WO2023013566A1 - 車両制御装置 - Google Patents

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speed
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vehicle speed
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直樹 ▲高▼橋
俊輔 松尾
悠太郎 岡村
亮佑 古賀
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    • Y02T10/60—Other road transportation technologies with climate change mitigation effect
    • Y02T10/72—Electric energy management in electromobility

Definitions

  • the present invention relates to a vehicle control device for controlling electric motors that drive wheels of a vehicle.
  • a vehicle control device that controls the electric motor based on a vehicle body speed (vehicle speed) calculated from a detection signal of a wheel speed sensor.
  • a wheel speed sensor is attached to, for example, a driving wheel or a driven wheel of a vehicle (see Patent Document 1).
  • the detection signal of a general wheel speed sensor responds with a delay to the operation of the electric motor. For example, the rotational state of the wheels changes only when the driving force output from the electric motor is transmitted to the wheels and the driving force is transmitted to the road surface via the wheels.
  • One of the objects of the present invention is to provide a vehicle control device that improves the accuracy of estimating the vehicle body speed and improves the running performance of the vehicle. is.
  • a vehicle control device disclosed herein is a vehicle control device for controlling an electric motor that drives wheels of a vehicle, and includes a first calculation unit that calculates a first vehicle body speed based on a first rotation speed of the wheels; a second calculation unit that calculates a second vehicle body speed in a cycle shorter than that of the first calculation unit based on the second rotation speed of the electric motor; An estimating unit for estimating an estimated vehicle speed calculated by using two vehicle speeds together, and a control unit for controlling the electric motor based on the estimated vehicle speed estimated by the estimating unit.
  • the disclosed vehicle control device it is possible to improve the accuracy of estimating the vehicle body speed and improve the running performance of the vehicle.
  • FIG. 1 is a diagram for explaining a vehicle to which a vehicle control device as an embodiment is applied;
  • FIG. FIG. 2 is a skeleton diagram showing the structure of the drive system of the vehicle shown in FIG. 1;
  • 2 is a block diagram showing the configuration of a vehicle control device shown in FIG. 1;
  • FIG. FIG. 2 is a map showing the relationship between weighting factors and vehicle speed set by an estimator in FIG. 1;
  • FIG. FIG. 4 is a block diagram for explaining a modification of the vehicle control device shown in FIG. 3;
  • a vehicle control device as an embodiment is applied to a vehicle 1 shown in FIG.
  • the vehicle 1 includes wheels 5 (left and right wheels) arranged side by side in the vehicle width direction, a power distribution mechanism 3 that imparts a torque difference to these wheels 5, and a pair of electric motors 2 connected to the power distribution mechanism 3.
  • alphabetic characters R and L added to numerical symbols indicate the arrangement positions (on the right or left side of the vehicle 1) of the elements corresponding to the symbols.
  • 5R represents one of the wheels 5 located on the right side of the vehicle 1 (ie, right wheel)
  • 5L represents the other located on the left side (ie, left wheel).
  • the electric motor 2 has the function of driving at least one of the front wheels or the rear wheels of the vehicle 1, and can have the function of driving all four wheels.
  • One of the pair of electric motors 2 arranged on the right side is also called a right electric motor 2R (right motor), and the other arranged on the left side is also called a left electric motor 2L (left motor).
  • the right electric motor 2R and the left electric motor 2L operate independently of each other and can individually output driving forces of different magnitudes.
  • These electric motors 2 are connected to a power distribution mechanism 3 via a pair of speed reduction mechanisms provided separately from each other.
  • the right electric motor 2R and the left electric motor 2L of this embodiment have the same rated output and are provided in pairs.
  • the vehicle 1 includes a power distribution mechanism 3 that amplifies the torque difference between the pair of electric motors 2 and distributes it to the left and right wheels 5 .
  • the power distribution mechanism 3 of this embodiment is a differential mechanism having a yaw control function [AYC (Active Yaw Control) function], and the wheel shaft 4 (left wheel shaft 4L) connected to the left wheel 5L and the right wheel 5R It is interposed between the connected wheel axle 4 (right wheel axle 4R).
  • the yaw control function is a function for stabilizing the posture of the vehicle 1 by actively controlling the sharing ratio of the driving force (driving torque) of the left and right wheels 5 to adjust the yaw moment.
  • the power distribution mechanism 3 incorporates a planetary gear mechanism, a differential gear mechanism, and the like.
  • a vehicle drive system including a pair of electric motors 2 and a power distribution mechanism 3 is also called a DM-AYC (Dual-Motor AYC) system.
  • the power distribution mechanism 3 includes a pair of speed reduction mechanisms (gear trains enclosed by dashed lines in FIG. 2) that reduce the rotation speed of the electric motor 2, and a speed change mechanism (indicated by a dashed line in FIG. gear train enclosed).
  • the reduction mechanism is a mechanism that increases the torque by reducing the torque (driving force) output from the electric motor 2 .
  • the speed reduction ratio of the speed reduction mechanism is appropriately set according to the output characteristics and performance of the electric motor 2 . If the torque performance of the electric motor 2 is sufficiently high, the reduction mechanism may be omitted.
  • the transmission mechanism is a mechanism that amplifies the torque difference transmitted to each of the wheels 5 .
  • the transmission mechanism of the power distribution mechanism 3 shown in FIG. 2 includes a pair of planetary gear mechanisms. These planetary gear mechanisms have a structure in which the rotation shafts of planetary gears provided on respective carriers are connected to each other. Each carrier rotatably supports the planetary gears and supports the planetary gears so as to revolve between the sun gear and the ring gear. Driving forces transmitted from the left and right electric motors 2 are input to the ring gear and the sun gear of one planetary gear mechanism. The driving force transmitted to the wheels 5 is taken out from the sun gear and carrier of the other planetary gear mechanism. The ring gear of the other planetary gear mechanism is absent.
  • the structure of the power distribution mechanism 3 shown in FIG. 2 is merely an example for realizing the yaw control function, and other known structures can be applied.
  • Each electric motor 2L, 2R is electrically connected to a battery 7 via an inverter 6 (6L, 6R).
  • the inverter 6 is a converter (DC-AC inverter) that mutually converts the power (DC power) of the DC circuit on the battery 7 side and the power (AC power) of the AC circuit on the electric motor 2 side.
  • the battery 7 is, for example, a lithium-ion secondary battery or a nickel-hydrogen secondary battery, and is a secondary battery capable of supplying a high-voltage DC current of several hundred volts.
  • DC power is converted into AC power by the inverter 6 and supplied to the electric motor 2 .
  • the electric motor 2 When the electric motor 2 generates power, the generated power is converted into DC power by the inverter 6 and charged in the battery 7 .
  • the operating state of inverter 6 is controlled by vehicle control device 10 .
  • the vehicle control device 10 is one of the electronic control units (ECU, Electronic Control Unit) mounted on the vehicle 1 .
