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WO2014054697A9 - 自動車の運動制御方法、自動車の運動制御装置及び自動車 - Google Patents

自動車の運動制御方法、自動車の運動制御装置及び自動車 Download PDF

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WO2014054697A9
WO2014054697A9 PCT/JP2013/076834 JP2013076834W WO2014054697A9 WO 2014054697 A9 WO2014054697 A9 WO 2014054697A9 JP 2013076834 W JP2013076834 W JP 2013076834W WO 2014054697 A9 WO2014054697 A9 WO 2014054697A9
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WO
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roll angle
vehicle
wheel
vehicle body
automobile
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PCT/JP2013/076834
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一郎 景山
Original Assignee
学校法人日本大学
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Publication date
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Definitions

  • the present invention relates to an automobile motion control method, an automobile motion control apparatus, and an automobile in which the steering ratio is variable according to the vehicle speed.
  • the number of nuclear family households excluding this one-person household is less than 60% of the total, and the total of the single household and nuclear family households account for about 85% of the total number of households.
  • the number of members per household decreases and the number of passengers per vehicle decreases, the importance of personal mobility for personal use increases (see, for example, Patent Document 1).
  • Paying particular attention to the penetration rate of light cars that are light and small, it is about 1/3, which is about 32% of all passenger cars.
  • FIG. 30 shows the relationship between the total length and the projected area for passenger cars and motorcycles currently on the market. In addition, it calculated
  • the width is narrower than the total length, and considering the above results by a regression equation, the width is about 1.2 m for a vehicle having a total length of about 2.5 m. For this reason, when considering the stability at the time of turning, it is considered that a vehicle having a movement form such as a two-wheeled vehicle that turns with a large roll of the vehicle body is effective. In such a vehicle, the centripetal force is a function of the canvas last and cornering force, so how to use them is important.
  • the present invention has been made in view of the above problems, and an object thereof is to provide an automobile motion control method, an automobile motion control apparatus, and an automobile in which the steering ratio is variable according to the vehicle speed.
  • the vehicle motion control method speeds up the steering ratio, which is the ratio of the roll angle and the steering wheel angle of the vehicle body that can control the roll angle when controlling the motion of a vehicle having three or more wheels. It is specified as a function of and varies according to the vehicle speed.
  • the vehicle motion control apparatus is capable of controlling at least a variable part for controlling a roll angle of a vehicle body of the vehicle and a roll angle control when performing a motion control when turning a vehicle having three or more wheels.
  • An automobile according to the present invention includes three or more wheels, a vehicle body, and the above-described automobile motion control device.
  • the steering ratio which is the ratio of the roll angle and the steering wheel angle of the vehicle body that can control the roll angle
  • the steering ratio is defined as a function of speed with three or more wheels, and the steer characteristic and the side slip characteristic are changed by varying the vehicle speed. It can be set freely. Therefore, the present invention can be constructed from a sports car to a family use in a single vehicle by switching the steering ratio according to the vehicle speed.
  • [Correction based on Rule 91 18.07.2014] 1 is a block diagram showing an automobile to which a motion control device according to an embodiment of the present invention is applied. It is the perspective view which showed a mode that the motion of the four-wheel vehicle was replaced with the two-wheel model. It is the conceptual diagram which showed the form of roll control, (A) shows lean out, (B) shows lean with, (C) shows lean in. It is the conceptual diagram which showed the coordinate system of vehicle motion. It is the side view which showed the vehicle body dimension. It is the graph which showed the root locus of personal mobility. It is the conceptual diagram which showed the geometric turning characteristic. It is the conceptual diagram which showed the steady circular turning characteristic only for canvas last with centripetal force.
  • or (E) is the figure which showed the response result with respect to the additional steering change of the motor vehicle which applied the motion control apparatus which concerns on other one Embodiment of this invention. It is the graph which showed the relationship between a full length and a projection area about the passenger car and two-wheeled vehicle currently marketed.
  • a vehicle 101 to which an automobile motion control device 120 according to an embodiment of the present invention is applied is a vehicle capable of realizing stable cornering during turning. In order to obtain characteristics, the relationship between the steering angle of the steering wheel and the roll angle of the vehicle body can be changed by the speed of the automobile 101.
  • the automobile 101 of the present embodiment is personal mobility having, for example, three or more wheels (tires) 110 and a vehicle body 111 capable of roll angle control that rolls and turns like a two-wheeled vehicle. Further, as shown in FIG.
  • the automobile 101 detects a vehicle speed by a roll angle detection unit 112 that detects the roll angle of the vehicle body 111, a handle angle detection unit 113 that detects the handle angle of the handle 113 a, and the vehicle speed.
  • the vehicle speed detection unit 114, the variable unit 115 that controls the roll angle of the vehicle body 111, the steering ratio that is the ratio of the roll angle and the steering wheel angle of the vehicle body is defined as a function of speed, and the steering ratio according to the vehicle speed is variable unit 115.
  • a controller 116 for outputting to the controller.
  • the roll angle detection unit 112, the handle angle detection unit 113, and the vehicle speed detection unit 114 are configured using, for example, a known sensor, and output the detected data to the controller 116.
  • the variable portion 115 can change the height of one and the other of the front wheels and / or the height of one and the other of the rear wheels by changing the length of the upper arm of the tire with a hydraulic piston or the like.
  • the roll angle of the vehicle body 111 is controlled.
  • the controller 116 is constituted by, for example, a microcomputer, and defines a steering ratio, which is a ratio of the roll angle of the vehicle body and the steering wheel angle, as a function of speed in accordance with a control program stored therein, and according to the vehicle speed.
  • the steering ratio is output to the variable unit 115.
  • four wheels (tires) 110 are provided.
  • the present invention is not limited to this, and the number of wheels of the automobile 101 in the present embodiment is at least two front wheels and rear wheels. If there are one or more wheels, the number may be three, or four or more.
  • the controller 116 detects the roll angle of the vehicle body 111 detected by the roll angle detection unit 112 and the handle angle detected by the handle angle detection unit 113.
  • the steering ratio which is the ratio of the two, is defined as a function of speed, and the steering ratio corresponding to the vehicle speed is output to the variable unit 115. Therefore, the driver can freely set the steer characteristic and the side slip characteristic with an operation unit (not shown), and a single vehicle can be constructed from a sports car to a family use.
  • the relationship between the steering angle of the handle 113a and the roll angle of the vehicle body 111 can be changed according to the speed of the automobile 101 when the automobile 1 turns, so The characteristics can be freely set, and in particular, the vehicle body 111 can be smaller and lighter than a normal vehicle, and stable vehicle characteristics can be obtained during slender personal mobility turning.
  • the motion control device 120 and the motion control method for the automobile 101 according to an embodiment of the present invention were created by the present inventor through kinematic verification in accordance with the following description.
  • FIGS. 3A to 3C the form of roll control is defined as shown in FIGS. 3A to 3C from the relationship between the vehicle body roll angle and the tire camber angle.
  • ⁇ represents a mechanical roll angle
  • ⁇ t represents a tire camber angle.
  • K Ci canvas stiffness
  • K Si cornering stiffness
  • ⁇ i tire slip angle.
  • i indicates a tire number
  • i A is a rear wheel
  • i B is a front wheel.
  • each tire since each tire does not require centripetal force, it proceeds in the direction of the wheel center with a side slip angle of 0.
  • each tire does not have a side slip angle, and therefore, as shown in FIG. 7, it is shown in FIG. Therefore, the turning center is located on the rear wheel shaft extension line.
  • the centripetal force required by the canvas last is larger, it is necessary to generate a cornering force on the negative side from the balance of steady circular turning as shown in FIG. That is, since the side slip angle is positive, the turning center is located behind the rear wheel shaft, and the vehicle turns outward. From these relationships, in the case of a vehicle having canvas last as the main centripetal force, the reference is considered to be a state of turning only by canvas last as shown in FIG. Therefore, the standard of the steady circle turning characteristic is a vehicle having such tire characteristics.
  • the first term on the right side is the same as the stability factor of a normal four-wheeled vehicle, and the second term is a term specific to the vehicle considering the camber angle like PM1.
  • the first term on the right side of this equation represents the side slip coefficient of a four-wheeled vehicle as described above, and the second term represents the effect of camber angle.
  • ⁇ represents the relationship between the canvas stiffness of the front wheel and the rear wheel
  • ⁇ A represents the relationship between the actual canvas stiffness and the reference canvas stiffness.
  • SI ⁇ 0 The reference US (understeer) is decreased, and the OS (oversteer) characteristic is obtained depending on the value.
  • SI 0: The steering characteristic is determined only by the cornering power.
  • the reference vehicle shown in Table 1 is a stable vehicle, the OS characteristic can be realized while maintaining the stability by the value of the canvas stiffness.
  • ⁇ A is an index from the equation (25).
  • the following characteristics can be defined by this index.
  • ⁇ A ⁇ 1 The side slip angle decreases with increasing speed.
  • ⁇ A 1: The side slip angle is always constant regardless of the speed change.
  • FIG. 12 shows a steering ratio with respect to a change in speed and a change in multiplication of ⁇ A and SI that determines K c by equation (24).
  • FIG. 13 shows the analysis result of the steer characteristic
  • FIG. 14 shows the analysis result of the side slip characteristic.
  • FIG. 13 shows that the steer characteristic can be expressed from the strong US characteristic to the strong OS characteristic in this range. In this sense, it can be seen that the characteristics can be greatly changed, particularly by setting the tire. Further, it can be seen from FIG. 14 that by setting ⁇ A as the side slip characteristic, the steady side slip characteristic can be increased and the posture of the vehicle can be changed. From such analysis, it is possible to realize the setting of the motion characteristics of PM1 from a very high sporting characteristic to a calm characteristic for steering for a general driver, which is very high as a new vehicle system. You can see that it has potential.
  • FIG. 15 is a perspective view showing a schematic configuration of an automobile to which a motion control device according to another embodiment of the present invention is applied
  • FIG. 16 applies a motion control device according to another embodiment of the present invention. It is a block diagram showing an automobile.
  • the motion control device is applied to, for example, the automobile 201 called personal mobility, which is a small vehicle (PM1) on which about one or two people can get on, and is more stable during turning than the first embodiment.
  • PM1 small vehicle
  • the range of application of vehicle characteristics that can achieve cornering is expanded.
  • the automobile 201 according to the present embodiment has a vehicle body 211 having a total length of about 2 to 4 m and a width of about 1 to 2 m. (Tire) 210 is provided.
