JP4515201B2 - 車両安定化制御システム - Google Patents

Description

本発明は、前後車輪それぞれの接地荷重の変化によるコーナリングパワーの変化を管理することで、車両走行の安定化を図る車両安定化制御システムに関するものである。

車両旋回時には、タイヤに発生する力となるコーナリングフォースの総和が車両に働く遠心力と釣り合う。そして、車両進行方向に対するタイヤ角度で定義されるスリップ角βとコーナリングフォースとの関係が車速やタイヤの性能によって変わる。例えば、標準タイヤと高性能タイヤそれぞれにおけるスリップ角βとコーナリングフォースとの関係は、図８のように表される。

この図に示されるように、スリップ角βが所定の値以下の場合には、スリップ角βに対するコーナリングフォースの関係は線形となる。そして、スリップ角βが高いほど、高いコーナリングフォースを得ることができる。また、高性能タイヤの場合には、標準タイヤと比べて、スリップ角βが同じであったとしても、高いコーナリングフォースを得ることが可能となる。

このため、例えば車速が高くなるほど、車両テールを外に出し、後輪のスリップ角βを大きくすることで、遠心力に対抗するコーナリングフォースを確保しなければならない。ただし、これはタイヤの性能等に依存しており、高性能なタイヤほど、高いコーナリングフォースが得られるため、車両テールの振り出しを少なくしても安定した旋回が可能となる。

これは、言い換えれば、スリップ角βに対するコーナリングフォースの傾きとして定義されるコーナリングパワーが大きいほど、スリップ角βが小さくても高いコーナリングパワーを得られることから、操安性が高く、コーナリングパワーが小さいほど、スリップ角βを大きくしなければ高いコーナリングフォースを得られないことから、操安性が低いということになる。

例えば、図９（ａ）に示されるように、スリップ角βが小さくても十分なコーナリングフォースを発生させられれば、目標軌跡を追従しやすく、ドライバが大きなステアリング操作を行わなくても車両が安定した姿勢を維持することができる。逆に、図９（ｂ）に示されるように、スリップ角βを大きくしなければ十分なコーナリングフォースが得られないのであれば、車両旋回時にコーナリングフォースの立ち上がり遅れが発生し得る。これに抗して、ドライバがステアリング切り増し操作を行った場合、車両テールの振り出しが発生したり、目標軌跡に戻ったときの揺り戻しが発生したりする。

したがって、タイヤのコーナリングパワーは車両運動性能を支配する重要な要素となっている。
特開２０００−１６８５９９号公報

タイヤのコーナリングパワーは、接地荷重によっても変動し、同じタイヤであっても、接地荷重が小さいほど小さくなり、接地荷重が大きいほど大きくなる。すなわち、タイヤのコーナリングパワーは、接地荷重に大きく依存している。

しかしながら、接地荷重は、駆動、制動、操舵等のドライバ操作外乱および路面からの外乱入力等による車体バネ上振動に伴って変動するため、この接地荷重の変動によってコーナリングパワーが変動する。このため、車両の姿勢変動を発生させて走行安定性を損なわせたり、それによって乗り心地を損なわせたり、操安性に影響を与えたりするという問題がある。

本発明は上記点に鑑みて、ドライバ操作外乱や路面外乱等の影響を抑圧し、車体姿勢や車両特性を安定化させることを目的とする。また、車両の乗り心地や走行安定性を向上させることも目的とする。

上記目的を達成すべく、本発明者らは、上述したドライバ操作外乱や路面外乱などによって各車輪に加えられる前後輪の接地荷重の変動について検討を行った。この前後輪の接地荷重の変動について説明する。

前後輪の接地荷重の変動は、例えば、ピッチング振動等によって生じる。ピッチング振動とは、車両ピッチング中心を中心に車両左右軸周りに発生する振動であり、このピッチング振動によるエネルギーをピッチング振動エネルギーという。

ピッチング振動は、駆動（加速）時のスコート、制動（減速）時および操舵（旋回）時のノーズダイブ、または路面からの不特定な外乱入力等により発生する。図１０は、これら各状態を示した図である。

図１０（ａ）のように、駆動（加速）時には、車体側が車輪の回転に追従できず取り残されてしまうために、車両のピッチング中心まわりに車両前方側（ノーズ）が浮き上がってしまいスコートが発生する。また、図１０（ｂ）のように、制動（減速）時には、車輪に対して制動力が発生させられた際に車体側が慣性により車輪の減速に追従できないために、車両ピッチング中心まわりに車両前方側（ノーズ）が沈むノーズダイブが発生する。そして、図１０（ｃ）のように、操舵（旋回）時には、コーナリングドラッグが発生することから、それに基づいて車輪が減速し、制動（減速）時と同様にノーズダイブが発生する。

このようなスコート、ノーズダイブといった車両ピッチング中心まわりに生じる回転振動がピッチング振動であり、それを発生させるエネルギーとなるものがピッチング振動エネルギーである。このようなピッチング振動エネルギーは、車両走行中、常に発生するものである。

そして、このようなピッチング振動等によって、前後輪それぞれの接地荷重や車輪に加わる力の関係が定常走行時に対して変動する。すなわち、図１０（ａ）に示すように、スコート時には定常走行時に比べて前輪接地荷重Ｗｆが小さく後輪接地荷重Ｗｒが大きくなり、駆動トルク反力が大きくなる。図１０（ｂ）に示すように、減速によるノーズダイブ時には定常走行時に比べて前輪接地荷重Ｗｆが大きく後輪接地荷重Ｗｒが小さくなる。したがって、前輪制動力が大きく、後輪制動力が小さくなる。また、図１０（ｃ）に示すように、旋回によるノーズダイブ時にも定常走行時に比べて前輪接地荷重Ｗｆが大きく後輪接地荷重Ｗｒが小さくなる。

このように接地荷重Ｗｆ、Ｗｒが変動するために、コーナリングパワーが変動し、そのために車両の旋回が安定せず、車両の姿勢変動を発生させて走行安定性を損なわせたり、それによって乗り心地を損なわせたり、操安性に影響を与えたりするのである。

これらピッチング振動と前後輪接地荷重および前後輪コーナリングパワーの関係をタイミングチャートで示すと、図１１のような関係となっていることが判る。すなわち、図１１（ａ）のようなピッチング振動が発生したとした場合、図１１（ｂ）に示されるように、前輪および後輪荷重Ｗｆ、Ｗｒが定常走行時の前輪および後輪荷重Ｗｆｏ、Ｗｒｏにピッチング振動によるサスペンションの反力変化分となるΔＷｆ、ΔＷｒを足し合わせた数式１に示されるものとなる。

（数１）
Ｗｆ＝Ｗｆｏ＋ΔＷｆ、Ｗｒ＝Ｗｒｏ＋ΔＷｒ
したがって、前輪および後輪荷重Ｗｆ、Ｗｒは、ピッチング振動の波形に対応する波形となる。そして、図１１（ｃ）に示されるように、前輪および後輪のコーナリングパワーＫｃｆ、Ｋｃｒに関しても、タイヤ特性の線形領域においては前輪および後輪荷重Ｗｆ、Ｗｒと係数Ｃｗとの積となることから、定常時におけるコーナリングパワーＫｃｆｏ、Ｋｃｒｏの波形は、前輪および後輪荷重Ｗｆ、Ｗｒと同様になる。

