JP2017190013A - 車両制御装置及び方法 - Google Patents

Abstract

【課題】操舵の正確性を確保することのできる車両制御装置及び方法を提供する。【解決手段】制駆動力をそれぞれ制御可能な左右一対の操舵輪と、該操舵輪に対して操舵力を発生させて前記操舵輪の操舵角を制御する操舵力発生装置とを備える車両において、前記操舵輪に作用する横力に基づいて、前記制駆動力を前記操舵輪ごとに制御することによって、前記操舵力発生装置の操舵力または操舵反力を制御する。【選択図】図２

Description

本発明は、車両制御装置及び方法に係り、特に、自動車等の車両に配設された操舵力発生装置の操舵力または操舵反力を制御する車両制御装置及び方法に関する。

乗用車等の車両の操舵装置において、電動パワーステアリングは、省エネ性に優れ、また、制御によって、倍力機能のみならず、能動的に操舵するアシスト機能や自動操舵機能を組み込めるという利点から、昨今のパワーステアリング方式の主流となっている。

油圧回路の働きでステアリングラック一体のシリンダに油圧を作用させて力を増幅する油圧パワーステアリングに対して、電動パワーステアリングでは、操舵トルクセンサの情報をフィードバックした演算結果によって出力するモータによる制御であり、モータとその減速機構の追加によって、摩擦と慣性の増加が避けられず、その制御性に制限を有する。特に、減速機構の歯面摩擦低減、可動部の軽量化、モータの応答性改善等にコストを割けない廉価な電動パワーステアリングでは、その操舵感に不自然さ・違和感が生じる場合がある。

また、ドライバがハンドル（ステアリングともいう）を保持（操作）しない自動運転では、車輪（操舵輪）に伝達する操舵力の全てを電動パワーステアリングで発生させることになり、ステアリング機構全体としての見かけの剛性が相対的に低下する。特に、コラム式電動パワーステアリングでは、ステアリングラックでパワーステアリングの反力を受けるラック式やデュアルピニオン式に比べて、取付部の剛性が確保しにくく、機構としてもコラム軸を介して車輪（タイヤ）から遠い位置で反力を受ける。そのため、同程度の操舵力に対して取付部とステアリング機構の変形量が大きくなり、見かけの剛性が低下する程度が大きい。これは正確な操舵の妨げとなるため、前記操舵力の制御には改善の余地がある。

これに関連する技術として、パワーステアリング装置以外のアクチュエータによって操舵力を与える方法があり、特許文献１には、4輪（左右前後輪）の各々を独立したモータで駆動する車両において、各車輪の駆動力を制御することにより、操舵トルク（操舵力）を制御する従来技術が開示されている。

特開２００６−１８７０４７号公報

ところで、ステアリング機構の動き出し時（切り始め）の摩擦や慣性は、ドライバがハンドル操作する際の操舵感を損ない、結果として、正確な操舵が難しくなり、意のままに車両を操縦することに支障をきたす。また、ステアリング機構に負荷がかかることによって、ステアリング機構を構成するアーム、シャフト、ブッシュ、マウント類の変形量が増加し、負荷が軽い状況との操舵のずれが生じる。

しかしながら、特許文献１に所載の従来技術では、目標とする操舵力特性に適合する制御則が示されておらず、前述のような、ステアリング機構の動き出し時の摩擦や慣性の影響や、ステアリング機構の剛性に対する考慮がなされていない。そのため、そのような場合に、操舵の正確性を確保することができない。

本発明は、上記課題に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、操舵の正確性を確保することのできる車両制御装置及び方法を提供することにある。

上記目的を達成するために、本発明に係る車両制御装置及び方法は、制駆動力をそれぞれ制御可能な左右一対の操舵輪と、該操舵輪に対して操舵力を発生させて前記操舵輪の操舵角を制御する操舵力発生装置とを備える車両を制御する車両制御装置及び方法であって、前記操舵輪に作用する横力に基づいて、前記制駆動力を前記操舵輪ごとに制御することによって、前記操舵力発生装置の操舵力または操舵反力を制御する。

本発明によれば、操舵感を改善し、ステアリング機構の見かけの剛性を向上させるように操舵力または操舵反力が制御されるので、操舵の正確性を向上させることができる。

上記した以外の課題、構成及び効果は、以下の実施形態の説明により明らかにされる。

本発明に係る車両制御装置の実施形態１が適用される、4輪の制動力を独立して制御可能な車両の機構及び制御系のシステム構成を示した図である。 車両のステアリング機構とタイヤに働く力の関係を模式的に示した図である。 車両がカーブ路に進入する際の操舵状態の一例を示した図である。 ハンドルの切り始めにおけるハンドル角とハンドルトルクとの望ましい関係を示した図である。 ハンドルの切り終わりにおけるハンドル角とハンドルトルクとの望ましい関係を示した図である。 切り始めから切り終わりに至るまでのハンドルの角度と角速度と角加速度の一例を示した図である。 GVCによる減速の様態を示した図である。 GVCに本実施形態の車両制御装置による制御を付加した場合と、GVCのみの場合とで、左右の操舵輪のブレーキ液圧を比較した図である。 ハンドル角に対するハンドルトルクの特性のシミュレーション結果を示した図である。 本発明に係る車両制御装置の実施形態２が適用される、前輪左右独立駆動モータの車両の機構及び制御系のシステム構成を示した図である。 左前輪を駆動し、右前輪を制動する状態を模式的に示した図である。 本発明に係る車両制御装置の実施形態３が適用される車両において、操舵輪の制駆動力に左右差をつけた際の、ステアリング機構に働く制駆動力起因の力を模式的に示した図である。 本発明に係る車両制御装置の実施形態４が適用される車両における、操舵輪の制動力の左右差によるヨーモーメントを示した図である。 図８に示した比較図に左右後輪のブレーキ液圧を追加して示した図である。 図１４における条件と同条件において、GVCのみの場合の車両運動のシミュレーション結果を示した図である。 図１４における条件と同条件において、GVCに要するブレーキ液圧を前後輪それぞれの左右に配分した場合の車両運動のシミュレーション結果を示した図である。 後輪の操舵によって、前輪の制動力によるヨーモーメントと逆向きのヨーモーメントを発生させる様子を示した図である。 ステアリングギヤ比の変化によって、前輪の制動力によるヨーモーメントと逆向きのヨーモーメントを発生させる様子を示した図である。 ハンドルトルクによってドライバに修正舵を促す制御の様態を示した図である。 車両の向きを車線内に戻す方向にヨーモーメントを与える制御の様態を示した図である。 本発明に係る車両制御装置の実施形態５が適用される車両であってスクラブ半径が負の車両が、左旋回時に、操舵輪の制動力の左右への偏りがハンドルトルクとロールモーメントに与える影響を示した表である。

以下、本発明の実施形態について図面を参照して説明する。

［実施形態１］
本実施形態では、ハンドルを介して車両を操縦するドライバに与えるハンドルトルク（操舵反力）を制動力によって制御する場合について説明する。

図１は、4輪（左前輪１１，右前輪１２，左後輪１３，右後輪１４）の制動力を独立して制御でき、前輪１１，１２が操舵輪（ステアリング機構によってその操舵角が制御可能な車輪）である車両１の機構及び制御系のシステム構成を示したものである。ドライバが操作するハンドル１６と操舵輪である前輪１１，１２との間で操舵の動力（操舵力）が相互に伝達可能となるように、ハンドル１６と前輪１１，１２とが、ステアリングコラム軸１７、ステアリングラック１８、ステアリングタイロッド２８、ステアリングナックル２９等を介して連結されている。ステアリングコラム軸１７に設けられた電動パワーステアリング装置２７は、当該ステアリングコラム軸１７にトルクを加えるコラム式である。ただし、本実施形態の適用対象は、コラム式電動パワーステアリングの車両に限られない。