  • Tire 210
  • four wheels 210 are provided, but the number of wheels is not limited to four. That is, the number of wheels may be three or four or more as long as there are at least two or more front wheels and one or more rear wheels.
  • the automobile 201 in the present embodiment is provided with a handle 213a for turning the vehicle and the like, and a lever-shaped operation unit 217 for changing the roll angle of the vehicle body 211 and the wheels 210 with respect to the road surface in the vicinity of the handle 213a.
  • the operation unit 217 is not limited to a lever shape as shown in FIG. 15, and may be, for example, a device provided with a plurality of buttons and meters, or an operation lever or an operation part of the handle 213 a. It is good also as a structure in which a button is provided integrally.
  • the operation unit 217 changes the relationship between the roll angle of the vehicle body 211 and the roll angle of the wheels 210 to The canvas stiffness of the wheel 210 at the time of turning 201 is adjusted.
  • the motion control device 220 of the automobile 201 includes a controller 216, a variable unit 215, a handle angle detection unit 213, a roll angle detection unit 212, a vehicle speed detection unit 214, And an operation unit 217.
  • the handle angle detection unit 213, the roll angle detection unit 212, and the vehicle speed detection unit 214 are configured using, for example, known sensors, and the detected handle angle of the handle 213a, roll angles of the vehicle body 211 and the wheels 210, and vehicle speed data. Are detected and output to the controller 216.
  • variable unit 215 controls the roll angle of the vehicle body 211 so that the relationship between the roll angle of the vehicle body 211 and the roll angle of the wheel 210 can be changed by the operation unit 217.
  • a wheel roll angle variable unit 219 that controls the roll angle of the wheel 210. That is, the variable section 215 can tilt the vehicle body 211 and the wheels 210 independently from each other with respect to the road surface.
  • the vehicle body roll angle variable unit 218 can change the height of one and the other of the front wheels and / or the height of one and the other of the rear wheels by changing the length of the upper arm of the tire with a hydraulic piston or the like, for example.
  • the roll angle of the vehicle body 211 is controlled by making the difference.
  • the wheel roll angle variable section 219 controls the roll angle of the wheel 210 by making it possible to change the angle of the wheel 210 (front wheel, rear wheel) with respect to the road surface with, for example, a suspension or a hydraulic piston.
  • the controller 216 is configured by a microcomputer or the like, for example, and in accordance with a control program stored therein, the controller 216 speeds up the steering ratio that is the ratio of the roll angle and the steering wheel angle of the vehicle body 211.
  • the steering ratio corresponding to the vehicle speed is output to the variable unit 215.
  • the controller 216 adjusts the roll angle of the vehicle body 211 and the roll angle of the wheel 210 by operating the vehicle body roll angle variable unit 218 and the wheel roll angle variable unit 219 with the operation unit 217. It is possible to make it possible.
  • the controller 216 changes the relationship between the roll angle of the vehicle body 211 and the roll angle of the wheel 210 by adjusting the roll angle of the vehicle body 211 and the roll angle of the wheel 210, The canvas stiffness of the wheel 210 when the automobile 201 turns is adjusted.
  • the controller 216 determines the magnitude relationship between the roll angle of the vehicle body 211 and the roll angle of the wheel 210, and the vehicle body roll angle is variable based on the determination result of the determination unit 216a so that the wheel 210 has a desired canvas stiffness.
  • a command unit 216b that commands to adjust the unit 218 and the wheel roll angle variable unit 219.
  • the variable section 215 can be operated by the operation section 217 via the controller 216 during turning to change the relationship between the roll angle of the vehicle body 211 and the wheel 210.
  • the relationship between the roll angle of the vehicle body 211 and the wheel 210 at the time of turning is tilted toward the vehicle body 211 relative to the wheel 210 to lean the vehicle body 211 to the inside of the turn, and the wheel 210 rather than the vehicle body 211. It is changed so as to be in a lean-out state in which the vehicle body 211 is leaned to the outside of the turn, or a lean with state in which the wheels 210 and the vehicle body 211 have substantially the same inclination.
  • the canvas stiffness of the wheel 210 is adjusted to a desired size by changing the relationship between the roll angle of the vehicle body 211 and the wheel 210. That is, even when the relationship between the roll angles of the vehicle body 211 and the wheels 210 is lean in or lean out, the vehicle characteristics during turning can be stabilized and excellent cornering characteristics can be obtained.
  • the wheel 210 is tilted more than the vehicle body 211 so that the roll angle is larger, and the canvas stiffness is adjusted to be larger. To do.
  • the lean angle of the wheel 210 is made small, and the wheel 210 is made to have a smaller roll angle than the vehicle body 211. Move in the standing direction and adjust the canvas stiffness to be smaller.
  • the vehicle body roll angle variable unit 218 and the wheel roll angle variable unit 219 can be adjusted by the operation unit 217 via the controller 216 so that the wheels 210 have the desired canvas stiffness as described above.
  • the canvas stiffness is determined depending on the type of the automobile and the tire (wheel) provided in the automobile, it is necessary to change the tire each time in order to change the vehicle characteristics including the canvas stiffness.
  • the design range of the vehicle is greatly expanded.
  • the present embodiment is applied to the automobile 201 called personal mobility that is smaller and lighter than an ordinary vehicle and has an elongated vehicle body 211, and therefore has vehicle characteristics that can be flexibly changed by a driver like a motorcycle.
  • the vehicle can be used as a highly safe vehicle that ensures stability during turning. That is, the personal mobility applied as the automobile 201 according to the present embodiment is an unexpected accident while the driver can flexibly adjust the roll angle of the vehicle body 211 and the wheel 210 during a turn like a motorcycle and change the vehicle characteristics.
  • the motion control device 220 and the motion control method of the automobile 201 according to the present embodiment are created by the inventor after kinematically verifying according to the following description.
  • the PM1 vehicle which is an automobile according to this embodiment, is a four-wheeled vehicle, and the roll angle is determined geometrically by connecting the front and rear left and right wheels with links.
  • system a two-input system of a roll angle ( ⁇ ) and an actual steering angle ( ⁇ ) is combined with a steering ratio ⁇ ( ⁇ ) that is a function of the speed ⁇ shown in the equation (27). It was proposed that the driver can perform lateral control with one input.
  • Equation (27) g is gravitational acceleration
  • l is a wheel base that is the distance between the front wheel and the rear wheel
  • K ⁇ is a stability factor.
  • the steering characteristic of the vehicle can be made constant with respect to a change in speed. Therefore, when the steering ratio is indicated by using an index based on the relative tire characteristic that determines the steering characteristic defined in the speed and the previous report, it is given as shown in FIG.
  • the specifications of the vehicle used for the analysis are the same as in Table 1 described above.
  • ⁇ A and SI are given by the above-described equation (23).
  • ⁇ is given by the aforementioned equation (23) as the ratio of the canvas stiffness of the front and rear wheels.
  • slip angle coefficient is found to be defined by the kappa A. It can be seen that when this value is 0, the side slip coefficient is 0, and the side slip angle is always 0 with respect to the change in the turning speed.
  • the change in SI has no effect on the lateral slip angle at the center of gravity. Therefore, it can be seen that the use of these two values can freely set the steer characteristic and the lateral slip characteristic at the time of design. Therefore, the above-described equation (27) is used to analyze the influence of the stability factor on the steering ratio and the speed change, and the analysis result is shown in FIG.
  • the foil base was analyzed as 2 m.
  • the specification shows a large understeer characteristic in a portion where the steering ratio is very small.
  • the stability factor is substantially constant when the steering ratio is 10 or more and 10 m / s or more.
  • the region where the steering ratio is small is a region where the influence of the steering angle is very large, which means that the effect of preventing rollover due to the large roll angle that the vehicle originally has becomes small.
  • the effect of changing the steering angle ratio is mainly related to the improvement of characteristics such as handling at extremely low speeds. Will do.
  • the standard for the tire characteristics is defined by the initial setting conditions of the tire, and this mainly means that the relationship between the steering characteristics and the side slip characteristics can be set relatively freely.
  • FIGS. From the relationship between the vehicle body roll angle and the tire camber angle, the form of roll control is defined as shown in FIGS.
  • FIGS. In general, as shown in FIG. 3 (A), leaning out the vehicle body leaning outward with respect to the roll angle of the tire, and conversely, as shown in FIG. The thing that makes you lean is called lean in. Further, as shown in FIG. 3B, a case where the intermediate tire and the vehicle body have the same roll angle is referred to as lean with. By such a change, the combined center of gravity position is changed to the left and right, and the mechanical roll angle is controlled.
  • ⁇ b is given by the following equation (29) as being proportional to the centripetal acceleration.
  • the ratio ⁇ between the vehicle camber angle and the mechanical camber angle is defined by the following equation (31).
  • the influence of the vehicle body camber angle is given by ⁇ described above, and these are all given by multiplication with ⁇ A given by the canvas stiffness ratio. Therefore, the vehicle body camber angle variation represented by C b is equivalently equal to changing the canvas stiffness of the tire. Therefore, it means that the canvas specification, which is a design specification, can be equivalently changed according to the control conditions. In other words, it means that the design target characteristics can be significantly changed by changing such characteristics.
  • ⁇ is a value indicating the relationship of the canvas stiffness to the reference canvas stiffness that is a value that can generate centripetal force only by the canvas last, and is given by the following equation (36).
  • FIG. 20 is a block diagram showing an automobile to which a motion control device according to another embodiment of the present invention is applied.
  • the motion control device is applied to, for example, the automobile 301 called personal mobility, and is more stable during turning than the first and second embodiments.
  • the scope of application of characteristics is expanded.
  • the present invention is applied to the steady state at the time of turning, but in this embodiment, the automobile 301 is switched from the straight traveling state to the turning state to reach the steady state at the time of turning. It can be applied to the initial turning stage up to and has been studied based on nonlinear characteristics.
  • the present embodiment is characterized in that the roll angle is controlled independently for the front wheel 310f and the rear wheel 310r in order to obtain vehicle characteristics that stabilize cornering at the start of turning until reaching a steady state during turning.
  • the relationship between the roll angle of the vehicle body 311 on the front wheel 310f side and the roll angle of the wheel 310f is changed within a predetermined time from the start of turning of the automobile 301, and the vehicle body 311 on the rear wheel 310r side after a predetermined time elapses.
  • the relationship between the roll angle and the roll angle of the wheel 310r is changed.
  • the motion control device 320 of the automobile 301 includes a controller 316, a variable unit 315 (315f, 315r), a steering wheel angle detection unit 313, a roll angle detection unit 312, and a vehicle speed.
  • a detection unit 314 and an operation unit 317 are provided.
