JP2006062505A - 車両用サスペンション装置 - Google Patents

Abstract

【課題】旋回中において、適切にトー角制御を行って安定した車両挙動を実現することができる車両用サスペンション装置を提供する。
【解決手段】車両が旋回中であるときに、ストロークセンサ１２で検出した上下ストローク量に基づいて車輪のスリップ角αを算出し、スリップ角αによって発生するタイヤ横力を推定する。そして、このタイヤ横力が、スリップ角αが生じていないときのタイヤ横力となるように、各輪に対してトー角Δδを付加することにより、タイヤ横力変動を抑制する。
【選択図】 図２

Description

本発明は、各車輪を個別に操舵して走行安定性を向上する車両用サスペンション装置に関するものである。

従来の車両用サスペンション装置としては、直進走行時において、サスペンションストロークにより発生する車輪のスリップ角を、車輪のストローク速度に基づいて算出し、このスリップ角分を抑える方向のトー角を、アクチュエータによって左右車輪に個別に付加することにより、車両の直進性を向上するというものが知られている（例えば、特許文献１参照）。
特開２００３−１３７１２３号公報

しかしながら、上記従来の車両用サスペンション装置にあっては、スリップ角分を抑える方向のトー角を付加するものであり、例えば、車両が旋回状態にあるときにスカッフによりスリップ角が生じたとき、このスリップ角に相当するトー角を付加するだけでは、左右輪の輪荷重変化の影響により、スカッフが生じているときと生じていないときとで旋回内外輪が発生する横力の合計が変化してしまう。

そのため、旋回時の前二輪又は後二輪が発生する横力が変化して、車両横方向の力の釣り合い及び車両ヨー方向のモーメントの釣り合いに変化が生じ、車両挙動を不安定にさせるという未解決の課題がある。
そこで、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あり、車両が旋回中であるとき、適切にトー角制御を行って安定した車両挙動を実現することができる車両用サスペンション装置を提供することを目的としている。

上記目的を達成するために、本発明に係る車両用サスペンション装置は、旋回検出手段で車両が旋回中であることを検出し、ストローク量検出手段で各車輪の上下ストローク量を検出し、スリップ角演算手段で、前記ストローク量検出手段で検出された上下ストローク量に基づいて車輪のスリップ角を算出し、前記旋回検出手段で車両が旋回中であることを検出したとき、トー角制御手段で、前記スリップ角演算手段で算出されたスリップ角による旋回内外輪の横力和の変動が抑制されるように、各輪のトー角を制御する。

本発明によれば、車両が旋回中であるときに、スカッフによるスリップ角が生じたとき、各輪のタイヤ横力変動をなくすようにトー角を制御するので、車両横方向の力の釣り合い及び車両ヨー方向のモーメントの釣り合いに変化を生じさせることを抑制して、安定した車両挙動を実現することができると共に、運転者は違和感なく所望の車両操作を行うことができる。

以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。
図１は本発明の第１の実施形態における車両用サスペンション装置の概略構成図であり、図中１は本発明を適用した車両、２ＦＬ，２ＦＲは従動輪としての前輪、２ＲＬ，２ＲＲは駆動輪としての後輪である。
この車両１には、前後サスペンションメンバが取り付けられており、前輪サスペンションメンバ１０には前輪２ＦＬ，２ＦＲ、後輪サスペンションメンバ１１には後輪２ＲＬ，２ＲＲがサスペンションアームを介して取り付けられている。

各輪２ＦＬ〜２ＲＲはそれぞれ独立に、車輪中心の接地平面に直交する軸回りの回転角（トー角）を付加することが可能な前左輪用アクチュエータ６ＦＬ、前右輪用アクチュエータ６ＦＲ、後左輪用アクチュエータ６ＲＬ、後右輪用アクチュエータ６ＲＲを備えている。
そして、各輪のアクチュエータ６ＦＬ〜６ＲＲは、油圧制御装置１６により動作を制御され、この油圧制御装置１６には後述するコントロールユニット１７で演算された各輪のアクチュエータ移動量の指令値が出力されるように構成されている。

したがって、このアクチュエータ移動量の指令値によって、例えば後右輪用アクチュエータ６ＲＲを伸長すると後右輪が左操舵され、収縮すると右操舵される。また、後左輪用アクチュエータ６ＲＬを伸長すると後左輪が右操舵され、収縮すると左操舵される。このように、各輪２ＦＬ〜２ＲＲは個別に操舵可能となっており、各輪のトー角を個別に制御可能となっている。

このアクチュエータ６ＦＬ〜ＲＲによって、トー角制御手段を構成している。
また、この車両１は、各輪の車体に対する上下ストローク量ＳＴ_i（ｉ＝ＦＬ〜ＲＲ）を検出するストローク量検出手段としての前左輪用ストロークセンサ１２ＦＬ、前右輪用ストロークセンサ１２ＦＲ、後左輪用ストロークセンサ１２ＲＬ、後右輪用ストロークセンサ１２ＲＲを備えており、これらの検出信号は、後述するコントロールユニット１７に入力される。