  • the vehicle control device 10 incorporates a processor (central processing unit), a memory (main memory), a storage device (storage), an interface device, and the like, which are not shown, and these are communicably connected to each other via an internal bus.
  • the contents of determinations and controls performed by the vehicle control device 10 are recorded and stored in the memory as firmware and application programs, and when the programs are executed, the contents of the programs are developed in the memory space and executed by the processor. .
  • the vehicle control device 10 is connected with an accelerator opening sensor 21, a brake sensor 22, a steering angle sensor 23, a mode selection switch sensor 24, a resolver 25, and a wheel speed sensor 26, as shown in FIG.
  • the accelerator opening sensor 21 is a sensor that detects the depression amount (accelerator opening) of the accelerator pedal and the depression speed thereof.
  • the brake sensor 22 is a sensor that detects the amount of depression of the brake pedal (brake pedal stroke) and the depression speed thereof.
  • the steering angle sensor 23 is a sensor that detects the steering angle of the wheels 5 (actual steering angle or steering angle). It is a device that integrates a switch for setting the snow mode, tarmac mode, etc., and a sensor that detects the operating state of the switch.
  • the resolver 25 is a sensor that detects the rotational angular velocity of the electric motor 2 (that is, the motor angular velocities ⁇ Rm and ⁇ Lm ), and is provided for each electric motor 2 individually.
  • the wheel speed sensor 26 is a sensor for detecting the rotational angular velocities (wheel angular velocities ⁇ Rds , ⁇ Lds ) output from the power distribution mechanism 3 to the wheel shaft 4 . It is provided near the location.
  • the vehicle control device 10 controls the output of the pair of electric motors 2 by controlling the operating state of the inverter 6 based on the information detected by these sensors 21-26.
  • the type of sensor that detects the rotational angular velocity of the electric motor 2 is not limited to the resolver 25, and may be another sensor (for example, a Hall sensor or an encoder).
  • the vehicle control device 10 includes at least a first calculator 11, a second calculator 12, an estimator 13, and a controller 16 (FB controller).
  • a calculation unit 14, a limiter 15, an FF control unit 17, a model calculation unit 18, and a driving force observer unit 19 are provided.
  • These elements are shown by classifying the functions of the vehicle control device 10 for convenience. These elements can be described as independent programs, or can be described as a composite program combining multiple elements. A program corresponding to each element is stored in the memory or storage device of the vehicle control device 10 and executed by the processor.
  • the first calculator 11 calculates a first vehicle body speed VB real based on the angular velocities of the wheels 5 (driving wheels) of the vehicle 1 (the wheel angular velocities ⁇ Lds and ⁇ Rds detected by the wheel speed sensors 26). .
  • the first vehicle body speed VB real is calculated for each individual wheel 5 .
  • the first vehicle body speed VB real is calculated as a value proportional to the product of the angular velocity of the wheel 5 and the effective radius r.
  • the calculation cycle of the first vehicle body speed VB real is a cycle that depends on the accuracy (angular resolution) of the wheel speed sensor 26, the communication cycle in the communication path that connects the wheel speed sensor 26 and the vehicle control device 10, and the like. [ms].
  • the second calculator 12 calculates the second vehicle body speed VB ref in a cycle shorter than that of the first calculator 11 based on the angular velocities of the electric motor 2 (motor angular velocities ⁇ Rm and ⁇ Lm detected by the resolver 25). be.
  • the driving torques of the two wheels 5 (driving wheels) connected to those electric motors 2 are calculated.
  • the estimated driving force that the wheels 5 transmit to the road surface is calculated.
  • the quotient obtained by dividing the sum of the estimated driving forces by the weight M of the vehicle 1 is calculated, and the second vehicle body speed VB ref is calculated by integrating the quotient.
  • the calculation cycle of the second vehicle body speed VB ref is set to at least a cycle shorter than that of the first calculation unit 11 (a cycle shorter than the calculation cycle of the first vehicle speed VB real in the first calculation unit 11).
  • the resolver 25 and the vehicle control device 10 are connected by a dedicated line (hard wire), and the second vehicle body speed VB ref is calculated at a calculation cycle of about 1 to 2 [ms]. ing.
  • the rotational speeds ( ⁇ Rds , ⁇ Lds ) of the wheels 5 are calculated from the motor angular velocities ⁇ Rm , ⁇ Lm based on the relationships shown in Equations (1) and (2).
  • b 1 and b 2 in the formula are equivalent second speed ratios determined by the structure of the gears incorporated in the power distribution mechanism 3 .
  • the drive torques T Rds and T Lds of the wheels 5 are calculated based on Equations (3) and (4).
  • G is the speed reduction ratio of the speed reduction mechanism
  • Im is the motor inertia
  • T Rm and T Lm are the motor torques.
  • the torques T Rroad and T Lroad transmitted from the wheels 5 to the road surface are calculated from the drive torques T Rds and T Lds of the wheels 5 and the inertia torque as shown in Equations (5) and (6). Ids in the formula is the inertia of the wheels 5 .
  • the driving forces (estimated driving forces) F Rroad and F Lroad transmitted from the wheels 5 to the road surface are obtained by dividing the respective torques T Rroad and T Lroad by the effective radius r of the wheels 5 as shown in Equations 7 and 8. Calculated.
  • the second vehicle body speed VB ref is calculated by integrating the quotient obtained by dividing the sum of the estimated driving forces F Rroad and F Lroad of the wheels 5 by the weight M of the vehicle 1, as shown in Equation (9).
  • the estimator 13 estimates an estimated vehicle speed VB ctrl that is calculated using both the first vehicle speed VB real and the second vehicle speed VB ref according to the state of the vehicle 1 .
  • the estimated vehicle speed VB ctrl is calculated as a weighted average value of the first vehicle speed VB real and the second vehicle speed VB ref as shown in Equation 10 below.
  • W in the formula is a weighting factor for the first vehicle body speed VB real
  • (1 ⁇ W) is a weighting factor for the second vehicle body speed VB ref .
  • the conditions for estimating the estimated vehicle speed VB ctrl are, for example, that the vehicle 1 has just started (that a predetermined time has not passed since the start), or that the traveling speed (vehicle speed V) of the vehicle 1 is
  • the driving mode of the vehicle 1 is the tarmac mode (the road surface is not slippery), and the like.
  • Information on the estimated vehicle body speed VB ctrl calculated here is transmitted to the control unit 16 .
  • a weight (value of a weighting factor) for each of the first vehicle speed VB real and the second vehicle speed VB ref is determined according to at least the state of the vehicle 1 .
  • the value of the weighting factor is set according to the vehicle speed V, the elapsed time after the vehicle 1 starts, and the driving mode.
  • the weighting factor W of the first vehicle speed VB real and the weighting factor (1-W) of the second vehicle speed VB ref are set based on the second vehicle speed VB ref .