したがって、ピッチング振動等を原因として生じる前後輪接地荷重の変動に基づいて、エンジンが発生させる駆動力を補正すれば、ドライバ操作外乱や路面外乱の影響を抑圧し、車体姿勢や車両特性を安定化させられ、また、車両の乗り心地や走行安定性を向上させることが可能になると考えられる。

次に、本発明者らは、車両における状態量について、バネ上振動モデルを設定して検討した。

図１２に示すバネ上振動モデルの模式図を参照して、車両における状態量について説明する。

図１２に示すバネ上振動モデルは、任意の定常状態を基準としたトルク反力の変化分ΔＴｗを受けて、バネ上部分に対してピッチング中心周りの振動を発生させることを想定している。ここでは、車体を水平方向と平行な任意の基準平面からなる平板と見立てて、その平板にサスペンションに支持されてタイヤが備えられたものとして、バネ上振動を想定している。

このバネ上振動モデルにおいて、各定数を次のように設定している。まず、基準平面Ｂに備えられた前輪２輪および後輪２輪それぞれについて、サスペンションのバネ定数［Ｎ／ｍ］をＫｆ、Ｋｒ、サスペンションの減衰係数［Ｎｓ／ｍ］をＣｆ、Ｃｒ、タイヤ縦弾性係数［Ｎ／ｍ］をＫｔｆ、Ｋｔｒ、タイヤ縦減衰係数［Ｎｓ／ｍ］をＣｔｆ、Ｃｔｒとしている。

また、タイヤ半径をｒｔとし、バネ上における車体質量［ｋｇ］をＭｕ、前輪バネ下質量［ｋｇ］をｍｆ、後輪バネ下質量［ｋｇ］をｍｒ、ホイールベース［ｍ］をＬ、車両重心（ピッチング中心）と前輪軸との間の距離［ｍ］をＬｆ、車両重心と後輪軸との間の距離［ｍ］をＬｒ、車両重心高さ［ｍ］をｈｃｇ、車体ピッチング中心高さ［ｍ］をｈｃｐとしている。

そして、車体のピッチング慣性モーメント［ｋｇｍ²］をＩｐ、重力加速度［ｍ／ｓ²］をｇとしている。

一方、独立変数については、バネ上における車体の垂直方向変位［ｍ］をｘ、前輪の垂直方向変位［ｍ］をｘｔｆ、後輪の垂直方向変位［ｍ］をｘｔｒ、仮想ピッチング中心周りのピッチ角［ｒａｄ］をθｐとしている。

まず、ピッチング中心に対しての仮想ピッチ角がθｐとして表されることから、ピッチング中心からＬｆ離れた前輪軸におけるピッチ中心周りでの変位量はＬｆθｐとなり、ピッチング中心からＬｒ離れた後輪軸におけるピッチ中心周りでの変位量はＬｒθｐとなる。ただし、タイヤ縦弾性によって車体垂直方向の変位量が減ることになるため、車体の垂直方向変位の合計は、前輪側ではｘ＋Ｌｆθｐ−ｘｔｆ、後輪側ではｘ−Ｌｆθｐ−ｘｔｒとなる。

従って、車体のピッチ中心周りの運動方程式は、数式２のように表される。

（数２）
Ｉｐθｐ’’＝−Ｌｆ｛Ｋｆ（ｘ＋Ｌｆθｐ−ｘｔｆ）＋Ｃｆ（ｘ’＋Ｌｆθｐ’−ｘｔｆ’）｝＋Ｌｒ｛Ｋｒ（ｘ−Ｌｒθｐ−ｘｔｒ）＋Ｃｒ（ｘ’−Ｌｅθｐ’−ｘｔｒ’）｝＋（ｈｃｇ−ｈｃｐ）θｐＭｕｇ＋ΔＴｗ＋（ｈｃｐ＋ｘ）ΔＴｗ／ｒｔ
また、車体上下運動の方程式と前輪および後輪での上下運動の方程式は、それぞれ数式３、数式４、数式５のように表される。

（数３）
Ｍｕｘ’’＝−Ｋｆ（ｘ＋Ｌｆθｐ−ｘｔｆ）−Ｃｆ（ｘ’＋Ｌｆθｐ’−ｘｔｆ’）−Ｋｒ（ｘ−Ｌｅθｐ−ｘｔｒ）−Ｃｒ（ｘ’−Ｌｒθｐ’−ｘｔｒ’）
（数４）
ｍｆｘｔｆ’’＝−Ｋｆ（ｘｔｆ−ｘ−Ｌｆθｐ）−Ｃｆ（ｘｔｆ’−ｘ’−Ｌｆθｐ’）−Ｋｔｆｘｔｆ−Ｃｔｆｘｔｆ’
（数５）
ｍｒｘｔｒ’’＝−Ｋｒ（ｘｔｒ−ｘ＋Ｌｒθｐ）−Ｃｒ（ｘｔｒ’−ｘ’＋Ｌｒθｐ’）−Ｋｔｒｘｔｒ−Ｃｔｒｘｔｒ’
そして、これらの数式３〜５および数式２を変形すると、それぞれ数式６〜９のようになる。

（数６）
Ｍｕｘ’’＝−（Ｋｆ＋Ｋｒ）ｘ−（Ｃｒ＋Ｃｒ）ｘ’＋Ｋｆｘｔｆ＋Ｃｆｘｔｆ’＋Ｋｒｘｔｒ＋Ｃｒｘｔｒ’−（ＫｆＬｆ−ＫｒＬｒ）θｐ−（ＣｆＬｆ−ＣｒＬｒ）θｐ’
（数７）
ｍｆｘｔｆ’’＝Ｋｆｘ＋Ｃｆｘ’−（Ｋｆ＋Ｋｔｆ）ｘｔｆ−（Ｃｆ＋Ｃｔｆ）ｘｔｆ’＋ＫｆＬｆθｐ＋ＣｆＬｆθｐ’
（数８）
ｍｒｘｔｒ’’＝Ｋｒｘ＋Ｃｒｘ’−（Ｋｒ＋Ｋｔｒ）ｘｔｒ−（Ｃｒ＋Ｃｔｒ）ｘｔｒ’−ＫｒＬｒθｐ−ＣｒＬｒθｐ’
（数９）
Ｉｐθｐ’’＝−（ＫｆＬｆ−ＫｒＬｒ）ｘ−（ＣｆＬｆ−ＣｒＬｒ）ｘ’＋ＫｆＬｆｘｔｆ＋ＣｆＬｆｘｔｆ’−ＫｒＬｒｘｔｒ−ＣｒＬｒｘｔｒ’−｛（ＫｆＬｆ²＋ＫｒＬｒ²）−（ｈｃｇ−ｈｃｐ）Ｍｕｇ｝θｐ−（ＣｆＬｆ²＋ＣｒＬｒ²）θｐ’＋｛１＋（ｈｃｐ＋ｘ）／ｒｔ｝ΔＴｗ
≒−（ＫｆＬｆ−ＫｒＬｒ）ｘ−（ＣｆＬｆ−ＣｒＬｒ）ｘ’＋ＫｆＬｆｘｔｆ＋ＣｆＬｆｘｔｆ’−ＫｒＬｒｘｔｒ−ＣｒＬｒｘｔｒ’−｛（ＫｆＬｆ²＋ＫｒＬｒ²）−（ｈｃｇ−ｈｃｐ）Ｍｕｇ｝θｐ−（ＣｆＬｆ²＋ＣｒＬｒ²）θｐ’＋（１＋ｈｃｐ／ｒｔ）ΔＴｗ
このため、これら各式を、それぞれｘ’’、ｘｔｒ’’、ｘｔｒ’’、θｐ’’の式に変形すると、これら各値がｘ、ｘ’、ｘｔｆ、ｘｔｆ’、ｘｔｒ、ｘｔｒ’、θｐ、θｐ’という各状態量を示すパラメータで表される式となる。したがって、各状態量を、ｘ１＝ｘ、ｘ２＝ｘ’、ｘ３＝ｘｔｆ、ｘ４＝ｘｔｆ’、ｘ５＝ｘｔｒ、ｘ６＝ｘｔｒ’、ｘ７＝θｐ、ｘ８＝θｐ’、ΔＴｗ＝ｕとし、上記各数式における変数の係数をａ１〜ａ８、ｂ１〜ｂ８、ｃ１〜ｃ８、ｄ１〜ｄ８、ｐと置くと、以下の関係が導き出される。