本実施形態では、便宜上、電動パワーステアリング装置２７とハンドル１６とを合わせて、操舵輪である前輪１１，１２に対して操舵力を発生させて（伝達して）当該前輪１１，１２の操舵角を制御する操舵力発生装置とする。

前記車両１の駆動系は、駆動装置１９の動力が、減速機２５とドライブシャフト２６とを介して、駆動輪である前輪１１，１２に伝達される構成とされている。

また、前記車両１には、センサ類として、4輪の車輪速センサ３１，３２，３３，３４、電動パワーステアリング装置２７に内蔵される操舵角センサ、図示しない加速度センサ、ブレーキ踏力センサ、アクセル開度センサ等が備えられている。各センサから得られる情報は、制動制御装置２０を介するかあるいは直接、車両運動統合制御装置（車両制御装置）１５に入力される。車両運動統合制御装置１５は、各センサから得られる情報に基づいて、制動制御装置２０に各車輪１１，１２，１３，１４への制動力指令を送信し、制動制御装置２０は、受信した制動力指令に従って、液圧アクチュエータである各車輪の制動装置２１，２２，２３，２４に液圧を作用させて、各車輪１１，１２，１３，１４に対して制動力を発生させる。

図２は、車両１のステアリング機構とタイヤ（各車輪に設けられたタイヤ）に働く力の関係を示したものである。各タイヤには、路面との間で、前後方向の制駆動力（制動力もしくは駆動力）と（該タイヤに対して）横方向の横力とが働く。

前後方向の制駆動力は、タイヤ接地面圧分布の左右方向の中心に作用する。極端なネガティブキャンバー等によって接地面圧分布に左右方向の大きな偏りが生じない限り、タイヤの左右方向の中心近辺に作用する。

横力は、タイヤが変形をともなって横すべり角を生じながら転がることに起因して生じる。そのため、タイヤ接地面前後方向の中心より転がり方向に対して後方に作用する。

ここで、タイヤは転舵軸であるキングピン軸周りに回転するので、モーメントアームを持つ点に力が作用すれば、キングピン軸周りに働くトルク、すなわちキングピントルクが発生する。

キングピン軸周りにおける横力のモーメントアーム長は、キングピン軸とタイヤ接地面との交点と、タイヤ接地面内の横力の着力点との距離である。

一方、キングピン軸周りにおける制駆動力のモーメントアーム長は、制駆動力をどこで受けるかによって関係する箇所が異なる。具体的には、操舵と共に可動するステアリングナックル２９に固定された部分で制駆動力を受けるか、あるいは操舵では可動しない車体側で制駆動力を受けるか、によって異なる。ブレーキローター（不図示）がタイヤと同軸に固定される一般的な構造の摩擦ブレーキ機構では、操舵と共に可動するステアリングナックル２９で制動力を受ける。また、駆動輪と駆動用モータが一体化したインホイールモータの車両の場合も、モータによる制駆動力はステアリングナックル２９で受ける。

これらの場合、力の伝達においては、タイヤがステアリングナックル２９と一体であることと等価であるため、車体に対する制駆動力の着力点はタイヤ接地面に位置し、その着力点とキングピン軸との位置関係でモーメントアームが定まる。ここで、キングピン軸とタイヤ接地面との交点からタイヤ接地面の中心までの横方向距離がスクラブ半径であるので、このモーメントアーム長はスクラブ半径に等しい。

逆に、駆動装置１９としてエンジンや走行用モータが車体に搭載された一般的な駆動系の構成では、駆動装置１９による制駆動力は、操舵で可動しない車体側で受ける。駆動装置１９による制動とは、エンジンブレーキあるいは走行用モータによる回生ブレーキを指す。また、摩擦ブレーキ機構がドライブシャフト２６より駆動系の上流側に設けられているインボードブレーキの車両の場合も、その制動力は車体側で受ける。

これらの場合、タイヤ（各車輪）のトルクはドライブシャフト２６で伝達されるため、車体に対する制駆動力の着力点は円筒形のタイヤの３次元的な中心に位置し、その着力点とキングピン軸との位置関係でモーメントアームが定まる。ここで、タイヤの中心とキングピン軸との横方向距離が車軸上キングピンオフセットであるので、この場合のモーメントアーム長は車軸上キングピンオフセットに等しい。

上記のように、キングピン軸周りにおける制駆動力のモーメントアーム長が、スクラブ半径と車軸上キングピンオフセットのどちらの寸法に対応するかは、制動と駆動の差異ではなく、着力点がどこであるのかで決まる。しかし、以降の説明では、煩雑さを避けるため、特に断りのない限り、駆動は車体に搭載された駆動装置１９で行われ、制動力の大半はインボード形式でない一般的な摩擦ブレーキ機構で発生される場合を前提として述べる。また、キングピン軸周りにおける制駆動力のモーメントアーム長は、スクラブ半径と車軸上キングピンオフセットのいずれか対応する方を意味するものとする。

上記内容を前提として、タイヤに働く力とハンドルトルク（操舵力発生装置の操舵反力）の関係を説明する。なお、ここでは、横力の方向は左向きを正（右向きを負）、制駆動力の方向は前向きを正（後向きを負）、モーメントの方向は（上から視て）左回りを正（右回りを負）とする。

左前輪１１のキングピン軸周りの横力F_LateralLに起因するモーメントM_LateralLは、トレール（図２参照）をξとして、以下の（数１）となる。
（数１）
M_LateralL ＝ −F_LateralL・ξ

同様に、キングピン軸周りの制駆動力F_LongLに起因するモーメントM_LongLは、そのモーメントアーム長をL_Longとして、以下の（数２）となる。
（数２）
M_LongL ＝ F_LongL・L_Long

よって、その合計であるキングピントルクM_Lは、以下の（数３）となる。
（数３）
M_L ＝ M_LateralL＋M_LongL

このキングピントルクM_Lは、ステアリングナックル２９からステアリングタイロッド２８にかかる力として伝達され、ステアリングタイロッド２８からは、ステアリングラック１８を介してハンドル１６まで伝達される。

左前輪１１に起因するハンドルトルクH_Lは、ステアリングギヤ比（減速比）（ハンドル１６のハンドル角に対する車輪の操舵角の比率）をR_Sとすると、以下の（数４）となる。
（数４）
H_L ＝ M_L／R_S

同様に、右前輪１２について考えると、右前輪１２のキングピン軸周りの横力F_LateralRに起因するモーメントM_LateralRは、以下の（数５）となる。
（数５）
M_LateralR ＝ −F_LateralR・ξ

キングピン軸周りの制駆動力F_LongRに起因するモーメントM_LongRは、上記（数２）とは符号が異なり、以下の（数６）となる。
（数６）
M_LongR ＝ −F_LongR・L_Long

よって、その合計であるキングピントルクM_Rは、以下の（数７）となる。
（数７）
M_R ＝ M_LateralR＋M_LongR

そして、右前輪１２に起因するハンドルトルクH_Rは、以下の（数８）となる。
（数８）
H_R ＝ M_R／R_S

したがって、左右前輪１１，１２に起因するハンドルトルクHは、以下の（数９）となるので、ほぼ定数とみなせる各パラメータの他は、横力と制駆動力によってハンドルトルクが決まる。
（数９）
H ＝ H_L＋H_R
＝ M_L／R_S ＋ M_R／R_S
＝ (M_LateralL＋M_LongL＋M_LateralR＋M_LongR)／R_S
＝ ((F_LongL−F_LongR)・L_Long−(F_LateralL＋F_LateralR)・ξ)／R_S