  • the value of the weighting factor W for the first vehicle speed VB real is set smaller as the first vehicle speed VB real or the second vehicle speed VB ref is lower. Therefore, the weighting factor (1-W) of the second vehicle speed VB ref is set to be larger as the first vehicle speed VB real or the second vehicle speed VB ref is lower.
  • FIG. 4 is a graph illustrating the relationship between the weighting factor W of the first vehicle speed VB real and the vehicle speed V (eg, the first vehicle speed VB real or the second vehicle speed VB ref ).
  • the weighting factor W is set to 0 when the vehicle speed V is less than the first predetermined value V1
  • the weighting factor W is set to 0 when the vehicle speed V exceeds the second predetermined value V2 .
  • Value is set to 1.
  • the value of the weighting factor W is set large.
  • a first weighting factor W1 having a value corresponding to the first vehicle speed VB real and a second weighting factor W2 having a value corresponding to the second vehicle speed VB ref are set, and the product of these is finalized. may be set as a specific weighting factor W.
  • the first weighting factor W1 is set smaller, for example, as the first vehicle body speed VB real is lower.
  • the second weighting factor W2 is also set smaller, for example, as the second vehicle body speed VB ref is lower.
  • the weighting factor W of the first vehicle speed VB real is set small, and the weight of the second vehicle speed VB ref ( 1-W) can be set larger.
  • the weighting coefficient W of the first vehicle body speed VB real may be set to a value close to 0, and the weight (1 ⁇ W) of the second vehicle speed VB ref may be set to a value close to 1.
  • the detection signal related to the calculation of the estimated vehicle body speed VB ctrl is substantially switched from the wheel speed sensor 26 to the resolver 25 .
  • the value of the first predetermined value V1 is at least 0 [km/h] or more, and is set to about 2 to 4 [km/h], for example.
  • the value of the second predetermined value V2 is set to be at least greater than the first predetermined value V1 , and is set to approximately 6 to 10 [km/h], for example.
  • the value of the weighting factor W may be increased at a constant gradient as the vehicle speed V increases.
  • the setting may be such that the relationship between the weighting factor W and the vehicle speed V is drawn as a smooth curve.
  • the calculation unit 14 individually calculates a target slip rate y (slip rate command value), which is a target value of the slip rate of the wheels 5 .
  • the value of the target slip ratio y is calculated based on at least the required driving force of the vehicle 1 .
  • the value of the target slip ratio y is calculated based on the required driving force of the vehicle 1 and the estimated driving force.
  • the target slip ratio y is calculated based on the integrated value (error) obtained by subtracting the estimated driving force from the required driving force.
  • the required driving force is calculated based on information detected by the sensors 21-26, for example.
  • the value of the target slip ratio y calculated by the calculator 14 is excessive, the value is clipped to a range equal to or lower than the upper limit value y max set by the limiter 15, which will be described later. In this case, the value exceeding the upper limit value y max is discarded as a surplus value. Therefore, in order to reflect the value of this surplus in the next and subsequent calculations, a calculation configuration may be adopted in which the surplus value is multiplied by a predetermined gain, introduced again to the upstream side of the calculation unit 14, and subtracted from the required driving force. good.
  • the limiting unit 15 individually sets the upper limit value y max of the target slip ratio y based on at least the vehicle speed V of the vehicle 1, and limits the target slip ratio y calculated by the calculating unit 14 to the upper limit value y max or less. It is.
  • the vehicle speed V referred to here may be the first vehicle speed VB real , but is preferably the second vehicle speed VB ref .
  • the upper limit value y max functions as a limiter for the target slip ratio y.
  • the control unit 16 calculates the feedback control amount of the wheels 5 so that the wheel speed that becomes the target slip ratio y limited by the limiting unit 15 is obtained.
  • the product of the value obtained by adding 1 to the target slip ratio y and the estimated vehicle body speed VB ctrl calculated by the estimator 13 is calculated.
  • the value is divided by the effective radius r of the wheel 5 to calculate the desired angular velocity value ⁇ * of the wheel 5 .
  • the torque feedback control amount ( For example, PI control amount) is calculated.
  • an estimated value of the angular velocity ⁇ calculated by the model calculator 18 may be used instead of the angular velocity ⁇ in the previous calculation cycle.
  • the FF control unit 17 calculates a feedforward control amount based on the required driving force of the wheels 5.
  • the required driving force is multiplied by the effective radius r of the wheel 5 to calculate the required wheel torque for that wheel 5 .
  • the sum of the required wheel torque calculated by the FF control unit 17 and the feedback control amount calculated by the control unit 16 is the final output torque T for the wheel 5 . Based on this output torque T, the operating state of the pair of electric motors 2 is controlled.
  • the model calculation unit 18 calculates estimated values such as the vehicle speed, wheel speed (angular velocity ⁇ ), and vehicle body acceleration when the wheels 5 are driven with the output torque T, based on a predetermined vehicle model. These estimated values can be derived, for example, by applying a known arithmetic method for converting the torque of the electric motor 2 into the torque of the wheel shaft 4 .
  • the driving force observer section 19 calculates an estimated driving force based on at least the output torque T.
  • the inertia torque Jws of each wheel 5 is calculated based on the wheel speed calculated by the model calculation unit 18, for example.
  • an estimated shaft torque is calculated by subtracting the inertia torque Jws from the output torque T. By dividing this estimated shaft torque by the effective radius r of the wheels 5, the estimated driving force is calculated.
  • the above inertia torque J w s can also be calculated from the detected value of the resolver 25 .
  • the wheel speeds of the wheels 5 (angular velocities ⁇ Rds , ⁇ Lds on the drive shaft side) of the wheels 5 are estimated from the motor angular velocities ⁇ Rm , ⁇ Lm detected by the resolver 25 based on Equations 1 and 2 above .
  • the inertia torque Jws of each wheel 5 corresponds to the second term on the right side of Equations 3 and 4, so it can be calculated from each wheel speed.
  • the estimated driving force is calculated by dividing the estimated shaft torque obtained by subtracting the inertia torque J ws from the output torque T by the effective radius r of the wheels 5 .
  • the vehicle control device 10 is provided with the first calculator 11 , the second calculator 12 , the estimator 13 , and the controller 16 .
  • the first calculator 11 calculates a first vehicle body speed VB real based on the angular velocities of the wheels 5 .
  • the second calculator 12 calculates the second vehicle body speed VB ref at a cycle shorter than that of the first calculator 11 based on the angular velocity of the electric motor 2 .
  • the estimating unit 13 estimates an estimated vehicle speed VB ctrl that is calculated using both the first vehicle speed VB real and the second vehicle speed VB ref according to the state of the vehicle 1 .
  • the control unit 16 controls the electric motor 2 based on the estimated vehicle body speed VB ctrl estimated by the estimation unit 13 .
  • the control responsiveness can be improved by reflecting the second vehicle body speed VB ref when the vehicle 1 starts or runs at an extremely low speed, for example, in the estimated vehicle body speed VB ctrl .