（数１０）
ｘ１’＝ｘ’＝ｘ２
（数１１）
ｘ２’＝ｘ１’’＝ｘ’’＝−（Ｋｆ＋Ｋｒ）／Ｍｕ・ｘ−（Ｃｒ＋Ｃｒ）／Ｍｕ・ｘ’＋Ｋｆ／Ｍｕ・ｘｔｆ＋Ｃｆ／Ｍｕ・ｘｔｆ’＋Ｋｒ／Ｍｕ・ｘｔｒ＋Ｃｒ／Ｍｕ・ｘｔｒ’−（ＫｆＬｆ−ＫｒＬｒ）／Ｍｕ・θｐ−（ＣｆＬｆ−ＣｒＬｒ）／Ｍｕ・θｐ’
＝ａ１ｘ１＋ａ２ｘ２＋ａ３ｘ３＋ａ４ｘ４＋ａ５ｘ５＋ａ６ｘ６＋ａ７ｘ７＋ａ８ｘ８
（数１２）
ｘ３’＝ｘｔｆ’＝ｘ４
（数１３）
ｘ４’＝ｘ’’３＝ｘｔｆ’’＝Ｋｆ／ｍｆ・ｘ＋Ｃｆ／ｍｆ・ｘ’−（Ｋｆ＋Ｋｔｆ）／ｍｆ・ｘｔｆ−（Ｃｆ＋Ｃｔｆ）／ｍｆ・ｘｔｆ’＋ＫｆＬｆ／ｍｆ・θｐ＋ＣｆＬｆ／ｍｆ・θｐ’
＝ｂ１ｘ１＋ｂ２ｘ２＋ｂ３ｘ３＋ｂ４ｘ４＋ｂ７ｘ７＋ｂ８ｘ８
（数１４）
ｘ５’＝ｘｔｒ’＝ｘ６
（数１５）
ｘ６’＝ｘ５’’＝ｘｔｒ’’＝Ｋｒ／ｍｒ・ｘ＋Ｃｒ／ｍｒ・ｘ’−（Ｋｒ＋Ｋｔｒ）／ｍｒ・ｘｔｒ−（Ｃｒ＋Ｃｔｒ）／ｍｒ・ｘｔｒ’−ＫｒＬｒ／ｍｒ・θｐ−ＣｒＬｒ／ｍｒ・θｐ’
＝ｃ１ｘ１＋ｃ２ｘ２＋ｃ５ｘ５＋ｃ６ｘ６＋ｃ７ｘ７＋ｃ８ｘ８
（数１６）
ｘ７’＝θｐ’＝ｘ８
（数１７）
ｘ８’＝ｘ７’’＝θｐ’’＝−（ＫｆＬｆ−ＫｒＬｒ）／Ｉｐ・ｘ−（ＣｆＬｆ−ＣｒＬｒ）／Ｉｐ・ｘ’＋ＫｆＬｆ／Ｉｐ・ｘｔｆ＋ＣｆＬｆ／Ｉｐ・ｘｔｆ’−ＫｒＬｒ／Ｉｐ・ｘｔｒ−ＣｒＬｒ／Ｉｐ・ｘｔｒ’−｛（ＫｆＬｆ²＋ＫｒＬｒ²）−（ｈｃｇ−ｈｃｐ）Ｍｕｇ｝／Ｉｐ・θｐ−（ＣｆＬｆ²＋ＣｒＬｒ²）／Ｉｐ・θｐ’＋（１＋ｈｃｐ／ｒｔ）／Ｉｐ・ΔＴｗ
＝ｄ１ｘ１＋ｄ２ｘ２＋ｄ３ｘ３＋ｄ４ｘ４＋ｄ５ｘ５＋ｄ６ｘ６＋ｄ７ｘ７＋ｄ８ｘ８＋ｐｕ
ただし、上記数式１１において、ａ１＝−（Ｋｆ＋Ｋｒ）Ｍｕ，ａ２＝−（Ｃｆ＋Ｃｒ）／Ｍｕ，ａ３＝Ｋｆ／Ｍｕ，ａ４＝Ｃｆ／Ｍｕ，ａ５＝Ｋｒ／Ｍｕ，ａ６＝Ｃｒ／Ｍｕ，ａ７＝−（ＫｆＬｆ−ＫｒＬｒ）／Ｍｕ，ａ８＝−（ＣｆＬｆ−ＣｒＬｒ）／Ｍｕである。

数式１３において、ｂ１＝Ｋｆ／ｍｆ，ｂ２＝Ｃｆ／ｍｆ，ｂ３＝−（Ｋｆ＋Ｋｔｆ）／ｍｆ，ｂ４＝−（Ｃｆ＋Ｃｔｆ）／ｍｆ，ｂ７＝ＫｆＬｆ／ｍｆ，ｂ８＝ＣｆＬｆ／ｍｆである。

数式１５において、ｃ１＝Ｋｒ／ｍｒ，ｃ２＝Ｃｒ／ｍｒ，ｃ５＝−（Ｋｒ＋Ｋｔｒ）／ｍｒ，ｃ６＝−（Ｃｒ＋Ｃｔｒ）／ｍｒ，ｃ７＝−ＫｒＬｒ／ｍｒ，ｃ８＝−ＣｒＬｒ／ｍｒである。

