JP2004231004A

JP2004231004A - Wheel state estimating device for vehicle

Info

Publication number: JP2004231004A
Application number: JP2003020637A
Authority: JP
Inventors: Shoji Inagaki; 匠二稲垣; Kenji Asano; 憲司浅野; Hidekazu Ono; 英一小野
Original assignee: Toyota Motor Corp; Toyota Central R&D Labs Inc
Current assignee: Toyota Motor Corp; Toyota Central R&D Labs Inc
Priority date: 2003-01-29
Filing date: 2003-01-29
Publication date: 2004-08-19
Anticipated expiration: 2023-01-29
Also published as: JP4158539B2

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To estimate a grip degree of rear wheels without detecting self aligning torque of the rear wheels by estimating self aligning torque of front wheels and a coefficient of friction of a road surface and effectively utilizing them. <P>SOLUTION: The self aligning torque SAT of the front wheels is calculated (S20). Self aligning torque SATm of a vehicle model is calculated based on a slip angle αf of the front wheels (S30 and 40). The grip degree εf of the front wheels is calculated as a ratio of the SAT in relation to the SATm (S50). Lateral acceleration Gyf of the vehicle at the position of the front wheels, front and rear acceleration Gxf of the vehicle, the coefficient μ of friction of the road surface, lateral force Fyr of left and right rear wheels, and front and rear force Fxr of the left and right rear wheels are calculated (S60 to 100). The grip degree εr of the rear wheels is calculated based on the grip degree εf of the front wheels, the coefficient μf of friction of the road surface of the front wheels, lateral force Fyr of the left and right rear wheels, and the front and rear force Fxr of the left and right rear wheels (S110). <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車輌用車輪状態推定装置に係り、更に詳細には後輪のグリップ度を推定する車輌用車輪状態推定装置に係る。
【０００２】
【従来の技術】
自動車等の車輌の車輪状態推定装置の一つとして、例えば本願出願人の出願にかかる下記の特許文献１に記載されている如く、操舵輪である前輪のセルフアライニングトルクを演算し、車輌のヨーレートの時間微分値及び車輌の横加速度に基づき前輪のコーナリングフォースを演算し、セルフアライニングトルク及びコーナリングフォースに基づき路面の摩擦係数を演算する路面の摩擦係数検出装置が従来より知られている。
【特許文献１】
特開平６−２２１９６８号公報
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
上述の如き路面の摩擦係数検出装置によれば路面の摩擦係数を推定することができるので、セルフアライニングトルク及び路面の摩擦係数に基づき前輪のグリップ度を演算することができ、前輪のグリップ度に応じて前輪の制駆動力を適正に制御することができるが、後輪の制駆動力をも適正に制御するためには、後輪のグリップ度も推定されることが望ましい。
【０００４】
前輪の場合と同様、後輪のセルフアライニングトルクを検出すれば、後輪のセルフアライニングトルク及び路面の摩擦係数に基づいて後輪のグリップ度を演算することができるが、その場合には後輪のセルフアライニングトルクを検出するためには力センサ等が必要であり、車輪状態推定装置が高価なものにならざるを得ないという問題がある。
【０００５】
本発明は、後輪の制駆動力をも適正に制御する上で後輪のグリップ度が低廉に推定される必要があるという技術的要請に鑑みてなされたものであり、本発明の主要な課題は、前輪のセルフアライニングトルクや路面の摩擦係数を推定しこれらを有効に利用することにより、後輪のセルフアライニングトルクを検出することなく後輪のグリップ度を推定することである。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
上述の主要な課題は、本発明によれば、操舵輪である前輪のセルフアライニングトルクに基づき前輪のグリップ度を演算し、前輪のグリップ度に基づき路面の摩擦係数を演算し、前記路面の摩擦係数と後輪の前後力及び横力とに基づき後輪のグリップ度を推定することを特徴とする車輌用車輪状態推定装置（請求項１の構成）、又は前輪に制駆動力が発生していない状況に於いて操舵輪である前輪のセルフアライニングトルクに基づき前輪のグリップ度を演算し、前記前輪のグリップ度と後輪の前後力と前輪の横力と前輪及び後輪の接地荷重とに基づき後輪に制駆動力が作用する状況に於ける後輪のグリップ度を推定することを特徴とする車輌用車輪状態推定装置（請求項２の構成）によって達成される。
【０００７】
また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項２の構成に於いて、前輪のグリップ度をεｆとし、後輪の前後力をＦｘｒとし、前輪の横力をＦｙｆとし、前輪及び後輪の接地荷重をそれぞれＷｆ及びＷｒとし、α＝（ＦｘｒＷｆ）／（ＦｙｆＷｒ）として、下記の式１
【数２】