  • the second vehicle body speed VB ref but also the first vehicle body speed VB real and the second vehicle body speed VB ref together, not only the operating state of the electric motor 2 but also the actual rotation state of the wheels 5 can be obtained. It can be properly reflected in the estimated vehicle body speed VB ctrl . Therefore, according to the above embodiment, the estimation accuracy of the estimated vehicle body speed VB ctrl can be improved, and the running performance of the vehicle 1 can be improved.
  • the estimation unit 13 estimates the weighted average of the first vehicle speed VB real and the second vehicle speed VB ref as the estimated vehicle speed VB ctrl .
  • each of the first vehicle body speed VB real and the second vehicle body speed VB ref can be reflected in the estimated vehicle body speed VB ctrl using weighting factors set according to a predetermined rule. Therefore, for example, sudden changes and unexpected fluctuations in the estimated vehicle speed VB ctrl can be suppressed, the stability of the estimated vehicle speed VB ctrl can be improved, and the running performance of the vehicle 1 can be improved.
  • the weight (1-W) of the two-vehicle speed VB ref is set large.
  • the weighting factor W of the first vehicle body speed VB real is set small
  • the weight (1-W) of the vehicle speed VB ref may be set large.
  • the detection signal related to the calculation of the estimated vehicle body speed VB ctrl is substantially switched from the wheel speed sensor 26 to the resolver 25.
  • the second calculator 12 calculates the estimated driving force transmitted by the wheels 5 to the road surface based on the driving torques T Rds and T Lds of the wheels 5 derived from the angular velocity of the electric motor 2 and the inertia torque of the wheels 5.
  • the second vehicle speed VB ref is calculated by calculating the forces F Rroad and F Lroad and integrating the quotient obtained by dividing the sum of the estimated driving forces F Rroad and F Lroad by the weight M of the vehicle 1 . With such a configuration, the second vehicle body speed VB ref can be calculated with high accuracy, and the running performance of the vehicle 1 can be improved.
  • the vehicle 1 includes the power distribution mechanism 3 (differential mechanism) that imparts a torque difference to the wheels 5 (left and right wheels) and the pair of electric motors 2 connected to the power distribution mechanism 3.
  • a vehicle control device 10 is applied.
  • the vehicle control device 10 individually controls the slip states of the wheels 5 (left and right wheels) by controlling the operating states of the pair of electric motors 2 . ) individually.
  • the difference between the estimated slip amount and the actual slip amount can be reduced, and the magnitude of the suppression torque for suppressing the slip of the wheels 5 can be set with high accuracy. For example, it is possible to prevent the problem that the suppression torque becomes excessive when the vehicle 1 starts, and improve the starting performance (driving performance) of the vehicle 1 .
  • the vehicle control device 10 applied to the rear wheels of the vehicle 1 was illustrated, but a similar vehicle control device may be applied to the front wheels, or the same vehicle control device may be applied to both the front and rear wheels. Apparatus may be applied.