数式１７において、ｄ１＝−（ＫｆＬｆ−ＫｒＬｒ）／Ｉｐ，ｄ２＝−（ＣｆＬｆ−ＣｒＬｒ）／Ｉｐ，ｄ３＝ＫｆＬｆ／Ｉｐ，ｄ４＝ＣｆＬｆ／Ｉｐ，ｄ５＝−ＫｒＬｒ／Ｉｐ，ｄ６＝−ＣｒＬｒ／Ｉｐ，ｄ７＝−｛（ＫｆＬｆ²＋ＫｒＬｒ²）−（ｈｃｇ−ｈｃｐ）Ｍｕｇ｝／Ｉｐ，ｄ８＝−（ＣｆＬｆ²＋ＣｒＬｒ²）／Ｉｐ，ｐ＝１＋ｈｃｐ／ｒｔ）／Ｉｐである。

したがって、数式１０〜１７を状態空間表現とすると、その状態方程式が数式１８のような８行８列の行列式で示され、数１８を簡略化すると、数１９のように表される。

（数１９）
ｘ’＝Ａｘ＋Ｂｕ
このようにして、バネ上振動モデルの状態方程式が導出される。

したがって、この状態方程式に基づいて、エンジンが発生させる車軸トルク（駆動力に相当する物理量）を補正すれば、ドライバ操作外乱や路面外乱の影響を抑圧し、車体姿勢や車両特性を安定化させること、更には、車両の乗り心地や走行安定性を向上させることが可能になると考えられる。

そこで、本発明者らは、上記状態方程式を用いて、どのような状態量を抑制するように制御すれば良いかについて検討を行った。

まず考えられるのは、ピッチング振動を抑制することである。つまり、ピッチング振動が前後輪接地荷重の変動を引き起こす要因となっているため、ピッチング振動を抑制すれば、前後輪接地荷重の変動を抑圧でき、コーナリングパワーの変動を抑制できると言える。そして、ピッチング振動に関しては、状態変数θｐの変動成分、すなわち状態変数θｐを時間微分したもの（ｄθｐ／ｄｔ＝θｐ’）が速やかに０になるようにすれば良い。この状態変数θｐの時間微分したものの出力方程式は、数式１７および１８で示される状態方程式から次式のように表される。

次に考えられるのは、ピッチング振動に伴う前輪接地荷重もしくは後輪接地荷重の変動自体を抑制することである。これら前輪接地荷重もしくは後輪接地荷重の変動自体を抑制すれば、コーナリングパワーの変動を抑制できると言える。

これら前輪接地荷重および後輪接地荷重の変動分ΔＷｆ、ΔＷｒは、各サスペンション反力の変化分に等しいことから、以下のように表される。

（数２１）
ΔＷｆ＝−Ｋｆ（ｘ＋Ｌｆθｐ−ｘｔｆ）−Ｃｆ（ｘ’＋Ｌｆθｐ’−ｘｔｆ’）
＝−Ｋｆｘ１−Ｃｆｘ２＋Ｋｆｘ３＋Ｃｆｘ４−ＫｆＬｆｘ７−ＣｆＬｆｘ８
（数２２）
ΔＷｒ＝−Ｋｒ（ｘ−Ｌｒθｐ−ｘｔｒ）−Ｃｒ（ｘ’−Ｌｒθｐ’−ｘｔｒ’）
＝−Ｋｒｘ１−Ｃｒｘ２＋Ｋｒｘ５＋Ｃｒｘ６＋ＫｒＬｒｘ７＋ＣｒＬｒｘ８
そして、前輪接地荷重および後輪接地荷重の変動を抑えることは、前輪接地荷重および後輪接地荷重の変動（上記数式２０および数式２１中）の微分項で表される動的変動成分を速やかに０にすることに相当する。これら微分項ΔＷｆｄ、ΔＷｒｄは、次式のように表される。

（数２３）
ΔＷｆｄ＝−Ｃｆ（ｘ’＋Ｌｆθｐ’−ｘｔｆ’）
＝−Ｃｆｘ２＋Ｃｆｘ４−ＣｆＬｆｘ８
（数２４）
ΔＷｒｄ＝−Ｃｒ（ｘ’−Ｌｒθｐ’−ｘｔｒ’）
＝−Ｃｒｘ２＋Ｃｒｘ６＋ＣｒＬｒｘ８
したがって、前輪接地荷重および後輪接地荷重の変動分の微分項ΔＷｆｄ、ΔＷｒｄの出力方程式は、それぞれ数式２５、数式２６のように表される。ただし、数式２５において、ｅ２ｆ＝−Ｃｆ、ｅ４ｆ＝Ｃｆ、ｅ８ｆ＝−ＣｆＬｆであり、数式２６において、ｅ２ｒ＝−Ｃｒ、ｅ６ｒ＝Ｃｒ、ｅ８ｒ＝ＣｒＬｒである。

さらに考えられるのは、車体の鉛直方向上下振動を抑制することである。この車体鉛直方向上下振動も前後輪接地荷重の変動を引き起こす要因となっているため、これを抑制すれば、前後輪接地荷重の変動を抑圧でき、コーナリングパワーの変動を抑制できると言える。そして、車体の鉛直方向の上下振動は、状態変数ｘで示されることから、この状態変数ｘの変動成分、すなわち状態変数ｘを時間微分したもの（ｄｘ／ｄｔ＝ｘ’）が速やかに０になるようにすれば良い。この状態変数ｘを時間微分したものの出力方程式は、数式１８および１９で示される状態方程式から次式のように表される。

以上の考察に基づき、車両に備えられた駆動輪に対して、ドライバが要求する基本要求駆動力を発生させるべく、その基本要求駆動力に相当する物理量を演算する基本要求駆動力演算部（２ａ）と、車両に発生させられていると推定される推定駆動力に相当する物理量を求める推定駆動力推定部（２ｂ）と、推定駆動力に相当する物理量に基づいて、推定駆動力が発生している場合に車両に発生し得るピッチング振動を求め、このピッチング振動を抑制するための補正値を求めると共に、該補正値に基づいて、基本要求駆動力演算部（２ａ）が演算した基本要求駆動力に相当する物理量を補正することで、補正後要求駆動力を求める要求駆動力補正部（２ｅ）とを備え、要求駆動力補正部（２ｅ）が求めた補正後要求駆動力を駆動輪に発生させる。

このように、ピッチング振動を抑制するような補正値を求め、その補正値に基づいて、基本要求駆動力に相当する物理量を補正するようになっている。これにより、時々刻々と変化する様々なドライバ操作外乱や路面外乱等の影響を抑圧するように、その時々にピッチング振動を抑え、車両内部の各状態量を安定化させることが可能となる。これにより、車両の走行状態を安定化させることが可能となる。

例えば、要求駆動力補正部（２ｅ）は、車両におけるバネ上振動モデルに基づいて車両における状態量を示した状態方程式を有していると共に、状態方程式に基づいてピッチング振動を状態量で表した出力方程式を有しており、出力方程式と状態量とから求められるピッチング振動の変動を抑制するように、基本要求駆動力に相当する物理量の補正を行う。ここでいう状態方程式は、例えば上記数式１８もしくは数式１９に示されるものであり、出力方程式は、例えば、上記数式２０で示されるものである。