  • the handle angle detection unit 313, the roll angle detection unit 312, and the vehicle speed detection unit 314 are configured using, for example, known sensors, and the detected handle angle of the handle 313a, roll angles of the vehicle body 311 and the wheel 310, and vehicle speed data. Are detected and output to the controller 316.
  • variable portion 315 is provided so that the operation portion 317 can change the relationship between the roll angle of the vehicle body 311 and the roll angle of the wheels 310 (310f, 310r).
  • 315r) includes a vehicle body roll angle variable unit 318 (318f, 318r) that controls the roll angle of the vehicle body 311 and a wheel roll angle variable unit 319 (319f, 319r) that controls the roll angle of the wheels 310 (310f, 310r). It is characterized by providing. That is, the variable section 315 (315f, 315r) can tilt the vehicle body 311 and the wheels 310 (310f, 310r) independently of the road surface.
  • the vehicle body roll angle variable unit 318 can change the height of one and the other of the front wheels and / or the height of one and the other of the rear wheels, for example, by changing the length of the upper arm of the tire with a hydraulic piston or the like.
  • the roll angle of the vehicle body 311 is controlled by making the difference.
  • the wheel roll angle variable unit 319 controls the roll angle of the wheel 310 by making it possible to change the angle of the wheel 310 with respect to the road surface using, for example, a suspension or a hydraulic piston.
  • the controller 316 is configured by, for example, a microcomputer and the steering which is the ratio of the roll angle and the steering wheel angle of the vehicle body 311 according to a control program stored therein.
  • the ratio is defined as a function of speed, and a steering ratio corresponding to the vehicle speed is output to the variable unit 315.
  • the controller 316 operates the vehicle body roll angle variable unit 318 and the wheel roll angle variable unit 319 with the operation unit 317, whereby the roll angle and the wheel of the vehicle body 311 are changed.
  • the roll angle of 310 can be adjusted.
  • the present embodiment is characterized in that the roll angle control is performed independently for the front wheel 310f and the rear wheel 310r.
  • the controller 316 changes the relationship between the roll angle of the vehicle body 311 and the roll angle of the wheel 310 by adjusting the roll angle of the vehicle body 311 and the roll angle of the wheel 310, and The canvas stiffness of the wheel 310 when the automobile 301 turns is adjusted.
  • the controller 316 determines the magnitude relationship between the roll angle of the vehicle body 311 and the roll angle of the wheels 310 (310f, 310r), and the determination result of the determination unit 316a.
  • a command unit 316b that instructs to adjust the vehicle body roll angle variable unit 318 and the wheel roll angle variable unit 319 so that the wheels 310 (310f, 310r) have a desired canvas stiffness is provided.
  • the controller 316 by providing the controller 316, the variable unit 315 is operated by the operation unit 317 via the controller 316 when turning, and the relationship between the roll angle of the vehicle body 311 and the wheel 310 is determined by the front wheel 310f and the rear wheel. It can be changed in each of 310r. Specifically, the controller 316 first controls the vehicle body roll angle variable unit 318f and the wheel roll angle variable unit 319f of the front wheel 310f within a predetermined time from the start of turning of the automobile 301 to control the roll angle and wheel ( The relationship with the roll angle of the front wheel 310f is changed.
  • the vehicle body roll angle variable unit 318r and the wheel roll angle variable unit 319r are controlled to change the relationship between the roll angle of the vehicle body 311 and the roll angle of the wheel (rear wheel) 310r.
  • the lean angle control is performed on the vehicle body 311 and the front wheel 310f until the front wheel 310f side reaches a steady state at the start of turning, and the vehicle body 311 and the rear wheel after the rear wheel 310r also enters a turning operation after a predetermined time.
  • the lean angle of 310r is controlled.
  • the lean angle control is performed from the front wheel side, and the rear wheel side lean angle control is delayed to achieve a balanced state when turning, so that the automobile 301 does not slide diagonally and cornering at the start of turning is performed.
  • the stability of the can be further increased.
  • the “predetermined time” mentioned here refers to, for example, the time during which the automobile 301 travels the wheel base that is the distance between the front wheel 310f and the rear wheel 310r.
  • the relationship between the roll angle of the vehicle body 311 and the roll angle of the wheel 310 is changed between the front wheel 310f and the rear wheel 310r while adjusting the variable unit 315 by the operation unit 317 via the controller 316.
  • the operation unit 317 is adjusted so that the canvas stiffness of the front wheel 310f at the start of turning of the automobile 301 becomes a desired size, and the canvas stiffness of the rear wheel 310r is adjusted to a desired size after a predetermined time has elapsed. Since it can be adjusted by the portion 317, the cornering operation from the start of turning to the steady state proceeds smoothly.
  • the automobile 301 according to the present embodiment can be changed to a wide range of vehicle characteristics from a sports car type to a family use type with a single automobile 301 as in the second embodiment, and the automobile 301 is designed. In doing so, the design range of the vehicle is greatly expanded.
  • the second embodiment since it is applied to an automobile 301 called personal mobility having a small and light weight compared to a normal car and having an elongated vehicle body 311, it can be flexibly changed by a driver like a motorcycle.
  • the vehicle can be used as a highly safe vehicle that ensures stability during turning while having vehicle characteristics that can be changed. That is, personal mobility applied as the automobile 301 according to the present embodiment is an unexpected accident while the driver can flexibly adjust the roll angle of the vehicle body 311 and the wheel 310 when turning, like a motorcycle, and change the vehicle characteristics. Thus, it is possible to ensure safety that the driver is protected from an external impact or the like by the vehicle body 311 when the vehicle crashes or falls.
  • the motion control device 320 and the motion control method of the automobile 301 according to the present embodiment have been created by the present inventor after kinematically verifying according to the following description.
  • Nonlinear Vehicle Model the nonlinear vehicle model in the automobile according to the present embodiment will be described.
  • Non-linear characteristics of the target vehicle motion during a sharp turn are mainly caused by tire characteristics and a large roll angle.
  • tire nonlinear tire model In the present embodiment, a tire model in which the longitudinal force and the lateral force interfere with each other is guided. This model is the model shown in the motion analysis of motorcycles.
  • the coefficient of friction is usually about 0.8 to 1 on a dry asphalt road surface. Therefore, the tire force characteristics are expressed using a function that converges to the friction coefficient on the apparent friction coefficient general road.
  • the following formula (42) defined as the magic formula is used as the friction conversion formula constructed above.
  • each coefficient in this equation is determined to adjust the value and peak position of the friction coefficient, and each coefficient in ⁇ is determined to set the slope at the origin to 1, and the result Is shown in FIG.
  • the tire force F Ti is given by the following equation (43).
  • the AX A and y A planes are located on the OX and Y planes of the inertial coordinate system. Show.
  • the position vector r G of the scaled centroid point from the inertial coordinate system is described by (46) below through the left rear wheel contact center A.
  • FIGS. 24 (A) and (B) the dimension of each part of the vehicle in the above-mentioned tire model is shown in FIGS. 24 (A) and (B).
  • these depend on the mechanism relating to the camber angle, but here, as in the first embodiment, a mechanism in which the left and right tires move up and down in parallel is adopted.
  • the position vector of the tire model is expressed by the following equation (47). Note that unit vectors representing the directions of the moving coordinate systems A- xA , yA , and zA at the point A are denoted as e xA , e yA , and e zA , respectively.
  • the speed of the center of gravity is given by the following equation (52) by adding the speed of the point A and the speed of the center of gravity viewed from the point A.
  • the treads of the front and rear wheels are the same, and the wheel base is the same on the left and right. Therefore, the speed at each contact point is obtained by adding the translation speed and the tangential speed by rotation.
  • the translation speed is the speed of the point A, and the tangential speed obtained by the outer product may be added to this, which is expressed by the following equation (55).
  • the degree of freedom of motion is the x-axis direction, the y-axis direction, the z-axis direction, the x-axis, the y-axis, and the z-axis.
  • the longitudinal speed is constant as the first step, fix the degrees of freedom around the x-axis direction and the y-axis, and consider four degrees of freedom.
  • the roll angle is determined by moving the left and right tires up and down, rotation around the roll axis is considered as shown in FIG.
  • FIG. 25 is a view of the turning vehicle as seen from the rear.
  • this vehicle is configured to move the left and right wheels up and down so as to turn around a point O just below the center of gravity.
  • the pressing force acts against the road surface reaction force from the road surface becomes N C shown in FIG.
  • a downward reaction force is generated in the tire on the pushed-up side.
  • the steering torque including the gear ratio i is represented by the following equation (61).
  • centroid point side slip angle ⁇ is defined on the XY plane and defined as the following equation (64).
  • the roll angle control is performed using the initial position change of the left and right suspensions. Further, as shown in the first and second embodiments, both the front wheel actual rudder angle and the roll angle are connected by a mechanism having a variable link ratio according to the steering angle, and both of them are handled as input. Table 2 shows the vehicle specifications used for this calculation.
  • the response in a region where the centripetal acceleration is relatively high is examined using the above-described nonlinear tire model. The speed is assumed to change up to 30 m / s, and the change in the steering ratio and the maximum roll angle are assumed to be 30 deg.
  • FIGS. 27 (A) to (E) responses to changes in the target roll angle are shown in FIGS. 27 (A) to (E).
  • this target roll angle is small (10 deg)
  • the centripetal acceleration is 0.3 G, which is considered to be a substantially linear region.
  • the centripetal acceleration becomes a little less than 0.6 G, and it can be seen from the yaw rate response that the centripetal acceleration is in the non-linear region, and the vibration response appears and the attenuation decreases.
  • the main centripetal force is canvas last, but as shown in the yaw rate response, the rise of the response is relatively slow, and it can be seen that the obstacle avoidance performance and the like are reduced.
  • FIGS. 28A to 28E show analysis results when the actual steering angle, which is an auxiliary position, is changed mainly for the vehicle body roll angle in the steady circular turning characteristics.
  • the target roll angle is set to 30 degrees and the actual rudder angle is changed.
  • the actual rudder angle is about 2 deg and near the limit value of the centripetal acceleration.
  • the tire side slip angle is greatly affected, and it can be seen that the cornering force is greatly influenced by the total centripetal force. Furthermore, when the actual rudder angle is set to 0, it can be seen that the rise of the yaw rate response is further delayed, which is not preferable from the viewpoint of obstacle avoidance performance. Therefore, it is understood that the front wheel actual steering angle needs to be used effectively in order to increase the response as much as possible.
  • FIGS. 29A to 29E show the results of changing the maximum steering angle in consideration of half-cycle steering of a sine wave of one cycle of 0.4 s. From this analysis result, by using additional steering, it is possible to suppress the peak of the side slip angle at the center of gravity that occurs early in the vehicle response, to further accelerate the rise of the yaw rate response, and to the rise of the centripetal acceleration. Has a great effect. It can also be seen that this addition of steering is effective in converging the response to the final stable value.

