JP4021185B2

JP4021185B2 - Yaw moment feedback control method

Info

Publication number: JP4021185B2
Application number: JP2001373859A
Authority: JP
Inventors: 清志若松
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 2001-12-07
Filing date: 2001-12-07
Publication date: 2007-12-12
Anticipated expiration: 2021-12-07
Also published as: JP2003170822A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は駆動制動力配分を用いたヨーモーメントフィードバック制御方法に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来から、目標ヨーレート追従制御や目標スリップ角追従制御などの方法が種々提案されている。目標ヨーレートは、検出容易なヨーレート、舵角、車速などから設定することができるので、システム設計が比較的容易であるという利点がある。しかしながら、車両の状態量としてのヨーレートは、ヨーモーメントが積分された結果であることから、運転者の舵角入力に対して遅れが大きいため、応答性に難があることが知られている。
【０００３】
そこで、規範ヨーモーメントに基づき、左右駆動制動力配分を用いて、車両の実ヨーモーメントをフィードバック制御することが考えられる。しかしながら、このような制御は、特にタイヤ特性のように、実用域でもかなり非線形の強い要素が含まれることに伴い、このような非線形性を考慮した妥当な目標特性を設定することが困難であるという問題がある。例えば、特開昭２０００−２５５９４号には、そのような制御の一例が開示されているが、目標ヨーモーメントを、仮想的(理想的)なタイヤ特性から計算しているため以下の点で問題がある。
（１）仮想的なタイヤ特性の前後バランスを指定する方法が示されていない。
（２）目標の過渡応答を直接指定できない。また、定常特性と過渡特性を独立して指定できない。
（３）制御系の安定性が検討されていない。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
このような従来技術の問題点及び発明者の知見に鑑み、本発明の主な目的は、タイヤ特性のような非線形性の強い要素が関与しても、高い精度をもって規範ヨーモーメントを設定可能なヨーモーメントフィードバック制御方法を提供することにある。
【０００５】
本発明の第２の目的は、定常特性と過渡特性を独立して指定できるなど、設定自由度の高いヨーモーメントフィードバック制御方法を提供することにある。
【０００６】
本発明の第３の目的は、制御系の安定性を確保し得るようなヨーモーメントフィードバック制方法を提供することにある。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
このような目的は、本発明によれば、規範ヨーモーメントに基づき、左右駆動制動力配分を用いて、車両の実ヨーモーメントをフィードバック制御するための方法であって、重心点の横運動及びヨー運動が拘束された車両モデルについての車体スリップ角、ヨーモーメント及び前輪舵角の関係と、車体スリップ角、横力及び前輪舵角の関係を設定する過程と、車体スリップ角、前輪舵角、ヨーレート及び実ヨーモーメントを実測値又は推定値として得る過程と、所定のスタティックマージンを指定して、前記車体スリップ角及び前輪舵角を前記両関係に適用することにより規範ヨーモーメントを計算する過程と、前記規範ヨーモーメントに対する実ヨーモーメントの偏差に基づき左右駆動制動力配分を決定する過程とを有することを特徴とするヨーモーメントフィードバック制御方法を提供することにより達成される。
【０００８】
この構成によれば、線形領域から非線形領域までの定常状態での目標ヨーモーメント特性を、βメソッドによって得られるβ−ヨーモーメント線図、β−サイドフォース線図(これら２つはベース車両に対して一意に計算できる)と目標スタティックマージンを指定することにより車体スリップ角βと前輪舵角δから計算できる。
【０００９】
特に、前記規範ヨーモーメントが更に、規範ヨーモーメントの過渡特性として、前記車体スリップ角の微分値のフィードバック及び前記前輪舵角の微分値のフィードフォワードから計算される動的ヨーモーメントを含むものであれば、定常状態のみならず過渡領域でも、それぞれ独立に適切な目標ヨーモーメント特性が指定できる。
【００１０】
また、この手法によれば、制御系の安定性を確保しつつ、応答性を向上することが可能である。特に、規範ヨーモーメントとして、静的ヨーモーメントのみを考慮した場合には、前輪舵角δ^＊のフィードフォワード及び車体スリップ角βのフィードバックから計算可能であり、更に動的ヨーモーメントを考慮した場合でも、前輪舵角δ^＊の微分値のフィードフォワード及び車体スリップ角βの微分値のフィードバックから計算可能であることから、制御系の構成がシンプルである。
【００１１】
【発明の実施の形態】
以下に添付の図面に示された具体例に基づいて本発明の実施の形態について詳細に説明する。
【００１２】
車両のヨー運動及び横運動は、線形から非線形領域を含め式（１）、（２）の運動方程式で表される。
【００１３】
【数１】