前記横力は、操舵することによって車両運動との関係により発生するので、直接制御することが難しいのに対し、前記制駆動力は、比較的容易に制御することができる。そこで、本実施形態（の車両運動統合制御装置１５）では、操舵輪１１，１２に発生している横力を計算に入れた上で、操舵輪１１，１２の制駆動力を増減させることによって、ハンドルトルクを制御するという方法をとる。

ここで、タイヤに作用する横力（F_LateralL＋F_LateralR）は、センサで検知できる情報である当該車両１の車速Vとハンドル角（操舵輪１１，１２の操舵角に対応する角度）αとから、あるいは当該車両１の横加速度G_yから、前輪軸重をW_F、ホイールベースをl、重力加速度をgとして、タイヤの横すべり角が0付近であれば、以下の（数１０）と概算でき、（数９）におけるすべての値が定まる。
（数１０）
F_LateralL＋F_LateralR ＝W_F／g・G_y
＝W_F・V²・α／(l・R_S・g)

なお、タイヤの横すべり角が大きく、横力が大きい場合には、必要な水準まで高精度にタイヤの特性をモデル化して計算してもよい。

以上が、ハンドルトルクを制駆動力によって制御する原理である。

ここで、キングピン軸周りにおける制駆動力のモーメントアーム長、つまりスクラブ半径と車軸上キングピンオフセットの正負について補足する。

図２では、キングピン軸とタイヤ接地面との交点がタイヤ接地面の中心よりも外側、つまりスクラブ半径が負の場合を示している。平面図であるため、車軸上キングピンオフセットは図中に明示していないが、スクラブ半径の正負にかかわらず、タイヤの３次元的な中心よりキングピン軸が車体内側寄りを通る、つまり正の値であるのが一般的である。

上記（数９）からも分かる通り、キングピン軸周りにおける制駆動力のモーメントアーム長の正負によって、制駆動力がハンドルトルクに及ぼす力の方向が逆となる。そのため、本実施形態と後述する他の実施形態のいずれの説明においても、制駆動力の左右配分をどちらに偏らせるかとハンドルトルクの増減との関係は、スクラブ半径もしくは車軸上キングピンオフセットの符号を仮定した場合の一例である。

本実施形態は、制動力によってハンドルトルクを制御する例であるが、制動力を加えると、車両１は減速するので、ハンドルトルクを制御するためだけに制動力を加えると、無用な減速が発生してしまう。上記（数９）で示したように、制動力の左右差がハンドルトルクに影響を与えるので、元々制動を要する場面で、車両１に働く合計の制動力自体は変化させずに操舵輪１１，１２の制動力の左右の配分を変化させるようにする（制動力左右不等配分）。

次に、前記したハンドルトルクの制御が必要な状況について説明する。

図３は、車両１がカーブ路に進入する際の操舵状態の一例を示したものである。

一般的な道路の設計として、直線路である直線区間からある曲率の円弧状のカーブ路である円弧区間に至るまでの間には、曲率が徐々に増加する緩和曲線区間が設けられている。このような形状の道路の車線に沿って走行する際のドライバのハンドル操作は、一般に、ハンドル１６のハンドル角（つまり、操舵角）が中立の状態から切り込んでいき、車両１の走行軌跡がカーブ路の半径と合致するハンドル角に収束させて保舵する、という動作である。以降、ハンドル１６を切り込む最初の操作の段階を「切り始め」、ある角度に収束させる操作の段階を「切り終わり」とする。

特に既定の車線に沿って走行しない場合でも、ハンドル操作の角速度（ハンドル角速度）が有限であり、走行しながら操舵する以上は必然的に緩和曲線区間を有する軌道となるので、切り始めと切り終わりの段階が存在する。なお、軌道に曲率一定の区間がない場合でも、ハンドル１６を切り込む操作を止める段階を切り終わりと称する。

上記のうち、まず、切り始めの段階に着目する。

電動パワーステアリングは、ステアリング機構にモータとその減速機構が追加されたものであるため、摩擦と慣性が増加する。その影響が特に顕著となるのは、ハンドル１６の切り始めである。

ドライバがタイヤの力のみを知覚することができれば、車両１に作用する力を感じ取ることができ、意のままに（自在に）操作しやすい。しかし、ハンドル１６の切り始めでは、ステアリング機構の摩擦（力）と慣性（力）に抗して初めて、タイヤに操舵力が伝わる。

図４は、ハンドル１６の切り始めにおけるハンドル角とハンドルトルクとの望ましい関係を示したものである。ハンドル１６を切り込んでいくに従って、操舵輪１１，１２の横すべり角は増加し、タイヤが路面から受ける力が増加していく。ドライバはこのタイヤに起因する力をハンドル１６を通して感じることによって車両１を制御するが、ステアリング機構の摩擦と慣性によってタイヤに起因する力以外の力がハンドルトルクとして作用することになる。そのため、これらは、ドライバに対して、スムーズに動き始めない感覚であるフリクション感と、動き始めの過剰な重さの感覚であるイナーシャ感という好ましくない感覚を与える。仮に、切り始めにおいて摩擦と慣性を軽減したとすると、図４において破線で示した特性から実線で示した特性に変化する。

一方で、ステアリング機構の摩擦力は、ハンドル１６を切り込んだ先で、ドライバの意図したハンドル角（操舵角）に収束させ易くする効果がある。このとき、ステアリング機構の慣性は、切り込んでいる最中のハンドル１６の角速度を減速させにくくするため、ハンドル角（操舵角）を収束させる切り終わりの操作の妨げとなる。

図５は、ハンドル１６の切り終わりにおけるハンドル角とハンドルトルクとの望ましい関係を示したものである。この切り終わりは、ハンドル１６のハンドル角（操舵角）の変化を止める操作であるので、ハンドルトルクを増加させることが、ハンドル角速度の減速を助長し、ドライバの意図する操作を助ける。仮に、切り終わりにおいて摩擦を増加させ、慣性を軽減したとすると、図５において破線で示した特性から実線で示した特性に変化する。

したがって、車両１がカーブ路に進入する際に、ハンドル１６の切り始めではハンドルトルクを低減する方向に制御し、切り終わりではハンドルトルクを増加させる方向に制御すれば、操舵の正確性を向上させることができる。

次に、前記したハンドル１６の切り始めと切り終わりとで、ハンドルトルクを制御する方向を変える方法について説明する。

図６は、切り始めから切り終わりに至るまでのハンドル１６の角度（ハンドル角）と角速度（ハンドル角速度）と角加速度（ハンドル角加速度）の一例を示したものである。ハンドル１６の角度が中立から増加し、ある角度（図示例では、６０°）での保持に至るまでの間、ハンドル１６の角速度は0から一旦増加して0に戻る。ハンドル１６の角加速度は、まず正の値となったのちに減少し、0を下回って負の値となったのちに0に戻る。このようにハンドル１６の角加速度、つまり操舵輪１１、１２の操舵角加速度は、切り始めと切り終わりで符号が逆となるため、ハンドルトルクを制御する方向と対応づけることができる。さらに、操舵が急であるほど、あるいは操舵の止め方が急であるほど、操舵角加速度の絶対値は大きくなる。操舵が急であるほどハンドルトルクを低減する必要があり、操舵の止め方が急であるほどハンドルトルクを増加させる必要があるので、符号を含めた操舵角加速度の値に応じて操舵輪１１，１２の制動力を増減させれば、前記の目的を実現し得ることになる。