また、上記のようなピッチング振動に代えて、請求項１に示されるように、前輪接地荷重または後輪接地荷重の変動の微分項（ΔＷｆｄ、ΔＷｒｄ）自体を小さくするような補正値を求めて、基本要求駆動力に相当する物理量を補正しても良いし、車体の鉛直方向の上下振動を抑えるような補正値を求めて、基本要求駆動力に相当する物理量を補正しても良い。

そして、これらの場合の状態方程式は、例えば上記数式１８もしくは数式１９に示されるもので、出力方程式は、例えば数式２５〜２７に示される。

なお、ここでいう基本要求駆動力に相当する物理量としては、請求項２に示されるように、例えば、基本要求エンジントルクもしくは基本要求出力軸トルクが挙げられる。

請求項３に記載の発明では、車両における車輪に加えられる走行抵抗外乱を推定する走行抵抗外乱推定部（２ｄ）を有し、要求駆動力補正部（２ｅ）は、推定駆動力算出部（２ｂ）が求めた推定駆動力に相当する物理量に対して、走行抵抗外乱推定部によって推定される走行抵抗外乱を加算した値を現在発生している駆動力と推定し、補正値として、この走行抵抗外乱を鑑みた駆動力が発生しているときの補正値を求めることを特徴としている。

このように、走行外乱推定部によって走行外乱抵抗を推定し、その走行外乱抵抗を鑑みて、状態方程式における状態量を求めることができる。ここでいう走行外乱抵抗は、例えば、前輪の車輪速度の微分値と車両の重量とに基づいて、例えば、これらを乗算することにより求められる。

なお、上記各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示すものである。

以下、本発明の実施形態について図に基づいて説明する。なお、以下の各実施形態相互において、互いに同一もしくは均等である部分には、図中、同一符号を付してある。

（第１実施形態）
本発明の一実施形態の車両安定化制御システムについて説明する。図１は、本実施形態における車両安定化制御システムの概略構成を示したものである。なお、本実施形態では、車両の駆動形態が後輪駆動のものを想定して説明するが、勿論、前輪駆動の車両でも４輪駆動の車両でも本発明を適用することができる。

本実施形態の車両安定化制御システムは、車両に備えられたエンジン１が発生させる駆動トルクを調整し、ピッチング振動エネルギー等に起因する前後輪荷重の変動に基づくコーナリングパワーの変動を安定化させることで、車体の姿勢や車両特性を安定化するものである。

図１に示す車両安定化制御システムにおいて、エンジン１は、エンジンＥＣＵ２によって制御されるようになっている。このエンジンＥＣＵ２には、アクセルストロークセンサ３、エンジン回転センサ４、前輪用車輪速度センサ５ａ、５ｂ、ギア位置センサ６からの検出信号が入力されるようになっている。

アクセルストロークセンサ３は、アクセルペダル７の操作量に応じた検出信号を出力するものである。エンジンＥＣＵ２では、このアクセルストロークセンサ３からの検出信号に基づいてアクセル操作量が求められるようになっている。

エンジン回転センサ４は、エンジン１に設置されている周知のもので、エンジン回転速度に応じた検出信号を出力するようになっている。

このエンジン回転センサ４からの検出信号と、上述したアクセルストロークセンサ３からの検出信号から求められるアクセル操作量とから、エンジンＥＣＵ２では、ドライバが要求するエンジントルクとなる基本要求エンジントルクが算出されるようになっている。

前輪用車輪速度センサ５ａ、５ｂは、操舵輪となる両前輪１０ａ、１０ｂそれぞれに対応して備えられており、右前輪用の車輪速度センサ５ａと左前輪用の車輪速度センサ５ｂとによって構成されている。これら各車輪速度センサ５ａ、５ｂは、例えば、車軸に備えられた歯車型のロータの歯の回転に応じて異なる検出信号を出力する電磁ピックアップタイプ等の周知のもので構成され、各前輪の回転に応じた検出信号を発生させる。この前輪用車輪速度センサ５ａ、５ｂからの検出信号は、前輪車輪速度に応じて発生する前輪走行抵抗外乱を求めるために用いられる。

ギア位置センサ６は、現在設定されているギアの位置を検出するためのものである。このギア位置センサ６での検出信号がエンジンＥＣＵ２に入力されるようになっており、エンジンＥＣＵ２にて、入力された検出信号から現在設定されているギア位置に応じたギア比が求められるようになっている。

そして、エンジンＥＣＵ２では、これら各センサ３、４、５ａ、５ｂ、６からの検出信号に基づき、種々の演算を行い、その演算結果に基づいてエンジンパワーを調整する。これにより、トランスミッション１１、終減速装置１２および駆動軸１３を介して駆動輪となる後輪１４ａ、１４ｂに伝えられる車軸トルクが調整されるようになっている。

図２に、このエンジンＥＣＵ２のブロック構成を概略的に示し、この図を参照してエンジンＥＣＵ２の詳細について説明する。

エンジンＥＣＵ２は、ＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ、Ｉ／Ｏなどを備えたマイクロコンピュータによって構成されている。そして、ＣＰＵにてＲＯＭに記憶されたエンジン制御プログラムを実行し、各種演算を行うことで、エンジン１によるエンジンパワーの制御を実行するようになっている。

具体的には、エンジンＥＣＵ２は、図２に示されるように、基本要求エンジントルク算出部２ａ、推定駆動軸トルク算出部２ｂ、前輪車輪速度算出部２ｃ、前輪走行抵抗外乱推定部２ｄ、要求エンジントルク補正部２ｅ、エンジントルクベース制御部２ｆを備えて構成されている。

基本要求エンジントルク算出部２ａは、ペダルストロークセンサ３から出力される検出信号を受け取り、それらの検出信号に基づいてアクセル操作量を物理量として求めると共に、その操作量とエンジン回転数センサ４から出力される検出信号とに基づいて基本要求駆動力に相当する基本要求エンジントルクを求めるものである。ここで求められた基本要求エンジントルクが車両の加速、減速に使用されるトルク、つまり基本的に要求されるエンジン軸トルクとなるものである。そして、この基本要求エンジントルク演算部２ａでの演算結果が要求エンジントルク補正部２ｅに出力されるようになっている。

推定駆動軸トルク算出部２ｂは、エンジン回転数センサ４からの検出信号に基づき、そのときの推定駆動軸トルク、すなわち検出信号を得たときに発生させられているであろう駆動軸トルクを演算する。この推定駆動軸トルク算出部２ｂでの演算結果も要求エンジントルク補正部２ｅに出力されるようになっている。

前輪車輪速度算出部２ｃは、両車輪速度センサ５ａ、５ｂからの検出信号に基づいて操舵輪となる両前輪の車輪速度を算出するものである。この前輪車輪速度算出部２ｃが前輪走行抵抗外乱推定部２ｄに出力されるようになっている。

前輪走行抵抗外乱推定部２ｄは、演算された前輪車輪速度に基づき、前輪走行抵抗外乱を推定する。前輪には車輪速度に応じた走行抵抗が発生する。このため、その走行抵抗外乱を車輪速度から推定するのである。例えば、車輪速度の微分値に対して車両重量を掛けることで並進方向の力［Ｎ／ｍ］を求め、それに更に転動輪の半径を乗算することにより、走行抵抗外乱を転動輪に働くモーメント［Ｎ］として求めることが可能となる。