また、車両１には、ヨーレートγを検出するヨーレートセンサ１８と、車両横加速度Ａｙを検出する横加速度センサ１９と、車速Ｖを検出する車速検出手段としての車輪速度センサ２０と、操舵角δを検出する操舵角センサ２１と、操舵トルクＴを検出する操舵トルクセンサ２２とが備えられ、これらの検出信号はコントロールユニット１７に入力される。

そして、このコントロールユニット１７によって、車両状態量及びドライバ操作量に基づいて、車両旋回中のサスペンションストロークに起因する車輪接地点横移動（スカッフ）により生じるタイヤ横力の変動をなくすようなトー角を、各輪に付加するためのアクチュエータ移動量の指令値を算出し、このアクチュエータ移動量の指令値を前記油圧制御装置１６に出力するように構成されている。

ここで、前記車両状態量は、ストロークセンサ１２ＦＬ〜１２ＲＲの上下ストローク量ＳＴ、ヨーレートセンサ１８のヨーレートγ、横加速度センサ１９の横加速度Ａｙ、車輪速度センサ２０の車速Ｖである。また、前記ドライバ操作量は、操舵角センサ２１の操舵角δであり、操舵角δの代わりに操舵トルクセンサ２２の操舵トルクＴを使用することもできる。

また、本構成においては、各輪のトー角を制御するアクチュエータに電気モータ式のものを用いてもよく、この場合、油圧制御装置１６は電気アクチュエータドライバとなる。さらに、各輪に備えたストロークセンサ１２ＦＬ〜１２ＲＲの代わりに加速度計等のセンサを備え、サスペンションのストローク量ＳＴ_iを推定するようにしてもよい。

次に、このコントロールユニット１７で行われるトー角付加制御処理について、図２に示すフローチャートに従って説明する。このトー角付加制御処理は、所定時間毎（例えば、１０ｍｓｅｃ毎）のタイマ割込み処理によって実行される。
このトー角付加制御処理では、先ず図２のステップＳ１で、前記各センサからの各種データを読込む。具体的には、前記各センサで検出された上下ストローク量ＳＴ、ヨーレートγ、横加速度Ａｙ、車速Ｖ、操舵角δ、操舵トルクＴ、実アクチュエータ位置を読み込む。

次いで、ステップＳ２に移行して、自車両が旋回中であるか否かを判定する。この判定は、例えば操舵角δの大きさによって行い、操舵角δが所定値を超えている場合に自車両が旋回中であると判断する。そして、自車両が旋回中であると判断されたときにはステップＳ３に移行し、旋回中でないと判断されたときには、タイマ割込み処理を終了して所定のメインプログラムに復帰する。

ステップＳ３では、各輪に発生するタイヤ横力を算出する。具体的には、コントロールユニット１７に車両モデルをもち、先ず、前記ステップＳ１で読込んだストローク量ＳＴ、ヨーレートγ、横加速度Ａｙ等の車両状態量から各輪のスリップ角β及び各輪の輪荷重Ｗを算出する。そして、算出された各輪のスリップ角βと輪荷重Ｗとに基づいて、コントロールユニット１７に予め備えてあるタイヤ特性マップを参照して、各輪に発生するタイヤ横力を算出する。ここで算出されるタイヤ横力は、車両旋回中において、スカッフによるタイヤ横すべり角が生じていない場合に各輪に発生する横力である。

なお、各輪のタイヤ横力は、ホイールやハブに内蔵される荷重センサにより直接計測するようにしてもよい。
次にステップＳ４では、後述するように、各輪のスカッフによるタイヤ横すべり角即ちスリップ角αを算出するスリップ角算出処理を行って、ステップＳ５に移行する。そして、ステップＳ５では、後述するように、目標トー角Δδを算出する目標トー角算出処理が行われる。本実施形態における目標トー角とは、旋回時における内外輪の発生横力の和が常に一定となるようにするために、各輪に対して付加するトー角である。

次にステップＳ６で、前記ステップＳ５で算出された各輪の目標トー角Δδを所定の車輪に付加するための目標アクチュエータ位置が算出され、次いでステップＳ７に移行して、アクチュエータ６を駆動するためのアクチュエータ移動量の指令値を油圧制御装置１６へ出力してからタイマ割込み処理を終了し、所定のメインプログラムに復帰する。
この図２の処理において、ステップＳ２の処理が旋回検出手段に対応している。

図３は、前記ステップＳ６及びＳ７の処理を制御ループで示したものである。
先ず、前記ステップＳ１で読込んだ実アクチュエータ位置と、前記ステップＳ６で算出された目標アクチュエータ位置との差にフィードバックゲインを乗じて油圧出力に変換する。フィードバックゲインは、ＰＩＤ制御理論、最適制御理論等により導出された値を用いることが可能である。
そして、その油圧出力を前記アクチュエータ６に出力することにより、アクチュエータ６が稼動されるように構成されている。つまり、目標アクチュエータ位置と実アクチュエータ位置との差にフィードバックゲインを乗じた値が、本実施形態におけるアクチュエータ移動量の指令値となる。

