the process proceeds to step S6, and it is determined whether or not the characteristic correction of the steering angle control device 4 is performed by checking whether or not the read correction signal α 1 is ON.
【0028】このステップS6において、補正信号α1
がオフである場合には特性補正の要求は無いから、結
局、ドライバがマニュアルスイッチ65を介して行って
いる走行性能の指令は「ノーマル走行」であると判断し
て、ステップS7,S8の出力処理を実行する。つま
り、ステップS7では、ロール剛性コントローラ60に
出力する補正信号α2 =オフを維持し、ステップS8で
は、前記ステップS2で演算した補助舵角δF ,δR に
対応して操舵指令値DF,DR を内蔵するソレノイド駆動
回路に夫々出力する。In step S6, the correction signal α 1
When the switch is off, there is no request for characteristic correction, so in the end, it is judged that the command of the driving performance given by the driver via the manual switch 65 is "normal driving", and the outputs of steps S7 and S8 are output. Execute the process. That is, in step S7, the correction signal α 2 = OFF output to the roll rigidity controller 60 is maintained, and in step S8, the steering command value D F corresponding to the auxiliary steering angles δ F and δ R calculated in step S2. , D R to the built-in solenoid drive circuit, respectively.
【0029】これにより、ソレノイド駆動回路,即ち舵
角コントローラ36から制御弁26,28のソレノイド
にオン又はオフの指令電流IDF,IDRが夫々供給される
から、制御弁26,28は所定のオフセット位置をと
る。そこで、シリンダ14,20のシリンダ室L(又は
R)に作動油が供給され、シリンダ室R(又はL)の作
動油がドレン側に排出されてシリンダ14,20のロッ
ド14A,18を右行(又は左行)される。この結果、
前輪2FL,2FRは補助的に左転舵(又は右転舵)され、
後輪2RL,2RRは補助的に右転舵(又は左転舵)され
て、ステアリングホイール14の主操舵に対して予め設
定したノーマル走行での補助舵角制御がなされ、図11
中の制御点A1 での特性が得られる。As a result, the solenoid drive circuit, that is, the steering angle controller 36 supplies the on / off command currents I DF and I DR to the solenoids of the control valves 26 and 28, respectively. Take an offset position. Therefore, the hydraulic oil is supplied to the cylinder chamber L (or R) of the cylinders 14 and 20, and the hydraulic oil of the cylinder chamber R (or L) is discharged to the drain side, and the rods 14A and 18 of the cylinders 14 and 20 are moved to the right. (Or left). As a result,
The front wheels 2FL and 2FR are turned left (or right) as an auxiliary
The rear wheels 2RL and 2RR are steered to the right (or to the left) in an auxiliary manner, and the auxiliary steering angle control in normal traveling that is preset with respect to the main steering of the steering wheel 14 is performed.
The characteristic at the control point A 1 is obtained.
【0030】一方、上述したタイマ割込処理を繰り返す
中で、前記ステップS4において、読み込んだ判断信号
α02がオンである場合は、舵の効きを高める特性変更の
要求が舵角制御装置4に対してなされていると判断され
る。そこで、この場合にはステップS9,S10の処理
が順次なされる。つまり、舵角コントローラ36はステ
ップS9で、後輪2RL,2RRを切り増す、即ちステア特
性を所定のオーバステア側にして舵の効きを高める補助
舵角増分ΔδR ′を補助舵角δR に加算する。ここで、
増分ΔδR ′は図11の曲線Aの制御点をA1 からA2
に移行させる値に設定されている。さらに、これに呼応
してステップS10では、前輪2FL,2FRを切り戻して
ヨーレートゲインを補正する補助舵角δF =δF −Δδ
F ′を演算する。On the other hand, when the read judgment signal α 02 is ON in step S4 while repeating the above-mentioned timer interruption processing, a request for changing the characteristic for increasing the steering effect is issued to the steering angle control device 4. It is judged that it is being done against. Therefore, in this case, the processes of steps S9 and S10 are sequentially performed. That is, in step S9, the steering angle controller 36 adds to the auxiliary steering angle δ R the auxiliary steering angle increment Δδ R ′ that increases the rear wheels 2RL, 2RR, that is, sets the steer characteristic to a predetermined oversteer side to enhance the steering effect. To do. here,
The increment Δδ R ′ changes the control points of the curve A in FIG. 11 from A 1 to A 2
Is set to the value to be transferred to. Further, in response to this, in step S10, the auxiliary steering angle δ F = δ F −Δδ for correcting the yaw rate gain by cutting back the front wheels 2FL, 2FR.
Calculate F ′.
【0031】この後、ステップS11に移行して、舵角
コントローラ36はロール剛性コントローラ60に、ロ
ール剛性の補正を要求する補正信号α2 をオンとし、ス
テップS8に移行する。これによって、前述したと同様
に舵角制御されるから、後輪2RL,2RRの舵角が所定値
だけ切り増しされて舵の効きが高められるとともに、前
輪2FL,2FRの舵角が所定値だけ切り戻されてヨーレー
トゲインが補正され、スピンが防止される。結局、舵角
制御装置4による舵の効き具合は、図11の制御点A2
の特性となる。After that, the process goes to step S11, the steering angle controller 36 turns on the correction signal α 2 for requesting the roll rigidity controller 60 to correct the roll rigidity, and the process goes to step S8. As a result, since the steering angle is controlled in the same manner as described above, the steering angles of the rear wheels 2RL, 2RR are increased by a predetermined value to enhance the steering effect, and the steering angles of the front wheels 2FL, 2FR are increased by a predetermined value. It is cut back to correct the yaw rate gain and spin is prevented. After all, the effectiveness of the rudder by the rudder angle control device 4 depends on the control point A 2 in FIG.
It becomes the characteristic of.
【0032】さらに、前述した処理を繰り返す中で、前
記ステップS6において、入力した補正信号α1 がオン
のときは舵角制御の特性補正のみが要求されている判断
される。このような特性補正の要求は、前述した発明の
原理のように、ドライバがマニュアルスイッチ62を介
して「安定走行(US傾向)」のステア特性を能動型サ
スペンション5に要求した場合になされるもので、この
状態は後述するように能動型サスペンション5によって
ステア特性がアンダーステア側に特性変更され、舵の効
きが悪化しようとしている場合である。Further, while repeating the above-described processing, it is determined in step S6 that only the characteristic correction of the steering angle control is required when the input correction signal α 1 is ON. The request for such characteristic correction is made when the driver requests the steer characteristic of “stable running (US tendency)” to the active suspension 5 via the manual switch 62, as in the principle of the invention described above. In this state, the steer characteristic is changed to the understeer side by the active suspension 5 as described later, and the effectiveness of the rudder is about to deteriorate.
【0033】そこで、ステップS12,S13に移行
し、前述したステップS9,S10と同様に処理する。
つまり、ステップS12では、δR =δR +ΔδR ″の
演算を行って後輪2RL,2RRを切り増しする補助舵角δ
R を演算する。ここで、増分ΔδR ″は図11の曲線A
の制御点をA1 からA3 に移行させる値に設定されてい
る。これに呼応してステップS13では、前輪2FL,2
FRを切り戻してヨーレートゲインを補正する補助舵角δ
F =δF −ΔδF ″を演算する。ここで、ΔδR ″<Δ
δR ′,ΔδF ″<ΔδF ′である。Therefore, the process proceeds to steps S12 and S13 and is processed in the same manner as steps S9 and S10 described above.
That is, in step S12, the auxiliary steering angle δ for increasing the rear wheels 2RL and 2RR by performing the calculation of δ R = δ R + Δδ R ″.