  • the vehicle control device 10 for controlling the electric motor 2 of the vehicle 1 having the power distribution mechanism 3 is illustrated, but application to the vehicle 1 without the power distribution mechanism 3 is also possible. By applying the vehicle control device 10 to at least the vehicle 1 having the electric motor 2 that drives the wheels 5, the same effects as those of the above embodiment can be obtained.
  • the first calculation unit 11 and the second calculation unit 12 are included in the same vehicle control device 10 .
  • Each element can be separated individually, and the function of each element can be assigned to a plurality of electronic controllers.
  • the first calculation unit 11 is incorporated in a PHEV-ECU 30 (second vehicle control device) provided separately from the vehicle control device 10, and the vehicle control device 10 includes the second calculation unit 12 and the estimation unit 13 may be incorporated.
  • the transmission cycle of the first vehicle body speed VB real to the estimator 13 will become longer.
  • the above embodiment by controlling the electric motor 2 using the estimated vehicle speed VB ctrl calculated using both the first vehicle speed VB real and the second vehicle speed VB ref , the above embodiment It can produce the same effect as.

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Abstract

開示の車両制御装置（１０）は、車両（１）の車輪（５）を駆動する電動機（２）を制御するための車両制御装置（１０）において、車輪（５）の角速度に基づき、第一車体速（VBreal）を算出する第一算出部（１１）と、電動機（２）の角速度に基づき、第一算出部（１１）よりも短い周期で第二車体速（VBref）を算出する第二算出部（１２）と、車両（１）の状態に応じて、第一車体速（VBreal）及び第二車体速（VBref）を併用して算出される推定車体速（VBctrl）を推定する推定部（１３）と、推定部（１３）で推定された推定車体速（VBctrl）に基づき電動機（２）を制御する制御部（１６）とを備える。

Description

車両制御装置
　本発明は、車両の車輪を駆動する電動機を制御するための車両制御装置に関する。
　従来、駆動源としての電動機を搭載した車両において、車輪速センサの検出信号から算出される車体速（車速）に基づいて電動機を制御する車両制御装置が知られている。車輪速センサは、例えば車両の駆動輪や従動輪に取り付けられる（特許文献１参照）。
　一方、一般的な車輪速センサの検出信号は、電動機の動作に対して遅れて応答する。例えば、車輪の回転状態は、電動機から出力される駆動力が車輪に伝達され、その車輪を介して駆動力が路面に伝達されることによって初めて変化する。そのため、電動機の動作に対して車輪速センサの検出信号の変化は遅れやすく、良好な制御応答性が得られないことがある。そこで、車輪速の代わりに電動機の回転状態をレゾルバで検出し、レゾルバの検出信号に基づいて車体速を推定することが提案されている（特許文献２参照）。
特許第４６３７１３６号公報 特開２０１７－７３９２１号公報
　しかしながら、レゾルバの回転状態は必ずしも車輪の回転状態とは一致しない。そのため、特許文献２に記載されたように、単に車輪速センサの検出信号をレゾルバの検出信号に切り替えただけでは、精度よく車体速を推定することが難しく、車両の走行性能が低下しうる。また、車輪速センサの検出信号をレゾルバの検出信号に切り替えたときに、車体速の推定値にずれが生じた場合には、車両の加速感が一時的に損なわれることがあり、フィーリングが低下するおそれがある。なお、車体速に基づいて車輪のスリップ状態を個別に調節しながら各輪の駆動力を制御するような車両制御装置においては、上記のような技術課題が顕著となる。
　本件の目的の一つは、上記のような課題に照らして創案されたものであり、車体速の推定精度を向上させて、車両の走行性能を改善できるようにした車両制御装置を提供することである。なお、この目的に限らず、後述する「発明を実施するための形態」に示す各構成から導き出される作用効果であって、従来の技術では得られない作用効果を奏することも、本件の他の目的として位置付けることができる。
　本件は、以下に開示する態様又は適用例として実現できる。開示の車両制御装置は、上記の課題の少なくとも一部を解決する。
　ここで開示する車両制御装置は、車両の車輪を駆動する電動機を制御するための車両制御装置であって、前記車輪の第一回転速度に基づき、第一車体速を算出する第一算出部と、前記電動機の第二回転速度に基づき、前記第一算出部よりも短い周期で第二車体速を算出する第二算出部と、前記車両の状態に応じて、前記第一車体速及び前記第二車体速を併用して算出される推定車体速を推定する推定部と、前記推定部で推定された前記推定車体速に基づき前記電動機を制御する制御部とを備える。
　開示の車両制御装置によれば、車体速の推定精度を向上させて、車両の走行性能を改善できる。
実施例としての車両制御装置が適用された車両を説明するための図である。 図１に示す車両の駆動系の構造を示す骨子図である。 図１に示す車両制御装置の構成を示すブロック図である。 図１の推定部で設定される重み係数と車速との関係を示すマップである。 図３に示す車両制御装置の変形例を説明するためのブロック図である。
［１．車両］
　実施例としての車両制御装置は、図１に示す車両１に適用される。車両１は、車幅方向に並んで配置される車輪５（左右輪）と、これらの車輪５にトルク差を付与する動力分配機構３と、動力分配機構３に接続される一対の電動機２とを具備する。図中において数字符号に付加されるアルファベットのＲ，Ｌは、当該符号にかかる要素の配設位置（車両１の右側や左側にあること）を表す。例えば、５Ｒは車輪５のうち車両１の右側（Right）に位置する一方（すなわち右輪）を表し、５Ｌは左側（Left）に位置する他方（すなわち左輪）を表す。
　電動機２は、車両１の前輪または後輪の少なくともいずれか駆動する機能を持つものであり、四輪すべてを駆動する機能を持ちうる。一対の電動機２のうち右側に配置される一方は右電動機２Ｒ（右モータ）とも呼ばれ、左側に配置される他方は左電動機２Ｌ（左モータ）とも呼ばれる。右電動機２Ｒ及び左電動機２Ｌは、互いに独立して作動し、互いに異なる大きさの駆動力を個別に出力しうる。これらの電動機２は、互いに別設された一対の減速機構を介して動力分配機構３に接続される。本実施例の右電動機２Ｒ及び左電動機２Ｌは、定格出力が同一であり、二個一組の対で設けられる。
　車両１は、一対の電動機２のトルク差を増幅して左右の車輪５に分配する動力分配機構３を備える。本実施例の動力分配機構３は、ヨーコントロール機能〔AYC (Active Yaw Control)機能〕を持ったディファレンシャル機構であり、左輪５Ｌに連結される車輪軸４（左車輪軸４Ｌ）と右輪５Ｒに連結される車輪軸４（右車輪軸４Ｒ）との間に介装される。ヨーコントロール機能とは、左右の車輪５の駆動力（駆動トルク）の分担割合を積極的に制御することでヨーモーメントを調節し、車両１の姿勢を安定させる機能である。動力分配機構３の内部には、遊星歯車機構や差動歯車機構などが内蔵される。なお、一対の電動機２と動力分配機構３とを含む車両駆動装置は、DM-AYC（Dual-Motor AYC）装置とも呼ばれる。