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Abstract

　旋回時における安定したコーナリングを実現可能な車両特性を得ることを目的とする。自動車（１０１）の運転制御方法は、ハンドル（１０３ａ）の操舵角と車体（１１１）のロール角との関係を自動車（１０１）の速度によって変更可能とした。この自動車の運転制御方法は、特に、少なくとも前輪が２輪以上、後輪が１輪以上のパーソナルモビリティに適用される。また、旋回時における安定したコーナリングを実現するための車両特性の適用範囲を広げるために、車体（１１１）のロール角と車輪（１１０）のロール角との関係を変更して、自動車（１０１）の旋回時における車輪のキャンバスティフネスを調整する。

Description

自動車の運動制御方法、自動車の運動制御装置及び自動車
　本発明は、操舵比を車速に応じて可変する自動車の運動制御方法、自動車の運動制御装置及び自動車に関する。本出願は、日本国において２０１２年１０月２日に出願された日本特許出願番号特願２０１２－２２０７２２を基礎として優先権を主張するものであり、この出願を参照することにより、本出願に援用される。
　我が国の自動車の登録台数は平成２４年４月の段階で７９００万台を超え、この中で乗用車の占める割合は約７４％であり、さらにその中で自家用車が占める割合は９９．５％を超えている。このように乗用車は今後も国民の重要な交通手段として成長を続けるものと考えられる。他方、これらの乗用車の使用状況として走行中１台あたりの乗車人数に注目すると、１９８９年の約１．７人を境に減少を続け、現在ほぼ１．３人前後となっている。これは、１世帯当たりの構成人数の減少にも関係しており、１９７５年には構成メンバ１～２人の世帯数が３０％で有ったが、平成２１年の１名構成の世帯数が約２５％を数え、１～２名で構成される世帯数が全体の約半数を占めており、今後も増加傾向を示すものと思われる。特に、この１名構成世帯を除いた核家族世帯が全体の６０％弱となっており、１名世帯と核家族世帯を合わせると全世帯数の約８５％を占めている。このように、１世帯当たりの構成人数が減少し、また、１台当たりの乗車人数が減少してくると、個人使用となるパーソナルモビリティの重要性がますこととなる（例えば特許文献１参照。）。特に軽量小型である軽自動車の普及率に注目すると、全乗用車中約３２％とほぼ１／３となっており、現状ではパーソナルモビリティ的な使用状況になっているものと思われる。
　道路占有率の観点からパーソナルモビリティを計画する場合、車両の大きさと上方からの投影面積で見ることができる。
　そこで、図３０に現在市販されている乗用車及び二輪車について全長と投影面積の関係を示す。なお、投影面積全長×全幅で求めた。この図３０より、二輪車を含め市販されている車両の全長と投影面積は非常に相関が高いことがわかる。また、現状でパーソナルモビリティと分類される車両について見ると、一人乗車幅車両と二人乗車幅車両に分けることができる。そこで、これらをＰＭ１及びＰＭ２として分類する。ここでは主に道路占有率から考え、ＰＭ１車両について扱うこととする。ＰＭ１の場合、全長に比べ幅が狭く、上記の結果に対し回帰式で考えると、全長２．５ｍ程度の車両で幅が１．２ｍ程度となる。このため旋回時の安定性を考えると、車体を大きくロールして旋回する二輪車のような運動形態を持つ車両が有効であると考えられる。このような車両の場合、求心力がキャンバスラストとコーナリングフォースの関数となるため、どのようにこれらを使用するかが重要となる。
　更に、上述したようなパーソナルモビリティでは、安定性を確保するために必ずアンダーステア特性とする必要がある。このため、市販されている車両は、すべて弱アンダーステア特性を有している。しかしながら、近年では、パーソナルモビリティにおいて、安定性を保ちつつ、ステア特性及び横すべり特性を自由に設定することができ、運動特性を大幅に変更して、単一車両において、スポーツカーからファミリ－ユースまで構築することができることが望まれている。
特開２００４－３５９２３２号公報
　本発明は、以上のような問題点に鑑みてなされたものであり、操舵比を車速に応じて可変する自動車の運動制御方法、自動車の運動制御装置及び自動車を提供することを目的とする。
[規則91に基づく訂正 18.07.2014]　
　本発明に係る自動車の運動制御方法は、３輪以上の車輪を有する自動車の旋回時の運動制御をする際に、ロール角制御可能な車体のロール角とハンドル角の比である操舵比を速度の関数として規定し、車速に応じて可変する。
[規則91に基づく訂正 18.07.2014]　
　本発明に係る自動車の運動制御装置は、３輪以上の車輪を有する自動車の旋回時の運動制御をする際に、少なくとも前記自動車の車体のロール角を制御する可変部と、ロール角制御可能な前記車体のロール角とハンドル角の比である操舵比を速度の関数として規定し、上記自動車の車速に応じた上記操舵比を上記可変部に出力するコントローラとを備える。
[規則91に基づく訂正 18.07.2014]　
　本発明に係る自動車は、３輪以上の車輪と、車体と、上記の自動車の運動制御装置とを備える。
　本発明は、３輪以上で、ロール角制御可能な車体のロール角とハンドル角の比である操舵比を速度の関数として規定し、車速に応じて可変することで、ステア特性及び横すべり特性を自由に設定することができる。したがって、本発明は、車速に応じて操舵比を切り換えることで、単一車両において、スポーツカーからファミリ－ユースまで構築することができる。
[規則91に基づく訂正 18.07.2014]　
本発明の一実施形態に係る運動制御装置を適用した自動車を示したブロック図である。 ４輪車両の運動を二輪モデルで置き換えた様子を示した斜視図である。 ロール制御の形態を示した概念図であり、（Ａ）は、リーンアウトを示し、（Ｂ）は、リーンウィズを示し、（Ｃ）は、リーンインを示している。 車両運動の座標系を示した概念図である。 車体寸法を示した側面図である。 パーソナルモビリティの根軌跡を示したグラフである。 幾何学的な旋回特性を示した概念図である。 求心力がキャンバスラストのみの定常円旋回特性を示した概念図である。 キャンバスラストが必要となる求心力よりも小さい場合の定常円旋回特性を示した概念図である。 キャンバスラストが必要となる求心力よりも大きい場合の定常円旋回特性を示した概念図である。 遠心力と重力の関係を示した概念図である。 ロール角と操舵角との比である操舵比を示したグラフである。 ステア特性を示した図である。 横すべり特性を示した図である。 本発明の他の一実施形態に係る運動制御装置を適用した自動車の概略構成を示す斜視図である。 本発明の他の一実施形態に係る運動制御装置を適用した自動車を示したブロック図である。 本発明の他の一実施形態に係る運動制御装置を適用した自動車の操舵比及び速度変化に対するスタビリティファクタの影響の解析結果を示した図である。 本発明の他の一実施形態に係る運動制御装置を適用した自動車の車体リーン角の変化に対するスタビリティファクタの影響の解析結果を示した図である。 本発明の他の一実施形態に係る運動制御装置を適用した自動車の車体リーン角の変化に対する横すべり特性の影響の解析結果を示した図である。 本発明の他の一実施形態に係る運動制御装置を適用した自動車を示したブロック図である。 本発明の他の一実施形態に係る運動制御装置を適用した自動車のタイヤと路面との摩擦係数の解析結果を示した図である。 本発明の他の一実施形態に係る運動制御装置を適用した自動車のタイヤモデルによる前後力とコーナリングフォースとの干渉結果を示した図である。 本発明の他の一実施形態に係る運動制御装置を適用した自動車を座標系に一元化したモデルを示した図である。 （Ａ）及び（Ｂ）は、図２３に示す本発明の他の一実施形態に係る運動制御装置を適用した自動車を座標系に一元化したモデルの各部の寸法を示した図である。 本発明の他の一実施形態に係る運動制御装置を適用した自動車の旋回中の車両の状態を模式化して示した図である。 （Ａ）乃至（Ｅ）は、本発明の他の一実施形態に係る運動制御装置を適用した自動車の速度変化に対する応答結果を示した図である。 （Ａ）乃至（Ｅ）は、本発明の他の一実施形態に係る運動制御装置を適用した自動車の目標ロール角変化に対する応答結果を示した図である。 （Ａ）乃至（Ｅ）は、本発明の他の一実施形態に係る運動制御装置を適用した自動車の操舵比変化に対する応答結果を示した図である。 （Ａ）乃至（Ｅ）は、本発明の他の一実施形態に係る運動制御装置を適用した自動車の付加操舵変化に対する応答結果を示した図である。 現在市販されている乗用車及び二輪車について全長と投影面積の関係を示したグラフである。
[規則91に基づく訂正 18.07.2014]　
（第１の実施形態）
　以下、本発明の一実施形態を適用した自動車の運動制御方法、自動車の運動制御装置及び自動車について、図面を参照しながら詳細に説明する。なお、本発明は以下の例に限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲で、任意に変更可能である。更に、本発明の第１の実施形態について、以下の順に沿って説明する。
　１．１．本発明の一実施形態に係る運動制御装置を適用した自動車の基本構成
　１．２．大ロール角を有する車両の基本構成
　１．３．車両の運動理論
　　１．３．１　座標系及びタイヤ力
　　１．３．２　運動方程式
　　１．３．３　システムの安定性
　　１．３．４　定常円旋回特性について
　　１．３．５　基準となるキャンバスラスト特性
　　１．３．６　ステア特性と横すべり特性
　１．４．タイヤ特性を考慮した運動特性検討
　　１．４．１　タイヤ特性による車両運動特性指標
　　１．４．２　操舵比の検討
　　１．４．３　操舵指標に対するステア特性及び横すべり特性
　１．５．結論
[規則91に基づく訂正 18.07.2014]　
　１．１．本発明の一実施形態に係る運動制御装置を適用した自動車の基本構成
　本発明の一実施形態に係る自動車の運動制御装置１２０を適用した自動車１０１は、旋回時における安定したコーナリングを実現可能な車両特性を得るために、ハンドルの操舵角と車体のロール角との関係を自動車１０１の速度によって変更可能としたものである。本実施形態の自動車１０１は、例えば、３個以上の車輪（タイヤ）１１０と、２輪車のようにロールして旋回するロール角制御可能な車体１１１とを有するパーソナルモビリティである。更に、このような自動車１０１は、図１に示すように、車体１１１のロール角を検出するロール角検出部１１２と、ハンドル１１３ａのハンドル角を検出するハンドル角検出部１１３と、車速を検出する車速検出部１１４と、車体１１１のロール角制御をする可変部１１５と、車体のロール角とハンドル角の比である操舵比を速度の関数として規定し、車速に応じた操舵比を可変部１１５に出力するコントローラ１１６とを備えている。
　ロール角検出部１１２、ハンドル角検出部１１３及び車速検出部１１４は、例えば周知のセンサを用いて構成されており、検出したデータをコントローラ１１６に出力する。可変部１１５は、例えばタイヤのアッパーアームの長さを油圧ピストン等で変更可能とする等で、前輪の一方と他方の高さ及び／又は後輪の一方と他方の高さを異ならせることで、車体１１１のロール角制御をする。コントローラ１１６は、例えば、マイコン等で構成されており、内部に格納された制御プログラムに応じて、車体のロール角とハンドル角の比である操舵比を速度の関数として規定し、車速に応じた操舵比を可変部１１５に出力する。なお、図１中には、車輪（タイヤ）１１０が４個設けられているが、これに限定されるものではなく、本実施形態における自動車１０１の車輪数は、少なくとも前輪が２輪以上、後輪が１輪以上であれば、３個であってもよく、或いは、４個以上であっても良い。
[規則91に基づく訂正 18.07.2014]　
　以上のような構成を有する本発明の一実施形態を適用した自動車１０１は、コントローラ１１６が、ロール角検出部１１２によって検出された車体１１１のロール角とハンドル角検出部１１３によって検出されたハンドル角の比である操舵比を速度の関数として規定し、車速に応じた操舵比を可変部１１５に出力する。このため、ドライバが不図示の操作部でステア特性及び横すべり特性を自由に設定することができ、単一車両において、スポーツカーからファミリ－ユースまで構築することができる。また、本実施形態の自動車１０１の運動制御方法では、自動車１の旋回時にハンドル１１３ａの操舵角と車体１１１のロール角との関係を自動車１０１の速度によって変更可能とすることによって、ステア特性及び横すべり特性を自由に設定して、特に、車体１１１が普通車と比べて小型で軽量、かつ細長いパーソナルモビリティの旋回時における安定した車両特性が得られるようになる。なお、本発明の一実施形態に係る自動車１０１の運動制御装置１２０及び運動制御方法は、本発明者が以下の説明に沿って運動力学的に検証して創作されたものである。
　１．２．大ロール角を有する車両の基本構成
　ＰＭ１車両では、ロール角（φ）制御とハンドル角（δ）制御の２入力系となる。これらを独立に制御する場合、一般ドライバがこれらを独立でコントロールする必要があるため、これにアクセル及びブレーキの制御を負荷すると、非常に操縦自体が複雑なる。そこで、これらの関係を規定して単純化することにより、入力数を限定することとする。そこで、本発明では下記の関係を前提とする。ここでk を操舵比と定義し、この操舵比を速度の関数とする。なお、この関係はサスペンションの取り付け位置を上下に移動することで実現できる。



Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
　また、ロール制御を行う場合、二輪車で通常使用されるリーンイン、リーンウィズ、リーンアウトという３つの形態を考える必要がある。そこで、まずロールを含む４輪車両の運動を簡素化するために、図２に示すように二輪モデルで置き換える。
　次に車体部ロール角とタイヤキャンバ角との関係からロール制御の形態を図３（Ａ）乃至（Ｃ）のように定義される。ここで、φは力学的ロール角、φｔはタイヤキャンバ角を示す。この関係を有効に設定することで、車両特性を大きく変化させることが可能となる。
　１．３．車両の運動理論
　１．３．１　座標系及びタイヤ力
　二輪車に代表されるキャンバスラストを主求心力とする車両構築の場合、運動を表現する座標系はＳＡＥ座標系を用いると理解しやすい。これは操舵角を正とした場合、コーナリングフォース及びヨーレイトが正、また（１）式の関係からキャンバ角が正となり、キャンバスラストも正となる。また、車体が大きくロールするため、図４に示すように、座標の原点を後輪タイヤ接地点中心Ａにおく。また、式の簡素化の関係からタイヤの幅を考慮しない。また、タイヤ力は線形モデルで考え、次式で定義する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
　ここで、ＫＣｉ：キャンバスティフネス、ＫＳｉ：コーナリングスティフネス、αｉ:タイヤ横すべり角とする。ここでｉはタイヤ番号を示し、ｉ＝Ａを後輪、ｉ＝Ｂを前輪とする。
　１．３．２　運動方程式
　まず、Ａ点における速度、加速度等を示す。基本寸法は図５に示す。この場合、慣性座標系（Ｏ－ＸＹＺ）の方向を表す単位ベクトルをｉ、ｊ、ｋとする。また、動座標系Ａ－ｘＡ、ｙＡ、ｚＡの方向を表す単位ベクトルをｅｘＡ、ｅｙＡ、ｅｚＡとする。これらを用いてＡ点における速度は次式で与えられる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000004
　Ａ点から見た重心点の位置ベクトルは下記で記述される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000005
　そこで線形化した重心点の加速度は次式で与えられる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000006
　同様にＢ点における速度は次式で与えられる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000007
　そこで、Ａ、Ｂ点における横すべり角は次式で与えられる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000008
　ここで、一定速度走行を考え、運動方程式はｙＡ方向及びｚＡ軸回りの釣り合いを考える。そこで次式で与えられる。




Figure JPOXMLDOC01-appb-M000009
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000010
　これらの式に（１）、（２）式を代入して整理すると
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000011
　１．３．３　システムの安定性
　次にこの車両系の安定性を検討する。この車両は操舵角により舵角とロール角を規定する形式を採用したため、ロール角は入力として舵角に含まれる。このため、特性方程式は通常の四輪車と同一となる。そこで、表１に示す諸元を用いて解析を行い、速度に対する根軌跡を図６に示す。図６では速度３０ｍ／ｓまで示しているが、この諸元の場合、すべての領域で安定しており、方向安定性が確保されていることがわかる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000012
　１．３．４　定常円旋回特性について
　車両安定性は前述の通り確保されており、車両系としては成り立つことが確認された。しかし、車両の基本特性を考える場合、通常走行速度における定常ゲイン等が重要な要素となる。まず定常円旋回により、どのように特性が変化するかについて、その概念を示す。
　まず、極低速の旋回を考える（幾何学的な旋回特性）。この場合、速度が０であるとしてロール角を０とする。これにより舵角と旋回半径の関係は図７で示される。
　そこで、この関係は次式で示される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000013
　この旋回では、各タイヤは求心力を必要としないため、横すべり角を０としたホイルセンター方向に進行することになる。これに対し、求心力がキャンバスラストのみの場合は各タイヤが横すべり角を持たないため、図７と同様に図８で示される。そこで、旋回中心は後輪軸延長線上に位置する。
　このキャンバスラストが必要となる求心力よりも小さい場合、コーナリングフォースで補填する必要がある。このため、各タイヤの横すべり角は図９に示すようにマイナスとなる。そこで、旋回中心は後輪軸よりも前方に位置する。このため、車両の姿勢角は内向きとなり、後輪は外側に張り出すこととなる。
　また、キャンバスラストが必要とする求心力よりも大きい場合、図１０に示すように定常円旋回の釣り合いからコーナリングフォースを負側に発生させる必要がある。つまり、横すべり角は正となるため、旋回中心は後輪軸よりも後方に位置し、車両は外を向いて旋回することになる。これらの関係から、キャンバスラストを主求心力とする車両の場合、基準は図８で示したように、キャンバスラストのみで旋回する状態と考えられる。そこで、定常円旋回特性の基準はこのようなタイヤ特性を有する車両となる。
　１．３．５　基準となるキャンバスラスト特性
　ここで考慮する車両は前述のようにリーンウィズであるとし、また、４輪車であるが左右タイヤに均等に荷重がかかるようにセッティングするためには、図１１に示す条件が必要となる。そこで、前輪と後輪で発生するキャンバスラストによりこの遠心力と同じ大きさで向きが逆の力を発生させる必要があり、さらにこの前後力が作る重心点回りのモーメントは釣り合う必要がある。また、この場合のロール角は（１３）式で定義される通りＧ表示した求心加速度を表している。この関係を用い基準キャンバスティフネスを求めると（１４）式で与えられる。