次に、前記ステップＳ４のスリップ角算出処理の詳細について説明する。
図４は、サスペンション装置の座標系とストロークセンサとを示した図であり、後左輪を車両前方から見た図である。車輪２ＲＬは、ナックルアームと呼ばれる車輪側部材２６で遥動可能に保持され、ばね及びショックアブソーバと呼ばれる衝撃吸収部材２７の収縮により、車輪２ＲＬは揺動可能となる。
ここで、車両横方向をＹ軸、車両上下方向をＺ軸、車両前後方向をＸ軸と定義する。

サスペンションがストロークし、後左輪の衝撃吸収部材変位であるストローク量ＳＴ_RLにより、後左輪の車輪中心の上下方向変位Ｚ_RL、後左輪の接地中心の横方向変位であるスカッフ量Ｙ_RLが生じる。
ストローク量ＳＴ_RLに対するスカッフ量Ｙ_RLの関係は、サスペンションアームのピボット位置により決まり、本発明では、図５に示すような特性値を予めコントロールユニット１７内に備えていることを前提とする。

図５に示すように、衝撃吸収部材２７が上下に大きく変位するほど、即ちストローク量ＳＴ_RLの絶対値が大きいほど、発生するスカッフ量Ｙ_RLは大きくなるように設定されている。
図５において、サスペンションの仮想回転中心位置が高く、車両のロール方向の回転中心であるロールセンタ位置が高い車両の方が、低い車両に比べてスカッフ量が大きいため、本発明の効果がある。また、サスペンションピポット位置を変化させて、ロールセンタを制御するサスペンションを備えた車両においても有効である。
なお、変位計等を用いてスカッフ量Ｙ_RLを検出可能であれば、ストローク量ＳＴ_RLに対するスカッフ量Ｙ_RLの関係を示す特性値を予め備えている必要はない。
そして、このようにして導出されたスカッフ量Ｙ_RLにより、タイヤ横すべり角即ちスリップ角α_RLを算出する。

図６は、スカッフによるスリップ角を示す図であり、後左輪２ＲＬを示している。スカッフによるスリップ角α_RLは、次式により算出される。
α_RL＝ｔａｎ^-1（Ｖｙ _RL／Ｖｘ _RL） ………（１）
ここで、Ｖｘ _RLは後左輪での車両前後方向の速度、Ｖｙ _RLは後左輪のスカッフの時間微分（スカッフ速度）であり、下記（２）式で表される。
Ｖｙ_RL＝ｄＹ_RL／ｄｔ ………（２）
また、車両前後方向速度Ｖｘ _RLは、車輪速度センサ２０で検出される車両速度Ｖ及びヨーレートセンサ１８で検出されるヨーレートγにより算出される値である。

図６（ａ）に示すように、スカッフ速度Ｖｙ _RLと車両前後方向速度Ｖｘ _RLとのベクトルのなす角により、後左輪のスリップ角α_RLが求められ、これによりタイヤは横すべりを生じ、右方向へ横力Ｆｙ_RLが作用する。このとき、車輪２ＲＬは２′ＲＬへ移動する。
図６（ｂ）は、スカッフにより発生するスリップ角α_RLに相当するトー角Δδ_RLを付加した場合を示している。このようにトー角Δδ_RLを付加することにより、タイヤは横すべりを生じず、タイヤ横力は発生しない。したがって、車輪２ＲＬは２′ＲＬのように転舵する。

一方、後右輪のスカッフによるスリップ角α_RRは、次式により算出される。
α_RR＝ｔａｎ^-1（Ｖｙ_RR／Ｖｘ_RR） ………（３）
ここで、Ｖｘ_RRは後右輪での車両前後方向の速度、Ｖｙ_RRは後右輪のスカッフの時間微分（スカッフ速度）であり、下記（４）式で表される。
Ｖｙ_RR＝ｄＹ_RR／ｄｔ ………（４）
また、車両前後方向速度Ｖｘ_RRは、車輪速度センサ２０で検出される車両速度Ｖ及びヨーレートセンサ１８で検出されるヨーレートγにより算出される値である。

次に、車両１が右旋回を行う際の後輪発生横力について、図７及び図８をもとに説明する。
図７は、車両１を上方から見た図である。車両１が右旋回をした場合、通常、後右輪２ＲＲはリバウンド側（伸び側）、後左輪２ＲＬはバウンド側（縮み側）にストロークする。ストロークすることによりスカッフ変化が生じ、後右輪２ＲＲは２′ＲＲに移動し、後左輪２ＲＬは２′ＲＬに移動する。それに伴い、後右輪２ＲＲのスリップ角はスカッフによりα_RR、後左輪のスリップ角はスカッフによりα_RL変化する。