このような車輪速度の一回微分に基づいて走行抵抗外乱を求めることで、その走行抵抗外乱の要因が何であったかに関係なく、結果としてどれだけの走行抵抗外乱が入ったかを求めることが可能となる。すなわち、走行抵抗外乱は、例えば、ドライバによる操舵により発生したコーナリングドラッグによって生じたり、路面の凹凸によって生じたりするが、どのような場合であっても、結果的に車輪速度に変化が生じることから、その車輪速度の変化（微分値）から走行抵抗外乱を算出すれば、どのような要因かに関わらず、転動輪が受けた走行抵抗外乱を求めることができる。

なお、この走行抵抗外乱に関しては、車輪速度と走行抵抗外乱との特性をエンジンＥＣＵ２内のメモリなどに予め記憶させておき、その特性に基づいて演算された車輪速度と対応する走行抵抗外乱を選択することによって、推定することも可能である。

要求エンジントルク補正部２ｅは、推定駆動軸トルク算出部２ｂによって算出された推定駆動軸トルクと前輪走行抵抗外乱推定部２ｄで求められた走行抵抗外乱とを足し合わせたものを現在の駆動トルクとして推定する。そして、要求エンジントルク補正部２ｅは、その現在の駆動トルクを入力として、車体バネ上振動モデルの状態方程式よりピッチング振動を抑制するために必要とされる補正値を求め、その補正値に基づいて基本要求エンジントルク算出部２ｂで演算された基本要求エンジントルクを補正する。

具体的には、現在の駆動トルクが推定されると、上述した数式１８、数式１９で示される状態方程式に基づいて、現在の駆動トルクに対する駆動トルク反力を加振源とする各種車体バネ上振動の各状態量を推定できる。そして、本実施形態の場合には、推定された各状態量を数式２０で示されるピッチング振動の出力方程式に代入することで、ピッチング振動を求め、このピッチング振動を抑えられる補正値を求める。

すなわち、図２に示されるように、車体振動モデルから推定駆動トルクに相応するピッチング振動の変動成分を示す出力ｙ（＝ｘ８）を求め、この出力ｙに対して所定の状態フィードバックゲインＫｓを乗じることで補正値が求められる。なお、ここでいう状態フィードバックゲインＫｓとは、Ｋ１〜Ｋ８という状態量の数に応じて設定されるもので、車体振動モデルを用いて演算した各状態量ｘ（ｘ、ｘ’、ｘｔｆ、ｘｔｆ’、ｘｔｒ、ｘｔｒ’、θｐ、θｐ’）に対して最適レギュレータ設計手法によって求めたものである。

このようにして求められた補正値に対して、終減速装置１２での減速比（ディファレンシャル比：１／Ｒｄ）を掛けたのち、さらに、ギア位置センサ６の検出信号に基づいて求められるトランスミッション１１におけるギア比で割られる。その値が基本要求トルク算出部２ａで演算された基本要求トルクから減算される。

これにより、エンジントルクの補正値が基本要求エンジントルクに対する絶対値として求められ、この値が補正後要求エンジントルクとされる。そして、この補正後要求エンジントルクがエンジントルクベース制御部２ｆに入力される。

エンジントルクベース制御部２ｆは、補正後要求エンジントルクが得られるように、エンジン１の吸入空気量、燃料噴射量および点火時期を設定し、それに応じた出力信号を発生させるものである。この出力信号がエンジン１内の各部に伝えられ、吸入空気量、燃料噴射量および点火時期が調整されることで、補正後要求エンジントルクが得られるようなエネルギーが出力される。

そして、このエネルギーがトランスミッション１１および終減速装置１２などを介して駆動輪１４ａ、１４ｂに回転エネルギーとして伝えられ、駆動輪１４ａ、１４ｂにて補正後要求エンジントルクに応じた車軸トルクを発生させるようになっている。

以上説明したように、本実施形態に示した車両安定化制御システムによれば、車体振動モデルにより車体バネ上の各種振動を推定し、車体バネ上の振動の１つであるピッチング振動を抑えるように、要求駆動力に相当する要求エンジントルクを補正している。

このため、時々刻々と変化する様々なドライバ操作外乱や路面外乱等の影響を抑圧するように、その時々にピッチング振動を抑え、車両内部の各状態量を安定化させることが可能となる。これにより、車両の走行状態を安定化させることが可能となる。

参考として、図３に、駆動トルクの変化に対するピッチング角速度の変化についてシミュレーションした結果を示す。この図に示されるように、本実施形態による制御を行った場合は、制御を行っていない場合と比べて、ピッチング角速度の振幅が少なく、早期に安定化していることが分かる。

したがって、ドライバ操作外乱や路面外乱等に起因する車体挙動の変動が車体姿勢や車両特性を損なわせることを防止でき、車両の乗り心地や走行安定性を向上させることが可能となる。

（第２実施形態）
本発明の第２実施形態について説明する。上記第１実施形態では、ピッチング振動を抑制するために、ピッチング振動の変動成分が速やかに０となるような補正値を求めた。これに対し、本実施形態では、前輪接地荷重の変動を抑制すべく、前輪接地荷重の変動分の微分項ΔＷｆｄを速やかに０にするものである。なお、本実施形態における車両安定化制御システムの構成に関しては第１実施形態で示した図１、図２と同様であるため、ここでは第１実施形態と異なる部分についてのみ説明する。

本実施形態の車両安定化制御システムは、要求エンジントルク補正部２ｅの処理についてのみ第１実施形態と異なる。すなわち、本実施形態の車両安定化制御システムでは、要求エンジントルク補正部２ｅにおいて、第１実施形態と同様の手法によって現在の駆動トルクを求めたのち、これを入力として、車体バネ上振動モデルの状態方程式より前輪接地荷重の変動を抑制するために必要とされる補正値を求め、その補正値に基づいて基本要求エンジン算出部２ｂで演算された基本要求エンジントルクを補正する。

具体的には、現在の駆動トルクが推定されると、上述した数式１８、数式１９で示される状態方程式に基づいて、現在の駆動トルクに対する駆動トルク反力を加振源とする各種車体バネ上振動の各状態量を推定できる。そして、本実施形態の場合には、推定された各状態量を数式２５で示される前輪接地荷重の変動分の微分項ΔＷｆｄの出力方程式に代入することで、前輪接地荷重の変動分の微分項ΔＷｆｄを求め、これを抑えられる補正値を求める。

この補正値の求め方に関しては第１実施形態と同様であり、この補正値が終減速装置１２での減速比で乗算された後、トランスミッション１１のギア比で割算され、その値が基本要求トルク算出部２ａで演算された基本要求トルクから減算される。

これにより、エンジントルクの補正値が基本要求エンジントルクに対する絶対値として求められ、この値が補正後要求エンジントルクとされる。

以上説明したように、本実施形態に示した車両安定化制御システムによれば、車体振動モデルにより車体バネ上の各種振動を推定し、前輪接地荷重の変動を抑えるように、要求駆動力に相当する要求エンジントルクを補正している。