Figure JPOXMLDOC01-appb-M000014
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000015
　この値を前述の表１にあてはめると、基準キャンバスティフネスは下記となる。
ＫＣＢ０＝１４７０Ｎ／ｒａｄ、ＫＣＡ０＝１４７０Ｎ／ｒａｄ
　１．３．６　ステア特性と横すべり特性
　前述した１．３．４項で示した定常円旋回特性を本項では理論的に考える。この場合、（１１）式の加速度項を削除することで得られる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000016
　一般的に定常特性を考える場合、重心点で検討を行う。特に基準となるＡ点における幾何学的横すべり角は０となるため、横すべり特性が計算できない。そこで、上記式を重心点に置き換えて解析を行う。そこで、重心点横すべり角をβとすると、この関係は次式で与えられる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000017
　そこで、これを代入すると次式となる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000018
　まず、基準となる幾何学的な旋回半径Ｒ０と舵角δ０、及び横すべり角β０との関係を示す。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000019
　この（１７）式よりステア特性を求めると次式となる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000020
　ここでスタビリティファクタは次式で与えられる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000021
　この式で右辺第一項は通常の四輪車のスタビリティファクタと式的に同一であり、第二項はＰＭ１のようにキャンバ角を考慮した車両特有の項となる。
　同様に横すべり特性を求めると次式で与えられる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000022
　ここで横すべり係数は次式で与えられる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000023
　この式の右辺第一項は前述同様四輪車の横すべり係数を、第二項がキャンバ角の影響を表している。
　１．４．タイヤ特性を考慮した運動特性検討
　１．４．１タイヤ特性による車両運動特性指標
　車両設計時に車両特性情報を与えるという観点から、前後輪のキャンバスティフネス及び前述の基準キャンバスラストをもとにこれらの検討を行う。まず、前述の基準キャンバスティフネスを上記（２０）、（２２）式に代入すると、スタビリティファクタ、横すべり係数とも０となる。つまり求心力はすべてキャンバスラストでまかなわれるためコーナリングフォースの影響はなくなりニュートラルステアとなる。これは同一旋回半径の円を通過する場合、操舵角、横すべり角とも速度に関係なく一定となることを意味する。そこで、本発明で示す車両の場合、ステア特性の基準はニュートラルステアとなる。
　次に、タイヤ特性関係を表す次の２つのパラメータを新たに導入する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000024
　ξは前輪と後輪のキャンバスティフネスの関係を、κＡは実キャンバスティフネスと基準キャンバスティフネスの関係を表しており、これらを用いて（１７）式で示したＫＣを整理する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000025
　同様に（２２）式で示した横すべり係数を整理する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000026
　これらの結果よりステア特性に関しては、（２４）式より次の指標が成り立つ。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000027
　この指標により次の特性が規定できる。
ＳＩ＜０：基準ＵＳ（アンダーステア）を減少させ値によりＯＳ（オーバーステア）特性となる。
ＳＩ＝０：コーナリングパワのみでステア特性が決定される。
ＳＩ＞０：基準ＵＳよりもＵＳ特性が強くなる。
　そこで、表１で示した基準車両の場合、安定な車両であるが、キャンバスティフネスの値により安定性を保ちながらＯＳ特性を実現することができる。
　同様に横すべり特性の場合、（２５）式よりκＡが指標となる。この指標により次の特性が規定できる。
κＡ＜１：横すべり角は速度の増加に伴い減少する。
κＡ＝１：速度の変化に関係なく常に横すべり角は一定。
κＡ＞１：速度の増加に伴い横すべり角は増加する。
　そこで、表１の車両の場合、後輪キャンバスティフネスが１６２０Ｎ／ｒａｄの場合、定常横すべり角は速度に関係なく常に一定となり、これよりも大きい値を有する場合は旋回速度の増加に伴い車体を徐々に外側に向けて旋回することがわかる。このようにキャンバスラストを主求心力とする車両の場合、前後輪のキャンバスティフネスの関係及びコーナリングパワの関係により乗用車では実現できない特性表現が可能となり、特性設計の立場から大きな可能性を有していることがわかる。
　１．４．２　操舵比の検討
　（１）式で与えたように、この車両の操縦の難易度を回避するために、ロール角と操舵角との比を速度の関数として規定した。この操舵比ｋをどのように決定するかについて検討を行う。速度の増加に伴い操舵角は（１９）式から決定され、ロール角は（１３）式で示されるように求心加速度により決定される。そこで、この比は次式で示すように、ステア特性により影響を受けることになる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000028
　ここでは、表１で示した諸元について検討する。図１２に速度変化及び（２４）式でＫｃを決定するκＡとＳＩとの乗算の変化に対する操舵比を示す。この図１２より、この指標の負の値が大きくなると、操舵比に大きな影響をうける。そこで、これらの解析の基となる前輪及び後輪のコーナリングパワの設定に大きく影響を受けることになる。通常前輪のコーナリングパワは操舵系の剛性に大きく影響を受けるが、この剛性が低い場合、この指標の負の絶対値が大きくなるため、操舵比の設計が比較的難しくなるため、ある程度の操舵系の剛性を確保する必要がある。
　１．４．３　操舵指標に対するステア特性及び横すべり特性
　次に前述の指標であるＳＩ及びκＡが、ステア特性及び横すべり特性に与える影響について検討を行う。図１３がステア特性の、また図１４が横すべり特性の解析結果である。図１３より、ステア特性はこの範囲において強ＵＳ特性から強ＯＳの特性まで表現できることがわかる。この意味から、特にタイヤの設定により、特性を大きく変化させることができることがわかる。また図１４より、横すべり特性もκＡの設定により、定常横すべり特性を大きく車両の姿勢を変化させることができることがわかる。このような解析より、ＰＭ１の運動特性の設定を、非常にスポーツ性の高いものから、一般ドライバ用の操舵に対し落ち着いた特性を実現することも可能となり、新たな車両系として、非常に高いポテンシャルを持つことがわかる。
　１．５．結論
　本発明の一実施形態では、タイヤのキャンバスラストを有効に使用した新たなパーソナルモビリティの基本構造について、次の結論を得た。
　（１）キャンバスラストを有効に使用することで、車両系の安定性を確保しつつ、ＵＳ特性からＯＳ特性まで大きく特性設定をすることが可能である。
　（２）上記同様、基準キャンバスティフネスに対し実キャンバスティフネスの設定により定常横すべり角を旋回外側へもまた内側へも設定することが可能であり、設計の自由度を高めることができる。
[規則91に基づく訂正 18.07.2014]　
（第２の実施形態）
　次に、本発明の他の一実施形態を適用した自動車の運動制御方法、自動車の運動制御装置及び自動車について、図面を参照しながら詳細に説明する。本発明の第２の実施形態については、以下の順に沿って説明する。
　２．１．本発明の他の一実施形態に係る運動制御装置を適用した自動車の基本構成
　２．２．大ロール角を有する車両の基本構成
　２．３．車体ロール角変化による特性改善
　　２．３．１　車体のリーン角を考慮した解析
　　２．３．２　車体のリーン角が車両特性に与える影響
　２．４．結論
[規則91に基づく訂正 18.07.2014]　
　２．１．本発明の他の一実施形態に係る運動制御装置を適用した自動車の基本構成
　まず、本発明の他の一実施形態に係る運動制御装置を適用した自動車の基本構成について、図面を使用しながら説明する。図１５は、本発明の他の一実施形態に係る運動制御装置を適用した自動車の概略構成を示す斜視図であり、図１６は、本発明の他の一実施形態に係る運動制御装置を適用した自動車を示したブロック図である。
[規則91に基づく訂正 18.07.2014]　
　本実施形態に係る運動制御装置は、例えば、１～２名程度の人が乗車できる小型車両（ＰＭ１）であるパーソナルモビリティと呼ばれる自動車２０１に適用され、第１の実施形態よりも旋回時における安定したコーナリングを実現可能な車両特性の適用範囲を拡大したものとなっている。本実施形態の自動車２０１は、図１５に示すように、全長が２～４ｍ程度、幅が１～２ｍ程度の車体２１１を有し、細長い車体２１１の前後にそれぞれ２輪ずつ計４輪の車輪（タイヤ）２１０が設けられている。なお、図１５には、車輪２１０が４個設けられているが、車輪数は、４個に限定されるものではない。すなわち、少なくとも前輪が２輪以上、後輪が１輪以上であれば、車輪数は、３個であってもよく、或いは、４個以上であっても良い。
　また、本実施形態における自動車２０１には、車両を旋回等させるためのハンドル２１３ａと、当該ハンドル２１３ａの近傍に路面に対する車体２１１や車輪２１０のロール角を変えるためのレバー形状の操作部２１７が設けられている。なお、操作部２１７は、図１５に示すようなレバー形状のものに限定されず、例えば、複数のボタンやメータが設けられた装置としてもよく、また、ハンドル２１３ａの一部に操作レバーや操作ボタンが一体に設けられる構成としてもよい。
[規則91に基づく訂正 18.07.2014]　
　本実施形態では、旋回時における安定したコーナリングが実現可能な車両特性の適用範囲を拡大するために、操作部２１７で車体２１１のロール角と車輪２１０のロール角との関係を変更して、自動車２０１の旋回時における車輪２１０のキャンバスティフネスを調整することを特徴とする。本実施形態に係る自動車２０１の運動制御装置２２０は、図１６に示すように、コントローラ２１６と、可変部２１５と、ハンドル角検出部２１３と、ロール角検出部２１２と、車速検出部２１４と、操作部２１７とを備える。ハンドル角検出部２１３、ロール角検出部２１２、及び車速検出部２１４は、例えば周知のセンサを用いて構成され、検出したハンドル２１３ａのハンドル角、車体２１１及び車輪２１０のロール角、及び車速のデータをそれぞれ検出して、コントローラ２１６に出力する。