Calculate R. Here, the increment Δδ R ″ is the curve A in FIG.
Is set to a value for shifting the control point of A from A 1 to A 3 . In response to this, in step S13, the front wheels 2FL, 2FL
Auxiliary steering angle δ that corrects yaw rate gain by switching back FR
F = δ F −Δδ F ″ is calculated, where Δδ R ″ <Δ
δ R ′, Δδ F ″ <Δδ F ′.
【0034】この後、ロール剛性コントローラ60にロ
ール剛性の補正を要求することなく、ステップS8に移
行する。これによって、制御装置4,5間の循環する制
御ループが断たれるとともに、前述した特性変更時と同
様に舵角制御され、舵角制御装置4による舵の効き具合
は、図11の制御点A3 の特性となる。続いて、上述の
舵角コントローラ36による処理と並行して実行され
る、ロール剛性コントローラ60の処理を説明する。こ
のロール剛性コントローラ60は、一定時間(例えば2
0msec)毎に図9に示すタイマ割込処理を実施する。Thereafter, the process proceeds to step S8 without requesting the roll stiffness controller 60 to correct the roll stiffness. As a result, the circulating control loop between the control devices 4 and 5 is broken, and the steering angle is controlled in the same manner as when the characteristics are changed as described above. The effectiveness of the steering by the steering angle control device 4 is determined by the control points in FIG. It becomes the characteristic of A 3 . Next, the processing of the roll rigidity controller 60, which is executed in parallel with the above-described processing by the steering angle controller 36, will be described. This roll rigidity controller 60 is used for a certain time (for example, 2
The timer interrupt process shown in FIG. 9 is performed every 0 msec.
【0035】まず、ロール剛性コントローラ60は、同
図ステップS21において車輪速度信号DNFL〜DNRR
を入力し、この信号DNFL〜DNRRに基づき、車輪速度
NFL〜NRRを演算する。次いでステップS22に移行
し、 の演算式から左右輪の回転差ΔNを求める。First, the roll stiffness controller 60 determines the wheel speed signals DN FL to DN RR in step S21 of FIG.
And the wheel speeds N FL to N RR are calculated based on the signals DN FL to DN RR . Then, the process proceeds to step S22, The rotation difference ΔN between the left and right wheels is calculated from the following equation.
【0036】次いでステップS23に移行し、コントロ
ーラ60は判断回路64からの判断信号α01を入力し、
ステップS24に移行する。ステップS24では、判断
信号α01がオンであるか否かをみて、マニュアルスイッ
チ62から特性変更の要求,即ち「ノーマル走行」から
「安定走行(アンダーステア化)」への要求があったか
否かを判断する。この判断で信号α01がオフであって特
性変更の要求が無いとすると、ステップS25に移行し
て舵角コントローラ36からの補正要求信号α 2 を読み
込む。次いでステップS26に移行し、読み込んだ補正
要求信号α2 がオンか否かをみることによって能動型サ
スペンション5の特性補正が必要か否かを判断する。Then, the process proceeds to step S23, where the controller
Of the decision circuit 64 from the decision circuit 6401Enter
Control goes to step S24. In step S24, the judgment
Signal α01Switch to see if it is on or not.
From the request of characteristic change from Chi 62, that is, from "normal running"
Was there a request for "stable driving (understeering)"?
Determine whether or not. The signal α01Is off and special
If there is no request for sex change, move to step S25.
Correction request signal α from the steering angle controller 36 2Read
To be crowded. Next, the process proceeds to step S26, and the read correction
Request signal α2The active type by checking whether the
It is determined whether or not the characteristic correction of the Pension 5 is necessary.
【0037】このステップS26において、補正要求信
号α2 がオフである場合には特性補正の要求は無いか
ら、結局、ドライバがマニュアルスイッチ62を介して
行っている走行性能の指令は「ノーマル走行」であると
判断して、以下のステップS27〜S31の処理を実行
する。まず、ステップS27では、予め格納している,
図10中のa,a特性に対応した記憶テーブルを参照し
て、ステップS2で求めた左右輪差ΔNの絶対値に応じ
た前後輪別の可変ゲインKF ,KR を設定する。可変ゲ
インKF ,KR は零から「1」までの値をとるもので、
後述する圧力指令値VFL〜VRRの演算にて前後のロール
剛性配分比を決定する因子となる。なお、図10のa,
a特性は、左右輪差|ΔN|に比例して可変ゲイン
KF ,KR が所定値β1F,β1R(β1F>β1Rであって、
β1F+β1R=1)から一定且つ同一変化率で増加,減少
するようになっており、所定値β1F,β1Rは図11の能
動型サスペンション(ユニットB)に関する曲線B中の
制御点B1 を得られる値に設定されている。また、KF
>KR とするのは、アンダーステア特性を得るためであ
る。In step S26, when the correction request signal α 2 is off, there is no request for characteristic correction, so the driver's command of the running performance via the manual switch 62 is eventually "normal running". Then, the processing of the following steps S27 to S31 is executed. First, in step S27, it is stored in advance,
Variable gains K F and K R for each of the front and rear wheels are set according to the absolute value of the left and right wheel difference ΔN obtained in step S2 with reference to the storage table corresponding to the a and a characteristics in FIG. The variable gains K F and K R take values from zero to “1”,
The calculation of pressure command values V FL to V RR , which will be described later, is a factor that determines the front and rear roll rigidity distribution ratios. In addition, in FIG.
The a characteristic is that the variable gains K F and K R are predetermined values β 1F and β 1R (β 1F > β 1R ) in proportion to the left-right wheel difference | ΔN |
From β 1F + β 1R = 1), the constant and the same rate of change increase and decrease, and the predetermined values β 1F and β 1R are control points B in the curve B for the active suspension (unit B) in FIG. It is set to a value that gives 1 . Also, K F
> K R is for obtaining understeer characteristics.
【0038】また、ステップS28では、舵角コントロ
ーラ36への補正要求信号α1 の出力を停止する。これ
は制御装置4,5間で循環する制御ループを形成させな
いためである。さらにステップS29で、コントローラ
60は転舵角センサ42Rの転舵角検出信号DθR 、車
高センサ46L〜46Rからの角度検出信号θL,θR 及
び横加速度センサ64からの横加速度信号GY を読込
み、これらの値を夫々後輪転舵角検出値、角度検出値及
び横加速度検出値として一時記憶する。さらにステップ
S30に移行して、前回の後輪舵角δR (n-1) と今回の
後輪舵角δR (n)との差値の絶対値を後輪舵角変化量Δ
δR (=|δR (n-1) −δR (n) |) として算出する。
次いで、ステップS31に移行して、車高センサ46
L,46Rからの回転角θL,θR をもとに平面4節機構
の方程式からラテラル方向リンク44L,44Rの対地
傾角θ1,θ2 を算出する。Further, in step S28, the output of the correction request signal α 1 to the steering angle controller 36 is stopped. This is because a control loop circulating between the control devices 4 and 5 is not formed. Further, at step S29, the controller 60 causes the steering angle detection signal Dθ R of the steering angle sensor 42R, the angle detection signals θ L, θ R from the vehicle height sensors 46L to 46R , and the lateral acceleration signal G Y from the lateral acceleration sensor 64. Is read and these values are temporarily stored as a rear wheel steering angle detection value, an angle detection value, and a lateral acceleration detection value, respectively. Further, in step S30, the absolute value of the difference between the previous rear wheel steering angle δ R (n-1) and the current rear wheel steering angle δ R (n) is calculated as the rear wheel steering angle change amount Δ.