そして、車両スリップ角β及びヨーレートγの状態量によって決まる後輪スリップ角β_Rと、後右輪スリップ角α_RR及び後左輪スリップ角α_RLとの和が、実際のタイヤ横すべり角となる。
後右輪２ＲＲのスリップ角は、後右輪スリップ角α_RRと後輪スリップ角β_Rとの和であるベクトル２４とタイヤのなす角であり、後左輪２ＲＬのスリップ角は、後左輪スリップ角α_RLと後輪スリップ角β_Rとの和であるベクトル２５とタイヤのなす角である。旋回外輪（後左輪）のスリップ角は増加するものの、旋回内輪（後右輪）のスリップ角は減少する。

図８は、後輪発生横力とスリップ角との関係を示す図であり、横軸はスリップ角、縦軸は横力である。スリップ角に対する横力は、通常、実線で示す基準特性で表され、車輪の輪荷重の増減に伴って変化する。
車両１が右旋回している場合、旋回に伴って後左輪２ＲＬの輪荷重は増加し、後右輪２ＲＲの輪荷重は減少する。そのため、後左輪２ＲＬの横力特性は破線Ｌで示すようになり、後右輪２ＲＲの横力特性は一点鎖線Ｒで示すようになる。

後輪スリップ角β_Rにおける後左右輪の横力は点Ａ及び点Ｂで示す値となる。この点Ａ及び点Ｂで示す横力は、旋回中にスカッフによるスリップ角が生じていないとき、後左右輪に発生する横力である。
そして、旋回時の路面不整等によりサスペンションがストロークしてスカッフが発生すると、このスカッフがスリップ角を発生させ、後左輪２ＲＬはスリップ角α_RL、後右輪２ＲＲはスリップ角α_RRを生じる。さらに、後左輪２ＲＬと後右輪２ＲＲとの輪荷重が変化（増加）する。

その結果、後左輪２ＲＬの横力特性は破線Ｌ’で示すようになり、後右輪２ＲＲの横力特性は一点鎖線Ｒ’で示すようになる。そして、後左輪２ＲＬが発生する横力は点Ａから点Ａ’へ増加し、後右輪２ＲＲが発生する横力は点Ｂから点Ｂ’へ減少する。
内輪横力は減少し、外輪横力は増加するものの、点Ａから点Ａ′への増加量、即ち外輪スカッフによる横力の増加量ΔＡは、点Ｂから点Ｂ′への減少量、即ち内輪スカッフによる横力の減少量ΔＢと大きさが異なる。そのため、点Ａでの横力と点Ｂでの横力との和と、点Ａ′での横力と点Ｂ′での横力との和とは、大きさが異なることになる。即ち、スカッフ変化に伴って内輪と外輪との横力和は変化する。

仮に、従来装置のように、各輪にスカッフにより発生するスリップ角に相当するトー角を付加した場合、後左輪２ＲＬが発生する横力は点Ａ’から点Ａ”へ減少し、後右輪２ＲＲが発生する横力は点Ｂ’から点Ｂ”へ増加する。
しかし、スカッフによる輪荷重増加の影響により、点Ａ”での横力と点Ｂ”での横力との和と、点Ａ′での横力と点Ｂ′での横力との和とは、大きさが異なる。つまり、スカッフによるスリップ角に相当するトー角を付加するだけでは、後左右輪の横力和は変動してしまう。

スカッフ変化に伴うタイヤ横力変動が生じると、車両横方向の力の釣り合い及び車両ヨー方向のモーメントの釣り合いに変化が生じ、車両の挙動に影響を及ぼすことがあり、旋回時に運転者の意図する車両操作を妨げ、車両挙動を不安定にするという問題がある。
そこで、本発明では、スカッフ変化に伴うタイヤ横力変動をなくすようなトー角を各輪に付加することにより、安定した車両挙動を実現するようにする。

次に、図２におけるステップＳ５の目標トー角算出処理の詳細について説明する。
本実施形態における目標トー角とは、スカッフによる横力変動をキャンセルし、輪荷重の変動に対してもタイヤが発生する横力が常に一定となるようなタイヤスリップ角にするためのトー角である。
図９は、前述した図８と同様の状態を示している。旋回中、内輪である後右輪２ＲＲは点Ｂ、外輪である後左輪２ＲＬは点Ａの状態にある。このとき路面不整等で左右輪の輪荷重が変化し、サスペンションストロークによりスカッフが生じると、従来のサスペンション装置の場合、内輪は点Ｂから点Ｂ’、外輪は点Ａから点Ａ’へ状態が変化する。そのため、前述したように、内外輪のそれぞれが発生する横力は変化し、内外輪が発生する横力和も変動することにより、車両挙動を不安定にしてしまう。