　図２に示すように、動力分配機構３は、電動機２の回転速度を減速する一対の減速機構（図２中にて破線で囲んだギヤ列）や変速機構（図２中にて一点鎖線で囲んだギヤ列）を含む。減速機構は、電動機２から出力されるトルク（駆動力）を減速することでトルクを増大させる機構である。減速機構の減速比は、電動機２の出力特性や性能に応じて適宜設定される。電動機２のトルク性能が十分に高い場合には、減速機構を省略してもよい。また、変速機構は、車輪５の各々に伝達されるトルク差を増幅させる機構である。
　図２に示す動力分配機構３の変速機構は、一対の遊星歯車機構を含む。これらの遊星歯車機構は、各々のキャリアに設けられるプラネタリギヤの自転軸同士が連結された構造を持つ。各キャリアは、プラネタリギヤを自転可能に支持するとともに、プラネタリギヤをサンギヤとリングギヤとの間で公転しうるように支持している。また、一方の遊星歯車機構のリングギヤ及びサンギヤには、左右それぞれの電動機２から伝達される駆動力が入力される。車輪５に伝達される駆動力は、他方の遊星歯車機構のサンギヤ及びキャリアから取り出される。他方の遊星歯車機構のリングギヤは、存在しない。なお、図２に示す動力分配機構３の構造は、ヨーコントロール機能を実現するための一例に過ぎず、他の公知構造を適用することも可能である。
　各々の電動機２Ｌ，２Ｒは、インバータ６（６Ｌ，６Ｒ）を介してバッテリ７に電気的に接続される。インバータ６は、バッテリ７側の直流回路の電力（直流電力）と電動機２側の交流回路の電力（交流電力）とを相互に変換する変換器（DC-ACインバータ）である。また、バッテリ７は、例えばリチウムイオン二次電池やニッケル水素二次電池であり、数百ボルトの高電圧直流電流を供給しうる二次電池である。電動機２の力行時には、直流電力がインバータ６で交流電力に変換されて電動機２に供給される。電動機２の発電時には、発電電力がインバータ６で直流電力に変換されてバッテリ７に充電される。インバータ６の作動状態は、車両制御装置１０によって制御される。
　車両制御装置１０は、車両１に搭載される電子制御装置（ECU，Electronic Control Unit）の一つである。車両制御装置１０には、図示しないプロセッサ（中央処理装置），メモリ（メインメモリ），記憶装置（ストレージ），インタフェース装置などが内蔵され、内部バスを介してこれらが互いに通信可能に接続される。車両制御装置１０で実施される判定や制御の内容は、ファームウェアやアプリケーションプログラムとしてメモリに記録，保存されており、プログラムの実行時にはプログラムの内容がメモリ空間内に展開されて、プロセッサによって実行される。
　車両制御装置１０には、図１に示すように、アクセル開度センサ２１，ブレーキセンサ２２，舵角センサ２３，モード選択スイッチセンサ２４，レゾルバ２５，車輪速センサ２６が接続される。アクセル開度センサ２１はアクセルペダルの踏み込み量（アクセル開度）やその踏み込み速度を検出するセンサである。ブレーキセンサ２２は、ブレーキペダルの踏み込み量（ブレーキペダルストローク）やその踏み込み速度を検出するセンサである。舵角センサ２３は、車輪５の舵角（実舵角またはステアリングの操舵角）を検出するセンサであり、モード選択スイッチセンサ２４は、乗員によって任意に選択されうる車両１の走行モード（例えば、スノーモード，ターマックモードなど）を設定するためのスイッチとそのスイッチの操作状態を検出するセンサとが一体化されたデバイスである。
　レゾルバ２５は、電動機２の回転角速度（すなわちモータ角速度ωRm，ωLm）を検出するセンサであり、各々の電動機２に個別に設けられる。また、車輪速センサ２６は、動力分配機構３から車輪軸４へと出力される回転角速度（車輪角速度ωRds，ωLds）を検出するセンサであり、動力分配機構３と車輪軸４との接続箇所近傍に設けられる。車両制御装置１０は、これらのセンサ２１～２６で検出された各情報に基づいてインバータ６の作動状態を制御することで、一対の電動機２の出力を制御する。なお、電動機２の回転角速度を検出するセンサの種類はレゾルバ２５に限られず、他のセンサ（例えばホールセンサやエンコーダ）であってもよい。
［２．車両制御装置］
　図１に示すように、車両制御装置１０の内部には、少なくとも第一算出部１１，第二算出部１２，推定部１３，制御部１６（ＦＢ制御部）が設けられる。本実施例では、図３に示すように、上記の要素に加えて、演算部１４，制限部１５，ＦＦ制御部１７，モデル算出部１８，駆動力オブザーバ部１９が設けられる。これらの要素は、車両制御装置１０の機能を便宜的に分類して示したものである。これらの要素は独立したプログラムとして記述することができ、複数の要素を合体させた複合プログラムとして記述することもできる。各要素に相当するプログラムは、車両制御装置１０のメモリや記憶装置に記憶され、プロセッサで実行される。
　第一算出部１１は、車両１の車輪５（駆動輪）の角速度（車輪速センサ２６で検出された車輪角速度ωLds，ωRds）に基づき、第一車体速VBrealを算出するものである。ここでは、個々の車輪５ごとに第一車体速VBrealが算出される。第一車体速VBrealは、その車輪５の角速度と有効半径rとの積に比例する値として算出される。第一車体速VBrealの算出周期は、車輪速センサ２６の精度（角度分解能）や車輪速センサ２６と車両制御装置１０とを繋ぐ通信経路における通信周期などに依存する周期となり、例えば10～20[ms]である。
　第二算出部１２は、電動機２の角速度（レゾルバ２５で検出されたモータ角速度ωRm，ωLm）に基づき、第一算出部１１よりも短い周期で第二車体速VBrefを算出するものである。ここでは、二つの電動機２のモータ角速度ωRm，ωLmに基づいて、それらの電動機２に接続された二つの車輪５（駆動輪）の駆動トルクが算出される。また、その駆動トルク及び車輪５のイナーシャトルクに基づいて、車輪５が路面に伝える推定駆動力が算出される。さらに、推定駆動力の和を車両１の重量Mで除した商が算出されるとともに、これを積分することで第二車体速VBrefが算出される。第二車体速VBrefの算出周期は、少なくとも第一算出部１１よりも短い周期（第一算出部１１での第一車体速VBrealの算出周期よりも短い周期）に設定される。本実施例では、レゾルバ２５と車両制御装置１０との間が専用線（ハードワイヤ）で結線され、1～2[ms]程度の算出周期で第二車体速VBrefが算出されるようになっている。
　なお、車輪５の回転速度（ωRds，ωLds）は、式１，式２に示す関係に基づき、モータ角速度ωRm，ωLmから算出される。式中のb1，b2は、動力分配機構３に内蔵されるギヤの構造によって定まる等価第二速度比である。車輪５の駆動トルクTRds，TLdsは、式３，式４に基づいて算出される。式中のGは減速機構の減速比、Imはモータイナーシャ、TRm，TLmはモータトルクである。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
　また、車輪５から路面に伝わるトルクTRroad，TLroadは、式５，式６に示すように、車輪５の駆動トルクTRds，TLds及びイナーシャトルクから算出される。式中のIdsは車輪５のイナーシャである。車輪５から路面に伝わる駆動力（推定駆動力）FRroad，FLroadは、式７，式８に示すように、TRroad，TLroad各々のトルクを車輪５の有効半径rで除算することで算出される。第二車体速VBrefは、式９に示すように、車輪５の推定駆動力FRroad，FLroadの和を車両１の重量Mで除した商を積分することで算出される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