It is calculated as δ R (= | δ R (n-1) −δ R (n) |).
Next, in step S31, the vehicle height sensor 46
Based on the rotational angles θ L and θ R from L and 46 R , the ground inclination angles θ 1 and θ 2 of the lateral links 44 L and 44 R are calculated from the equation of the plane four-bar mechanism.
【0039】次いで、ステップS32に移行して後輪操
舵変化量ΔδR と、ラテラル方向リンク44L,44R
の対地傾角θ1,θ2 をもとに下記(1) 式の演算を行って
後輪舵角変化量によって生じるロールモーメントを相殺
するロールモーメントを発生させために必要な後輪側の
油圧シリンダ50RL,50RRの補正圧力ΔPを算出
する。Next, in step S32, the rear wheel steering change amount Δδ R and the lateral directional links 44L and 44R.
The hydraulic cylinder on the rear wheel side required to generate the roll moment that cancels the roll moment caused by the change amount of the rear wheel steering angle by performing the calculation of the following equation (1) based on the ground inclination angles θ 1 and θ 2. The correction pressure ΔP for 50RL and 50RR is calculated.
【0040】 ここで、tr はトレッド、tr ′は油圧シリンダ50R
L,50RR間の距離、Sは油圧シリンダ50RL,50RR
の有効シリンダ面積、Cp1, Cp2は後輪左右輪2RL, 2
RRのコーナリングパワーである。[0040] Here, t r is the tread, t r 'is the hydraulic cylinder 50R
Distance between L and 50RR, S is hydraulic cylinder 50RL and 50RR
Effective cylinder area, Cp 1 and Cp 2 are rear wheels 2RL, 2
This is the cornering power of RR.
【0041】この(1) 式で後輪舵角変化量によって生じ
るロールモーメントを相殺することができる理由を以下
に説明する。四輪操舵車において、例えば高速走行時の
レーンチェーンジ等でヨー収束性を向上させるために、
後輪を所謂同相操舵状態として、タイヤスリップ角δに
微分値Δδ/Δtが発生し、図3に示すように、車体に
ロールが生じて予め設定されたサスペンションジオメト
リからストラット型サスペンションの場合にラテラル方
向リンク44L,44Rの対地傾角θ1,θ2 で表される
ロールセンタ傾角が発生したものとする。The reason why the roll moment generated by the rear wheel steering angle change amount can be canceled by the equation (1) will be described below. In a four-wheel steering vehicle, for example, in order to improve the yaw convergence in a lane chain gage at the time of high speed running,
When the rear wheels are in the so-called in-phase steering state, a differential value Δδ / Δt is generated in the tire slip angle δ, and as shown in FIG. 3, a roll occurs in the vehicle body and a lateral suspension is used in the case of a strut suspension from a preset suspension geometry. It is assumed that the roll center tilt angles represented by the tilt angles θ 1 and θ 2 of the directional links 44L and 44R are generated.
【0042】このとき、タイヤ横力ΔCF は、コーナリ
ングパワーCp と後輪舵角変化量ΔδR との積Cp ・Δ
δR で表すことができるので、タイヤの垂直反力はΔf
は、 Δf=ΔCF ・tan θ=Cp ・ΔδR ・tan θ …………(2) で表すことができる。したがって、ラテラル方向リンク
44L,44Rで瞬間発生するロールモーメントΔu
は、 Δu=tr ・ΔδR (Cp2・tan θ2 −Cp1・tan θ1 )/2 …………(3) で表される。このロールモーメントΔuは、同相操舵の
場合に外輪側で鉛直上方、内輪側で鉛直下方に作用す
る。At this time, the tire lateral force ΔC F is the product of the cornering power Cp and the rear wheel steering angle change amount Δδ R Cp · Δ
Since it can be expressed by δ R , the vertical reaction force of the tire is Δf
Can be expressed by Δf = ΔC F · tan θ = Cp · Δδ R · tan θ ............ (2). Therefore, the roll moment Δu instantaneously generated at the lateral links 44L and 44R.
It is represented by Δu = t r · Δδ R ( Cp 2 · tan θ 2 -Cp 1 · tan θ 1) / 2 ............ (3). In the case of in-phase steering, the roll moment Δu acts vertically upward on the outer wheel side and vertically downward on the inner wheel side.
【0043】一方、後輪側における左右の油圧シリンダ
50RL及び50RRは、内外輪で補正圧力ΔP,−ΔPの
圧力を加えることで、下記(4) 式で表されるロールモー
メントΔuを発生することができる。 Δu=tr ′・ΔP・S …………(4) これら(3) 式及び(4) 式を連立方程式として解くことに
より、前記(1) 式で表されるラテラル方向リンク44
L,44Rで瞬間発生するロールモーメントΔuを相殺
するための補正圧力ΔPを算出することができる。On the other hand, the left and right hydraulic cylinders 50RL and 50RR on the rear wheel side generate the roll moment Δu represented by the following equation (4) by applying the correction pressures ΔP and −ΔP to the inner and outer wheels. You can Δu = t r ′ · ΔP · S (4) By solving these equations (3) and (4) as simultaneous equations, the lateral direction link 44 represented by the above equation (1) is obtained.
It is possible to calculate the correction pressure ΔP for canceling the roll moment Δu that occurs instantaneously at L and 44R.
【0044】次いで、ステップS33に移行して、前記
ステップS27で設定した可変ゲインKF ,KR 、ステ
ップS29で読込んだ横加速度検出値GY 及びステップ
S32で算出した補正圧力ΔPを用いて、前左輪〜後右
輪に対する圧力指令値VFL〜VRRを、 VFL=VN +KF ・K・GY …………(5)a VFR=VN −KF ・K・GY …………(5)b VRL=VN +KR ・K・GY +ΔP …………(5)c VRR=VN −KR ・K・GY −ΔP …………(5)d の各演算式から左右輪で逆相となるように算出する。こ
こで、Kは固定値の制御ゲインであり、VN は車高確保
用の中立圧力指令値であるが、必ずしも中立値でなくて
もよい。Next, in step S33, the variable gains K F and K R set in step S27, the lateral acceleration detection value G Y read in step S29, and the correction pressure ΔP calculated in step S32 are used. , The pressure command values V FL to V RR for the front left wheel to the rear right wheel are V FL = V N + K F · K · G Y ………… (5) a V FR = V N −K F · K · G Y ………… (5) b V RL = V N + K R · K · G Y + ΔP ………… (5) c V RR = V N −K R · K · G Y −ΔP ………… ( 5) From each equation in d, calculate so that the left and right wheels have opposite phases. Here, K is a fixed value control gain, and V N is a neutral pressure command value for securing the vehicle height, but it is not necessarily a neutral value.
【0045】次いで、ステップS34に移行して、上記
ステップS33で求めた圧力指令値VFL〜VRRを、内蔵
するソレノイド駆動回路に出力する。このため、ソレノ
イド駆動回路,即ちコントローラ60からは圧力指令値
VFL〜VRRに対応した指令電流iFL〜iRRが各圧力制御
弁52FL〜52RRのソレノイドに供給される。そこで、
圧力制御弁52FL〜52RRは、夫々、供給された指令電
流iFL〜iRRに比例して、対応する油圧シリンダ50FL
〜50RRの作動圧Pを制御する。Next, in step S34, the pressure command values V FL to V RR obtained in step S33 are output to the built-in solenoid drive circuit. Therefore, the command currents i FL to i RR corresponding to the pressure command values V FL to V RR are supplied from the solenoid drive circuit, that is, the controller 60 to the solenoids of the pressure control valves 52 FL to 52 RR . Therefore,
The pressure control valve 52FL~52RR, respectively, in proportion to the supplied command current i FL through i RR, the corresponding hydraulic cylinders 50FL
Control the working pressure P of ˜50 RR.