但し、Ｉ_Ｚ：ヨー慣性モーメント、γ；ヨーレイト、Ｌ_１，Ｌ_２：前（後）輪軸から重心までの距離、Ｙ_１、Ｙ_２：前後輪タイヤの横力、α_１、α_２：前後輪タイヤのスリップ角、Ｔ_{ＳＡ１〜４}：各輪のセルフアライニングトルク、Ｍ：質量、ｙ：横方向変位である。
【００１４】
しかし、非線形領域では、線形領域のように式（１）、（２）を解析的に解くことはできない。そこで、（１）、（２）のモーメント及び力の値を算出し、車両の基本的な安定性及び運動特性を、以下に説明するβメソッドにより、解析するものとする。
【００１５】
ここで、重心点の横運動及びヨー運動が拘束され、直進走行する車両モデルについて考える（図１）。ここで前輪舵角δ^＊＝０のときの車体スリップ角βに対する前輪及び後輪のサスペンション及びステアリング系とタイヤ自身の特性を含めた横力の特性が、図２に示されている。
【００１６】
これらにより、つりあいのために必要な復元ヨーモーメントＭ_Ｓ及び横力Ｆ_Ｓは、以下の式（３）（４）により表され、更に図３及び４のグラフにより示されるように表される。
【００１７】
【数２】

車両の全ての運動状態は、α_１及びα_２の組み合わせで表現できることを考えると、図１の拘束条件下に於けるδ^＊及びβをパラメータとした図３のグラフにより、旋回抵抗を無視すれば、線形、非線形、定常及び過渡状態を含む全ての車両の特性が１つのグラフにより表されることがわかる。
【００１８】
図３のグラフに於いて、曲線の傾きΔＭ_Ｓはスタティックマージンに対応する。従って、図３の曲線が右上がりであれば、車両がアンダステアであることを示している。これが右下がりであれば、車両がオーバステアであることを示しており、限界速度以上になると、車両が不安定になることを示している。従って、図３のグラフで、βが増えるに従って、ΔＭ_Ｓが減少し、車両の旋回横加速度の限界に近付くにつれて、安定性が低下することがわかる。
【００１９】
この関係を横加速度に対して求めるには、図４のＦＳを車両の質量Ｍで除しＹ_Ｇとし、Ｙ_ＧとＭ_Ｓとの関係を調べれば良い（図５）。図３でも同一の関係があるが、図５に於いては、定常旋回状態は、Ｍ_Ｓ＝０の横軸上にある。従って、対応する車両について復元ヨーモーメント係数を知るには、図５の横軸上のＹ_Ｇに於けるΔＭ_Ｓを調べれば良い。また、式（５）、（６）から、式（７）が得られ、旋回半径Ｒと、実走中のタイヤの切れ角δ、スリップ角α_１，α_２の関係から、Ｒ≫Ｌとすれば、式（８）が得られる。
【００２０】
【数３】