そこで、本実施形態では、内輪横力Ｆｙ_inが、路面不整等によりスカッフが生じていないときの内輪横力となるようにトー角制御を行う。即ち、点Ｂに示す路面不整等が生じていないときの内輪横力が目標横力Ｆｙ_in ^*となり、これは前記ステップＳ３で算出された横力である。
ここで、内輪横力Ｆｙ_inの推定は、先ずストローク量ＳＴ、ヨーレートγ、横加速度Ａｙ等の車両状態量から内輪輪荷重Ｗｒ_inを推定し、この内輪輪荷重Ｗｒ_in及び前記ステップＳ４で算出した後内輪（後右輪２ＲＲ）のスリップ角α_RRに基づいて、コントロールユニット１７内に格納されているタイヤ特性マップを参照することにより行う。

勿論、ホイールやハブに内蔵される荷重センサにより直接計測するようにしてもよい。
そして、このようにして算出された内輪横力Ｆｙ_inが前記ステップＳ３で算出された目標横力Ｆｙ_in ^*と等しくなるように、内輪の目標トー角Δδ_RRが算出される。また、外輪も同様に外輪横力Ｆｙ_outが目標横力Ｆｙ_out ^*と等しくなるように、外輪の目標トー角Δδ_RLが算出される。

そして、この目標トー角Δδ_RRが内輪に付加されることにより、内輪は点Ｂ”の状態となり、外輪にトー角Δδ_RLが付加されることにより外輪は点Ａ”の状態となる。ここで、点Ｂ”での横力と点Ｂでの横力は等しく、点Ａ”での横力と点Ａでの横力は等しいので、内輪と外輪との横力和は、路面不整等によりスカッフが生じているときといないときとで変動することなく、常に一定の大きさとなる。

図１０は、本実施形態におけるトー角付加制御を行った場合のスカッフ量、スカッフによるスリップ角、指令トー角の時系列を示しており、図１０（ａ）は後左輪２ＲＬ、図１０（ｂ）は後右輪２ＲＲについて示している。
図１０において、上段がスカッフ変化の時系列応答である。後左輪２ＲＬ及び後右輪２ＲＲに図示するようなスカッフ変化が生じた場合、このスカッフ変化量を時間微分し（前記（２）式）、車輪速度で割った値を前記（１）式に代入することで、中段に示すスカッフによるスリップ角が算出される。上段に示すように、後左輪と後右輪とでスカッフ変化に違いを設けているため、中段に示すスカッフによるスリップ角も左右輪異なる結果となる。

最終的に、指令トー角は下段に示す矢印となる。ここで、実線に示す曲線は、タイヤ横力がスカッフ変化にかかわらず一定となるような横力一定トー角であり、破線に示す曲線は、中段に示すスカッフによるスリップ角である。このように、時々刻々と変化するタイヤ横力を推定し、横力一定トー角とスカッフによるスリップ角との差を指令トー角とする。つまり、横力一定トー角がスカッフによるスリップ角を上回った場合にはトー角を減らす方向にδ−だけトー角が付加され、逆の場合にはトー角を増やす方向にδ＋だけトー角を付加される。

次に、本実施形態の動作について説明する。
今、ドライバが操舵操作を行わず、自車両が直進走行しているものとする。この場合には、図２に示すトー角付加制御処理において、ステップＳ２で自車両が旋回状態にないと判断されてトー角付加制御処理を終了し、各車輪にトー角を付加することなく直進走行を継続する。

この状態から、ドライバが右方向へ操舵操作し、自車両が右旋回を行うものとする。このとき、路面不整等がなくサスペンションがストロークしない状態であるとすると、後左右輪には夫々スリップ角βｒのみが発生し、このスリップ角βｒと輪荷重Ｗｒとに応じた横力が発生する。つまり、図９において、旋回内輪である後右輪２ＲＲは点Ｂの状態であって内輪横力Ｆｙ_inが発生し、旋回外輪である後左輪２ＲＬは点Ａの状態であって外輪横力Ｆｙ_outが発生している状態となる。

サスペンションはストロークしておらず、スカッフによるスリップ角は発生しない状態であるため、ステップＳ４でスリップ角α_RL及びα_RRは零（０）に推定され、旋回内外輪の横力和が変動して車両挙動が不安定になることはないと判断される。したがって、ステップＳ５では目標トー角Δδが零（０）に算出され、各車輪にトー角を付加することなく旋回走行を継続する。

その後、路面不整等によりサスペンションがストロークしたものとすると、ステップＳ４で、スカッフによるスリップ角α_RL及びα_RRが推定される。そして、このスリップ角α_RL及びα_RRの発生と輪荷重の変化とによって、内外輪の横力和が変動すると推定される。つまり、図９において、後右輪２ＲＲは点Ｂから点Ｂ’に状態が変化し、後左輪２ＲＬは点Ａから点Ａ’に状態が変化することにより、スカッフが発生していないときと、スカッフが発生しているときとで内外輪の横力和が変化してしまうと推定される。