【0046】ここで、図9のステップS31の処理が回
転中心演算手段に対応し、ステップS32の処理がロー
ルモーメント量演算手段に対応し、ステップS33の処
理がロール制御補正手段に対応している。したがって、
良路を直進走行している場合には、左右輪差|ΔN|は
殆ど零であるから前後輪の可変ゲインKF ,KR が共に
所定値β1F,β1Rに設定される一方、横加速度GY も
“0”であり、且つ後輪舵角δR も零であり、後輪舵角
変化量ΔδR も“0”を維持して補正圧力ΔPも“0”
となるので、結局、演算される圧力指令値VFL〜VRR=
VN となる。このため、圧力制御弁52FL〜52RRに供
給される指令電流iFL〜iRRは、中立圧力指令値VN に
対応した中立値iN となり、各シリンダ圧は中立指令電
流iN に対応した中立圧PN に制御される。これによっ
て、車体はシリンダ圧PN に基づく車高値のフラットな
姿勢が保持されている。Here, the processing of step S31 of FIG. 9 corresponds to the rotation center calculating means, the processing of step S32 corresponds to the roll moment amount calculating means, and the processing of step S33 corresponds to the roll control correcting means. .. Therefore,
When traveling straight on a good road, the left-right wheel difference | ΔN | is almost zero, so the variable gains K F , K R of the front and rear wheels are both set to predetermined values β 1F , β 1R , while The acceleration G Y is also “0”, the rear wheel steering angle δ R is also zero, the rear wheel steering angle change amount Δδ R is also maintained at “0”, and the correction pressure ΔP is also “0”.
Therefore, after all, the calculated pressure command value V FL to V RR =
It becomes V N. Therefore, the command current i FL through i RR supplied to the pressure control valve 52FL~52RR is neutral value i N becomes corresponding to the neutral pressure command value V N, each cylinder pressure corresponding to the neutral command current i N Neutral The pressure is controlled to P N. As a result, the vehicle body is maintained in a flat posture with the vehicle height value based on the cylinder pressure P N.
【0047】そして、この直進走行状態から例えば左旋
回走行状態に移行すると、その回転半径に応じて左右輪
差|ΔN|が得られ、これに対応して前輪側の方が大と
なる可変ゲインKF ,KR が設定される一方で、旋回速
度等に応じた横加速度GY (右旋回時に正の値、左旋回
時に負の値)が得られる。また、左旋回走行状態となる
と、前述したように、図8の四輪操舵制御処理におい
て、後輪舵角δR が算出され、この後輪舵角δR に基づ
いて後輪操舵用油圧シリンダ20が制御弁28が右側オ
フセット位置に制御されるため、操舵軸18が左動して
後輪2RL, 2RRが中立位置から左側に転舵される。この
後輪実舵角δR が転舵角センサ42Rで検出されると共
に、旋回時の車両のロールによるラテラル方向リンク4
4L,44Rの回転角θが車高センサ46L,46Rで
検出される。When the straight traveling state is shifted to the left turning traveling state, for example, a left / right wheel difference | ΔN | is obtained according to the turning radius, and correspondingly, the variable gain becomes larger on the front wheel side. While K F and K R are set, a lateral acceleration G Y (a positive value when turning to the right and a negative value when turning to the left) is obtained according to the turning speed or the like. When the vehicle is in the left-turning traveling state, as described above, the rear wheel steering angle δ R is calculated in the four-wheel steering control process of FIG. 8, and the rear wheel steering hydraulic cylinder is calculated based on the rear wheel steering angle δ R. Since the control valve 28 of the control valve 20 is controlled to the right offset position, the steering shaft 18 moves left and the rear wheels 2RL, 2RR are steered to the left from the neutral position. This rear wheel actual steering angle δ R is detected by the steering angle sensor 42R, and the lateral direction link 4 by the roll of the vehicle at the time of turning.
The rotation angles θ of 4L and 44R are detected by vehicle height sensors 46L and 46R.
【0048】このため、ステップS32で算出される補
正圧力ΔPは正の値となり、ステップS33で内輪側で
は中立値VN よりも低下する圧力指令値VFL,VRL(又
はV FR,VRR)が演算され、外輪側では中立値VN より
も増加する圧力指令値VFR,VRR(又はVFL,VRL)が
演算され、しかも、その値は前輪側指令値VFL,VFRの
中立値VN からの変化巾の方が後輪側指令値VRL,VRR
よりも大きいと共に、後輪側では後輪操舵によるロール
モーメント分に対応する補正圧力ΔPが外輪側となる右
輪で減圧、内輪側となる左輪で増圧となるので、後輪操
舵によるロールモーメント分を相殺するロールモーメン
トを発生することができ、それらの値V FL〜VRRに応じ
て指令電流iFL〜iRR、即ち油圧シリンダ50FL〜50
RRの作動圧Pが制御される。Therefore, the compensation calculated in step S32
The positive pressure ΔP has a positive value, and the inner ring side is determined in step S33.
Is the neutral value VNCommand value V lower thanFL, VRL(or
Is V FR, VRR) Is calculated and the neutral value V is calculated on the outer ring side.NThan
Command value V that also increasesFR, VRR(Or VFL, VRL)But
Calculated, and its value is the front wheel side command value VFL, VFRof
Neutral value VNFrom the rear wheel side command value VRL, VRR
And the roll by the rear wheel steering on the rear wheel side
Corrected pressure ΔP corresponding to the moment is on the outer ring side
Since the wheel reduces pressure and the inner wheel on the left side increases pressure, rear wheel operation
Roll Momen that offsets the roll moment of the rudder
Can be generated and their value V FL~ VRRAccording to
Command current iFL~ IRRThat is, the hydraulic cylinders 50FL to 50
The operating pressure P of RR is controlled.
【0049】したがって、外輪側となる右輪側の油圧シ
リンダ50FL,50RL(又は50FR,50RR)では車体
の沈み込みに抗する付勢力が発生し、内輪側となる左輪
側の油圧シリンダ50FR,50RR(又は50FL,50R
L)の作動圧が車体の浮き上がりを助長することはない
ので、全体として車体のロールに抗するロール剛性が得
られ、しかも後輪操舵によるロールモーメントを確実に
相殺してほぼフラットな車体姿勢が保持される。Therefore, the right wheel hydraulic cylinders 50FL, 50RL (or 50FR, 50RR), which are the outer wheel side, generate a biasing force against the sinking of the vehicle body, and the left wheel hydraulic cylinders 50FR, 50RR, which are the inner wheel side. (Or 50FL, 50R
Since the operating pressure of (L) does not promote lifting of the vehicle body, roll rigidity that resists the roll of the vehicle body is obtained as a whole, and the roll moment due to the steering of the rear wheels is reliably offset, resulting in a substantially flat body posture. Retained.