　本実施形態では、操作部２１７で車体２１１のロール角と車輪２１０のロール角との関係を変更可能とするために、可変部２１５は、車体２１１のロール角制御を行う車体ロール角可変部２１８と、車輪２１０のロール角制御を行う車輪ロール角可変部２１９とを備えることを特徴とする。すなわち、可変部２１５は、車体２１１と車輪２１０をそれぞれ独立して路面に対して傾けることができるようになっている。
　車体ロール角可変部２１８は、例えば、タイヤのアッパーアームの長さを油圧ピストン等で変更可能とする等で、前輪の一方と他方の高さ及び／又は後輪の一方と他方の高さを異ならせることで、車体２１１のロール角制御をする。車輪ロール角可変部２１９は、例えば、サスペンションや油圧ピストン等で路面に対する車輪２１０（前輪、後輪）の角度を変更可能とすることで、車輪２１０のロール角制御をする。
　コントローラ２１６は、第１の実施形態と同様に、例えば、マイコン等で構成されており、内部に格納された制御プログラムに応じて、車体２１１のロール角とハンドル角の比である操舵比を速度の関数として規定して、車速に応じた操舵比を可変部２１５に出力する。また、本実施形態では、コントローラ２１６は、操作部２１７で車体ロール角可変部２１８及び車輪ロール角可変部２１９を操作することによって、車体２１１のロール角と車輪２１０のロール角の大きさを調整可能とすることを特徴とする。
　このように本実施形態では、コントローラ２１６は、車体２１１のロール角と車輪２１０のロール角の大きさを調整することによって、車体２１１のロール角と車輪２１０のロール角の関係を変更して、自動車２０１の旋回時における車輪２１０のキャンバスティフネスを調整する。コントローラ２１６は、車体２１１のロール角と車輪２１０のロール角の大小関係を判定する判定部２１６ａと、当該判定部２１６ａの判定結果に基づいて車輪２１０が所望のキャンバスティフネスとなるよう車体ロール角可変部２１８及び車輪ロール角可変部２１９を調整するよう指令する指令部２１６ｂとを備える。
　本実施形態では、当該コントローラ２１６を備えることによって、旋回時に当該コントローラ２１６を介して、操作部２１７で可変部２１５を操作して、車体２１１と車輪２１０のロール角の関係を変更できる。具体的には、旋回時における車体２１１と車輪２１０のロール角の関係を車輪２１０よりも車体２１１の方を傾けて、車体２１１を旋回内側にリーンさせるリーンイン、車体２１１よりも車輪２１０の方を傾けて、車体２１１を旋回外側にリーンさせるリーンアウト、又は車輪２１０と車体２１１の傾きが略同一なリーンウィズの何れかの状態となるように変更する。このように自動車２０１の旋回時において、車体２１１と車輪２１０のロール角の関係を変更することによって、車輪２１０のキャンバスティフネスを所望の大きさに調整する。すなわち、車体２１１と車輪２１０のロール角の関係がリーンウィズ以外にリーンインやリーンアウトの場合でも、旋回時における車両特性を安定させて、優れたコーナリング特性とすることができる。
　例えば、自動車２０１をスリリングなスポーツカータイプの車両特性にしたい場合には、車体２１１よりも車輪２１０の方をロール角が大きくなるように車輪２１０を多く傾けて、キャンバスティフネスが大きくなるように調整する。一方、自動車２０１をゆったりと安定したファミリーユースタイプの車両特性にしたい場合には、車輪２１０のリーン角を小さくして、車体２１１よりも車輪２１０の方をロール角が小さくなるように車輪２１０を立てる方向に移動して、キャンバスティフネスが小さくなる調整する。
　このように、本実施形態では、車輪２１０が上述したような所望のキャンバスティフネスとなるように、コントローラ２１６を介して操作部２１７で車体ロール角可変部２１８及び車輪ロール角可変部２１９を調整できる。従来では、自動車や当該自動車に備わるタイヤ（車輪）のタイプによって、そのキャンバスティフネスが定まるので、キャンバスティフネスを含めて車両特性を変えるには、その都度タイヤを交換する必要があった。
[規則91に基づく訂正 18.07.2014]　
　これに対して、本実施形態の自動車２０１では、コントローラ２１６を介して操作部２１７で可変部２１５を調整しながら、車体２１１のロール角と車輪２１０のロール角との関係を自由に変更できる。このため、自動車２０１の旋回時における車輪２１０のキャンバスティフネスが所望の大きさとなるように、自動車２０１の運転時に操作部２１７で調整できるので、単一の自動車２０１でスポーツカータイプからファミリーユースタイプに至るまでの幅広い車両特性に変更可能とする。また、本実施形態に係る自動車２０１を設計する際に、車両の設計範囲が大幅に拡大される。特に、本実施形態では、普通車と比べて小型で軽量、かつ細長い車体２１１を有するパーソナルモビリティと呼ばれる自動車２０１に適用されるので、バイクのようにドライバによって柔軟に変更可能な車両特性を有しながら、旋回時における安定性を確保した安全性が高い車両として使用可能となる。すなわち、本実施形態に係る自動車２０１として適用されるパーソナルモビリティは、バイクのようにドライバが柔軟に旋回時に車体２１１と車輪２１０のロール角を調整して車両特性を変更可能としながら、不測の事故等で衝突や転倒した際にドライバが車体２１１によって外部衝撃等から守られるという安全性を確保できる。なお、本実施形態に係る自動車２０１の運動制御装置２２０及び運動制御方法は、本発明者が以下の説明に沿って運動力学的に検証して創作されたものである。
　２．２．大ロール角を有する車両の基本構成
　次に、本実施形態に係る自動車における大ロール角を有する車両の基本構成について説明する。前述した第１の実施形態と同様に、本実施形態に係る自動車であるＰＭ１車両は四輪車であり、ロール角は前後の左右輪をリンクでつなぎ、幾何学的にロール角が決定されるシステムと定義した。そこで、この車両ではロール角（φ）と実舵角（δ）の２入力系となるが、これを前述した（２７）式に示す速度νの関数となる操舵比κ（ν）で結合し、 ドライバが１入力で横方向制御が行えるように提案した。なお、（２７）式におけるｇは重力加速度、ｌは前輪と後輪の距離となるホイルベース、Ｋδはスタビリティファクタを示す。
　このような（２７）式で定義される操舵比で結合することにより、この車両のステア特性は、速度の変化に対し一定とすることが可能となる。そこで、この操舵比を速度及び前報で定義したステア特性を決定づける相対的なタイヤ特性による指標を用い示すと、前述した図１２のように与えられる。なお、解析に用いた車両の諸元は、前述した表１と同様とする。
　ここで、コーナリングスティフネスをＫｓ、後輪キャンバスティネスをＫＣＡ、キャンバスラストのみで求心力を負担できるキャンバスティフネスをＫＣＡ０とすると、κＡ及びＳＩは、前述した（２３）式で与えられる。また、ここでξは、前後輪のキャンバスティフネスの比として前述した（２３）式で与えられる。
　また、このκＡ及びＳＩによリスタビリティファクタは、前述した図１３で示される。この図から、κＡが１、ＳＩが０の状態でこの車両がニュートラルステアを有することがわかり、さらにこれらの値を適当に選ぶことにより、オーバーステアにもアンダーステアにも設定することが可能であることがわかる。また、第１の実施形態で解析したように、このすべての状態で動的安定性が確保されている。
　同様にこの場合における重心点横すべり係数は、前述した図１４で示される。この図より、横すべり角係数は、κＡにより定義されることがわかる。この値が０の場合に横すべり係数が０となり、旋回中速度の変化に対し常に横すべり角が０となることがわかる。
　また、ＳＩの変化は、重心点横すべり角に全く影響を与えないことがわかる。そこでこれら２つの値を用いると、設計時のステア特性と横すべり特性を自由に設定することができることがわかる。そこで、前述した（２７）式を用いて、操舵比、速度変化に対しスタビリティファクタの影響を解析し、その解析結果を図１７に示す。なお、ここでホイルベースを２ｍとして解析した。図１７より当該諸元では、操舵比が非常に小さい部分では、大きなアンダーステア特性を示すことがわかる。また、操舵比が１０以上で、かつ１０ｍ／ｓ以上では、スタビリティファクタが略一定となることが分かる。また、操舵比が小さい領域では、操舵角の影響が非常に大きい領域であり、本来この車両が持つ大ロール角による横転防止の効果が小さくなることを意味する。
　そこで、初期設定時のタイヤ特性（前後輪のコーナリングスティフネスとキャンバスティフネスの関係）に大きく依存し、操舵角比を変化させる影響は、主に極低速度時における取り回し等の特性向上にのみ大きく関係することになる。このため、タイヤの初期設定条件により、ステア特性の基準が規定されることになり、主にステア特性と横すべり特性との関係を比較的自由に設定できるという意味を持つことになる。
　２．３．車体ロール角変化による特性改善
　次に、本実施形態に係る自動車における車体ロール角変化による特性改善について説明する。車両の設計諸元が決定した後、どの程度、車両特性を変化させられるかが、この関係の車両の使用範囲を大きく左右する。一般的に二輪車のライダが乗り方により二輸車の特性を大きく変化させているが、本実施形態に係る自動車では、これと同等の機構を導入することにより、車両特性を大きく変化させることが可能なため、この検討を行う。
　車体部ロール角とタイヤキャンバ角との関係からロール制御の形態は、前述した図３（Ａ）乃至（Ｃ）のように定義される。一般的に、図３（Ａ）に示すように、タイヤのロール角に対し、車体を旋回外側にリーンさせるものをリーンアウト、逆に、図３（Ｃ）に示すように、車体を旋回内側にリーンさせるものをリーンインと呼ぶ。また、図３（Ｂ）に示すように、この中間となるタイヤと車体が同一のロール角を持つものをリーンウィズと呼ぶ。このような変化により、合成重心位置を左右に変化させることになり、力学的ロール角を制御することとなる。
　２．３．１　車体のリーン角を考慮した解析
　次に、本実施形態に係る自動車における車体のリーン角を考慮した解析について説明する。前述した図３（Ａ）乃至（Ｃ）に示す車体ロール角とタイヤロール角の関係を自由に設定できるものとして、車両特性解析を行う。ここで、力学的ロール角をφとし、車両のロール角をφν、車体部分によるロール角変化分をφｂとし、下記の（２８）式でこの関係を表す。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000029
この関係を一定特性で扱うという関係から、φｂが求心加速度に比例するものとして下記の（２９）式で与える。