このように、図１のモデルに於ける車体すべり角を基準とする解析方法により、非線形及び過渡状態を含む全ての運転状態の安定性及び運動特性を把握することができる。上記したβメソッドについては、芝端らによる「ヨーモーメント制御による車両運動性能の向上について」、自動車技術，１９９３年，Ｖｏｌ．４７，Ｎｏ．１２，ｐｐ５４−６０を参照されたい。
【００２１】
このように、重心点の横運動及びヨー運動が拘束された車両モデルについての車体スリップ角、ヨーモーメント及び前輪舵角の関係と、車体スリップ角、横力及び前輪舵角の関係を設定することができる。そこで、所定のスタティックマージンを指定して、前記車体スリップ角及び前輪舵角を前記両関係に適用することにより規範ヨーモーメントを計算することができる。
【００２２】
図６は、このような着想に基づくヨーモーメントフィードバック制御方法を実施するための制御装置の一実施例を示している。車両には、前後輪のそれぞれについて設けられた横加速度センサ及び重心に配置されたヨーレートセンサ及び前輪舵角センサが備えられている。また、スリップ角オブザーバが制御装置内に設けられ、各時点に於ける横加速度、ヨーレート及び前輪舵角に基づいて、車体スリップ角を推定する。推定車体スリップ角、前輪舵角及びヨーレートから、実ヨーモーメントを計算する。更に、線形領域から非線形領域で線形近似した車両モデルのδ^＊からβまでの伝達関数の形(具体的にはダンピング項と零点)を指定することにより、制御系の安定性を確保した上で応答性や収敏性を向上させ、かつ上記定常特性に影響を及ぼすことのない目標ヨーモーメントの過渡特性を指定することができる。これは車体スリップ角βの微分値のフィードバック（ＦＢ）と前輪舵角δ^＊の微分値のフィードフォワード（ＦＦ）から計算できる。この車両モデルから得られた規範ヨーモーメントと実ヨーモーメントとの間の偏差に応じた制動又は駆動トルクを車両に加え、所望の運動特性を得ることができる。
【００２３】
このような制御構造を更に詳しく以下に説明する。
１．ヨーモーメント偏差のフィードバック
非線形車両モデルが以下の運動方程式で表されものと想定する。
【００２４】
【数４】

を制御入力とするヨーモーメントＦＢ制御系を構成する。但し、β：車体スリップ角、Ｖ：車速、Ｍ_Ｚ：ヨーモーメント制御入力である。式（１１）を式（１０）に代入するとヨーモーメントの釣り合い式は以下のようになる。
【００２５】
【数５】

２．βメソッドによる静的な規範ヨーモーメントの設定
Ｍ_Ｚ＝０のときのＮＳＰ及びスタティックマージンを、それぞれＬ_Ｎ、Ｓ_Ｍ（＝Ｌ_Ｎ／Ｌ）とすると、式（１０）の重心点拘束モデルのヨーモーメント釣り合い式は
【数６】

ここで、ｕ_０はｕの定常項である。一方このヨーモーメント制御車両の新しいＮＳＰ、スタティックマージンをＬ_Ｎ ^＊、Ｓ_Ｍ ^＊とする釣り合い式は
【数７】

となる。式（１１）、（１２）により指定されたスタティックマージンＳＭとなるヨーモーメント制御入力ｕ_０は次式のようになる。（Ｌ：ホイールベース）
【数８】

ここで、２Ｌ_１Ｙ_１（β−δ^＊）−２Ｌ_２Ｙ_２（β）は、図３のグラフから、Ｓ_Ｍは、図５の曲線の傾きからグラフから、Ｙ_１（β−δ^＊）＋Ｙ_２（β）は、図４のグラフから、それぞれ求められる。従って、ヨーモーメント制御入力Ｍ_Ｚは、
【数９】

となる。第１項は実ヨーモーメントであり、第２項は、図３及び４のグラフ及びスタティックマージンから決まる規範ヨーモーメントである。
３．動特性の解析
式（９）の両辺を時間ｔで微分して整理すると
【数１０】

但し、Ｋ_１＝−（∂Ｙ_１／∂α_１）［β＋（Ｌ_１／Ｖ）γ−δ^＊］、Ｋ_２＝−（∂Ｙ_２／∂α_２）｛β−（Ｌ_２／Ｖ）γ｝である。
【００２６】
動特性の解析、設計を行うため、式（１５）の非線形タイヤ特性を以下のように線形近似する。
【００２７】
【数１】

但し、Ｋ_１０＝−（∂Ｙ_１／∂α_１）（β−δ^＊）、Ｋ_２０＝−（∂Ｙ_２／∂α_２）（β）とする。なお、式（１８）から静的な規範ヨーモーメントはβのＦＢとδのＦＦで構成されていることが分かる。
【００２８】
ｕの過渡項をｕ_１（すなわちｕ＝ｕ_０＋ｕ_１）として、式（１２）、（１８）を式（１７）に代入すると、参照入力がδ^＊、制御入力がｕ_１、出力がβの線形化された伝達特性が得られる。
【００２９】
【数１２】