【0050】この姿勢制御状態における前後輪のロール
剛性配分比率は、可変ゲインのKF >KR に対応した分
だけ前輪側の方が大となるから、前輪側の左右荷重移動
量は後輪側のそれよりも大きい。即ち、前輪のコーナリ
ングフォースの和は後輪のコーナリングフォースの和よ
りも小さくなり、前輪側のグリップ力は後輪側のグリッ
プ力よりも小さくなって、図11の制御点B1 に対応し
たステア特性及び舵の効きが得られる。The roll rigidity distribution ratio of the front and rear wheels in this posture control state is larger on the front wheel side by the amount corresponding to the variable gain K F > K R , so the left and right load movement amount on the front wheel side is Greater than that on the side. That is, the sum of the cornering forces of the front wheels becomes smaller than the sum of the cornering forces of the rear wheels, the grip force on the front wheel side becomes smaller than the grip force on the rear wheel side, and the steering corresponding to the control point B 1 in FIG. 11 is performed. The characteristics and the effectiveness of the rudder are obtained.
【0051】一方、図9のタイマ割込処理を繰り返す中
で、そのステップS24において「YES」、つまり、
判断信号α01のオンが検出されて、より「安定走行(ア
ンダーステア化)」に対する特性要求が確認されたとす
る。この場合には、ステップS35,S36の処理を行
った後、前述したステップS29〜S34の処理を行
う。つまり、ステップS35では、前記ステップS27
と同様に、図10のc,c線に対応した記憶テーブルを
参照して前後輪の可変ゲインKF ,KR を設定する。こ
こで、同図のc,c特性は、左右輪差|ΔN|に比例し
て可変ゲインKF ,KR が所定値β2F,β2R(β2F>β
2Rであって、β2F+β2R=1)から一定且つ同一変化率
で増加,減少するようになっており、所定値β2F,β2R
は図11の曲線B中の制御点B2 を得られる値に設定さ
れている。また、ステップS35では、舵角制御装置4
に対する特性補正を要求するために、舵角コントローラ
36に対する補正要求信号α1 をオンとする。On the other hand, while repeating the timer interrupt processing of FIG. 9, "YES" in the step S24, that is,
Suppose that the judgment signal α 01 is detected to be ON, and the characteristic requirement for “stable running (understeering)” is further confirmed. In this case, after performing the processes of steps S35 and S36, the processes of steps S29 to S34 described above are performed. That is, in step S35, in step S27
Similarly, the variable gains K F and K R of the front and rear wheels are set by referring to the storage table corresponding to the lines c and c in FIG. Here, in the c and c characteristics of the same figure, the variable gains K F and K R are proportional to the left-right wheel difference | ΔN | and the predetermined values β 2F and β 2R (β 2F > β).
2R , which increases and decreases from β 2F + β 2R = 1) at a constant and the same rate of change, and the predetermined values β 2F and β 2R
Is set to such a value that the control point B 2 in the curve B of FIG. 11 can be obtained. Further, in step S35, the steering angle control device 4
The correction request signal α 1 for the steering angle controller 36 is turned on in order to request the characteristic correction for
【0052】このため、上記のステップS35,S36
を介する処理において、直進走行時には横加速度GY =
0となるから、ステップS33で演算される圧力指令値
VFL〜VRRは前述したと同様に中立値VN に等しくなる
ので、この中立値VN に基づくほぼフラットな車体姿勢
が前述の如く得られる。しかし、旋回時には、可変ゲイ
ンKF ,KR に基づいて、横加速度GY に対応したロー
ル剛性が得られて姿勢変動が的確に抑制されるととも
に、そのロール剛性の前輪側への配分比が、前記ステッ
プS27を通る処理,即ち特性変更も特性補正もしない
場合に比べて格段に大きくなり、図11の制御点B2 に
対応したアンダーステア特性及び鈍い舵の効き具合とな
る。Therefore, the above steps S35 and S36 are performed.
In the processing through, the lateral acceleration G Y =
Since it becomes 0, the pressure command values V FL to V RR calculated in step S33 become equal to the neutral value V N in the same manner as described above. Therefore, the substantially flat vehicle body posture based on the neutral value V N is as described above. can get. However, at the time of turning, the roll rigidity corresponding to the lateral acceleration G Y is obtained based on the variable gains K F and K R , the posture variation is appropriately suppressed, and the distribution ratio of the roll rigidity to the front wheels is obtained. As compared with the processing that goes through the step S27, that is, the case where the characteristic is neither changed nor corrected, the understeer characteristic corresponding to the control point B 2 in FIG. 11 and the effect of the dull rudder are obtained.
【0053】さらに、図9のタイマ割込処理を繰り返す
中で、そのステップS26において「YES」、つま
り、補正要求信号α2 のオンが検出されて、舵角制御装
置4よりロール剛性の前後配分の補正を要求されている
と判断したとする。このような場合は、ドライバがマニ
ュアルスイッチ65を「テールスライド走行(OS
化)」位置に設定し、舵角制御装置4によるオーバステ
ア化に伴って図11のトータル性能が制御点C1 で制御
され、適正領域をはみ出している場合である。そこで、
このような場合にはステップS37に移行し、前記ステ
ップS27,S35と同様に、図10のb,b線に対応
した記憶テーブルを参照して前後輪の可変ゲインKF ,
KR を設定する。ここで、同図のb,b特性は、左右輪
差|ΔN|に比例して可変ゲインKF ,KR が所定値β
3F,β3R(β3F>β3Rであって、β3F+β3R=1)から
一定且つ同一変化率で増加,減少するようになってお
り、所定値β3F,β3Rは図11の曲線B中の制御点B3
を得られる値に設定されている。この後、前述と同様に
ステップS29〜S34の処理を行う。Further, while repeating the timer interrupt processing of FIG. 9, in step S26, "YES", that is, the correction request signal α 2 is detected to be ON, and the steering angle control device 4 distributes the roll rigidity to the front and rear. Suppose that it is determined that the correction of is required. In such a case, the driver sets the manual switch 65 to "Tail slide traveling (OS
11) position, the total performance of FIG. 11 is controlled at the control point C 1 along with the oversteering by the steering angle control device 4, and the proper range is exceeded. Therefore,
In such a case, the process proceeds to step S37, and similarly to steps S27 and S35, referring to the storage table corresponding to the lines b and b in FIG. 10, the variable gain K F of the front and rear wheels,
Set K R. Here, in the b and b characteristics of the figure, the variable gains K F and K R are proportional to the left and right wheel difference | ΔN |
3F , β 3R (β 3F > β 3R and β 3F + β 3R = 1) is increased and decreased at a constant and the same rate of change, and the predetermined values β 3F and β 3R are the curves in FIG. Control point B 3 in B
Is set to a value that can obtain. After that, the processes of steps S29 to S34 are performed as described above.
【0054】これによって、直進時には前述と同一の姿
勢制御がなされる一方で、旋回時においては可変ゲイン
KF ,KR に基づいて、横加速度GY に対応したロール
剛性が得られるとともに、そのロール剛性の前輪側への
配分比が、前述した特性変更(アンダーステア化)の場
合よりも小さいがノーマル走行の場合よりも大きくな
り、図11の制御点B3 に対応した弱いアンダーステア
特性及び比較的鈍い舵の効き具合となる。As a result, the same attitude control as described above is performed during straight traveling, while during turning, the roll rigidity corresponding to the lateral acceleration G Y is obtained based on the variable gains K F and K R. The distribution ratio of the roll rigidity to the front wheels is smaller than that in the case of the characteristic change (understeering) described above, but is larger than that in the normal running, and the weak understeer characteristic corresponding to the control point B 3 in FIG. It is a blunt rudder effect.