　推定部１３は、車両１の状態に応じて、第一車体速VBreal及び第二車体速VBrefを併用して算出される推定車体速VBctrlを推定するものである。推定車体速VBctrlは、以下の式１０に示すように、第一車体速VBreal及び第二車体速VBrefの加重平均値として算出される。式中のWは、第一車体速VBrealの重み係数であり、（1-W）は第二車体速VBrefの重み係数である。推定車体速VBctrlの推定が実施される条件は、例えば車両１が発進した直後であること（発進してから所定時間が経過していないこと）や、車両１の走行速度（車速V）が極低速であること（例えば、車速Vが0以上で所定車速以下であること）、車両１の走行モードがターマックモードであること（路面が滑りにくい状態であること）等が挙げられる。ここで算出された推定車体速VBctrlの情報は、制御部１６に伝達される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
　第一車体速VBreal及び第二車体速VBrefの各々についての重み（重み係数の値）は、少なくとも車両１の状態に応じて決定される。例えば、車速Vや車両１が発進してからの経過時間や走行モードに応じて、重み係数の値が設定される。また、車速Vを用いる場合、前回の演算周期で算出された推定車体速VBctrlを用いてもよいし、後述するモデル算出部１８で算出される車速Vを用いてもよい。本実施例では、第二車体速VBrefに基づいて第一車体速VBrealの重み係数Wと第二車体速VBrefの重み係数（1-W）とが設定されるものとする。第一車体速VBrealの重み係数Wの値は、第一車体速VBrealまたは第二車体速VBrefが低速であるほど小さく設定される。したがって、第二車体速VBrefの重み係数（1-W）は、第一車体速VBrealまたは第二車体速VBrefが低速であるほど大きく設定される。
　図４は、第一車体速VBrealの重み係数Wと車速V（例えば、第一車体速VBrealまたは第二車体速VBref）との関係を例示するグラフである。図４に示すグラフでは、車速Vが第一所定値V1未満であるときに、重み係数Wの値が0に設定され、車速Vが第二所定値V2を超えるときには、重み係数Wの値が1に設定される。車速Vが第一所定値V1以上かつ第二所定値V2以下の速度範囲では、車速Vが低速であるほど重み係数Wの値が小さく、車速Vが高速であるほど重み係数Wの値が大きく設定される。
　なお、第一車体速VBrealに応じた値を持つ第一重み係数W1と、第二車体速VBrefに応じた値を持つ第二重み係数W2とを設定し、これらの積を最終的な重み係数Wとして設定してもよい。この場合、第一重み係数W1は、例えば第一車体速VBrealが低速であるほど小さく設定される。また、第二重み係数W2も、例えば第二車体速VBrefが低速であるほど小さく設定される。
　また、車輪５の角速度（車輪角速度ωLds，ωRds）を検出する車輪速センサ２６の異常時には、第一車体速VBrealの重み係数Wを小さく設定し、第二車体速VBrefの重み（1-W）を大きく設定してもよい。例えば、第一車体速VBrealの重み係数Wを0に近い値に設定し、第二車体速VBrefの重み（1-W）を1に近い値に設定してもよい。この場合、推定車体速VBctrlの算出に係る検出信号が実質的に車輪速センサ２６からレゾルバ２５へと切り替えられる。
　第一所定値V1の値は少なくとも0[km/h]以上であり、例えば2～4[km/h]程度に設定される。また、第二所定値V2の値は少なくとも第一所定値V1よりも大きく設定され、例えば6～10[km/h]程度に設定される。なお、図４中に破線で示すように、車速Vの上昇に対して重み係数Wの値を一定の勾配で増大させてもよい。あるいは、図４中に実線で示すように、重み係数Wと車速Vとの関係が滑らかな曲線で描かれるような設定にしてもよい。
　演算部１４は、車輪５のスリップ率の目標値である目標スリップ率y（スリップ率指令値）を個別に演算するものである。目標スリップ率yの値は、少なくとも車両１の要求駆動力に基づいて演算される。本実施例では、車両１の要求駆動力と推定駆動力とに基づいて、目標スリップ率yの値が演算される。例えば、要求駆動力から推定駆動力を減じた値（誤差）を積分した値に基づいて、目標スリップ率yが演算される。要求駆動力は、例えばセンサ２１～２６で検出された各情報に基づいて算出される。
　なお、演算部１４で演算される目標スリップ率yの値が過大である場合には、その値が、後述する制限部１５で設定される上限値ymax以下の範囲にクリップされる。この場合、上限値ymaxを超えた分の値は、余剰分の値として破棄されることになる。そこで、この余剰分の値を次回以降の演算に反映させるべく、所定のゲインを乗じたうえで再び演算部１４の上流側へと導入し、要求駆動力から減算するような演算構成にしてもよい。
　制限部１５は、少なくとも車両１の車速Vに基づいて目標スリップ率yの上限値ymaxを個別に設定するとともに、演算部１４で演算された目標スリップ率yを上限値ymax以下に制限するものである。ここでいう車速Vは、第一車体速VBrealでもよいが、好ましくは第二車体速VBrefとされる。上限値ymaxは、目標スリップ率yのリミッターとして機能する。
　制御部１６（ＦＢ制御部）は、制限部１５で制限された目標スリップ率yとなる車輪速が得られるように、車輪５のフィードバック制御量を算出するものである。ここでは、目標スリップ率yに1を加算した値と推定部１３で算出された推定車体速VBctrlとの積が算出される。また、その値が車輪５の有効半径rで除算され、その車輪５の角速度目標値ω*が算出される。その後、例えば前回の演算周期におけるその車輪５の実際の角速度ωと角速度目標値ω*との差が小さくなるように（理想的には差が0になるように）、トルクのフィードバック制御量（例えば、PI制御量）が算出される。なお、前回の演算周期における角速度ωの代わりに、モデル算出部１８で算出される角速度ωの推定値を用いてもよい。
　ＦＦ制御部１７は、車輪５の要求駆動力に基づくフィードフォワード制御量を算出するものである。ここでは、要求駆動力に車輪５の有効半径rが乗算されて、その車輪５についての要求車輪トルクが算出される。ＦＦ制御部１７で算出された要求車輪トルクと制御部１６で算出されたフィードバック制御量とを加算したものが、その車輪５についての最終的な出力トルクTとなる。この出力トルクTに基づいて、一対の電動機２の作動状態が制御される。
　モデル算出部１８は、所定の車両モデルに基づき、車輪５が出力トルクTで駆動されたときの車速，車輪速（角速度ω），車体加速度などの推定値を算出するものである。これらの推定値は、例えば電動機２のトルクを車輪軸４のトルクへと変換するための公知演算手法を適用することで導出可能である。
　駆動力オブザーバ部１９は、少なくとも出力トルクTに基づき、推定駆動力を算出するものである。ここでは、例えばモデル算出部１８で算出された車輪速に基づき、車輪５の各々のイナーシャトルクJwsが算出される。続いて、出力トルクTからイナーシャトルクJwsを減じた推定軸トルクが算出される。この推定軸トルクを車輪５の有効半径rで除算することで、推定駆動力が算出される。
　上記のイナーシャトルクJwsは、レゾルバ２５の検出値から算出することも可能である。例えば、上記の式１，式２に基づき、レゾルバ２５で検出されたモータ角速度ωRm，ωLmから車輪５の各々の車輪速（ドライブシャフト側の角速度ωRds，ωLds）が推定される。また、車輪５の各々のイナーシャトルクJwsは、式３，式４における右辺の第二項に相当するため、各々の車輪速から算出可能である。その後、出力トルクTからイナーシャトルクJwsを減じた推定軸トルクを車輪５の有効半径rで除算することで、推定駆動力が算出される。
［３．作用・効果］
　（１）上記の実施例では、車両制御装置１０に第一算出部１１と第二算出部１２と推定部１３と制御部１６とが設けられる。第一算出部１１は、車輪５の角速度に基づき、第一車体速VBrealを算出する。第二算出部１２は、電動機２の角速度に基づき、第一算出部１１よりも短い周期で第二車体速VBrefを算出する。推定部１３は、車両１の状態に応じて、第一車体速VBreal及び第二車体速VBrefを併用して算出される推定車体速VBctrlを推定する。制御部１６は、推定部１３で推定された推定車体速VBctrlに基づき電動機２を制御する。