そこで、ステップＳ５で、スカッフが発生しているときの内輪横力Ｆｙ_inが、スカッフが発生していないときの内輪横力である目標横力Ｆｙ_in ^*と等しくなるように内輪に対して付加される目標トー角Δδ_RRが算出され、スカッフが発生しているときの外輪横力Ｆｙ_outが、スカッフが発生していないときの外輪横力である目標横力Ｆｙ_out ^*と等しくなるように外輪に対して付加されるトー角Δδ_RLが算出される。

そして、この目標トー角Δδ_RRを後右輪２ＲＲに対して付加するためのアクチュエータ移動量の指令値が油圧制御装置１６に対して出力されることにより、後右輪用アクチュエータ６ＲＲが収縮されて後右輪２ＲＲが右操舵される。また、目標トー角Δδ_RLを後左輪２ＲＬに対して付加するためのアクチュエータ移動量の指令値が油圧制御装置１６に対して出力されることにより、後左輪用アクチュエータ６ＲＬが伸張されて後左輪２ＲＬが左操舵される。

これにより、図９において、後右輪２ＲＲは点Ｂ”の状態となり、後左輪２ＲＬは点Ａ”の状態となる。したがって、旋回内外輪の横力和は、路面不整等が生じてスカッフが発生しているときといないときとで変動することなく、一定の大きさとなる。
このように、上記第１の実施形態では、自車両が旋回状態にあるときには、路面不整等でサスペンションがストロークしてスカッフが発生し、その結果スリップ角が生じたときの旋回内外輪の横力和が変動しないように、各輪にトー角を付加するので、横力和の変動によって車両挙動が不安定になることを抑制することができると共に、運転者に違和感を与えることなく所望の車両操作を行うことができる。

また、自車両が旋回状態にあるときには、スカッフが発生していないときの横力を目標横力として設定し、スカッフが発生しているときの横力を目標横力と一致させるように、各輪にトー角を付加するので、旋回時の路面不整等によりスカッフが発生した場合であっても、常に内外輪の横力和を一定に保つことができ、確実に横力和の変動を抑制することができる。

次に、本発明の第２の実施形態について説明する。
この第２の実施形態は、前左右輪の横力和及び後左右輪の横力和が所定の規範モデルに追従するように、各輪にトー角を付加するようにしたものである。
すなわち、コントロールユニット１７で実行されるトー角付加制御処理において、第１の実施形態における図２のステップＳ５で、操舵角δと車両速度Ｖとに応じて、前二輪の横力和と後二輪の横力和とが所定の規範モデルに一致するように目標トー角Δδを算出することを除いては、図２の処理と同様の処理を実行するため、その詳細な説明は省略する。

ここで、規範モデルは、図１１に示すような二輪モデルと呼ばれる前一輪、後一輪の車両モデルを適用する。図中１０１Ｆは前輪、１０１Ｒは後輪であり、Ｇは重心である。また、前輪１０１Ｆと後輪１０１Ｒとの前後方向距離がｌであり、重心Ｇから前輪１０１Ｆまでの距離がｌｆ、重心Ｇから後輪１０１Ｒまでの距離がｌｒであるとする。
また、前輪実舵角をδ、車両横すべり角をβ、ヨーレートをγ、車両速度をＶとすると、前輪１０１Ｆ及び後輪１０１Ｒが発生するタイヤ横力Ｆｙｆ及びＦｙｒは、次式で表される。
Ｆｙｆ＝Ｋｆ（δ−β−ｌｆ・γ／Ｖ） ………（５）
Ｆｙｒ＝Ｋｒ（ −β＋ｌｒ・γ／Ｖ） ………（６）
ここで、Ｋｆ，Ｋｒは前後輪の等価コーナリングパワーである。

本発明のサスペンション装置を搭載した車両の規範モデルにおける前輪及び後輪の等価コーナリングパワーをＫｆ^*，Ｋｒ^*とすると、規範モデルの前後輪が発生する前輪及び後輪のタイヤ横力即ち目標横力Ｆｙｆ^*，Ｆｙｒ^*は、次式で表される。
Ｆｙｆ^*＝Ｋｆ^*（δ−β−ｌｆ・γ／Ｖ） ………（７）
Ｆｙｒ^*＝Ｋｒ^*（ −β＋ｌｒ・γ／Ｖ） ………（８）
ここで、前輪実舵角δ、車両横すべり角β、ヨーレートγ及び車両速度Ｖはセンサによる計測値を用いることで、目標横力Ｆｙｆ^*，Ｆｙｒ^*は時々刻々と変化する。

また、規範モデルとなる前輪及び後輪の等価コーナリングパワーＫｆ^*，Ｋｒ^*を変えることで車両挙動を変化させることができる。例えば、直線を高速走行するときには、後輪の等価コーナリングパワーＫｒ^*を高めることで横風等の外乱に対する安定性を高めたり、転舵開始時の前輪の等価コーナリングパワーＫｆ^*を高めることで車両の回頭性を高めたりすることができる。このように、車両状態に応じて前後輪の等価コーナリングパワーＫｆ^*，Ｋｒ^*を変えることで、あたかも車両の運動性能が向上したように感じることができる。