に従って後輪のグリップ度εｒを推定するよう構成される（請求項３の構成）。
【０００８】
尚本明細書に於いて、「グリップ度」とは、車輪が発生し得る路面に沿う方向の力と車輪が発生している路面に沿う方向の力との差を車輪が発生し得る路面に沿う方向の力にて除算した値（ε）をいい、車輪が発生している路面に沿う方向の力を車輪が発生し得る路面に沿う方向の力にて除算した値をμ利用率と呼ぶとすると、グリップ度εは「１−μ利用率」に等しい。
【０００９】
【発明の作用及び効果】
一般に、後輪のグリップ度は後輪の前後力と後輪の横力と路面の摩擦係数とに基づいて推定可能であり、操舵輪である前輪のセルフアライニングトルクに基づき前輪のグリップ度を推定することができ、前輪のグリップ度に基づき前輪の路面の摩擦係数を推定することができるので、前後輪の路面の摩擦係数が同一であると仮定すれば、前輪のセルフアライニングトルクに基づき前輪のグリップ度を推定し、前輪のグリップ度に基づき路面の摩擦係数を推定することにより、後輪の前後力と後輪の横力と路面の摩擦係数とに基づいて後輪のグリップ度を推定することができる。
【００１０】
上記請求項１の構成によれば、操舵輪である前輪のセルフアライニングトルクに基づき前輪のグリップ度が演算され、前輪のグリップ度に基づき路面の摩擦係数が演算され、後輪の前後力と後輪の横力と路面の摩擦係数とに基づき後輪のグリップ度が推定されるので、前後輪の路面の摩擦係数が同一であることを前提に、後輪のセルフアライニングトルクを検出することなく後輪のグリップ度を推定することができる。
【００１１】
また一般に、車輌が制駆動状態にないときには前後輪のグリップ度が同一であると仮定すると、後に詳細に説明する如く、前輪に制駆動力が発生していない状況に於いて前輪のセルフアライニングトルクに基づき前輪のグリップ度を演算することにより、前輪のグリップ度と後輪の前後力と前輪の横力と前輪及び後輪の接地荷重とに基づき後輪に制駆動力が作用する状況に於ける後輪のグリップ度を推定することができる。
【００１２】
上記請求項２の構成によれば、前輪に制駆動力が発生していない状況に於いて操舵輪である前輪のセルフアライニングトルクに基づき前輪のグリップ度が演算され、前輪のグリップ度と後輪の前後力と前輪の横力と前輪及び後輪の接地荷重とに基づき後輪に制駆動力が作用する状況に於ける後輪のグリップ度が推定されるので、車輌の非制駆動時には前後輪のグリップ度が同一であることを前提に、後輪のセルフアライニングトルクを検出することなく後輪に制駆動力が作用する状況に於ける後輪のグリップ度を推定することができる。
【００１３】
また前後輪のグリップ度が同一であるということは前後輪の横力の比が前後輪の接地荷重の比と等しいことを意味する。一般に、後輪の横力の発生は前輪の横力の発生よりも遅れるが、上記請求項２の構成によれば、前後輪のグリップ度が同一であると仮定されることにより、位相の早い前輪横力を使用することができるので、後輪に制駆動力が作用したときの後輪のグリップ度を早く推定することができる。
【００１４】
上述の如く、車輌が制駆動状態にないときには前輪のグリップ度εｆ及び後輪のグリップ度εｒが同一であると仮定すると、路面の摩擦係数をμとし後輪の接地荷重をＷｒとし後輪の横力をＦｙｒとすると、下記の式２が成立する。
【数３】