【0055】続いて、舵角制御装置4及び能動型サスペ
ンション5に対する全体の総合動作を図11に基づき説
明する。いま、マニュアルスイッチ65の操作位置が
「ノーマル走行」位置にあるとする。この場合、判断回
路63は舵角コントローラ36,ロール剛性コントロー
ラ60に供給する判断信号α02,α01をオフとするか
ら、舵角コントローラ36は図8のステップS1〜S8
を介する処理を行い、且つ、ロール剛性コントローラ6
0は図9のステップS21〜S37を介する処理を行
う。このため、舵角制御装置4は前述したように、主操
舵に対する舵角制御を行って図11中の制御点A 1 に対
応したステア特性及び舵の効き具合を呈している。一
方、能動型サスペンション5は前述の如く所定のロール
制御を行うとともに、図11中の制御点B1 に対応した
ステア特性及び舵の効き具合を呈している。そこで、車
両全体のトータル性能は、両制御点A1 ,B1 間の中間
点C0 に対応してものとなり、ステア特性,舵の効き
共,適正領域(図中の斜線部)内に在るので、ステア特
性を弱アンダーステア特性に設定し、且つ、舵の効き具
合を必要レベル以上に保持して両方を同時に満足させた
良好な走行となる。Next, the steering angle control device 4 and the active type suspension
Explanation of the overall operation for Option 5 based on Fig. 11.
Reveal Now, the operation position of the manual switch 65
Suppose you are in a "normal run" position. In this case, the judgment times
The path 63 is a steering angle controller 36 and a roll rigidity controller.
Judgment signal α supplied to LA 6002, Α01To turn off
, The steering angle controller 36 performs steps S1 to S8 in FIG.
Through the roll rigidity controller 6
0 performs the processing through steps S21 to S37 of FIG.
U Therefore, as described above, the steering angle control device 4 operates
The rudder angle control for the rudder is performed to control point A in FIG. 1Against
It shows the corresponding steer characteristics and the effectiveness of the rudder. one
On the other hand, the active suspension 5 has a predetermined roll as described above.
While performing control, control point B in FIG.1Corresponding to
It exhibits steer characteristics and the effectiveness of the rudder. There car
The total performance of both the two is the control point A1, B1In between
Point C0The steering characteristics and the effectiveness of the rudder
Both are within the proper area (the shaded area in the figure),
Is set to a weak understeer characteristic and the rudder is effective.
To satisfy both requirements at the same time
Good driving.
【0056】この状態から、ドライバがマニュアルスイ
ッチ65の位置を「舵の効き高め」位置に操作したとす
る。これに応じて判断回路63が、舵の効き具合を高く
するには、図11の制御曲線A,Bの内、曲線A,即ち
舵角制御装置4の制御特性を変更した方が効率が良いと
判断し、舵角コントローラ36に判断信号α02を送る。
これによって、舵角コントローラ36は図8のステップ
S1〜S4,S9〜S11,S8を介する処理を行う。
これによって、所定舵角分の後輪の切り増し,前輪の切
り戻しによって、その制御特性は図11の制御点A2 に
対応したものとなり、車両全体の性能は制御点A2 及び
B1 間の中間点C1 に対応したものとなる。即ち、舵の
効きは高くなるが、ステア特性がオーバステア側に移動
して適正領域をはみ出してしまう。そこで、舵角コント
ローラ36はロール剛性コントローラ60に補正要求信
号α2 を出力し、これによって、ロール剛性コントロー
ラ60は図9のステップS21〜S26,S37,S2
9〜S34に係る処理を即座に行う。この処理の中で、
ロール剛性の前輪側への配分比増加の処理がなされ、そ
の制御点が図11中のB1 からB3 に移されるので、車
両全体の性能は制御点B3 ,A2 間の中間点C1 ′に対
応したものとなる。これによって、ドライバの要望通り
にトータルの舵の効きが所定値に高められるとともに、
ステア特性も適正領域内に収められ、高めの回頭性且つ
安定した旋回走行性能を同時に確保できると共に、後輪
の切り増し分に応じて発生するロールモーメント量に抗
する補正圧力ΔPを算出し、これに応じて後輪側圧力指
令値VRL, VRRを補正するので、後輪舵角変化量による
ロールモーメントを確実に相殺することができる。From this state, it is assumed that the driver operates the position of the manual switch 65 to the "higher steering effect" position. According to this, in order to increase the effectiveness of the rudder, it is more efficient to change the control characteristic of the curve A, that is, the steering angle control device 4 among the control curves A and B of FIG. And sends a determination signal α 02 to the steering angle controller 36.
As a result, the steering angle controller 36 performs the processing through steps S1 to S4, S9 to S11, S8 in FIG.
As a result, the control characteristics correspond to the control point A 2 in FIG. 11 by increasing the number of rear wheels for the predetermined steering angle and switching back the front wheels, and the performance of the entire vehicle is between control points A 2 and B 1. Corresponding to the intermediate point C 1 of. That is, although the effectiveness of the rudder is increased, the steer characteristic moves to the oversteer side and extends out of the proper area. Therefore, the steering angle controller 36 outputs a correction request signal α 2 to the roll rigidity controller 60, which causes the roll rigidity controller 60 to perform steps S21 to S26, S37, S2 in FIG.
Immediately perform the processing of 9 to S34. In this process,
Since the process of increasing the distribution ratio of the roll rigidity to the front wheels is performed and the control point is moved from B 1 to B 3 in FIG. 11, the performance of the entire vehicle is the intermediate point C between the control points B 3 and A 2. It corresponds to 1 '. As a result, the total steering effect is increased to a predetermined value as requested by the driver, and
The steer characteristics are also contained in the proper range, high turning performance and stable turning performance can be secured at the same time, and the correction pressure ΔP against the roll moment amount generated according to the additional amount of the rear wheel is calculated, Since the rear wheel side pressure command values V RL, V RR are corrected accordingly, the roll moment due to the rear wheel steering angle change amount can be reliably canceled.
【0057】さらに、この「舵の効き高め」位置による
走行からスイッチ65を操作して、「ノーマル走行」位
置を介して「安定走行」位置を選択したとする。このと
き、「ノーマル走行」位置を介することにより、車両全
体の制御点は図11中のC0 に戻される。そして、かか
るスイッチ操作に応じて判断回路64が、安定走行性能
を高くするには、図11の制御曲線A,Bの内、曲線
B,即ち能動型サスペンション5の制御特性を変更した
方が効率が良いと判断し、ロール剛性コントローラ60
に判断信号α01を送る。これによって、ロール剛性コン
トローラ60は図9のステップS21〜S24,S3
5,S36,S29〜S34を介する処理を行う。これ
によって、ロール剛性前輪配分比の所定量の増加によっ
て、その制御特性は前述したように図11の制御点B2
に対応したものとなり、車両全体の性能は制御点B2 及
びA1 間の中間点C2 に対応したものとなる。即ち、ス
テア特性はよりアンダーステア化されて旋回安定性が増
すものの、舵の効き具合が低下して適正領域をはみ出し
てしまう。そこで、ロール剛性コントローラ60は舵角
コントローラ36に補正要求信号α1 を出力し、これに
よって、舵角コントローラ36は図8のステップS1〜
S6,S12,S13,S8に係る処理を即座に開始す
る。この処理の中で、所定量の前輪切り増し及び後輪切
り戻しの処理がなされ、その制御点が図11中のA1 か
らA3 に移されるので、車両全体の性能は制御点A3 ,
B2 間の中間点C2 ′に対応したものとなる。これによ
って、ステア特性がアンダーステア化され、車両トータ
ルの旋回安定性がドライバの要望通りに高くなるととも
に、舵の効き具合も適正領域内に補正され、安定した旋
回走行性能及び良好な舵の効き具合の両方を同時に満足
させることができる。Further, it is assumed that the switch 65 is operated from the travel at the "higher steering effect" position to select the "stable travel" position via the "normal travel" position. At this time, the control point of the entire vehicle is returned to C 0 in FIG. 11 through the “normal traveling” position. In order to improve the stable running performance, it is more efficient for the determination circuit 64 to change the control characteristic of the curve B, that is, the active suspension 5 among the control curves A and B of FIG. Roll rigidity controller 60
To the judgment signal α 01 . As a result, the roll rigidity controller 60 causes the steps S21 to S24, S3 in FIG.