そこで、操舵輪１１，１２の操舵角加速度と横力に基づく、ハンドルトルクの制御則について説明する。

上記（数９）で示したように、横力と制駆動力によってハンドルトルクが決まる。横力が相対的に大きい場合は、相対的に小さい場合よりも、ハンドルトルクに対する制駆動力の影響が小さくなる。この点を考慮し、操舵輪１１，１２の操舵角加速度に応じて操舵輪１１，１２の制動力を用いてハンドルトルクを制御するためには、同じ操舵角加速度でも横力（F_LateralL＋F_LateralR）が大きいほど操舵輪１１，１２の制動力の左右差をつけるようにする。

具体的には、操舵輪１１，１２の制動力の左右差（F_LongL−F_LongR）を、操舵角加速度をA_H、ハンドルトルクのチューニングパラメータとなるゲインをP_Aとして、以下の（数１１）として与える。ここで、P_Aの値は、目標とするハンドルトルク特性（予め決められた操舵力発生装置の操舵反力の目標値）に近づくように定める。
（数１１）
F_LongL−F_LongR ＝ A_H・|F_LateralL＋F_LateralR|・P_A

ここで、前記ハンドルトルク制御のためだけに車両１の減速度を増加することを避けるためには、操舵輪１１，１２の左右の合計制動力の大きさ|F_LongL＋F_LongR|に最大値F_LongMAXを設ける必要がある。

操舵輪１１，１２の制動力の左右差（F_LongL−F_LongR）の最大値は、F_LongMAXの制動力で片輪だけを制動した場合であり、例えば左前輪１１だけを制動すると、以下の（数１２）となる。
（数１２）
F_LongL−F_LongR ＝ −F_LongMAX−0

この場合、ハンドルトルクHの制御幅の上限H_MAXは、上記（数９）から、以下の（数１３）となる。
（数１３）
H_MAX ＝ | (−F_LongMAX・L_Long−(F_LateralL＋F_LateralR)・ξ)／R_S |

したがって、ハンドルトルクHの制御幅はF_LongMAXに依存することになるので、本実施形態の、操舵輪１１，１２の制動力によるハンドルトルク制御は、操舵時にハンドルトルク制御が行えるだけの十分な制動が行われる状況において適用する制御となる。

次に、操舵と制駆動とを関連付けてハンドルトルクを制御する方法について具体的に説明する。

操舵と制駆動とを関連付けて車両を制御する公知の技術として、G-Vectoring Control（以下、GVCという）がある。このGVCは、操舵によって生じる横加速度の時間変化率である横加加速度に応じて車両の前後方向の加減速度を定める制御である。

図７は、GVCによる減速の様態を示したものである。直線区間で0であった横加速度は、緩和曲線区間で徐々に増加していき、円弧区間で一定となる。緩和曲線区間で横加速度が増加していくということは横加加速度が生じているということであり、この横加加速度に応じて減速度を定め、車両１の制動力を制御する。

前記横加速度及び横加加速度は操舵に起因し、これは操舵時に必ず制動が行われることを意味するので、本実施形態の（車両運動統合制御装置１５による）制動力によるハンドルトルク制御と組み合わせるのに都合が良い。

図８は、図６に示される操舵パターンにおいて、GVCに本実施形態の車両運動統合制御装置（車両制御装置）１５による制御を付加した場合と、GVCのみの場合とで、操舵輪である左右の前輪１１，１２のブレーキ液圧を比較したものである。

図８中、実線が左右の前輪１１，１２の平均ブレーキ液圧であり、GVCのみの場合では、左右の前輪１１，１２のブレーキ液圧は等しく、いずれも実線と同じ波形となり、操舵輪１１，１２の制動力は左右で等しい。これに対し、本実施形態の車両運動統合制御装置（車両制御装置）１５による制御を付加した場合の、前輪旋回内輪（図示例では、左前輪１１）のブレーキ液圧が破線、前輪旋回外輪（図示例では、右前輪１２）のブレーキ液圧が点線である。図示するように、本実施形態（の車両運動統合制御装置１５）では、ハンドル１６の切り始めから切り終わりの過程の前半（つまり、切り始めの段階）では、操舵輪１１，１２の制動力を旋回外輪に多く配分し、同過程の後半（つまり、切り終わりの段階）では、操舵輪１１，１２の制動力を旋回内輪に多く配分する。なお、図２に基づき説明した原理の通り、操舵輪１１，１２の旋回内輪と旋回外輪の制動力のどちらを多く配分するかとハンドルトルクの増減との関係は、スクラブ半径の正負に依存するので、図８は、スクラブ半径が負である場合の例である。

図９は、本実施形態の車両運動統合制御装置（車両制御装置）１５による上記（数９）等に基づく制御の結果として得られる、ハンドル角に対するハンドルトルクの特性のシミュレーション結果を示したものである。この図９では、図８と同じく、GVCのみの場合と比較している。

破線で示した本実施形態の制御なし（制動力左右配分制御なし、GVCのみの場合）に対して実線で示した本実施形態の制御ありの場合、ハンドルトルクが、ハンドル１６の切り始めの領域では小さくなっており、切り終わりの領域では大きくなっている。すなわち、前述の図４及び図５に基づき説明した望ましい関係と整合する効果が得られており、ドライバが制御しやすい特性に改善されていると言える。

ここで、タイヤの横すべり角に起因する横力に加えて、外乱による横力がタイヤに働いた場合について補足する。

本実施形態では、タイヤに作用する横力を直接検出しているわけではなく、上記（数１０）による計算値を利用している。そのため、局所的な路面のμ変化や凹凸等によってタイヤが横方向の外乱を受ける場合でも、外乱に起因する分の横力の影響は、ハンドルトルク制御のための制動力の与え方には加味されない。結果として、外乱は特に抑制されることなく、ハンドル１６にまで伝達される。本実施形態の制御の目的は、ハンドルトルクの特性改善による操舵の正確性向上であるので、非定常な外乱を抑制する作用は有しない一方、本実施形態の制御を実施しない場合よりも、外乱に対して過敏になる恐れもない。

以上の説明から分かるように、本実施形態によれば、操舵輪１１，１２に作用する横力に基づいて、制動力を操舵輪１１，１２ごとに制御（制動力左右配分制御）することによって、操舵力発生装置の操舵反力（ハンドルトルク）を制御することで、ドライバの操舵感が改善されるので、操舵の正確性を向上させることができる。

［実施形態２］
本実施形態では、ドライバに与えるハンドルトルク（操舵反力）を制動力と駆動力によって制御する場合について説明する。上記実施形態１との差異は、操舵輪（ここでは、左前輪１１，右前輪１２）の制動力だけでなく駆動力も左右独立して制御可能な車両におけるハンドルトルク制御という点であり、その他の構成は上記実施形態１とほぼ同じである。したがって、上記実施形態１と同じ構成には同様の符号を付してその詳細な説明を省略し、以下では、前記差異点についてのみ詳細に説明する。