【００１５】
車輌が制駆動状態にない状況に於いて後輪に制駆動力が作用すると、後輪のグリップ度εｒは下記の式３により表わされる。
【数４】

【００１６】
上記式２よりμＷｒは下記の式４により表わされ、この式４を式３に代入し、αを下記の式５の通りとすると、後輪のグリップ度εｒは上記式１により表わされ、従って上記式１により後輪に制駆動力が作用する状況に於ける後輪のグリップ度εｒを演算することができる。
【数５】

【数６】

【００１７】
上記請求項３の構成によれば、上記式１に従って後輪のグリップ度が推定されるので、後輪のセルフアライニングトルクを検出することなく、後輪に制駆動力が作用する状況に於ける後輪のグリップ度を正確に推定することができる。
【００１８】
【課題解決手段の好ましい態様】
本発明の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１の構成に於いて、前輪のセルフアライニンクトルクＳＡＴを演算し、前輪のスリップ角を演算すると共に前輪のスリップ角に基づき車輌モデルのセルフアライニングトルクＳＡＴｍを演算し、車輌モデルのセルフアライニングトルクＳＡＴｍに対する前輪のセルフアライニングトルクＳＡＴの比として前輪のグリップ度を演算するよう構成される（好ましい態様１）。
【００１９】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１の構成に於いて、前輪のグリップ度εｆ、前輪位置に於ける車輌の前後加速度Ｇｘｆ及び横加速度Ｇｙｆに基づき前輪の路面の摩擦係数μｆを演算し、前輪の路面の摩擦係数μｆを路面の摩擦係数μとするよう構成される（好ましい態様２）。
【００２０】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１の構成に於いて、後輪の前後力Ｆｘｒ及び横力Ｆｙｒを推定し、後輪の接地荷重Ｗｒを推定し、路面の摩擦係数μと後輪の前後力Ｆｘｒ及び横力Ｆｙｒと後輪の接地荷重Ｗｒとに基づき後輪のグリップ度εｒを推定するよう構成される（好ましい態様３）。
【００２１】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記好ましい態様２の構成に於いて、下記の式６
【数７】

に従って前輪の路面の摩擦係数μｆを演算するよう構成される（好ましい態様４）。
【００２２】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記好ましい態様３の構成に於いて下記の式７
【数８】