5, processing through S36 and S29 to S34 is performed. As a result, as the roll rigidity front wheel distribution ratio increases by a predetermined amount, the control characteristic thereof becomes the control point B 2 of FIG. 11 as described above.
And the performance of the entire vehicle corresponds to the midpoint C 2 between the control points B 2 and A 1 . That is, although the steer characteristic is further under-steered and the turning stability is increased, the effectiveness of the rudder is lowered and the proper range is exceeded. Therefore, the roll stiffness controller 60 outputs the correction request signal α 1 to the steering angle controller 36, which causes the steering angle controller 36 to perform steps S1 to S1 in FIG.
The processing relating to S6, S12, S13 and S8 is immediately started. In this process, the process of increasing the front wheels and the process of returning the rear wheels by a predetermined amount is performed, and the control point is moved from A 1 to A 3 in FIG. 11, so that the performance of the entire vehicle is controlled by the control point A 3 ,
It corresponds to the midpoint C 2 ′ between B 2 . As a result, the steering characteristics are under-steered, and the total turning stability of the vehicle is increased as requested by the driver. Both can be satisfied at the same time.
【0058】なお、本実施例では、左右輪差|ΔN|に
応じてステア特性が変わっても全体性能はほぼ適正領域
に収まるようになっている。ここで、上述した総合制御
の等価的な制御式を示すと以下のようになる。 ロール剛性前輪割合RF =f1(ΔN)+f2 〔α01〕……(6) (又は)f1(ΔN)+f3 〔α2 〕……(6) ′ 後輪舵角δR =f4 (V,δ)+f5 〔α1 〕 ……(7) (又は)f4 (V,δ)+f6 〔α02〕 ……(7) ′ 前輪舵角δF =f7 (V,δ)−f5 〔α1 〕 ……(8) (又は)f7 (V,δ)−f6 〔α02〕 ……(8) ′ ここで、(6),(7),(8) 式が同時に満足され、(6) ′,
(7) ′,(8) ′式が同時に満足されるもので、項f2 ,
f3 ,f5 ,f6 は括弧内の信号に付勢されて増減され
る分である。また、項f1 ,f4 ,f7 が基本制御、項
f2 ,f6 がマニュアルスイッチ64による特性変更
分、項f3 ,f5 が特性補正分である。さらに、前輪舵
角θF に対する第2項目はゲインを合わせる項である。It should be noted that in this embodiment, even if the steering characteristics are changed according to the left / right wheel difference | ΔN |, the overall performance is substantially within the proper range. Here, the equivalent control formula of the above-mentioned comprehensive control is shown below. Roll rigidity Front wheel ratio R F = f 1 (ΔN) + f 2 [α 01 ] …… (6) (or) f 1 (ΔN) + f 3 [α 2 ] …… (6) ′ Rear wheel steering angle δ R = f 4 (V, δ) + f 5 [α 1 ] …… (7) (or) f 4 (V, δ) + f 6 [α 02 ] …… (7) ′ Front wheel steering angle δ F = f 7 (V , Δ) -f 5 [α 1 ] ...... (8) (or) f 7 (V, δ) -f 6 [α 02 ] …… (8) ′ where (6), (7), ( Equation (8) is satisfied at the same time, and (6) ′,
The expressions (7) ′ and (8) ′ are satisfied at the same time, and the term f 2 ,
f 3, f 5, f 6 is the partial to be increased or decreased is biased signal within parentheses. Further, terms f 1 , f 4 , and f 7 are basic control, terms f 2 and f 6 are characteristic changes by the manual switch 64, and terms f 3 and f 5 are characteristic corrections. Further, the second item for the front wheel steering angle θ F is a term for adjusting the gain.
【0059】なお、前記実施例においてはロール剛性制
御装置として能動型サスペンション5を搭載して構成し
た場合について説明したが、これに限定されるものでは
なく、例えば、減衰力可変ショックアブソーバを搭載し
て減衰力を制御し、ロール剛性を調整するもの(例えば
特開平1−95969号参照),ばね定数可変スプリン
グを搭載してばね定数を制御し、ロール剛性を調整する
もの(例えば特開昭60−148710号参照),ロー
ル剛性可変スタビライザを搭載したもの(例えば特開昭
60−60024号参照)を適用するようにしてもよ
い。In the above-mentioned embodiment, the case where the active suspension 5 is mounted as the roll rigidity control device has been described, but the present invention is not limited to this, and, for example, a damping force variable shock absorber is mounted. That controls the damping force to adjust the roll rigidity (see, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 1-95969), and a spring constant variable spring is mounted to control the spring constant and adjust the roll rigidity (for example, Japanese Patent Laid-Open No. 60-58). No. 148710), a roll rigidity variable stabilizer is mounted (see, for example, Japanese Patent Laid-Open No. 60-60024).
【0060】また、舵角制御装置としては、前述した実
施例のように前後輪の舵角を制御可能な4輪舵角制御装
置に限定される必要はなく、例えば後輪のみの補助舵角
を制御する構成のもの(例えば特開平1−95969号
参照)であってもよい。さらに、上記実施例においては
ロール方向瞬間回転中心を車高センサ46L,46Rに
よって検出したラテラル方向リンク44L,44Rの対
地傾角θ1,θ2 から算出する場合について説明したが、
これに限定されるものではなく、横加速度センサ64の
横加速度検出値GY に基づいてロール方向瞬間回転中心
を算出するようにしてもよい。Further, the steering angle control device need not be limited to the four-wheel steering angle control device capable of controlling the steering angles of the front and rear wheels as in the above-described embodiment, and for example, the auxiliary steering angle of only the rear wheels. May be controlled (for example, see Japanese Patent Laid-Open No. 1-95969). Further, in the above-described embodiment, the case has been described in which the roll center instantaneous rotation center is calculated from the ground inclination angles θ 1 and θ 2 of the lateral links 44L and 44R detected by the vehicle height sensors 46L and 46R.
The present invention is not limited to this, and the roll direction instantaneous rotation center may be calculated based on the lateral acceleration detection value G Y of the lateral acceleration sensor 64.
【0061】さらにまた、制御特性変更手段及び制御特
性補正手段に係る制御点の移動は、前述した実施例のよ
うに予め設定しておかなくてもよく、例えば図11の適
正領域を座標点で記憶しておき、この領域にトータルの
制御点が収まるように演算によって各手段の制御点を設
定していくとしてもよい。また、制御特性変更手段及び
制御特性補正手段に係る制御方向は、必ずしも前述した
実施例記載のように相互に逆方向である必要はなく、例
えば、舵角制御装置で後輪を制御限界まで同相制御して
も未だアンダーステア度が足りない場合は、ロール剛性
制御装置のフロント配分を多くしてさらにアンダーステ
ア度を高めるなど、一方の制御装置の制御特性の変更で
所望の制御特性を得るのに不十分な場合は、他方の制御
装置も同方向に制御して、所望の制御特性を達成すると
いう構成にもできる。Furthermore, the movement of the control points relating to the control characteristic changing means and the control characteristic correcting means does not have to be set in advance as in the above-mentioned embodiment, and for example, the proper area of FIG. The control points of the respective means may be stored and stored so that the total control points fit within this area. Further, the control directions relating to the control characteristic changing means and the control characteristic correcting means do not necessarily have to be mutually opposite as described in the above-mentioned embodiment, and for example, the rear wheels are in-phase up to the control limit in the steering angle control device. If the understeer degree is still insufficient after control, it is not possible to obtain the desired control characteristics by changing the control characteristics of one controller, such as increasing the front distribution of the roll stiffness controller to further increase the understeer degree. If sufficient, the other control device may be controlled in the same direction to achieve a desired control characteristic.