図１０は、前輪左右独立駆動モータの車両の機構及び制御系のシステム構成を示したものである。図１に示すシステム構成との違いは、操舵輪である前輪１１，１２が駆動装置１９と減速機２５を左右独立して備える点である。車両運動統合制御装置（本実施形態２の車両制御装置）１５は、制動制御装置２０に制動力指令を送信するのに加えて、各駆動装置１９に左右の前輪１１，１２の駆動力指令を送信し、各駆動装置１９は、受信した駆動力指令に従って左右の前輪１１，１２各々の駆動力を発生させる。ここで、駆動装置１９でも、負の駆動力として、性能の範囲内で任意の制動力を発生できるので、車両運動統合制御装置１５は、制動側の指令については、前記した制動制御装置２０と駆動装置１９に割り振り、各車輪の制動力を制御する。

なお、必ずしも左右（の操舵輪）の駆動系が完全に切り離されていなくても良く、例えば、左右の操舵輪の間で相互に制駆動トルクを伝達することで制駆動力の左右配分を配分するトルクトランスファー装置によって左右（の操舵輪）の駆動力の配分を制御できる構成でも、以下と同等の制御が可能である。

制動力だけでハンドルトルクを制御する上記実施形態１では、上記（数１３）で示したように、ハンドルトルクHの制御幅の上限H_MAXが左右の操舵輪１１，１２の合計制動力に依存することを避けられない。

それに対して、本実施形態（の車両運動統合制御装置１５）では、制動中の操舵の場合だけでなく駆動中の操舵の際もハンドルトルク制御を実施でき、なおかつ、片輪（例えば、右前輪１２）を制動しながらもう一方の片輪（例えば、左前輪１１）を駆動することもできる。そのため、車両１に働く制駆動力の合計を保ったまま、操舵輪１１，１２の左右の制駆動力配分を増減させられる。

図１１は、左前輪１１を駆動、右前輪１２を左前輪１１の駆動力と同じ大きさの力による制動とし、車両１に対して前後方向の加減速度は与えない状態を模式的に示したものである。ハンドルトルク制御の原理は上記実施形態１と同じであり、これを駆動側に拡張している。

よって、本実施形態でも、上記実施形態例１と同様に、操舵輪１１，１２の操舵角加速度と横力とに基づいた制駆動力制御、及び、その制駆動力制御によるハンドルトルク制御が有効である。また、本実施形態では、駆動側にもトルクを左右の操舵輪１１，１２に不等配分する機構を要するが、車両１全体としての制駆動状態に依存せずにハンドルトルクを制御できるといった効果もある。

［実施形態３］
本実施形態では、ドライバによるハンドル操作を要しない自動操舵機能を有する車両において、操舵力発生装置の操舵力を制駆動力によって制御する場合について説明する。

本実施形態における車両のシステム構成は、図１もしくは図１０に示される実施形態１もしくは実施形態２の車両のシステム構成とほぼ同じであるが、ここでは、ドライバがハンドル１６を保持（操作）しないので、電動パワーステアリング装置２７のみが操舵力発生装置とされる（図１もしくは図１０参照）。

上記実施形態１及び実施形態２とは異なり、本実施形態では、ドライバがハンドル１６を保持しないので、ハンドルトルクは定義されない。また、角度制御である自動操舵においては、フリクション感やイナーシャ感が操舵の正確性を損なうこともない。しかし、操舵輪１１，１２に対する操舵力の全てを電動パワーステアリング装置２７で発生させるので、電動パワーステアリング装置２７の車体への取付部分は相対的に大きな力を受けることになり、ステアリング機構全体としての見かけの剛性が相対的に低下する。これは正確な操舵の妨げとなるため、前記操舵力の制御には改善の余地がある。

見かけの剛性の低下は、前記操舵力を、電動パワーステアリング装置２７以外の箇所で補うことで軽減させることができる。自動操舵の場合、ステアリング機構は、電動パワーステアリング装置２７と操舵輪１１，１２からの力を受ける。操舵輪１１，１２からの力は、上記実施形態１で述べたように、タイヤの横力と制駆動力によって決まるので、同様に、制駆動力によって前記操舵力発生装置（電動パワーステアリング装置２７）の操舵力を制御することで、ステアリング機構の負荷を減らすことができる。

図１２は、操舵輪１１，１２の制駆動力に左右差をつけた際の、ステアリング機構に働く制駆動力起因の力を模式的に示したものである。なお、図１２中、実施形態１もしくは実施形態２と同じ構成には同様の符号を付している。左操舵輪１１を駆動、右操舵輪１２を制動とすると、左のステアリングタイロッド２８には圧縮方向の力（圧縮力）が加わり、右のステアリングタイロッド２８には引張方向の力（引張力）が加わる。仮に、制駆動力が作用していなければ、車両を左に操舵する際には、左のステアリングタイロッド２８は引張方向、右のステアリングタイロッド２８は圧縮方向の力を受けるので、この力を操舵輪１１，１２の制駆動力に左右差をつける（制動力左右配分制御）ことで相殺でき、これにより、左右いずれのステアリングタイロッド２８に働く力も軽減される。

ここで、制御できるのが制動力あるいは駆動力のどちらか一方向であっても、左操舵輪１１と右操舵輪１２に差をつけた場合には同様の効果が得られることは当然である。

また、図１２ではステアリングタイロッド２８に作用する力に注目して示したが、ステアリングコラム軸１７、ステアリングラック１８、ステアリングナックル２９等に作用する力あるいはトルクも一様の程度で軽減される。同時に電動パワーステアリング装置２７自体への負荷も軽減されるので、車体への取付部分にかかる力も減少する。さらに、各部品同士の連結部に作用する力あるはトルクも減少し、図示しない連結部のブッシュの変形も抑えられる。

本実施形態における操舵力の制御則は、常に負荷を軽減する方向に制駆動力を利用する。そのため、上記実施形態１における（数１１）とは異なり、横力に応じて操舵輪１１，１２の制駆動力の左右差（F_LongL−F_LongR）を、操舵力のチューニングパラメータとなるゲインをP_Fとして、以下の（数１４）のように与える。ここで、P_Fの値は、目標とする操舵力特性（予め決められた操舵力発生装置の操舵力の目標値）に近づくように定める。
（数１４）
F_LongL−F_LongR ＝ (F_LateralL＋F_LateralR)・P_F

ここでも上記実施形態１及び実施形態２と共通して横力（F_LateralL＋F_LateralR）の情報を用いるのは、横力を考慮しないと、ステアリング機構の負荷を低減できても、その低減の程度が一定せずに見かけの剛性が変動してしまい、操舵の正確性に悪影響を及ぼすためである。

特に、力と変位の関係の非線形性が強いブッシュや機構各部のバックラッシュは、操舵の正確性が負荷変動の影響を受けやすい。最も極端な特性を有するのは、バックラッシュである。微小な力でもその力の方向が反転すると、バックラッシュ分の変位が生じるので、力が小さい領域でも、ハンチングを起こさないように高精度に制御する必要がある。そのためには、キングピントルクを決める制駆動力と横力との双方の考慮が必要である。

なお、自動操舵だけでなく、自動操舵から手動操舵に切り替えることができる車両の場合には、（数１１）の制御則と（数１４）の制御則とを切り替えるようにしても良い。

また、手動操舵であっても、ステアリング機構の見かけの剛性を向上させる効果を優先させる場合には、（数１４）の制御則を適用しても良い。この場合、ハンドル角とタイヤの操舵角との対応の変動を抑えられることが正確な操舵に貢献することになる。