上式から分かるように式（１８）の静的な制御では、βとδ^＊の定常項を変えることはできるが、βとδ^＊の１次微分係数は変えることはできない。これはスタティックマージンを小さくした場合車両の動特性が悪化することになる。そこで規範モーメントの過渡項ｕ１を用いて動特性の改善を図る。
４．動的ＦＢ＋ＦＦによる過渡応答の解析
式（１９）の過渡応答を改善するために、規範ヨーモーメントの過渡項ｕ_１を、βの微分及びδの微分の線形結合で表す。
【００３０】
【数１３】

式（２０）を式（１９）に代入すると、
【数１４】

となる。ここで、δ^＊からβまでの伝達関数の減衰係数×固有角周波数（ξ^＊ωｎ^＊）と零点ｚ_β ^＊を指定すると、
【数１５】

より
【数１６】

以上より最終的なヨーモーメント制御入力は次のようになる。
【数１７】

ここで、
【数１８】

【００３１】
【発明の効果】
このように、本発明によれば、線形領域から非線形領域までの定常状態での目標ヨーモーメント特性を、βメソッドによって得られるβ−ヨーモーメント線図及びβ−サイドフォース線図(これら２つはベース車両に対して一意に計算できる)と目標スタティックマージンを指定することにより車体スリップ角βと前輪舵角δ^＊から計算できる。また、線形領域のみならず非線形領域でも、また定常状態のみならず過渡領域でも、それぞれ独立に適切な目標ヨーモーメント特性が指定できる。また、この手法によれば、制御系の安定性を確保しつつ、応答性を向上することが可能である。更に、この目標ヨーモーメントは車体スリップ角βとその微分値のフィードバックと前輪舵角δ^＊とその微分値のフィードフォワードから計算可能であるため、制御系の構成がシンプルである。
【図面の簡単な説明】
【図１】βメソッドの基礎となる、重心点の横運動及びヨー運動が拘束された車両モデルを示すダイヤグラム図。
【図２】前記車両モデルに於いてスリップ角と横力との関係を示すグラフ。
【図３】前記車両モデルに於いて様々な前輪舵角について車体スリップ角と復元ヨーモーメントとの関係を示すグラフ。
【図４】前記車両モデルに於いて車体スリップ角と横力との関係を示すグラフ。
【図５】前記車両モデルに於いて様々な前輪舵角について横加速度と復元ヨーモーメントとの関係を示すグラフ。
【図６】本発明に基づくヨーモーメントフィードバック制御方法を実施するための制御装置の一実施例を示すブロック図。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a yaw moment feedback control method using drive braking force distribution.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, various methods such as target yaw rate tracking control and target slip angle tracking control have been proposed. Since the target yaw rate can be set from a yaw rate that is easy to detect, a steering angle, a vehicle speed, and the like, there is an advantage that the system design is relatively easy. However, since the yaw rate as the vehicle state quantity is a result of integrating the yaw moment, it is known that the response is difficult because the delay is large with respect to the driver's steering angle input.
[0003]
In view of this, it is conceivable to perform feedback control of the actual yaw moment of the vehicle using left and right driving braking force distribution based on the reference yaw moment. However, such control is difficult to set an appropriate target characteristic in consideration of such non-linearity due to the fact that a strong non-linear element is included even in a practical range such as tire characteristics. There is a problem. For example, Japanese Patent Laid-Open No. 2000-25594 discloses an example of such control. However, since the target yaw moment is calculated from virtual (ideal) tire characteristics, there are problems in the following points. There is.
(1) A method for specifying the front-rear balance of virtual tire characteristics is not shown.
(2) Target transient response cannot be specified directly. In addition, the steady characteristic and the transient characteristic cannot be specified independently.
(3) The stability of the control system has not been studied.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
In view of the problems of the prior art and the inventor's knowledge, the main object of the present invention is to set the standard yaw moment with high accuracy even when a highly nonlinear element such as tire characteristics is involved. It is to provide a yaw moment feedback control method.
[0005]
A second object of the present invention is to provide a yaw moment feedback control method having a high degree of freedom in setting, such as being able to specify a steady state characteristic and a transient characteristic independently.
[0006]
A third object of the present invention is to provide a yaw moment feedback control method capable of ensuring the stability of a control system.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
According to the present invention, such an object is a method for feedback-controlling the actual yaw moment of a vehicle using left and right driving braking force distribution based on a reference yaw moment, which includes a lateral movement and a yaw of a center of gravity. The relationship between the vehicle body slip angle, yaw moment and front wheel rudder angle, and the relationship between the body slip angle, lateral force and front wheel rudder angle, vehicle slip angle, front wheel rudder angle, yaw rate And a process of obtaining an actual yaw moment as an actual measurement value or an estimated value, a process of calculating a reference yaw moment by designating a predetermined static margin and applying the vehicle body slip angle and the front wheel rudder angle to the both relationships, And determining a left / right driving braking force distribution based on a deviation of an actual yaw moment with respect to the reference yaw moment. It is achieved by providing a yaw moment feedback control method.
[0008]
According to this configuration, the target yaw moment characteristics in the steady state from the linear region to the nonlinear region are represented by the β-yaw moment diagram and β-side force diagram obtained by the β method (these two are relative to the base vehicle). Can be calculated from the vehicle body slip angle β and the front wheel steering angle δ by specifying the target static margin.
[0009]
In particular, the normative yaw moment may further include a dynamic yaw moment calculated from the feedback of the differential value of the vehicle body slip angle and the feedforward of the differential value of the front wheel steering angle as a transient characteristic of the normative yaw moment. For example, an appropriate target yaw moment characteristic can be designated independently not only in a steady state but also in a transient region.
[0010]
Further, according to this method, it is possible to improve the responsiveness while ensuring the stability of the control system. In particular, when only the static yaw moment is considered as the standard yaw moment, it can be calculated from the feedforward of the front wheel rudder angle δ ^* and the feedback of the vehicle body slip angle β, and even when the dynamic yaw moment is taken into account. Since the calculation can be performed from the feedforward of the differential value of the front wheel steering angle δ ^* and the feedback of the differential value of the vehicle body slip angle β, the configuration of the control system is simple.
[0011]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail based on specific examples shown in the accompanying drawings.
[0012]
The yaw motion and lateral motion of the vehicle are expressed by equations of motion of equations (1) and (2) including linear to non-linear regions.
[0013]
[Expression 1]