【0062】[0062]
【発明の効果】以上説明したように、本発明によれば、
ロール制御装置と舵角制御装置とを備え、舵角制御装置
の舵角制御変化量によって発生するロールモーメント量
をロールモーメント量演算手段で演算し、ロール制御補
正手段で舵角変化によって発生するロールモーメント量
を相殺するようにロール制御装置による制御を補正する
ようにしたので、舵角制御装置による操舵角変化が生じ
たときに過渡的に発生するロールモーメントを確実に抑
制することができ、ロールモードの変更を防止して違和
感を解消することができるという効果が得られる。As described above, according to the present invention,
A roll control device and a rudder angle control device are provided, and a roll moment amount calculation unit calculates a roll moment amount generated by a rudder angle control change amount of the rudder angle control device, and a roll control correction unit generates a roll moment generated by a rudder angle change. Since the control by the roll control device is corrected so as to cancel the amount of moment, it is possible to reliably suppress the roll moment that is transiently generated when the steering angle change occurs by the steering angle control device. The effect that the change of the mode is prevented and the discomfort can be eliminated is obtained.
【図1】本発明の基本構成を示すクレーム対応図であ
る。FIG. 1 is a claim correspondence diagram showing a basic configuration of the present invention.
【図2】本発明の一実施例を示す概略構成図である。FIG. 2 is a schematic configuration diagram showing an embodiment of the present invention.
【図3】図2の実施例における後輪側の概略構成図であ
る。FIG. 3 is a schematic configuration diagram on the rear wheel side in the embodiment of FIG.
【図4】図2の実施例に適用し得る分流弁を示す概略断
面図である。FIG. 4 is a schematic sectional view showing a flow dividing valve applicable to the embodiment of FIG.
【図5】図2の実施例に適用し得る油圧シリンダの概略
断面図である。5 is a schematic sectional view of a hydraulic cylinder applicable to the embodiment of FIG.
【図6】図2の実施例に適用し得る圧力制御弁の制御圧
特性線図である。FIG. 6 is a control pressure characteristic diagram of a pressure control valve applicable to the embodiment of FIG.
【図7】本発明の原理を説明するステア特性と舵の効き
具合との相関図である。FIG. 7 is a correlation diagram for explaining the principle of the present invention between the steering characteristics and the effectiveness of the rudder.
【図8】図2の実施例における舵角コントローラの処理
手順の一例を示すフローチャートである。8 is a flowchart showing an example of a processing procedure of a steering angle controller in the embodiment of FIG.
【図9】図2の実施例におけるロール剛性コントローラ
の処理手順の一例を示すフローチャートである。9 is a flowchart showing an example of a processing procedure of a roll rigidity controller in the embodiment of FIG.
【図10】図2の実施例に適用し得る左右輪差に対する
可変ゲインの変化を示すグラフである。10 is a graph showing a change in variable gain with respect to a left-right wheel difference that can be applied to the embodiment of FIG.
【図11】図2の実施例における総合制御を説明するス
テア特性と舵の効き具合との相関図である。FIG. 11 is a correlation diagram for explaining the overall control in the embodiment of FIG. 2 between the steering characteristics and the effectiveness of the rudder.
2FL〜2RR 車輪 4 舵角制御装置 5 ロール剛性制御装置としての能動型サスペンショ
ン 14,20 操舵用油圧シリンダ 36 舵角コントローラ 38 操舵角センサ 40 車速センサ 42F,42R 転舵角センサ 44L,44R ラテラル方向リンク 46L,46R 車高センサ 50FL〜50RR 姿勢制御用油圧シリンダ 52FL〜52RR 圧力制御弁 60 ロール剛性コントローラ 64 横加速度センサ2FL to 2RR Wheels 4 Steering angle control device 5 Active suspension as a roll stiffness control device 14,20 Steering hydraulic cylinder 36 Steering angle controller 38 Steering angle sensor 40 Vehicle speed sensor 42F, 42R Steering angle sensor 44L, 44R Lateral direction link 46L, 46R Vehicle height sensor 50FL to 50RR Attitude control hydraulic cylinder 52FL to 52RR Pressure control valve 60 Roll rigidity controller 64 Lateral acceleration sensor
フロントページの続き (51)Int.Cl.5 識別記号 庁内整理番号 FI 技術表示箇所 B62D 113:00 131:00 Continuation of front page (51) Int.Cl. 5 Identification number Office reference number FI technical display location B62D 113: 00 131: 00
Claims (1)
補助操舵可能な舵角制御装置と、車両のロールを少なく
とも過渡的に制御可能なロール制御装置とを備えた車両
において、前記車両のサスペンションジオメトリに基づ
いて車両走行状態におけるロール方向瞬間回転中心を演
算する回転中心演算手段と、該回転中心演算手段のロー
ル方向瞬間回転中心と前記舵角制御装置の舵角制御変化
量とに基づいて舵角制御によってサスペンションリンク
に発生するロールモーメント量を演算するロールモーメ
ント量演算手段と、該ロールモーメント量演算手段のロ
ールモーメント量を相殺するように前記ロール制御装置
による制御を補正するロール制御補正手段とを備えたこ
とを特徴とする車両の舵角・ロール総合制御装置。1. A vehicle comprising a steering angle control device capable of assisting steering of at least one of front wheels and rear wheels, and a roll control device capable of at least transiently controlling a roll of the vehicle. Based on the rotation center calculation means for calculating the roll direction instantaneous rotation center in the vehicle traveling state based on the suspension geometry, the roll direction instantaneous rotation center of the rotation center calculation means, and the steering angle control change amount of the steering angle control device. Roll moment amount calculating means for calculating the roll moment amount generated in the suspension link by steering angle control, and roll control correcting means for correcting the control by the roll control device so as to cancel the roll moment amount of the roll moment amount calculating means. An integrated steering angle / roll control device for a vehicle, characterized by being equipped with.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP568792A JPH05193332A (en) | 1992-01-16 | 1992-01-16 | Steering angle and rolling integrated control device for vehicle |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP568792A JPH05193332A (en) | 1992-01-16 | 1992-01-16 | Steering angle and rolling integrated control device for vehicle |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPH05193332A true JPH05193332A (en) | 1993-08-03 |
Family
ID=11618016
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP568792A Pending JPH05193332A (en) | 1992-01-16 | 1992-01-16 | Steering angle and rolling integrated control device for vehicle |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JPH05193332A (en) |
Cited By (5)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US6158826A (en) * | 1997-05-16 | 2000-12-12 | Nissan Motor Co., Ltd. | Apparatus and method for controlling yawing motion variable for automotive vehicle |
JP2007253756A (en) * | 2006-03-22 | 2007-10-04 | Toyota Motor Corp | Steering control device for vehicle |
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-
1992
- 1992-01-16 JP JP568792A patent/JPH05193332A/en active Pending
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Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
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DE19822014B4 (en) * | 1997-05-16 | 2007-11-22 | Nissan Motor Co., Ltd., Yokohama | Yaw motion control device and method |
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