以上の説明から分かるように、本実施形態によれば、操舵輪１１，１２に作用する横力に基づいて、制駆動力を操舵輪１１，１２ごとに制御（制駆動力左右配分制御）することによって、操舵力発生装置（電動パワーステアリング装置２７）の操舵力を制御することで、ステアリング機構の見かけの剛性を向上させられるので、操舵の正確性を向上させることができる。

［実施形態４］
上記実施形態１〜実施形態３では、ハンドルトルク（操舵反力）もしくは操舵力に関わる操舵輪（左前輪１１，右前輪１２）の制駆動力にのみ着目した。しかし、操舵輪の制駆動力に左右差をつけると、車両に対するヨーモーメントが必然的に発生する。

そこで、本実施形態では、操舵輪１１，１２の制駆動力によるハンドルトルク制御に伴って車両１に作用する不要なヨーモーメントを補償する方法について説明する。

なお、本実施形態における車両のシステム構成は、図１もしくは図１０に示される実施形態１もしくは実施形態２の車両のシステム構成とほぼ同じである。したがって、上記実施形態１もしくは実施形態２と同じ構成には同様の符号を付してその詳細な説明を省略し、以下では、差異点についてのみ詳細に説明する。

図１３は、操舵輪１１，１２の制動力の左右差によるヨーモーメントを示したものである。

特に、スクラブ半径が負の車両１においてドライバに与えるハンドルトルクを低減する場合、左旋回時に右前輪１２の制動力を左前輪１１の制動力より大きくするため（図８も併せて参照）、車両１を右方向に向けるヨーモーメントが発生する。このヨーモーメントが過大であれば、左旋回を妨げることになり、上記制御によってハンドルトルクの特性は改善されても、車両運動に悪影響を及ぼす可能性がある。

逆に、スクラブ半径が正の車両１において操舵輪１１，１２の制動力の左右差によってドライバに与えるハンドルトルクを低減する場合には、左旋回時に車両１を左方向に向けるヨーモーメントが発生する。しかし、ヨーモーメントの付加が必ずしも必要とは限らず、この場合でも、ヨー応答が過剰となる可能性がある。

これらの場合、あくまでもハンドルトルクの制御が目的であるので、操舵輪１１，１２への制駆動力によって発生したヨーモーメントの過不足分（例えば旋回に要するヨーモーメントに対する過不足分（増加分または減少分））を補償する制御を加えることが有効である。

図１あるいは図１０に示されるように、本実施形態の車両１において、操舵の動力がハンドル１６と伝達可能に連結されている操舵輪は前輪１１，１２であるので、後輪１３，１４に働く力はハンドルトルクに直接の影響は及ぼさない。そこで、本実施形態の車両運動統合制御装置（車両制御装置）１５は、この後輪１３，１４の制駆動力を、前輪１１，１２とは逆の左右配分とすることによって、前記ヨーモーメントの過不足分を補償する。

そのような制御のための4輪の制駆動力配分の算出手順を説明する。

まず、車両運動統合制御装置１５は、前後輪の軸重に基づいて、制動力の前後配分を定める。車重をW、前輪軸重をW_Fとすると、制動力の前後配分、前：後は、以下の（数１５）となる。
（数１５）
W_F：W−W_F

なお、従来知られたEBD（Electronic Brake force Distribution）の機能と同様に、動的な軸重に応じて制動力の前後配分を定めても良い。

ここで、操舵輪である前輪１１、１２の制動力の左右配分、左：右が、以下の（数１６）であるとする。
（数１６）
F_LongL：F_LongR

ヨーモーメントは左右の制動力差で決まるので、後輪左右（左後輪１３，右後輪１４）の制動力差が前輪左右（左前輪１１，右前輪１２）の制動力差と同じになるようにする（相殺するようにする）ためには、4輪の制動力配分、左前：右前：左後：右後を、以下の（数１７）とすればよい。
（数１７）
F_LongL：F_LongR
：((W−W_F)・(F_LongL＋F_LongR)−W_F・(F_LongL−F_LongR))／2W_F
：F_LongL−F_LongR ＋ ((W−W_F)・(F_LongL＋F_LongR)−W_F・(F_LongL−F_LongR))／2W_F

図１４は、実施形態１における図８に示した比較図に、上記（数１７）に基づいて制御した左右後輪のブレーキ液圧を追加して示したものである。図８中、前輪旋回内輪のブレーキ液圧が破線、前輪旋回外輪のブレーキ液圧が点線、後輪旋回内輪のブレーキ液圧が一点鎖線、後輪旋回外輪のブレーキ液圧が二点鎖線で示され、前後輪各々の左右平均のブレーキ液圧がいずれも実線で示されている。なお、GVCのみの場合は、4輪のブレーキ液圧が実線の波形と等しい。

ハンドル１６の切り始めの段階では、前輪では旋回外輪、後輪では旋回内輪に制動力を多く配分し、切り終わりの段階では、前輪では旋回内輪、後輪では旋回外輪に制動力を多く配分するという、対角線上の車輪に偏らせる動作となる。ここで例示するように、前輪軸重の方が後輪軸重よりも大きい車両では、左右の制動力差を前後輪で同等にするために、偏りの程度としては常に後輪の方が前輪よりも大きくなる。

ここで、左右の操舵輪１１，１２の制動力に差をつけることで得られるハンドルトルク制御の効果は、実施形態１における図９に基づき説明したのと同様である。

図１５及び図１６は、図１４における条件と同条件における車両運動のシミュレーション結果を示したものである。図１５に示した破線がGVCのみの場合、図１６に示した実線がGVCに要するブレーキ液圧を前後輪それぞれの左右に配分した場合である。

上記の制御方法でヨーモーメントが補償されているため、前後加速度、横加速度、ヨーレートのいずれにも、有意な差は生じていない。したがって、上記制御によってハンドルトルク制御を実施したとしても、車両１の平面運動への実質的な影響はないと言える。

＜ヨーモーメントの過不足分を補償する他の方法＞
その他、後輪１３，１４の制駆動力以外の方法でヨーモーメントの過不足分（例えば旋回に要するヨーモーメントに対する過不足分であって、本実施形態の制駆動力左右配分制御を含まないGVCのみの場合のヨーモーメントに対する過不足分）を補償する方法について説明する。

その一つは、後輪操舵による方法である。

図１７は、後輪１３，１４を能動的に操舵することによって、前輪１１，１２の制動力によるヨーモーメントと逆向きのヨーモーメントを発生させる様子を示したものである。前輪１１，１２と同様に後輪１３，１４を操舵可能（後輪１３，１４の操舵角を変更可能）である車両の場合、前輪１１，１２の制動力左右配分によるヨーモーメントが車両１を旋回外側に向けようとするのに対して、後輪１３，１４を前輪１１，１２と逆位相に操舵することで、車両１を旋回内側に向けるヨーモーメントを発生させる。この場合も、後輪１３，１４は、前輪１１，１２側とは独立したアクチュエータによって操舵されるため、ハンドルトルクに影響を与えることはない。

もう一つは、ステアリングギヤ比を可変とする方法である。

図１８は、車両１のステアリング機構に設けられたステアリングギヤ比可変制御装置３０によってステアリングギヤ比（減速比）を小さくすることにより、ステアリングギヤ比が固定である場合（図１８中、点線で示した状態）よりも前輪１１，１２の操舵角を増加させ、前輪１１，１２の制動力によるヨーモーメントと逆向きのヨーモーメントを大きくする様子を示したものである。前輪１１，１２の制動力左右配分によるヨーモーメントが車両１を旋回外側に向けようとする分、その車輪１１，１２の操舵角を増加させることで、車両１を旋回内側に向けるヨーモーメントを発生させる。