However, I _Z : Yaw moment of inertia, γ: Yaw rate, L ₁ , L ₂ : Distance from front (rear) wheel axle to center of gravity, Y ₁ , Y ₂ : Lateral force of front and rear wheel tires, α ₁ , α ₂ : Front and rear Slip angle of wheel tire, T _SA1-4 : Self-aligning torque of each wheel, M: mass, y: lateral displacement.
[0014]
However, in the nonlinear region, equations (1) and (2) cannot be solved analytically as in the linear region. Therefore, the moment and force values of (1) and (2) are calculated, and the basic stability and motion characteristics of the vehicle are analyzed by the β method described below.
[0015]
Here, consider a vehicle model in which the lateral motion and yaw motion of the center of gravity are restricted and the vehicle travels straight (FIG. 1). FIG. 2 shows the lateral force characteristics including the front wheel and rear wheel suspensions, the steering system, and the characteristics of the tire itself with respect to the vehicle body slip angle β when the front wheel steering angle δ ^* = 0.
[0016]
Accordingly, the restoring yaw moment M _S and the lateral force F _S necessary for balancing are expressed by the following equations (3) and (4), and are further expressed as shown by the graphs in FIGS.
[0017]
[Expression 2]

Considering that all motion states of the vehicle can be expressed by a combination of α ₁ and α ₂ , the turning resistance can be ignored by the graph of FIG. 3 with δ ^* and β under the constraint conditions of FIG. 1 as parameters. For example, it can be seen that all vehicle characteristics including linear, non-linear, steady and transient states are represented by a single graph.
[0018]
In the graph of FIG. 3, the inclination .DELTA.M _S of the curve corresponds to the static margin. Therefore, if the curve of FIG. 3 goes up to the right, it indicates that the vehicle is understeer. If this falls to the right, it indicates that the vehicle is oversteered, and if the vehicle speed exceeds the limit speed, the vehicle becomes unstable. Therefore, in the graph of FIG. 3, in accordance with β increases, .DELTA.M _S decreases, approaching the limit of turning lateral acceleration of the vehicle, it can be seen that the stability decreases.
[0019]
To determine this relationship to the lateral acceleration, by dividing the FS in FIG. 4 the mass M of the vehicle as a Y _G, it is checked the relationship between Y _G and M _S (Fig. 5). 3 has the same relationship, but in FIG. 5, the steady turning state is on the horizontal axis of M _S = 0. Therefore, to know the restoration yaw moment coefficient for the corresponding vehicle, it is checked to in .DELTA.M _S to Y _G on the horizontal axis in FIG. Further, from Equations (5) and (6), Equation (7) is obtained. From the relationship between the turning radius R, the cutting angle δ of the tire during actual running, and the slip angles α ₁ and α ₂ , R >> L Then, equation (8) is obtained.
[0020]
[Equation 3]