に従って後輪のグリップ度εｒを演算するよう構成される（好ましい態様５）。
【００２３】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項２の構成に於いて、車輌の非駆動時に前輪のセルフアライニンクトルクに基づき前輪のグリップ度を演算するよう構成される（好ましい態様６）。
【００２４】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項２の構成に於いて、後輪の前後力、前輪の横力、前輪及び後輪の接地荷重を推定し、前輪のグリップ度と後輪の前後力と前輪の横力と前輪及び後輪の接地荷重とに基づき後輪に制駆動力が作用する状況に於ける後輪のグリップ度を推定するよう構成される（好ましい態様７）。
【００２５】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１又は２の構成に於いて、車輌は後輪がエンジンにより駆動される後輪駆動車又は四輪駆動車であり、後輪の前後力はエンジンブレーキ力と後輪の摩擦制動力との和として演算されるよう構成される（好ましい態様８）。
【００２６】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１の構成に於いて、後輪の横力は車輌の横加速度及びヨーレートに基づいて演算されるよう構成される（好ましい態様９）。
【００２７】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項２の構成に於いて、前輪の横力は車輌の横加速度及びヨーレートに基づいて演算されるよう構成される（好ましい態様１０）。
【００２８】
【発明の実施の形態】
以下に添付の図を参照しつつ、本発明を幾つかの好ましい実施の形態（以下単に実施形態という）について詳細に説明する。
【００２９】
第一の実施形態
図１は電動式パワーステアリング装置を備えた後輪駆動車の制動制御装置の一部として構成された本発明による車輌用車輪状態推定装置の第一の実施形態を示す概略構成図である。
【００３０】
図１に於いて、１０ＦＬ及び１０ＦＲはそれぞれ車輌１２の左右の前輪を示し、１０ＲＬ及び１０ＲＲはそれぞれ車輌１２の左右の後輪を示している。従動輪であり操舵輪でもある左右の前輪１０ＦＬ及び１０ＦＲは運転者によるステアリングホイール１４の転舵に応答して駆動されるラック・アンド・ピニオン式の電動式パワーステアリング装置１６によりタイロッド１８Ｌ及び１８Ｒを介して操舵される。
【００３１】
また図１に於いて、２０は電子制御スロットルバルブ２０Ａを備えたエンジンを示しており、エンジン２０の出力はエンジン用電子制御装置２２により電子制御スロットルバルブ２０Ａが制御されることによって制御される。エンジン２０の駆動力はトルクコンバータ２４及びトランスミッション２６を含む自動変速機２８を介してプロペラシャフト３０へ伝達され、プロペラシャフト３０の駆動力はディファレンシャルギヤ装置３２により左後輪車軸３４Ｌ及び右後輪車軸３４Ｒへ伝達され、これにより駆動輪である左右の後輪１０ＲＬ及び１０ＲＲが回転駆動される。
【００３２】
図示の実施形態に於いては、電動式パワーステアリング装置１６はラック同軸型の電動式パワーステアリング装置であり、電子制御装置３６により制御される。電動式パワーステアリング装置１６は電動機３８と、電動機３８の回転トルクをラックバー４０の往復動方向の力に変換する例えばボールねじ式の変換機構４２とを有し、ハウジング４４に対し相対的にラックバー４０を駆動する補助転舵力を発生することにより、運転者の操舵負担を軽減する操舵アシストトルクを発生する。
【００３３】
各車輪の制動力は制動装置４６の油圧回路４８によりホイールシリンダ５０ＦＬ、５０ＦＲ、５０ＲＬ、５０ＲＲの制動圧が制御されることによって制御されるようになっている。図には示されていないが、油圧回路４８はリザーバ、オイルポンプ、種々の弁装置等を含み、各ホイールシリンダの制動圧は通常時には運転者によるブレーキペダル５２の踏み込み操作に応じて駆動されるマスタシリンダ５４により制御され、また必要に応じて後に詳細に説明する如く電子制御装置５６により制御される。
【００３４】