Figure JPOXMLDOC01-appb-M000030
なお、ここで力学的ロール角を下記の（３０）式で定義する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000031
　また、車両キャンバ角と力学的キャンバ角の比 τを下記の（３１）式で定義する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000032
　そこで、これらの式を用いてステア特性及び横すべり特性を誘導すると、それぞれ下記の（３２）式及び（３３）式となる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000033
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000034
　ここでスタビリティファクタ及び横すべり係数は、下記の（３４）式及び（３５）式で与えられる。




Figure JPOXMLDOC01-appb-M000035
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000036
　この図から、車体キャンバ角の影響は前述のτで与えられ、これらは、全てキャンバスティフネス比で与えられるκＡとの掛け合わせで与えられる。そこで、Ｃｂで表される車体キャンバ角変化は、等価的にタイヤのキャンバスティフネスを変化させることと等しくなる。そこで、設計諸元であるキャンバスティフネスを制御条件によって等価的に変化させることができることを意味する。つまり、このような特性を変化させることにより、設計目標特性を大幅に変更できることを意味する。
　２．３．２　車体のリーン角が車両特性に与える影響
次に、本実施形態に係る自動車における車体のリーン角が車両特性に与える影響について説明する。前節で示したＣｂの変化により、ステア特性及び横すべり特性をどの程度変更することができるかについての解析結果を図１８及び図１９に示す。なお、図中のηは、キャンバスラストのみで求心力を発生できる値となる基準キャンバスティフネスに対するキャンバスティフネスの関係を示した値であり、下記の（３６）式で与えられる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000037
　この図より、車体のロール角変化を行うことにより、車両の設計諸元を大きく変更できることがわかる。
　２．４．結論
　本実施形態では、タイヤのキャンバスラストを有効に使用した新たなパーソナルモビジティの設計諸元に関して、車体ロール角制御を行うことにより大きく変更できる可能性について検討を行ったものであり、次の結論を得た。すなわち、操舵比（車体ロール角／操舵角）の変更によるステア特性変化について解析を行い、車体ロール角とタイヤロール角との関係を変更することによって、等価的キャンバスティフネスを変化させることができることを示した。
[規則91に基づく訂正 18.07.2014]　
（第３の実施形態）
　次に、本発明の他の一実施形態を適用した自動車の運動制御方法、自動車の運動制御装置及び自動車について、図面を参照しながら詳細に説明する。本発明の第３の実施形態については、以下の順に沿って説明する。
　３．１．本発明の他の一実施形態に係る運動制御装置を適用した自動車の基本構成
　３．２．非線形車両モデル
　　３．２．１　タイヤ特性
　　３．２．２　重心点における加速度
　　３．２．３　各タイヤにおける横すべり角
　　３．２．４　運動方程式
　３．３．シミュレーション
　　３．３．１　計算条件
　　３．３．２　速度変化の影響
　　３．３．３　目標ロール角変化の影響
　　３．３．４　操舵比変化の影響
　３．４．運動開始時の実舵角付加
　３．５．結論
[規則91に基づく訂正 18.07.2014]　
　３．１．本発明の他の一実施形態に係る運動制御装置を適用した自動車の基本構成
　まず、本発明の他の一実施形態に係る運動制御装置を適用した自動車の基本構成について、図面を使用しながら説明する。図２０は、本発明の他の一実施形態に係る運動制御装置を適用した自動車を示したブロック図である。
[規則91に基づく訂正 18.07.2014]　
　本実施形態に係る運動制御装置は、第１及び第２の実施形態と同様に、例えば、パーソナルモビリティと呼ばれる自動車３０１に適用され、第１及び第２の実施形態よりも旋回時における安定した車両特性の適用範囲を拡大したものとなっている。すなわち、第１及び第２の実施形態では、旋回時の定常状態に適用したものとなっているが、本実施形態では、自動車３０１が直進状態から旋回状態に切り替わって旋回時の定常状態に至るまでの旋回初期段階にも適用可能としたものであり、非線形特性を踏まえて検討したものとなっている。
　本実施形態では、旋回時の定常状態に至るまでの旋回開始時におけるコーナリングを安定化させる車両特性とするために、前輪３１０ｆと後輪３１０ｒがそれぞれ独立してロール角制御されることを特徴とする。具体的には、自動車３０１の旋回開始時から所定時間内に前輪３１０ｆ側における車体３１１のロール角と車輪３１０ｆのロール角との関係を変更し、所定時間の経過後に後輪３１０ｒ側における車体３１１のロール角と車輪３１０ｒのロール角との関係を変更する。
[規則91に基づく訂正 18.07.2014]　
　本実施形態に係る自動車３０１の運動制御装置３２０は、図２０に示すように、コントローラ３１６と、可変部３１５（３１５ｆ、３１５ｒ）と、ハンドル角検出部３１３と、ロール角検出部３１２と、車速検出部３１４と、操作部３１７とを備える。ハンドル角検出部３１３、ロール角検出部３１２、及び車速検出部３１４は、例えば周知のセンサを用いて構成され、検出したハンドル３１３ａのハンドル角、車体３１１及び車輪３１０のロール角、及び車速のデータをそれぞれ検出して、コントローラ３１６に出力する。
　本実施形態では、第２の実施形態と同様に、操作部３１７で車体３１１のロール角と車輪３１０（３１０ｆ、３１０ｒ）のロール角との関係を変更可能とするために、可変部３１５（３１５ｆ、３１５ｒ）は、車体３１１のロール角制御を行う車体ロール角可変部３１８（３１８ｆ、３１８ｒ）と、車輪３１０（３１０ｆ、３１０ｒ）のロール角制御を行う車輪ロール角可変部３１９（３１９ｆ、３１９ｒ）とを備えることを特徴とする。すなわち、可変部３１５（３１５ｆ、３１５ｒ）は、車体３１１と車輪３１０（３１０ｆ、３１０ｒ）をそれぞれ独立して路面に対して傾けることができるようになっている。
　車体ロール角可変部３１８は、例えば、タイヤのアッパーアームの長さを油圧ピストン等で変更可能とする等で、前輪の一方と他方の高さ及び／又は後輪の一方と他方の高さを異ならせることで、車体３１１のロール角制御をする。車輪ロール角可変部３１９は、例えば、サスペンションや油圧ピストン等で路面に対する車輪３１０の角度を変更可能とすることで、車輪３１０のロール角制御をする。
　コントローラ３１６は、第１及び第２の実施形態と同様に、例えば、マイコン等で構成されており、内部に格納された制御プログラムに応じて、車体３１１のロール角とハンドル角の比である操舵比を速度の関数として規定して、車速に応じた操舵比を可変部３１５に出力する。また、本実施形態では、第２の実施形態と同様に、コントローラ３１６は、操作部３１７で車体ロール角可変部３１８及び車輪ロール角可変部３１９を操作することによって、車体３１１のロール角と車輪３１０のロール角の大きさを調整可能とする。さらに、本実施形態では、前輪３１０ｆと後輪３１０ｒをそれぞれ独立してロール角制御を行っていることを特徴とする。
　このように本実施形態では、コントローラ３１６は、車体３１１のロール角と車輪３１０のロール角の大きさを調整することによって、車体３１１のロール角と車輪３１０のロール角の関係を変更して、自動車３０１の旋回時における車輪３１０のキャンバスティフネスを調整する。コントローラ３１６は、第２の実施形態と同様に、車体３１１のロール角と車輪３１０（３１０ｆ、３１０ｒ）のロール角の大小関係を判定する判定部３１６ａと、当該判定部３１６ａの判定結果に基づいて車輪３１０（３１０ｆ、３１０ｒ）が所望のキャンバスティフネスとなるよう車体ロール角可変部３１８及び車輪ロール角可変部３１９を調整するよう指令する指令部３１６ｂとを備える。
　本実施形態では、当該コントローラ３１６を備えることによって、旋回時に当該コントローラ３１６を介して、操作部３１７で可変部３１５を操作して、車体３１１と車輪３１０のロール角の関係を前輪３１０ｆと後輪３１０ｒのそれぞれにおいて変更できる。具体的には、コントローラ３１６は、まず、自動車３０１の旋回開始時から所定時間内に前輪３１０ｆの車体ロール角可変部３１８ｆ及び車輪ロール角可変部３１９ｆを制御して車体３１１のロール角と車輪（前輪）３１０ｆのロール角との関係を変更する。そして、所定時間の経過後に車体ロール角可変部３１８ｒ及び車輪ロール角可変部３１９ｒを制御して、車体３１１のロール角と車輪（後輪）３１０ｒのロール角との関係を変更する。
　すなわち、本実施形態では、旋回開始時に前輪３１０ｆ側が定常状態に至るまで車体３１１及び前輪３１０ｆをリーン角制御し、そして、所定時間を経て後輪３１０ｒも旋回動作に入ってから車体３１１及び後輪３１０ｒをリーン角制御する。このように前輪側からリーン角制御をしてから、遅らせて後輪側をリーン角制御することによって、旋回時に釣り合い状態となって、自動車３０１が斜め方向にスライドしなくなり、旋回開始時におけるコーナリングの安定性をより高めることができる。なお、ここで言及する「所定時間」とは、例えば、自動車３０１が前輪３１０ｆと後輪３１０ｒの距離となるホイルベース分を移動する時間をいう。
[規則91に基づく訂正 18.07.2014]　
　このように本実施形態の自動車３０１では、コントローラ３１６を介して操作部３１７で可変部３１５を調整しながら、車体３１１のロール角と車輪３１０のロール角との関係を前輪３１０ｆと後輪３１０ｒに分けて変更できる。このため、自動車３０１の旋回開始時における前輪３１０ｆのキャンバスティフネスが所望の大きさとなるように操作部３１７で調整して、所定時間経過後に後輪３１０ｒのキャンバスティフネスが所望の大きさとなるように操作部３１７で調整できるので、旋回開始時から定常状態に至るまでのコーナリング動作が円滑に進むようになる。すなわち、本実施形態では、旋回開始時の非線形特性領域における自動車３０１のコーナリングを安定させることができる。また、本実施形態に係る自動車３０１は、第２の実施形態と同様にして、単一の自動車３０１でスポーツカータイプからファミリーユースタイプに至るまでの幅広い車両特性に変更可能とし、自動車３０１を設計する際に、車両の設計範囲が大幅に拡大される。特に、本実施形態では、第２の実施形態と同様に、普通車と比べて小型で軽量、かつ細長い車体３１１を有するパーソナルモビリティと呼ばれる自動車３０１に適用されるので、バイクのようにドライバによって柔軟に変更可能な車両特性を有しながら、旋回時における安定性を確保した安全性が高い車両として使用可能となる。すなわち、本実施形態に係る自動車３０１として適用されるパーソナルモビリティは、バイクのようにドライバが柔軟に旋回時に車体３１１と車輪３１０のロール角を調整して車両特性を変更可能としながら、不測の事故等で衝突や転倒した際にドライバが車体３１１によって外部衝撃等から守られるという安全性を確保できる。なお、本実施形態に係る自動車３０１の運動制御装置３２０及び運動制御方法は、本発明者が以下の説明に沿って運動力学的に検証して創作されたものである。
３．２．非線形車両モデル
　次に、本実施形態に係る自動車における非線形車両モデルについて説明する。急旋回中の対象とする車両運動の非線形特性は、主にタイヤの特性及び大ロール角から生じる。そこで、まずタイヤ非線形タイヤモデルについて考える。本実施形態では、前後力と左右力が干渉するタイヤモデルを誘導する。このモデルは二輪車の運動解析で示したモデルであるが、まずその概要について示す。
３．２．１ タイヤ特性
　まず、ｉ番目のタイヤについて検討する．このタイヤのキャンバ角をφｉ、横すべり角をαｉ、スリップ比をｓｉとすると、横力Ｆｙｉ及び前後力Ｆｘｉを下記の（３７）式及び（３８）式のように線形モデルで考える。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000038
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000039
次に１輪に働く両力のベクトル合成を行うが、この場合、前後力に対し、合力のなす角λｉは、下記の（３９）式で与えられる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000040
また、ベクトル合成されたタイヤ力の大きさは下記の（４０）式で与えられる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000041
ここで、タイヤの荷重反力をＮｉとすると、この線形モデルによる合力の見かけの摩擦係数は下記の（４１）式で与えられる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000042
　路面とタイヤ間の摩擦特性をタイヤ単体で考えると、摩擦係数は、乾燥アスファルト路面では、通常０．８～１程度の値となる。そこで、上記見かけの摩擦係数一般路における摩擦係数に収束する関数を用いて、タイヤ力特性を表現する。前述で構築した摩擦変換式をマジックフォミュラとして定義された下記の（４２）式を用いる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000043
なお、この式中の各係数は、摩擦係数の値及びピーク位 置を調整するために決定されており、｛　｝内の各係数は、 原点における傾きを１とするために決定し、その結果を図２１に示す。次にこの（４２）式を用いると、タイヤ力ＦＴｉ は下記の（４３）式で与えられる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000044
この合力より各軸方向に分解すると、前後力及び横力は、下記の（４４）式及び（４５）式でそれぞれ与えられる。