As described above, the stability and motion characteristics of all driving states including nonlinear and transient states can be grasped by the analysis method based on the vehicle slip angle in the model of FIG. Regarding the β method described above, Shibabata et al. “Improvement of vehicle motion performance by yaw moment control”, Automotive Technology, 1993, Vol. 47, no. 12, pp 54-60.
[0021]
Thus, the relationship between the vehicle body slip angle, the yaw moment and the front wheel rudder angle and the relationship between the vehicle body slip angle, the lateral force and the front wheel rudder angle for the vehicle model in which the lateral movement and yaw movement of the center of gravity are constrained are set. Can do. Therefore, the standard yaw moment can be calculated by designating a predetermined static margin and applying the vehicle body slip angle and the front wheel rudder angle to the both relationships.
[0022]
FIG. 6 shows an embodiment of a control device for implementing the yaw moment feedback control method based on such an idea. The vehicle includes a lateral acceleration sensor provided for each of the front and rear wheels, a yaw rate sensor disposed at the center of gravity, and a front wheel steering angle sensor. In addition, a slip angle observer is provided in the control device, and the vehicle body slip angle is estimated based on the lateral acceleration, yaw rate, and front wheel steering angle at each time point. The actual yaw moment is calculated from the estimated vehicle body slip angle, front wheel rudder angle and yaw rate. Furthermore, the stability of the control system is ensured by specifying the shape of the transfer function (specifically the damping term and zero point) from δ ^* to β of the vehicle model linearly approximated from the linear region to the nonlinear region. It is possible to specify the transient characteristic of the target yaw moment that improves responsiveness and agility and does not affect the steady-state characteristic. This can be calculated from the feedback (FB) of the differential value of the vehicle body slip angle β and the feed forward (FF) of the differential value of the front wheel steering angle δ ^* . A desired motion characteristic can be obtained by applying braking or driving torque according to the deviation between the reference yaw moment obtained from the vehicle model and the actual yaw moment to the vehicle.
[0023]
Such a control structure will be described in more detail below.
1. Feedback of yaw moment deviation Suppose that the nonlinear vehicle model is represented by the following equation of motion.
[0024]
[Expression 4]

Is formed as a control input. Where β: vehicle body slip angle, V: vehicle speed, M _Z : yaw moment control input. Substituting equation (11) into equation (10) yields the following yaw moment balance equation:
[0025]
[Equation 5]

2. Setting of static normative yaw moment by β method When the NSP and static margin when M _Z = 0 are L _N and S _M (= L _N / L), respectively, The yaw moment balance formula is:

Here, u ₀ is a steady term of u. On the other hand, the new NSP of this yaw moment control vehicle, the balance equation with the static margin as L _N ^* and S _M ^* is

It becomes. The yaw moment control input u ₀ that becomes the static margin SM specified by the equations (11) and (12) is expressed by the following equation. (L: Wheelbase)
[Equation 8]

_{_{Here, 2L 1 Y 1 (β-}} δ *) -2L 2 Y 2 (β) , from the graph of FIG. 3, _{S M} is the graph from the slope of the curve in FIG. _{5, Y 1 (β-δ} * ) + Y ₂ (β) is obtained from the graph of FIG. Therefore, the yaw moment control input _MZ is
[Equation 9]

It becomes. The first term is the actual yaw moment, and the second term is the normative yaw moment determined from the graphs of FIGS. 3 and 4 and the static margin.
3. When differentiating both sides of the dynamic characteristic analysis formula (9) with time t,

However, K ₁ = − (∂Y ₁ / ∂α ₁ ) [β + (L ₁ / V) γ−δ ^* ], K ₂ = − (∂Y ₂ / ∂α ₂ ) {β− (L ₂ / V ) Γ}.
[0026]
In order to analyze and design the dynamic characteristic, the nonlinear tire characteristic of Expression (15) is linearly approximated as follows.
[0027]
[Expression 1]