車輪１０ＦＬ〜１０ＲＲのホイールシリンダ５０ＦＬ〜５０ＲＲにはそれぞれ対応するホイールシリンダ内の圧力Ｐｉ（ｉ＝ｆｌ、ｆｒ、ｒｌ、ｒｒ）を検出する圧力センサ６０ＦＬ〜６０ＲＲが設けられ、マスタシリンダ５４にはマスタシリンダ圧力Ｐｍを検出する圧力センサ６２が設けられている。またステアリングシャフト６４にはそれぞれ操舵角θ及び操舵トルクＴｓを検出する操舵角センサ６６及びトルクセンサ６８が設けられ、車輌１２にはそれぞれ車速Ｖ、車輌の前後加速度Ｇｘ、車輌の横加速度Ｇｙ、車輌のヨーレートγを検出する車速センサ７０、前後加速度センサ７２、横加速度センサ７４、ヨーレートセンサ７６が設けられている。尚操舵角センサ６６、トルクセンサ６８、横加速度センサ７４、ヨーレートセンサ７６は車輌の右旋回方向を正としてそれぞれ操舵角θ、操舵トルクＴｓ、横加速度Ｇｙ、ヨーレートγを検出する。
【００３５】
図２に示されている如く、圧力センサ６０ＦＬ〜６０ＲＲにより検出されたホイールシリンダ５０ＦＬ〜５０ＲＲ内の圧力Ｐｉを示す信号、圧力センサ６２により検出されたマスタシリンダ圧力Ｐｍを示す信号、操舵角センサ６６により検出された操舵角θを示す信号、車速センサ７０により検出された車速Ｖを示す信号、前後加速度センサ７２により検出された前後加速度Ｇｘを示す信号、横加速度センサ７４により検出された横加速度Ｇｙを示す信号、ヨーレートセンサ７６により検出されたヨーレートγを示す信号は電子制御装置５６に入力される。
【００３６】
図には示されていないが、エンジン２０にはエンジン回転数Ｎｅを検出するエンジン回転数センサ７８が設けられ、電子制御スロットルバルブ２０Ａにはスロットル開度φを検出するスロットル開度センサ８０が設けられ、エンジン回転数Ｎｅを示す信号及びスロットル開度φを示す信号は図には示されていないアクセル開度センサよりのアクセル開度を示す信号や吸入空気量センサよりの吸入空気量を示す信号等と共にエンジン用電子制御装置２２へ入力される。電子制御装置２２はエンジン回転数Ｎｅを示す信号及びスロットル開度φを示す信号を電子制御装置５６へ出力する。
【００３７】
トルクセンサ６８により検出された操舵トルクＴｓを示す信号は電子制御装置３６に入力され、電子制御装置３６には電子制御装置５６より車速Ｖを示す信号も入力される。電子制御装置３６は操舵トルクＴｓを示す信号と共に電動式パワーステアリング装置１６に対するトルクアシスト指令電流Ｉｔａを示す信号を電子制御装置５６へ出力する。
【００３８】
尚図には詳細に示されていないが、電子制御装置２２、３６及び５６はそれぞれ例えばＣＰＵとＲＯＭとＲＡＭと入出力ポート装置とを有し、これらが双方向性のコモンバスにより互いに接続された一般的な構成のマイクロコンピュータを含んでいる。
【００３９】
特に図示の実施形態に於いては、電子制御装置５６は、図３に示されたフローチャートに従い、前輪のグリップ度εｆを演算すると共に前輪位置に於ける車輌の前後加速度Ｇｘｆ及び横加速度Ｇｙｆを演算し、これらに基づき前輪の路面の摩擦係数μｆを演算し、この値を路面の摩擦係数μとする。そして電子制御装置５６は、左右後輪の前後力Ｆｘｒ、横力Ｆｙｒ、接地荷重Ｗｒを演算し、路面の摩擦係数μ、左右後輪の前後力Ｆｘｒ、横力Ｆｙｒ、接地荷重Ｗｒに基づき後輪のグリップ度εｒを演算する。
【００４０】
また電子制御装置５６は、図４に示されたフローチャートに従い、車輌の非加速時であるか否かを判定し、車輌の非加速時にはエンジンブレーキ力Ｆｅｂを演算し、後輪のグリップ度εｒに基づきエンジンブレーキが作用すると車輌の挙動が悪化する状況であるか否かを判定する。
【００４１】
そして電子制御装置５６は、エンジンブレーキが作用すると車輌の挙動が悪化する状況であるときには、マスタシリンダ圧力Ｐｍに基づき車輌全体の目標摩擦制動力Ｆｂｖを演算し、エンジンブレーキ力Ｆｅｂと目標摩擦制動力Ｆｂｖとの和を車輌全体の目標制動力Ｆｂｖｔとして、車輌の挙動を安定化させる配分にて車輌全体の目標制動力Ｆｂｖｔを各車輪に配分することにより各車輪の目標制動力Ｆｂｔｉ（ｉ＝ｆｌ、ｆｒ、ｒｌ、ｒｒ）を演算する。
【００４２】
また電子制御装置５６は、駆動輪である左右後輪の目標制動力Ｆｂｔｒｌ及びＦｂｔｒｒのうち小さい方の値に基づきエンジン２０の目標出力トルクＴｅｔ（負の値）を演算し、目標出力トルクＴｅｔ及びエンジン回転数Ｎｅに基づき目標スロットル開度φｔを演算し、目標スロットル開度φｔを示す指令信号をエンジン用電子制御装置２２へ出力する。