　このような構成により、例えば車両１の発進時や極低速での走行時における第二車体速VBrefを推定車体速VBctrlに反映させることで、制御応答性を高めることができる。一方、第二車体速VBrefのみを用いるのではなく、第一車体速VBreal及び第二車体速VBrefを併用することで、電動機２の作動状態だけでなく車輪５の実際の回転状態を推定車体速VBctrlに適切に反映させることができる。したがって、上記の実施例によれば、推定車体速VBctrlの推定精度を向上させることができ、車両１の走行性能を改善できる。
　（２）上記の実施例では、推定部１３が、第一車体速VBreal及び第二車体速VBrefの加重平均を推定車体速VBctrlとして推定する。このような構成により、所定のルールに則って設定される重み係数を用いて第一車体速VBreal及び第二車体速VBrefの各々を推定車体速VBctrlに反映させることができる。したがって、例えば推定車体速VBctrlの急変や予想外の変動を抑制することができ、推定車体速VBctrlの安定性を向上させることができ、車両１の走行性能を改善できる。
　（３）上記の実施例では、加重平均の算出に際し、第一車体速VBrealまたは第二車体速VBrefが低速であるほど、第一車体速VBrealの重みWが小さく設定されるとともに第二車体速VBrefの重み（1-W）が大きく設定される。このような構成により、極低速での走行時には電動機２の角速度を重視した推定車体速VBctrlを算出でき、制御応答性を高めることができる。また、車速がある程度上昇した後には、実際の車輪５の角速度を重視した推定車体速VBctrlを算出でき、制御安定性を高めることができる。例えば、第二算出部１２における積分誤差による精度低下を抑制できる。
　（４）上記の実施例において、車輪５の角速度（車輪角速度ωLds，ωRds）を検出する車輪速センサ２６の異常時には、第一車体速VBrealの重み係数Wを小さく設定し、第二車体速VBrefの重み（1-W）を大きく設定してもよい。例えば、第二車体速VBrefの重み（1-W）を1に近い値に設定して、推定車体速VBctrlの算出に係る検出信号を実質的に車輪速センサ２６からレゾルバ２５へと切り替えてもよい。このような構成により、第一車体速VBrealよりも信頼性の高い第二車体速VBrefの値を推定車体速VBctrlの値に反映させることができ、推定車体速VBctrlの推定精度を向上させることができる。
　（５）上記の実施例では、第二算出部１２が、電動機２の角速度から導出される車輪５の駆動トルクTRds，TLds及び車輪５のイナーシャトルクに基づき車輪５が路面に伝える推定駆動力FRroad，FLroadを算出するとともに、推定駆動力FRroad，FLroadの和を車両１の重量Mで除した商を積分することで第二車体速VBrefを算出する。このような構成により、第二車体速VBrefを精度よく算出することができ、車両１の走行性能を改善できる。
　（６）上記の実施例では、車輪５（左右輪）にトルク差を付与する動力分配機構３（差動機構）と動力分配機構３に接続される一対の電動機２とを具備する車両１に車両制御装置１０が適用される。車両制御装置１０は、一対の電動機２の作動状態を制御することで車輪５（左右輪）のスリップ状態を個別に制御するものであって、推定車体速VBctrlを用いて車輪５（左右輪）のスリップ状態を個別に制御する。このような構成により、推定されるスリップ量と実際のスリップ量との差を小さくでき、車輪５のスリップを抑制するための抑制トルクの大きさを精度よく設定できる。例えば、車両１の発進時に抑制トルクが過大になるような不具合を防止でき、車両１の発進性能（走行性能）を改善できる。
［４．変形例］
　上記の実施例はあくまでも例示に過ぎず、本実施例で明示しない種々の変形や技術の適用を排除する意図はない。本実施例の各構成は、それらの趣旨を逸脱しない範囲で種々変形して実施することができる。また、必要に応じて取捨選択することができ、あるいは適宜組み合わせることができる。
　例えば、上記の実施例では、車両１の後輪に適用された車両制御装置１０を例示したが、前輪に同様の車両制御装置を適用してもよいし、前後輪の両方に同様の車両制御装置を適用してもよい。また、上記の実施例では、動力分配機構３を備えた車両１の電動機２を制御する車両制御装置１０を例示したが、動力分配機構３を持たない車両１への適用も可能である。少なくとも、車輪５を駆動する電動機２を備えた車両１において、上記の車両制御装置１０を適用することで、上記の実施例と同様の作用効果を奏しうる。
　また、上記の実施例では、同一の車両制御装置１０の中に第一算出部１１や第二算出部１２が含まれている事例を説明したが、上記の車両制御装置１０に含まれる要素の各々は個別に分離可能であって、各々の要素が持つ機能を複数の電子制御装置に分担させることが可能である。例えば、図５に示すように、第一算出部１１を車両制御装置１０とは別設されたＰＨＥＶ－ＥＣＵ３０（第二の車両制御装置）に内蔵させるとともに、車両制御装置１０に第二算出部１２及び推定部１３を内蔵させてもよい。この場合、車両制御装置１０とＰＨＥＶ－ＥＣＵ３０との間の通信周期によっては、第一車体速VBrealの推定部１３への伝達周期が長くなるおそれがある。しかしながら、上記の実施例のように、第一車体速VBreal及び第二車体速VBrefを併用して算出される推定車体速VBctrlを用いて電動機２を制御することで、上記の実施例と同様の作用効果を奏しうる。
１　車両
２　電動機
３　動力分配機構
４　車輪軸
５　車輪（左右輪）
６　インバータ
７　バッテリ
１０　車両制御装置（ＥＣＵ）
１１　第一算出部
１２　第二算出部
１３　推定部
１４　演算部
１５　制限部
１６　制御部（ＦＢ制御部）
１７　ＦＦ制御部
１８　モデル算出部
１９　駆動力オブザーバ部
２１　アクセル開度センサ
２２　ブレーキセンサ
２３　舵角センサ
２４　モード選択スイッチセンサ
２５　レゾルバ
２６　車輪速センサ
３０　ＰＨＥＶ－ＥＣＵ
VBreal　第一車体速
VBref　第二車体速
VBctrl　推定車体速
 

Claims (6)

  1. 　車両の車輪を駆動する電動機を制御するための車両制御装置において、
    　前記車輪の角速度に基づき、第一車体速を算出する第一算出部と、
    　前記電動機の角速度に基づき、前記第一算出部よりも短い周期で第二車体速を算出する第二算出部と、
    　前記車両の状態に応じて、前記第一車体速及び前記第二車体速を併用して算出される推定車体速を推定する推定部と、
    　前記推定部で推定された前記推定車体速に基づき前記電動機を制御する制御部と
    を備えることを特徴とする、車両制御装置。
  2. 　前記推定部が、前記第一車体速及び前記第二車体速の加重平均を前記推定車体速として推定する
    ことを特徴とする、請求項１に記載の車両制御装置。
  3. 　前記推定部が、前記加重平均の算出に際し、前記第一車体速が低速であるほど、または、前記第二車体速が低速であるほど、前記第一車体速の重みを小さく設定するとともに前記第二車体速の重みを大きく設定する
    ことを特徴とする、請求項２に記載の車両制御装置。
  4. 　前記推定部が、前記車輪の角速度を検出する車輪速センサの異常時には、前記第二車体速の重みを大きく設定する
    ことを特徴とする、請求項２に記載の車両制御装置。
  5. 　前記第二算出部が、前記電動機の角速度から導出される前記車輪の駆動トルク及び前記車輪のイナーシャトルクに基づき前記車輪が路面に伝える推定駆動力を算出するとともに、前記推定駆動力の和を前記車両の重量で除した商を積分することで前記第二車体速を算出する
    ことを特徴とする、請求項１～４のいずれか１項に記載の車両制御装置。
  6. 　左右輪にトルク差を付与する差動機構と前記差動機構に接続される一対の電動機とを具備する前記車両において、前記一対の電動機の作動状態を制御することで前記左右輪のスリップ状態を個別に制御する車両制御装置であって、
    　前記制御部が、前記推定車体速を用いて前記左右輪のスリップ状態を個別に制御する
    ことを特徴とする、請求項１～５のいずれか１項に記載の車両制御装置。
     
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