However, K ₁₀ = − (１０Y ₁ / ∂α ₁ ) (β−δ ^* ), K ₂₀ = − (∂Y ₂ / ∂α ₂ ) (β). It can be seen from equation (18) that the static reference yaw moment is composed of β FB and δ FF.
[0028]
If the transient term of u is u ₁ (ie, u = u ₀ + u ₁ ) and equations (12) and (18) are substituted into equation (17), the reference input is δ ^* , the control input is u ₁ , and the output is β The linearized transfer characteristic is obtained.
[0029]
[Expression 12]

For static control as can be seen from the above equation (18), although it is possible to vary the β and [delta] ^* constant term, the first derivative of the β and [delta] ^* can not be changed. This is because the dynamic characteristics of the vehicle deteriorate when the static margin is reduced. Therefore, the dynamic characteristic is improved by using the transient term u1 of the reference moment.
4). In order to improve the transient response of the analytical expression (19) of the transient response by the dynamic FB + FF, the transient term u ₁ of the standard yaw moment is expressed by a linear combination of the derivative of β and the derivative of δ.
[0030]
[Formula 13]

Substituting equation (20) into equation (19),
[Expression 14]

It becomes. Here, when the damping coefficient of the transfer function from δ ^* to β × natural angular frequency (ξ ^* ωn ^* ) and the zero point z _β ^* are specified,
[Expression 15]

From [16]

Thus, the final yaw moment control input is as follows.
[Expression 17]

here,
[Expression 18]

[0031]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, the target yaw moment characteristic in the steady state from the linear region to the nonlinear region is represented by the β-yaw moment diagram and β-side force diagram obtained by the β method. It can be calculated from the vehicle body slip angle β and the front wheel steering angle δ ^* by specifying the target static margin. In addition, an appropriate target yaw moment characteristic can be designated independently not only in the linear region but also in the nonlinear region, and not only in the steady state but also in the transient region. Further, according to this method, it is possible to improve the responsiveness while ensuring the stability of the control system. Further, since the target yaw moment can be calculated from the feedback of the vehicle body slip angle β and its differential value and the feedforward of the front wheel steering angle δ ^* and its differential value, the configuration of the control system is simple.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram showing a vehicle model in which lateral movement and yaw movement of a center of gravity are constrained as a basis of a β method.
FIG. 2 is a graph showing a relationship between a slip angle and a lateral force in the vehicle model.
FIG. 3 is a graph showing a relationship between a vehicle body slip angle and a restored yaw moment for various front wheel steering angles in the vehicle model.
FIG. 4 is a graph showing a relationship between a vehicle body slip angle and a lateral force in the vehicle model.
FIG. 5 is a graph showing the relationship between lateral acceleration and restored yaw moment for various front wheel steering angles in the vehicle model.
FIG. 6 is a block diagram showing an embodiment of a control device for carrying out the yaw moment feedback control method according to the present invention.

Claims

A method for feedback control of the actual yaw moment of a vehicle using left and right driving braking force distribution based on a reference yaw moment,
The process of setting the relationship between the vehicle body slip angle, the yaw moment and the front wheel rudder angle and the relationship between the vehicle body slip angle, the lateral force and the front wheel rudder angle for the vehicle model in which the lateral movement of the center of gravity and the yaw movement are restricted,
The process of obtaining the vehicle body slip angle, front wheel rudder angle, yaw rate and actual yaw moment as measured values or estimated values;
Calculating a normative yaw moment by designating a predetermined static margin and applying the vehicle body slip angle and the front wheel rudder angle to the both relationships;
Possess and determining a left driving braking force distribution based on the deviation of the actual yaw moment with respect to the reference yaw moment,
The reference yaw moment further includes, as a transient characteristic of the reference yaw moment, a dynamic yaw moment calculated from feedback of the differential value of the vehicle body slip angle and feedforward of the differential value of the front wheel steering angle. Yaw moment feedback control method.

2. The method according to claim 1, further comprising a step of obtaining a lateral acceleration as an actual measurement value or an estimated value, wherein the vehicle body slip angle is obtained by a slip angle observer using the front wheel steering angle, the yaw rate, and the lateral acceleration as inputs. Yaw moment feedback control method.

The yaw moment feedback control method according to claim 1, wherein the actual yaw moment is calculated based on the front wheel steering angle, the yaw rate, and the vehicle body slip angle.