【００４３】
更に電子制御装置５６は、左右前輪の目標制動力Ｆｂｔｆｌ及びＦｂｔｆｒが達成されると共に左右後輪の目標制動力Ｆｂｔｒｌ及びＦｂｔｒｒのうち大きい方の値に対応する車輪の目標制動力Ｆｂｔｒｌ又はＦｂｔｒｒが達成されるよう、これらの車輪の制動圧Ｐｉを制御する。
【００４４】
特に電子制御装置５６は、路面の摩擦係数μが低いほど大きくなるよう閾値Ｋｅを演算し、後輪のグリップ度εｒが閾値Ｋｅよりも小さいか否かの判別により、エンジンブレーキが作用すると車輌の挙動が悪化する状況であるか否かを判定する。
【００４５】
電子制御装置３６は、操舵トルクＴｓの大きさが大きいほどアシストトルクＴａｂの大きさが大きくなり、車速Ｖが高いほどアシストトルクＴａｂの大きさが小さくなるよう、操舵トルクＴｓ及び車速Ｖに基づき図８に示されたグラフに対応すマップよりアシストトルクＴａｂを演算し、少なくともアシストトルクＴａｂに基づき電子制御装置３６を介して電動式パワーステアリング装置１６によるアシストトルクを制御し、これにより運転者の操舵負担を軽減する。尚電動式パワーステアリング装置１６によるアシストトルクの制御自体は本発明の要旨をなすものではなく、当技術分野に於いて公知の任意の要領にて実行されてよい。
【００４６】
電子制御装置２２は通常時にはアクセル開度や吸入空気量等に基づいて電子制御スロットルバルブ２０Ａを制御することによりエンジン２０の出力を制御するが、電子制御装置５６より目標スロットル開度φｔを示す指令信号が入力されると、該指令信号に従ってスロットル開度φが目標スロットル開度φｔになるよう電子制御スロットルバルブ２０Ａを制御することによりエンジン２０の出力トルクを制御する。尚通常時のエンジン２０の制御も本発明の要旨をなすものではなく、当技術分野に於いて公知の任意の要領にて実行されてよい。
【００４７】
次に図３を参照して、路面の摩擦係数μ及び後輪のグリップ度εｒの演算ルーチンについて説明する。尚図３に示されたフローチャートによる制御は図には示されていないイグニッションスイッチの閉成により開始され、所定の時間毎に繰返し実行される。
【００４８】
まずステップ１０に於いてはトルクセンサ６８により検出された操舵トルクＴｓを示す信号等の読み込みが行われ、ステップ２０に於いてはトルクアシスト指令電流Ｉｔａにトルク定数（正の定数）との積として電動式パワーステアリング装置１６によるアシストトルクＴａｓが演算され、トルクセンサ６８により検出された操舵トルクＴｓとアシストトルクＴａｓとの和より操舵系の摩擦力に対応する値を減算することにより、前輪のセルフアライニングトルクＳＡＴが演算される。尚前輪のセルフアライニングトルクＳＡＴは当技術分野に於いて公知の他の要領にて演算されてもよく、また検出されてもよい。
【００４９】
ステップ３０に於いては横加速度Ｇｙと車速Ｖ及びヨーレートγの積Ｖ＊γとの偏差Ｇｙ−Ｖ＊γとして横加速度の偏差、即ち車輌の横すべり加速度Ｖｙｄが演算され、この横加速度の偏差Ｖｙｄが積分されることにより車体の横すべり速度Ｖｙが演算されると共に、操舵角センサ６６により検出された操舵角θより演算される前輪の実舵角θａが演算され、車体の横すべり速度Ｖｙ、前輪の実舵角θａ、ヨーレートγ及び車速Ｖに基づき下記の式８に従って前輪のスリップ角αｆが演算される。
αｆ＝（Ｖｙ＋Ｌｆ＊γ）／Ｖ−θａ ……（８）
【００５０】
ステップ４０に於いては前輪のスリップ角αｆに基づき図５に示されたグラフに対応すマップ（実線）より車輌モデルのセルフアライニングトルクＳＡＴｍが演算され、ステップ５０に於いては前輪のセルフアライニングトルクＳＡＴ及び車輌モデルのセルフアライニングトルクＳＡＴｍに基づき下記の式９に従って前輪のグリップ度εｆが演算される。
εｆ＝ＳＡＴ／ＳＡＴｍ ……（９）
【００５１】
ステップ６０に於いては横加速度Ｇｙ及びヨーレートγに基づき下記の式１０に従って前輪位置に於ける車輌の横加速度Ｇｙｆが演算され、ステップ７０に於いてはＬｆ及びＬｒをそれぞれ重心と前輪車軸及び後輪車軸との間の距離として、前後加速度Ｇｘ及びヨーレートγに基づき下記の式１１に従って前輪位置に於ける車輌の前後加速度Ｇｘｆが演算され、ステップ８０に於いては下記の式１２に従って前輪の路面の摩擦係数μｆが演算され、この値が路面の摩擦係数μとされる。
【数９】