このため、時々刻々と変化する様々なドライバ操作外乱や路面外乱等の影響を抑圧し、その時々に前輪接地荷重の変動を抑え、車両内部の各状態量を安定化させることが可能となる。これにより、車両の走行状態を安定化させることが可能となる。

参考として、図４に、駆動トルクの変化に対する前輪接地荷重の変化率の変化についてシミュレーションした結果を示す。この図に示されるように、本実施形態による制御を行った場合は、制御を行っていない場合と比べて、前輪接地荷重の変化率の振幅が少なく、早期に安定化していることが分かる。

したがって、ドライバ操作外乱や路面外乱等に起因する車体挙動の変動が車体姿勢や車両特性を損なわせることを防止でき、車両の乗り心地や走行安定性を向上させることが可能となる。

（第３実施形態）
本発明の第３実施形態について説明する。上記第２実施形態では、前輪接地荷重の変動を抑制するものであったが、本実施形態では、後輪接地荷重の変動を抑制すべく、後輪接地荷重の変動分の微分項ΔＷｆｄを速やかに０にする。なお、本実施形態における車両安定化制御システムの構成に関しても第１実施形態で示した図１、図２と同様であるため、ここでは第１実施形態と異なる部分についてのみ説明する。

本実施形態の車両安定化制御システムは、要求エンジントルク補正部２ｅの処理についてのみ第１実施形態と異なる。すなわち、本実施形態の車両安定化制御システムでは、要求エンジントルク補正部２ｅにおいて、第１実施形態と同様の手法によって現在の駆動トルクを求めたのち、これを入力として、車体バネ上振動モデルの状態方程式より後輪接地荷重の変動を抑制するために必要とされる補正値を求め、その補正値に基づいて基本要求エンジン算出部２ｂで演算された基本要求エンジントルクを補正する。

具体的には、現在の駆動トルクが推定されると、上述した数式１８、数式１９で示される状態方程式に基づいて、現在の駆動トルクに対する駆動トルク反力を加振源とする各種車体バネ上振動の各状態量を推定できる。そして、本実施形態の場合には、推定された各状態量を数式２６で示される後輪接地荷重の変動分の微分項ΔＷｒｄの出力方程式に代入することで、後輪接地荷重の変動分の微分項ΔＷｒｄを求め、これを抑えられる補正値を求める。

この補正値の求め方に関しては第１実施形態と同様であり、この補正値が終減速装置１２での減速比で乗算された後、トランスミッション１１のギア比で割算され、その値が基本要求トルク算出部２ａで演算された基本要求トルクから減算される。

これにより、エンジントルクの補正値が基本要求エンジントルクに対する絶対値として求められ、この値が補正後要求エンジントルクとされる。

以上説明したように、本実施形態に示した車両安定化制御システムによれば、車体振動モデルにより車体バネ上の各種振動を推定し、後輪接地荷重の変動を抑えるように、要求駆動力に相当する要求エンジントルクを補正している。

このため、時々刻々と変化する様々なドライバ操作外乱や路面外乱等の影響を抑圧し、その時々に後輪接地荷重の変動を抑え、車両内部の各状態量を安定化させることが可能となる。これにより、車両の走行状態を安定化させることが可能となる。

参考として、図５に、駆動トルクの変化に対する後輪接地荷重の変化率の変化についてシミュレーションした結果を示す。この図に示されるように、本実施形態による制御を行った場合は、制御を行っていない場合と比べて、後輪接地荷重の変化率の振幅が少なく、早期に安定化していることが分かる。

したがって、ドライバ操作外乱や路面外乱等に起因する車体挙動の変動が車体姿勢や車両特性を損なわせることを防止でき、車両の乗り心地や走行安定性を向上させることが可能となる。

（第４実施形態）
本発明の第４実施形態について説明する。本実施形態では、車体の鉛直方向の上下振動を抑制すべく、車体の鉛直方向の上下振動の変動成分を速やかに０にする。なお、本実施形態における車両安定化制御システムの構成に関しても、第１実施形態で示した図１、図２と同様であるため、ここでは第１実施形態と異なる部分についてのみ説明する。

本実施形態の車両安定化制御システムは、要求エンジントルク補正部２ｅの処理についてのみ第１実施形態と異なる。すなわち、本実施形態の車両安定化制御システムでは、要求エンジントルク補正部２ｅにおいて、第１実施形態と同様の手法によって現在の駆動トルクを求めたのち、これを入力として、車体バネ上振動モデルの状態方程式より車体の鉛直方向の上下運動の変動を抑制するために必要とされる補正値を求め、その補正値に基づいて基本要求エンジン算出部２ｂで演算された基本要求エンジントルクを補正する。

具体的には、現在の駆動トルクが推定されると、上述した数式１８、数式１９で示される状態方程式に基づいて、現在の駆動トルクに対する駆動トルク反力を加振源とする各種車体バネ上振動の各状態量を推定できる。そして、本実施形態の場合には、推定された各状態量を数式２７で示される車体の鉛直方向の上下運動の変動成分ｘ’（＝ｘ２）の出力方程式に代入することで、車体の鉛直方向の上下運動の変動成分を求め、これを抑えられる補正値を求める。

この補正値の求め方に関しては第１実施形態と同様であり、この補正値が終減速装置１２での減速比で乗算された後、トランスミッション１１のギア比で割算され、その値が基本要求トルク算出部２ａで演算された基本要求トルクから減算される。

これにより、エンジントルクの補正値が基本要求エンジントルクに対する絶対値として求められ、この値が補正後要求エンジントルクとされる。

以上説明したように、本実施形態に示した車両安定化制御システムによれば、車体振動モデルにより車体バネ上の各種振動を推定し、車体の鉛直方向の上下運動の変動を抑えるように、要求駆動力に相当する要求エンジントルクを補正している。

このため、時々刻々と変化する様々なドライバ操作外乱や路面外乱等の影響を抑圧し、その時々に車体の鉛直方向の上下運動の変動を抑えることができる。これにより、あたかも車両が上から押さえ付けられているように、車両内部の各状態量を安定化させることが可能となり、車両の走行状態を安定化させることが可能となる。

参考として、図６に、駆動トルクの変化に対する車体の鉛直方向の上下変位の変化率の変化についてシミュレーションした結果を示す。この図に示されるように、本実施形態による制御を行った場合は、制御を行っていない場合と比べて、車体の鉛直方向の上下変位の変化率の振幅が少なく、早期に安定化していることが分かる。

したがって、ドライバ操作外乱や路面外乱等に起因する車体挙動の変動が車体姿勢や車両特性を損なわせることを防止でき、車両の乗り心地や走行安定性を向上させることが可能となる。

（他の実施形態）
（１）上記各実施形態では、エンジントルクベースの制御形態として説明を行ったが、これは駆動力を規定するパラメータの一例を示したものであり、必ずしもエンジントルクベースとしなければならない訳ではない。