本実施形態では、前左右両輪の横力平均がＦｙｆ^*／２となるように前輪に対してトー角付加制御を行い、後左右両輪の横力平均がＦｙｒ^*／２となるように後輪に対してトー角付加制御を行う。
図１２は、本実施形態において、車両が右旋回を行う場合における旋回内輪となる後右輪２ＲＲ及び旋回外輪となる後左輪２ＲＬのタイヤスリップ角とタイヤ横力との関係を示している。従来のサスペンションの場合、旋回時に路面不整等でサスペンションがストロークし、スカッフが生じ、さらに各輪の輪荷重が変化すると、内輪は点Ｂから点Ｂ’、外輪は点Ａから点Ａ’へ状態が変化し、内外輪の夫々が発生する横力は変化し、その結果、内外輪が発生する横力和も変動する。そのため、車両挙動が不安定となるという問題がある。

そこで本実施形態では、後左右両輪の横力平均が前記（８）式から求められるＦｙｒ^*／２となるようにトー角の制御を行う。つまり、内輪にトー角Δδ_RRを付加することにより内輪は点Ｂ”の状態となり、外輪にトー角Δδ_RLを付加することにより外輪は点Ａ”の状態となる。
これにより、旋回時に路面不整等によりサスペンションがストロークし、スカッフが生じ、さらに各輪の輪荷重が変化した場合であっても、左右輪が発生する横力の和は常にＦｙｒ^*となるのでタイヤ横力変動がなくなり、スカッフによる車両平面運動への影響がなくなる。

このように、上記第２の実施形態では、操舵角と車両速度とに応じて、前二輪の横力和と後二輪の横力和とが所定の規範モデルとしての二輪モデルに追従するように各輪にトー角を付加するので、旋回時において路面不整等によりスカッフが発生した場合であっても、常に内外輪の横力和を一定に保つことができ、確実に横力和の変動を抑制することができる。
また、所定の規範モデルとして二輪モデルを適用してトー角制御を行うので、車両の寸法、慣性、タイヤ特性に依存せずに、運転者が望む車両挙動となるような車両にすることができる。

次に、本発明の第３の実施形態について説明する。
この第３の実施形態は、旋回時に輪荷重に対する横力の比率が内外輪で等しくなるようにしたものである。
すなわち、コントロールユニット１７で実行されるトー角付加制御処理において、第１の実施形態における図２のステップＳ５で、各車輪の輪荷重に応じて、旋回内外輪で輪荷重に対する横力の比率が等しくなるような目標トー角Δδを算出することを除いては、図２の処理と同様の処理を実行するため、その詳細な説明は省略する。

図１３は、従来のサスペンションと本発明のサスペンションにおける後左輪（旋回外輪）及び後右輪（旋回内輪）のタイヤ摩擦円に対するタイヤ発生横力を示す図である。図１３（ａ）は、従来のサスペンションの場合を示している。路面の摩擦係数μは両輪で同じであると考えると、車両が右旋回しているとき、旋回外輪である後左輪の方が後右輪より輪荷重が大きいので、タイヤ摩擦円が大きくなり、旋回外輪の輪荷重Ｗｒ_outに対する旋回外輪が発生する横力Ｆｙｒ_outの割合と、旋回内輪の輪荷重Ｗｒ_inに対する旋回内輪が発生する横力Ｆｙｒ_inの割合とは一致しない。つまり、Ｆｙｒ_out／Ｗｒ_out≠Ｆｙｒ_in／Ｗｒ_inである。

そのため、横加速度が高い状態において、内外輪のタイヤの性能を十分発揮できない。また、輪荷重Ｗと路面係数μとの積以上の横力をタイヤが無理に発生しようとするため、タイヤトレッド面の磨耗にもつながるという問題がある。
そこで、本発明では、図１３（ｂ）に示すように、路面の摩擦係数μを両輪で同じと考えたとき、旋回外輪の輪荷重Ｗｒ_outに対する旋回外輪が発生する横力Ｆｙｒ_outの割合と、旋回内輪の輪荷重Ｗｒ_inに対する旋回内輪が発生する横力Ｆｙｒ_inの割合とを一致させるようにする。つまり、次式の関係を満たすような目標トー角を付加する。
Ｆｙｒ_out／Ｗｒ_out＝Ｆｙｒ_in／Ｗｒ_in ………（９）
ここで、後輪発生横力和Ｆｙｒは
Ｆｙｒ＝Ｆｙｒ_out＋Ｆｙｒ_in ………（１０）
であり、この後輪発生横力和Ｆｙｒは、前述した第２の実施形態における規範モデルの横力とする。なお、本実施形態では、左右輪の横力和が前述した二輪モデルに追従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い。