Figure JPOXMLDOC01-appb-M000045
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000046
ここのタイヤモデルによる前後力とコーナリングフォースとの干渉の結果を図２２に示す。なお、この図２２では、タイヤにかかる垂直抗力を１５００Ｎとして計算した。
３．２．２　重心点における加速度
次に、重心点における加速度について説明する。ここで前述したタイヤモデルを用いて、非線形運動方程式を誘導する。この車両の重心点は走行中に大きくx軸回りに傾くため、乗用車等で用いられている重心点固定動座標系で検討すると、z軸回りの運動の方向が変わり、横すべり角や求心加速度等の取り扱い時にその都度座標変換を必要とする。そこで、本実施形態では、左後輪接地中心に動座標系の原点をおき、この位置から重心点の動きを計測する。また、二輪車と同方向の大ロール角を有することからＳＡＥ座標系を用い、Ａ－xA、yA平面は、慣性座標系のＯ－Ｘ、Ｙ平面上に位置するものとし、図２３に示す。　これにより、慣性座標系から計られた重心点の位置ベクトルｒＧは、左後輪接地中心Ａを介して下記の（４６）式で記述される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000047
　また、前述のタイヤモデルにおける車両の各部の寸法等は、図２４（Ａ）及び（Ｂ）に示す。ここで、これらはキャンバ角に関する機構に依存するが、ここでは、第１の実施形態と同様に、左右のタイヤが平行して上下に移動する機構を採用する。これらの記号を用いてタイヤモデルの位置ベクトルは、下記の（４７）式で示される。なお、Ａ点における動座標系Ａ－ｘＡ、ｙＡ、ｚＡの方向を表す単位ベクトルをそれぞれｅｘＡ、 ｅｙＡ、 ｅｚＡ  とする。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000048
　そこで、上述の（４７）式を時間で微分すると、速度は下記の（４８）式となる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000049
同様に、上述の（４８）式を微分すると、加速度は下記の（４９）式となる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000050
また慣性座標系から見たＡ点の速度νＡは、下記の（５０）式で与えられる。　
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000051
　これを時間で微分するとＡ点の加速度は、下記の（５１）式で与えられる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000052
　そこで重心点の速度は、Ａ点の速度とＡ点から見た重心点の速度を加えることによって下記の（５２）式で与えられる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000053
　同様にして、重心点の加速度は、下記の（５３）式で与えられる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000054
３．２．３　各タイヤにおける横すべり角
前述した（５０）式でＡ点における速度を求めた。そこで、これを用いて他のタイヤの接地位置における速度を求める。なお、各タイヤの記号は、前述した図２３に示す。Ａ点から見た各タイヤの位置ベクトルは、下記の（５４）式で示される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000055
ここで、前輪・後輪のトレッドは等しいものとし、また、ホイルベースは左右同一とする。そこで、各接地点における速度は、並進速度と回転による接線速度の加算により得られる。ここでは、Ａ点が基準のため、並進速度はＡ点の速度でこれに外積により得られた接線速度を加えれば良く、下記の（５５）式で示される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000056
同様に前輪の速度は、下記の（５６）式及び（５７）式で与えられる。なお、ここでこれら（５６）式及び（５７）式におけるωについては、下記の（５８）式の関係を有する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000057
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000058
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000059
　そこで、各タイヤにおける横すべり角は、下記の（５９）式で与えられる。なお、ここでは、操舵は前輪のみとし、左右輪を同一角δとする。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000060
３．２．４　運動方程式
　前述で検討する車両は、大ロール角を有するため、運動の自由度は、ｘ軸方向、 ｙ軸方向、 ｚ軸方向、 ｘ軸回り、 ｙ軸回り、ｚ軸回りの６自由度となるが、本報では第一段階として前後速度を一定と考え、 ｘ軸方向 、ｙ軸回りの自由度を固定し、４自由度を考える必要がある。この場合、ロール角は、左右タイヤの位置を上下させることで行うため、ロール軸回りの回転を図２５のように考える。この図２５は、旋回中の車両を後方から見たものである。この車両は、第１及び第２の実施形態で示したように、重心点真下のＯ点を中心に旋回するように左右輪を上下させるように構成されている。この場合、サスペンションによりタイヤを押し下げた場合、路面に対する押しつけ力が働くが、路面からの反力が図に示すＮＣとなる。同様に押し上げた側のタイヤには、下方の反力が発生する。これら反力は、偶力となって、車両には、モーメントのみを与えることになる。次にこれらタイヤには定常釣り合い状態としてＮＡｓ、 ＮＢｓの反力が働いており、これに回転のための各タイヤの動作力による路面反力が加わるが、ここでは内側輪の反力（負の値）ＮＣの上下方向力成分が定常状態の反力Ｎｉｓ一定速度走を超えない範囲で考える。なお、このロール運動により、重心点は横方向に移動すするが、これは既に加速度の中で考慮済みで、慣性項に記述される。そこで、ロール運動は簡易的に下記の（６０）式で示される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000061
　また、操舵系タイヤには次式のセルフアライニングトルク及びキャンバトルクが働くので、操舵トルクはギヤ比ｉを含めて下記の（６１）式となる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000062
本実施形態では、一定速度走行を考え、運動方程式は、ｙＡ方向に関しては、下記の（６２）式、ｚＡ軸まわりに関しては、下記の（６３）式のように、重心点におけるｙＡ方向及びｚＡ軸回りの釣り合いをそれぞれ考える。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000063
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000064
　また、ここで重心点の応答に注目するために、重心点横すべり角βをＸ－Ｙ平面上で考えて下記の（６４）式の通り定義する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000065
　３．３．シミュレーション
　次に、本章では、前章で構築した運動方程式を用いて、本実施形態に係る車両の運動解析を行う。
　３．３．１　計算条件
　本実施形態で示す車両では、左右サスペンションの初期位置変化を用いてロール角制御を行う。また、第１及び第２の実施形態で示したように、操舵角に応じて前輪実舵角とロール角を可変リンク比を持つ機構で結ぶことによって、この両方を入力として扱う。なお、この計算に用いる車両諸元を表２に示す。また、本実施形態では、前述の非線形タイヤモデルを用いて、比較的求心加速度の高い領域での応答について検討する。また、速度は、３０ｍ／ｓまでの変化とし、また操舵比の変化及び最大ロール角を３０ｄｅｇとして検討を行うものとする。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000066
　３．３．２　速度変化の影響
　まず、車両の特性に大きな影響を与える速度変化についてその影響を把握する。他の条件を一定として、速度変化の影響について図２６（Ａ）乃至（Ｅ）に示す。図２６（Ａ）乃至（Ｅ）に示すように、速度増加に伴い、横すべり及びヨーレイトのゲインが減少し、また減衰が低下してゆくことがわかる。また、この計算条件では３０ｍ／ｓにおいて求心加速度が約０．７Ｇ程度となっており、また、この辺りのタイヤの非線形の影響により定常時付近における求心加速度がほとんど変化していないことがわかる。この計算条件では、このあたりにタイヤ特性限界があることがわかる。そこで、以後の解析では、この速度領域における各種パラメータの影響について検討を行うこととする。
３．３．３　目標ロール角変化の影響
　次に、目標ロール角の変化に対する応答について、図２７（Ａ）乃至（Ｅ）に示す。この目標ロール角が小さい場合（１０ｄｅｇ）、求心加速度が０．３Ｇであり、略線形領域と考えられる。この目標ロール角を２０ｄｅｇとすることで、求心加速度は０．６Ｇ弱となり、ヨーレイト応答から見ると非線形領域に入っていることがわかり、また、振動応答が現れて、減衰が低下することがわかる。さらに、この車両の場合、主求心力がキャンバスラストであるが、ヨーレイト応答に表れているように、応答の立ち上がりが比較的遅くなっており、障害物回避性能等が低下していることが分かる。
　３．３．４　操舵比変化の影響
　前述した第１の実施形態において操舵比を定義し、これによりドライバが制御する操舵角に応じてロール角と実舵角が決定されるものとした。この車両の定常状態の主求心力は、前述の通りキャンバスラストとなる。そこで、車体ロール角を主として、定常円旋回特性では、補助的な位置づけとなる実舵角を変化させた場合の解析結果を図２８（Ａ）乃至（Ｅ）に示す。この解析では、目標ロール角を３０度とし、実舵角を変化させているが、この解析条件の場合、実舵角２ｄｅｇ程度で求心加速度の限界値付近になっていることがわかる。この場合、タイヤ横すべり角の影響を大きく受けており、全求心力中のコーナリングフォースの影響が大きいことがわかる。さらに、実舵角を０とした場合、ヨーレイト応答の立ち上がりがさらに遅くなることがわかり、障害物回避性能の面から好ましくないことがわかる。そこで、できるだけ応答性を上げるためには、前輪実舵角を有効に使用する必要があることがわかる。
　３．４．　運動開始時の実舵角付加
次に、本実施形態に係る自動車における運動開始時の実舵角付加について説明する。上述した解析において、キャンバスラストを中心にした旋回では、応答の立ち上がりが遅くなり、障害物回避の面から考えると好ましくないことを示した。これは、前輪と後輪のキャンバ角が同一であり、前後輪で発生する横力が大きくは異ならないことから、キャンバスラストを中心にした求心力のヨーモーメントが比較的小さくなることが一因とされる。ただし、定常状態に到達した場合に問題とならない点から考え、運動制御初期段階でヨーモーメントを発生させる必要がある。これを実現するために付加操舵を考える必要がある。そこで、立ち上がりの初期に半正弦波状の操舵を付加し、その効果を確認する。解析には、１周期０．４ｓの正弦波の半周期の操舵を考慮し、最大操舵角を変化させた結果を図２９（Ａ）乃至（Ｅ）に示す。この解析結果より、付加操舵を用いることにより、車両応答の早い時期に発生する重心点横すべり角のピークを抑えることができ、さらにヨーレイト応答の立ち上がりを早くすることができ、求心加速度の立ち上がりにも大きな効果を持つ。また、この操舵付加は応答の最終安定値への収束にも効果があることがわかる。
３．５．　結　論
本実施形態では、非線形タイヤモデルを用い、車両の運動限界付近の応答について検討を行って、次の結論を得た。すなわち、非線形タイヤモデルを含む運動方程式の誘導を行った結果、限界付近の応答の概要を把握することができた。また、本実施形態でこれまで示したキャンバスラストを中心とした車両の場合、運動初期段階でのヨーモーメントの発生が比較的小さく、ヨーレイト応答の立ち上がりが若干遅いことがわかった。さらに、障害物回避性能等を確保するために、操舵応答の初期に付加操舵を加えることが提案される。この付加操舵により、ヨーレイト応答の即応性を確保できることを示し、また、重心点横すべり角の応答初期のピークを抑えることができることを示した。
　なお、上記のように本発明の各実施形態について詳細に説明したが、本発明の新規事項及び効果から実体的に逸脱しない多くの変形が可能であることは、当業者には、容易に理解できるであろう。従って、このような変形例は、全て本発明の範囲に含まれるものとする。
[規則91に基づく訂正 18.07.2014]　
　例えば、明細書又は図面において、少なくとも一度、より広義又は同義な異なる用語と共に記載された用語は、明細書又は図面のいかなる箇所においても、その異なる用語に置き換えることができる。また、自動車の運動制御装置及び自動車の構成、動作も本発明の各実施形態で説明したものに限定されず、種々の変形実施が可能である。
[規則91に基づく訂正 18.07.2014]　
１０１、２０１、３０１　自動車、１１０、２１０、３１０　車輪（タイヤ）、１１１、２１１、３１１　車体、１１２、２１２、３１２　ロール角検出部、１１３、２１３、３１３　ハンドル角検出部、１１３ａ、２１３ａ、３１３ａ　ハンドル、１１４、２１４、３１４　車速検出部、１１５、２１５、３１５　可変部、１１６、２１６、３１６　コントローラ、１２０、２２０、３２０　運動制御装置、２１７、３１７　操作部、２１８、３１８　車体ロール角可変部、２１９、３１９　車輪ロール角可変部

Claims (14)

  1. [規則91に基づく訂正 18.07.2014]　
    　３輪以上の車輪を有する自動車の旋回時の運動制御をする際に、ロール角制御可能な車体のロール角とハンドル角の比である操舵比を速度の関数として規定し、車速に応じて可変する自動車の運動制御方法。
  2. 　上記関数は、所定のスタビリティファクタΚδと所定の横すべりファクタΚβになるように決定されたステア指標ＳＩと、実キャンバスティフネスと基準キャンバスティフネスとの比κＡとによって規定される請求項１に記載の自動車の運動制御方法。
    ＳＩは、ＫＳＢ－ζＫＳＡ
    ζ＝ＫＣＢ／ＫＣＡ
    ＫＳＡ、ＫＳＢは前輪と後輪のコーナリングスティフネス
    ＫＣＡ、ＫＣＢは前輪と後輪のキャンバスティフネス
  3. 　上記操舵比ｋ（ｖ）は、下記の関係式を満たすように設けられている請求項１又は２に記載の自動車の運動制御方法。
    ｋ（ｖ）＝ｖ２／ｇｌ（ｌ＋Κδｖ２）
    ｖは速度
    ｇは重力加速度
    ｌは前輪と後輪の距離
  4. [規則91に基づく訂正 18.07.2014]　
    　上記車体のロール角と上記車輪のロール角との関係を変更して、前記自動車の旋回時における前記車輪のキャンバスティフネスを調整する請求項１乃至３の何れか１項に記載の自動車の運動制御方法。
  5. 　上記自動車は、少なくとも前輪が２輪以上、後輪が１輪以上のパーソナルモビリティである請求項１乃至４の何れか１項に記載の自動車の運動制御方法。
  6. [規則91に基づく訂正 18.07.2014]　
    　上記自動車の旋回開始時から所定時間内に上記前輪の上記車体のロール角と上記車輪のロール角との関係を変更し、上記所定時間の経過後に上記後輪の上記車体のロール角と上記車輪のロール角との関係を変更する請求項５に記載の自動車の運動制御方法。
  7. [規則91に基づく訂正 18.07.2014]　
    　３輪以上の車輪を有する自動車の旋回時の運動制御をする際に、少なくとも前記自動車の車体のロール角を制御する可変部と、
    　ロール角制御可能な前記車体のロール角とハンドル角の比である操舵比を速度の関数として規定し、上記自動車の車速に応じた上記操舵比を上記可変部に出力するコントローラとを備える自動車の運動制御装置。
  8. 　上記関数は、所定のスタビリティファクタΚδと所定の横すべりファクタΚβになるように決定されたステア指標ＳＩと、実キャンバスティフネスと基準キャンバスティフネスとの比κＡとによって規定される請求項７に記載の自動車の運動制御装置。
    ＳＩは、ＫＳＢ－ζＫＳＡ
    ζ＝ＫＣＢ／ＫＣＡ
    ＫＳＡ、ＫＳＢは前輪と後輪のコーナリングスティフネス
    ＫＣＡ、ＫＣＢは前輪と後輪のキャンバスティフネス
  9. 　上記操舵比ｋ（ｖ）は、下記の関係式を満たすように設けられている請求項７又は８に記載の自動車の運動制御装置。
    ｋ（ｖ）＝ｖ２／ｇｌ（ｌ＋Κδｖ２）
    ｖは速度
    ｇは重力加速度
    ｌは前輪と後輪の距離
  10. [規則91に基づく訂正 18.07.2014]　
    　上記コントローラを介して上記可変部を操作可能な操作部が更に備わり、
    　上記可変部は、上記車体のロール角制御を行う車体ロール角可変部と、上記車輪のロール角制御を行う車輪ロール角可変部とを備え、
    　上記コントローラは、上記操作部で上記車体ロール角可変部及び上記車輪ロール角可変部を操作することによって、上記車体のロール角と上記車輪のロール角との関係を変更して、上記自動車の旋回時における上記車輪のキャンバスティフネスを調整する請求項７乃至９の何れか１項に記載の自動車の運動制御装置。
  11. [規則91に基づく訂正 18.07.2014]　
    　上記コントローラは、
    　上記車体のロール角と上記車輪のロール角の大小関係を判定する判定部と、
    　上記判定部の判定結果に基づいて所望のキャンバスティフネスとなるよう上記車体ロール角可変部及び車輪ロール角可変部を調整するよう指令する指令部とを備えることを特徴とする請求項１０に記載の自動車の運動制御装置。
  12. 　上記自動車は、少なくとも前輪が２輪以上、後輪が１輪以上のパーソナルモビリティである請求項７乃至１１の何れか１項に記載の自動車の運動制御装置。
  13. [規則91に基づく訂正 18.07.2014]　
    　上記車体ロール角可変部及び上記車輪ロール角可変部は、上記前輪と上記後輪のそれぞれに設けられ、
    　上記コントローラは、上記自動車の旋回開始時から所定時間内に上記前輪における上記車体ロール角可変部及び上記車輪ロール角可変部を制御して上記車体のロール角と上記前輪のロール角との関係を変更し、上記所定時間の経過後に上記後輪における上記車体ロール角可変部及び上記車輪ロール角可変部を制御して上記後輪の上記車体のロール角と上記車輪のロール角との関係を変更する請求項１２に記載の自動車の運動制御装置。
  14. [規則91に基づく訂正 18.07.2014]　
    　３輪以上の車輪と、
    　車体と、
    　請求項７乃至請求項１３の何れか１項に記載の自動車の運動制御装置とを備える自動車。
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