例えば、車軸トルクベースの制御形態とすることも可能である。この場合、図７に示されるように、エンジンＥＣＵ２に関して、基本要求エンジントルク算出部２ａが基本要求出力軸トルク算出部２ａ’に代えられると共に、要求エンジントルク補正部２ｅが要求出力軸トルク補正部２ｅ’に変えられる。そして、この基本要求出力軸算出部２ａ’によって求められる基本要求出力軸トルクを補正するための補正値が要求出力軸トルク補正部２ｅ’によって求められ、要求出力軸トルクから補正値に終減速装置１２の減速比を掛けたものが減算されることで、補正後要求出力軸トルクが求められる。このように、駆動力を規定する他のパラメータを用いることも可能である。

なお、この場合には、上記各実施形態のようなエンジントルクベース制御部２ｆ（図２参照）の前段にパワートレインコーディネータ２ｇが配置され、エンジントルクベース制御部２ｆと並列的にトランスミッション制御部２ｈが設けられる。このような構成においては、パワートレインコーディネータ２ｇによって、補正後要求出力軸トルクに基づいて要求エンジントルクを求めると共に、補正後要求出力軸トルクおよび車速に基づいて要求変速費および要求Ｌ／Ｕが求められる。そして、要求エンジントルクが得られるように、エンジントルクベース制御部２ｆにて、スロットル開度、燃料噴射量および点火時期が設定され、要求変速比および要求Ｌ／Ｕが得られるように、トランスミッション制御部２ｈにて、トランスミッション１１内のソレノイドへの通電テューティが設定されることになる。

（２）また、上記実施形態において、要求駆動力の補正が必要とされる他の要因、例えば、トラクション制御や横滑り防止制御から要求駆動トルクの補正要求があった場合には、それを考慮して要求駆動力補正を行うことが可能である。この場合、要求駆動力として求められた基本要求エンジントルクをトラクション制御や横滑り防止制御の要求に応じて補正し、その値を車体バネ上振動を考慮した補正を行う前の基本要求エンジントルクと見なせば良い。

（３）また、上記各実施形態では、状態フィードバックゲインＫｓが最適レギュレータ手法によって求められたものを例に挙げて説明したが、制御系の各種手法、例えば、極配置による設計であっても構わない。

本発明の第１実施形態における車両安定化制御システムの概略構成を示す図である。 図１に示す車両安定化制御システムにおけるエンジンＥＣＵのブロック構成を示す図である。 駆動トルクの変化に対するピッチング角速度の変化についてシミュレーションした結果を示す図である。 駆動トルクの変化に対する前輪接地荷重の変化率の変化についてシミュレーションした結果を示す図である。 駆動トルクの変化に対する後輪接地荷重の変化率の変化についてシミュレーションした結果を示す図である。 駆動トルクの変化に対する車体の鉛直方向の上下変位の変化率の変化についてシミュレーションした結果を示す図である。 車軸トルクベースの制御形態とした場合におけるエンジンＥＣＵのブロック構成を示した図である。 標準タイヤと高性能タイヤそれぞれにおけるスリップ角βとコーナリングフォースとの関係を示した図である。 （ａ）は、スリップ角βが小さくても十分なコーナリングフォースを発生させられる場合の車両軌跡図、（ｂ）は、スリップ角βを大きくしなければ十分なコーナリングフォースが得られない場合の車両軌跡図である。 ピッチング振動による駆動（加速）時のスコート、制動（減速）時および操舵（旋回）時のノーズダイブを示した図である。 ピッチング振動と前後輪接地荷重および前後輪コーナリングパワーの関係を示したタイミングチャートである。 車体バネ上振動モデルの模式図である。

符号の説明

１…エンジン、２…エンジンＥＣＵ、２ａ…基本要求エンジントルク算出部、２ｂ…推定駆動軸トルク算出部、２ｃ…前輪車輪速度算出部、２ｄ…前輪走行抵抗外乱推定部、２ｅ…要求エンジントルク補正部、２ｆ…エンジントルクベース制御部、２ｇ…パワートレインコーディネータ、２ｈ…トランスミッション制御部、３…アクセルストロークセンサ、４…エンジン回転数センサ、５ａ、５ｂ…車輪速度センサ、６…ギア位置センサ、１０ａ、１０ｂ…前輪、１４ａ、１４ｂ…後輪。

Claims (3)

1. 車両に備えられた駆動輪に対して、ドライバが要求する基本要求駆動力を発生させるべく、その基本要求駆動力に相当する物理量を演算する基本要求駆動力演算部（２ａ）と、
   前記車両に発生させられていると推定される推定駆動力に相当する物理量を求める推定駆動力推定部（２ｂ）と、
   前記推定駆動力に相当する物理量に基づいて、前記推定駆動力が発生している場合に前記車両に発生し得る前輪接地荷重または後輪接地荷重の変動を求め、この前輪接地荷重または後輪接地荷重の変動の微分項（ΔＷｆｄ、ΔＷｒｄ）自体を小さくするための補正値を求めると共に、該補正値に基づいて、前記基本要求駆動力演算部（２ａ）が演算した前記基本要求駆動力に相当する物理量を補正することで、補正後要求駆動力を求める要求駆動力補正部（２ｅ）と
   を備え、
   前記要求駆動力補正部（２ｅ）は、前記車両におけるバネ上振動モデルに基づいて前記車両における状態量を示し、かつ、定数として、少なくともタイヤ縦弾性係数（Ｋｔｆ、Ｋｔｒ［Ｎ／ｍ］）およびタイヤ縦減衰係数（Ｃｔｆ、Ｃｔｒ［Ｎｓ／ｍ］）が含まれている状態方程式を有していると共に、前記状態方程式に基づいて前記前輪接地荷重または前記後輪接地荷重の変動の微分項（ΔＷｆｄ、ΔＷｒｄ）を前記状態量で表した出力方程式を有しており、前記出力方程式と前記状態量とから求められる前記前輪接地荷重または後輪接地荷重の変動の微分項（ΔＷｆｄ、ΔＷｒｄ）を小さくするように、前記基本要求駆動力に相当する前記物理量の補正を行うようになっており、
   前記要求駆動力補正部（２ｅ）が求めた補正後要求駆動力を前記駆動輪に発生させるようになっていることを特徴とする車両安定化制御システム。
2. 前記基本要求駆動力演算部（２ａ）は、前記基本要求駆動力に相当する物理量として、基本要求エンジントルクもしくは基本要求出力軸トルクを求めるものであることを特徴とする請求項１に記載の車両安定化制御システム。
3. 前記車両における車輪に加えられる走行抵抗外乱を推定する走行抵抗外乱推定部（２ｄ）を有し、
   前記要求駆動力補正部（２ｅ）は、前記推定駆動力算出部（２ｂ）が求めた前記推定駆動力に相当する物理量に対して、前記走行抵抗外乱推定部によって推定される走行抵抗外乱を加算した値を現在発生している駆動力と推定し、前記補正値として、この走行抵抗外乱を鑑みた駆動力が発生しているときの補正値を求めるようになっていることを特徴とする請求項１または２に記載の車両安定化制御システム。

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