そして、前記（９）及び（１０）式によって算出されるＦｙｒ_out及びＦｙｒ_inを後外輪の目標横力Ｆｙｒ^* _out及びＦｙｒ^* _inとして設定し、各輪の発生横力が目標横力に一致するように目標トー角Δδを算出してトー角付加制御を行う。
図１４は、本実施形態における旋回内輪となる後右輪及び旋回外輪となる後左輪のタイヤスリップ角とタイヤ横力との関係を示す図である。従来のサスペンションの場合、旋回時に路面不整等でサスペンションがストロークし、スカッフが生じ、さらに輪荷重が変化すると、内外輪の夫々が発生する横力は変化し、内外輪が発生する横力和も変動し、車両挙動を不安定にしてしまう。

しかし、本実施形態では、内輪及び外輪の目標横力は、前記（９）及び（１０）式で算出されるＦｙｒ^* _out，Ｆｙｒ^* _inとなり、輪荷重に対するタイヤ発生横力の割合が左右輪で等しくなり、両輪のタイヤ横力の性能を十分に発揮する。
また、後輪発生横力和Ｆｙｒは、規範モデルに追従するように設定するので、左右両輪が発生する横力和の変動がなくなり、車両挙動に影響を及ぼすことがなくなる。

このように、上記第４の実施形態では、旋回時における輪荷重に対する横力の比率が内外輪で等しくなるように各輪にトー角を付加するので、タイヤが発生し得る横力内で横力を発生させることができ、タイヤの特性を十分に生かすことができると共に、内輪横力が先に飽和する現象、若しくは外輪横力が先に飽和する現象をなくすことができる。

なお、上記各実施形態においては、図４に示すようなダブルウィッシュボーンタイプのサスペンションで、図５に示すようなスカッフ変化特性を持つ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、サスペンションの形式は、ストラットタイプでもマルチリンクタイプでも適用可能であり、トー角を付加可能なサスペンションタイプであれば適用することができる。さらに、スカッフ変化特性は図６に示すような特性ではなく、トー角制御するアクチュエータの稼動範囲内であれば、どのような特性でも可能である。

本発明の実施形態における車両の概略構成図である。 図１のコントロールユニットで実行されるトー角付加制御処理を示すフローチャートである。 アクチュエータ位置制御の制御ループを示す図である。 後左輪のサスペンション装置の座標系とストロークセンサを示す図である。 サスペンションストロークとスカッフ量との関係を示す図である。 スカッフにより生じるスリップ角を説明する図である。 右旋回時における後輪発生横力を説明する図である。 トー角制御を行わない場合の後輪発生横力とスリップ角との関係を示す図である。 第１の実施形態における後輪発生横力とスリップ角との関係を示す図である。 本発明におけるトー角制御の時系列を示す図である。 二輪モデルを説明する図である。 第２の実施形態における後輪発生横力とスリップ角との関係を示す図である。 タイヤ摩擦円に対するタイヤ発生横力を示す図である。 第３の実施形態における後輪発生横力とスリップ角との関係を示す図である。

符号の説明

１ 車両
２ＦＬ〜ＲＲ 車輪
６ＦＬ〜ＲＲ アクチュエータ
１０ 前輪サスペンションメンバ
１１ 後輪サスペンションメンバ
１２ＦＬ〜ＲＲ ストロークセンサ
１６ 油圧制御装置
１７ コントロールユニット
１８ ヨーレートセンサ
１９ 横加速度センサ
２０ 車輪速センサ
２１ 操舵角センサ
２２ 操舵トルクセンサ

Claims (3)

1. 各車輪のトー角を個別に制御する車両用サスペンション装置において、
   車両が旋回中であることを検出する旋回検出手段と、各車輪の上下ストローク量を検出するストローク量検出手段と、該ストローク量検出手段で検出された上下ストローク量に基づいて車輪のスリップ角を算出するスリップ角演算手段と、前記旋回検出手段で車両が旋回中であることを検出したとき、前記スリップ角演算手段で算出されたスリップ角による旋回内外輪の横力和の変動が抑制されるように、各輪のトー角を制御するトー角制御手段とを備えていることを特徴とする車両用サスペンション装置。
2. 操舵角を検出する操舵角検出手段と、車速を検出する車速検出手段とを有し、前記トー角制御手段は、前記操舵角検出手段で検出された操舵角と前記車速検出手段で検出された車速とに基づいて、所定の規範モデルから前輪及び後輪の横力を算出し、それらの横力を目標値として前記横力和が夫々追従するように、各輪のトー角を制御することを特徴とする請求項１に記載の車両用サスペンション装置。
3. 各輪の輪荷重を検出する輪荷重検出手段を有し、前記トー角制御手段は、前記輪荷重検出手段で検出された各輪の輪荷重に応じて、当該輪荷重に対する発生横力の比率が旋回内外輪で同等又は略同等となるように、各輪のトー角を制御することを特徴とする請求項１又は２に記載の車両用サスペンション装置。

Images