ただし、ステアリングギヤ比が小さいほど、すなわちハンドル角に対する車輪の操舵角が大きいほど、ハンドルトルクは増加するので、ハンドルトルクを減少させるために前輪１１，１２の左右制動力配分を偏らせている場合には、図１８に基づき説明した方法では、その効果を相殺する方向に影響が生じる。そのため、この方法は、ハンドルトルクを増減させたい方向とヨーモーメントを増減させたい方向が一致する場合か、ステアリングギヤ比の変化がハンドルトルクに与える影響が軽微な範囲で、ヨーモーメントに与える影響が十分に得られる場合のみに適している。

＜車両運動統合制御装置によるハンドルトルク制御の応用例＞
以下では、操舵輪１１，１２の制駆動力によるハンドルトルク制御の付加機能として、車線逸脱防止装置に応用する場合について概説する。

本実施形態４では、操舵輪１１，１２の制駆動力を制御することによって発生したヨーモーメントの過不足分（増加分または減少分）を補償し、車両運動への影響を抑える方法を説明したが、ハンドルトルク制御だけでなく、ヨーモーメントを付与して積極的に車両運動を制御すべき場合もある。このようなハンドルトルクと車両運動の両方の制御で目的を達成する機能として、前記車線逸脱防止装置に本実施形態の車両運動統合制御装置（車両制御装置）による制御を適用した例について説明する。

車線逸脱を防止するための制御方法として、例えば、図１９に示すようなハンドルトルクによって車両１のドライバに修正舵を促す方法と、図２０に示すような車両１の向きを車線内に戻す方向にヨーモーメントを与える方法がある。

前者を行わずに後者だけを行うと、ドライバに、車両１の挙動が強制的に変えられる感覚を与える。そのため、車線逸脱は防止できたとしても、ドライバの運転感覚としては違和感を覚える。

これに対して、前者では、車両１が向きを変える前にハンドルトルクを介してドライバにどちらに修正舵を行うべきかの情報を与える。これにより、修正舵が必要であることがドライバに認識され、ドライバは、ハンドルトルクの方向に従って微操舵を行うか、場合によってはドライバが明確に意識しない範囲での微操舵によって車線内に車両１を保持できる。そのため、ドライバの運転感覚への違和感を軽減できる。

前記したハンドルトルクの制御は、電動パワーステアリング装置２７でも行えるが、操舵角の中立付近における微小なトルクを高精度に制御するためには、高い制御性を有する高コストの機構を要する。しかし、本実施形態（の車両運動統合制御装置）では、制駆動力の左右配分によって、電動パワーステアリング装置２７の制御性に依存せずにハンドルトルク制御を実施できるので、そのコストを抑えることができる。

特に、操舵輪１１，１２の駆動力の左右配分が可能な機構を持つ車両１（図１０参照）であれば、定速走行中でも駆動力の左右配分を変化させて常時ハンドルトルクを制御することができる。そのため、車線逸脱の恐れが小さい段階から、車線中央の走行を維持しやすいようにハンドルトルクを制御し、ドライバの負担を減らすことできる。そして、ハンドルトルク制御によって車線中央に常に誘導されるにもかかわらず、車線逸脱の恐れが高くなった場合に限り、制駆動力の左右配分によって車体へヨーモーメントを作用させるという、二段階の制御を行うことができる。

また、操舵輪１１，１２の制動力だけが配分可能な機構を持つ車両１（図１参照）であっても、車線逸脱の恐れが生じた初期段階では制動力の左右配分によってハンドルトルクを制御し、それでもドライバが十分な修正舵を行わなかった場合のみ、制動力の左右配分によって車体へヨーモーメントを作用させるという、二段階の制御を行うことができる。制動力を利用する場合は車両１の減速を伴うので、ハンドルトルク制御についても明確な車線逸脱の恐れがある場合に限られるが、前述の通り、車両１にヨーモーメントを与える前にハンドルトルクを制御することで、ドライバへの違和感を軽減できる。

［実施形態５］
上記実施形態１〜実施形態３では、操舵輪（左前輪１１，右前輪１２）の制駆動力の左右差を与えることについて説明し、上記実施形態４では、その場合でも車両の平面運動に実質的な影響を及ぼさない方法について説明した。しかし、操舵輪に対する制駆動力は、車両の平面運動だけでなく上下方向の運動にも影響を及ぼす。

そこで、本実施形態では、操舵輪１１，１２の制駆動力によるハンドルトルク制御と電子制御サスペンションの制御とを連動させ、車両１の上下方向の運動への影響を抑制する場合について説明する。

なお、本実施形態における車両のシステム構成は、図１もしくは図１０に示される実施形態１もしくは実施形態２の車両のシステム構成とほぼ同じである。したがって、上記実施形態１もしくは実施形態２と同じ構成には同様の符号を付してその詳細な説明を省略し、以下では、差異点についてのみ詳細に説明する。

通常、車両１の各車輪１１，１２，１３，１４はサスペンション（電子制御サスペンション）によって懸架されており、そのサスペンションは、一般に、車両側面視で各車輪１１，１２，１３，１４を鉛直方向から角度を持った（言い換えれば、鉛直方向に対して傾いた）軌跡に沿って上下させる構造となっている。そのため、各車輪１１，１２，１３，１４に働く制駆動力の分力として上下方向の力が発生し、その力がサスペンションを（上下方向で）伸縮させる。

前輪１１，１２では制動力によって車体を持ち上げようとするアンチダイブ効果が得られるように、また、後輪１３，１４では後輪駆動車であれば駆動力によって車体を持ち上げようとするアンチスクォート効果が得られるように、サスペンションジオメトリを設定するのが一般的であるので、以降の説明では同設定を前提とする。

左右独立懸架のサスペンションでは、制駆動力に左右差があると、上下方向の力にも左右差が生じるので、車両１に対してロールモーメント（車両１の前後方向に延びる軸回りの回転モーメント）が発生する。

例えば、右前輪１２の制動力が左前輪１１の制動力よりも大きい場合、左前輪１１に設けられたサスペンションが縮みやすく、右前輪１２に設けられたサスペンションが縮みにくい状態、つまり車両１を左に傾かせようとするロールモーメントとなる。この事象が左旋回中に起こるとすると、旋回により車体に働く遠心力は車両１を右に傾かせようとするロールモーメントであるので、ロールを抑えたい場合には都合が良い。しかし、この事象が右旋回中に起こるとすると、ロールを促進する方向に作用することになる。

上記実施形態３における操舵力制御では、常に操舵力を低減する方向に制御されるので、ロールモーメントの向きと旋回方向との対応は一定している。この場合、操舵輪１１，１２の制駆動力の左右差によって生じるロールモーメントを加味したロール剛性とするように、サスペンションを設定すればよい。

しかし、上記実施形態１及び実施形態２における操舵角加速度に応じたハンドルトルク制御の場合、ハンドル１６の切り始めと切り終わりとでロールを抑制する方向と促進する方向とが切り替わる。つまり、ロールを抑制する作用と促進する作用がハンドル１６を切り込んでいく途中で逆転し、ロール感の変化が過大となる可能性がある。

これを抑制するため、本実施形態（の車両運動統合制御装置）では、電子制御サスペンションを用いて車両１のロール挙動を能動的に制御する。

図２１は、スクラブ半径が負である車両１が左旋回する際に、操舵輪１１，１２の制動力の左右への偏りがハンドルトルクとロールモーメントに与える影響の方向を示した表である。

スクラブ半径が負である車両１の左旋回時、ハンドル１６の切り始めの段階では、右前輪１２に左前輪１１よりも大きな制動力を与えるため（図８も併せて参照）、ハンドルトルクは低減され、ロールモーメントは抑制される。一方で、ハンドル１６の切り終わりの段階では、左前輪１１に右前輪１２よりも大きな制動力を与えるため（図８も併せて参照）、ハンドルトルクは増加され、ロールモーメントは促進される。このようなロールモーメントの抑制からロールモーメントの促進への移行を抑えるように、サスペンション制御によって車両１に対してロールモーメントを付与する。

このようなサスペンション制御によるロールモーメントの制御方法としては、例えば、以下のような４つの方法がある。

例えば、能動的にロール剛性を可変とするアクティブアンチロールバーを持つ電子制御サスペンションでロールモーメント制御を行う場合、ハンドル１６の切り始めでロール剛性を減少させ、切り終わりでロール剛性を増加させる方向に電子制御サスペンションを制御する。

ばね定数を可変とする機能を持つ電子制御サスペンションでロールモーメント制御を行う場合、ハンドル１６の切り始めで操舵輪１１，１２の旋回外輪のばね定数を旋回内輪のばね定数より相対的に減少させ、切り終わりで操舵輪１１，１２の旋回外輪のばね定数を旋回内輪のばね定数より相対的に増加させる方向に電子制御サスペンションを制御する。

車高を可変とする機能を持つ電子制御サスペンションでロールモーメント制御を行う場合、ハンドル１６の切り始めで操舵輪１１，１２の旋回外輪の車高を旋回内輪の車高より相対的に上げ、切り終わりで操舵輪１１，１２の旋回外輪の車高を旋回内輪の車高より相対的に下げる方向に電子制御サスペンションを制御する。

減衰力を可変とする機能を持つ電子制御サスペンションでロールモーメント制御を行う場合、ハンドル１６の切り始めでは、操舵輪１１，１２の旋回外輪の縮み側減衰力を下げるか、操舵輪１１，１２の旋回内輪の伸び側減衰力を下げるか、もしくはその両方を行う。一方、ハンドル１６の切り終わりでは、操舵輪１１，１２の旋回外輪の縮み側減衰力を上げるか、操舵輪１１，１２の旋回内輪の伸び側減衰力を上げるか、もしくはその両方を行う。ハンドル１６の切り始めから切り終わりにかけての過渡的なロール挙動へ対応すればよいので、減衰力のみを可変とする機能を持つ電子制御サスペンションでも、車両１のロール量を制御できる。

さらに、上記の制御方法のうちの複数を同時に組み合わせても良いことは当然である。

このように、本実施形態では、サスペンションの制御をハンドルトルク制御と連動させることにより、ハンドルトルク制御に伴うロールモーメントの変化（つまり、車両１の上下方向の運動への影響）が過度な場合でも、このようなロールモーメントの変化を抑えることができる。

なお、本発明は上記した実施形態に限定されるものではなく、様々な変形形態が含まれる。例えば、上記した実施形態は本発明を分かりやすく説明するために詳細に説明したものであり、必ずしも説明した全ての構成を備えるものに限定されるものではない。また、ある実施形態の構成の一部を他の実施形態の構成に置き換えることが可能であり、また、ある実施形態の構成に他の実施形態の構成を加えることも可能である。また、各実施形態の構成の一部について、他の構成の追加・削除・置換をすることが可能である。

１ 車両
１１ 左前輪
１２ 右前輪
１３ 左後輪
１４ 右後輪
１５ 車両運動統合制御装置（車両制御装置）
１６ ハンドル
１７ ステアリングコラム軸
１８ ステアリングラック
１９ 駆動装置
２０ 制動制御装置
２１ 左前輪制動装置
２２ 右前輪制動装置
２３ 左後輪制動装置
２４ 右後輪制動装置
２５ 減速機
２６ ドライブシャフト
２７ 電動パワーステアリング装置
２８ ステアリングタイロッド
２９ ステアリングナックル
３０ ステアリングギヤ比可変装置
３１ 左前輪車輪速センサ
３２ 右前輪車輪速センサ
３３ 左後輪車輪速センサ
３４ 右後輪車輪速センサ

Claims (12)

1. 制動力もしくは駆動力をそれぞれ制御可能な左右一対の操舵輪と、該操舵輪に対して操舵力を発生させて前記操舵輪の操舵角を制御する操舵力発生装置とを備える車両を制御する車両制御装置であって、
   前記操舵輪に作用する横力に基づいて、前記制動力もしくは駆動力を前記操舵輪ごとに制御することによって、前記操舵力発生装置の操舵力または操舵反力を制御する、車両制御装置。
2. 前記横力は、前記操舵輪の操舵角と前記車両の車速とに基づいて演算される、請求項１に記載の車両制御装置。
3. 前記横力は、前記車両の横加速度に基づいて演算される、請求項１に記載の車両制御装置。
4. 前記横力と予め決められた前記操舵力発生装置の操舵力または操舵反力の目標値とに基づいて、前記制動力もしくは駆動力を制御する、請求項１に記載の車両制御装置。
5. 前記横力が大きいほど、前記左右一対の操舵輪の制動力もしくは駆動力の左右差が大きくなるように、前記制動力もしくは駆動力を制御する、請求項１に記載の車両制御装置。
6. 前記車両は、前記左右一対の操舵輪とは別に設けられた他の車輪を備え、
   前記操舵輪の制動力もしくは駆動力を制御することによって発生したヨーモーメントの過不足分を補償するように、前記他の車輪の制動力もしくは駆動力を制御する、請求項１に記載の車両制御装置。
7. 前記車両は、前記左右一対の操舵輪とは別に設けられた他の車輪を備え、
   前記操舵輪の制動力もしくは駆動力を制御することによって発生したヨーモーメントの過不足分を補償するように、前記他の車輪の操舵角を制御する、請求項１に記載の車両制御装置。
8. 前記車両は、前記操舵力発生装置を構成するハンドルのハンドル角に対する前記左右一対の操舵輪の操舵角の比率であるステアリングギヤ比を可変制御可能な機構を備え、
   前記操舵輪の制動力もしくは駆動力を制御することによって発生したヨーモーメントの過不足分を補償するように、前記ステアリングギヤ比を制御して前記操舵輪の操舵角を制御する、請求項１に記載の車両制御装置。
9. 前記車両は、前記左右一対の操舵輪を左右独立して懸架するサスペンションを備え、
   前記操舵輪の制動力もしくは駆動力を制御することによって発生したロールモーメントの変化を抑えるように、前記サスペンションを制御する、請求項１に記載の車両制御装置。
10. 前記操舵輪の操舵角加速度に基づいて、前記制動力もしくは駆動力を制御する、請求項１に記載の車両制御装置。
11. 前記操舵輪のスクラブ半径が負である車両の旋回過程において、前記左右一対の操舵輪の旋回外輪から旋回内輪に制動力を多く配分するように前記制動力を制御する、請求項１に記載の車両制御装置。
12. 制動力もしくは駆動力をそれぞれ制御可能な左右一対の操舵輪と、該操舵輪に対して操舵力を発生させて前記操舵輪の操舵角を制御する操舵力発生装置とを備える車両を制御する車両制御方法であって、
    前記操舵輪に作用する横力に基づいて、前記制動力もしくは駆動力を前記操舵輪ごとに制御することによって、前記操舵力発生装置の操舵力または操舵反力を制御する、車両制御方法。

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