Ｇｘｆ＝Ｇｘ・（Ｌｆ＋Ｌｒ）／Ｌｒ ……（１１）
【数１０】

【００５２】
ステップ９０に於いては車輌のヨー慣性モーメントをＩｚとし、ヨーレートγの微分値をγｄとし、車輌の重量をＭとして、下記の式１３に従って左右後輪の横力Ｆｙｒが演算され、ステップ１００に於いては圧力−左右後輪制動力の変換係数Ｋｂｒとマスタシリンダ圧力Ｐｍとの積として左右後輪の目標摩擦制動力Ｆｂｒｔが演算されると共に、左右後輪の前後力Ｆｘｒがエンジンブレーキ力Ｆｅｂと左右後輪の目標摩擦制動力Ｆｂｒｔとの和として演算される。
【数１１】

【００５３】
ステップ１１０に於いては車輌の前後加速度Ｇｘに基づき当技術分野に於いて公知の要領にて左右後輪の接地荷重Ｗｒが演算されると共に、左右後輪の横力Ｆｙｒ、左右後輪の前後力Ｆｘｒ、路面の摩擦係数μ、左右後輪の接地荷重Ｗｒに基づき下記の式１４に従って後輪のグリップ度εｒが演算される。
【数１２】

【００５４】
次に図４に示されたフローチャートを参照して図示の第一の実施形態に於ける制動力制御ルーチンについて説明する。尚図４に示されたフローチャートによる制御も図には示されていないイグニッションスイッチの閉成により開始され、所定の時間毎に繰返し実行される。
【００５５】
まずステップ２１０に於いては圧力センサ６０ＦＬ〜６０ＲＲにより検出されたホイールシリンダ５０ＦＬ〜５０ＲＲ内の圧力Ｐｉを示す信号等の読み込みが行われ、ステップ２２０に於いては例えばスロットル開度φ及びエンジン回転数Ｎｅに基づき図６に示されたグラフに対応すマップより推定されるエンジン２０の出力トルクＴｅが０以下であるか否かの判別により、車輌が非駆動状態にあるか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはステップ３００へ進み、肯定判別が行われたときにはステップ２３０へ進む。
【００５６】
ステップ２３０に於いては路面の摩擦係数μが低いほど閾値Ｋｅが大きくなるよう、上述の図３に示されたフローチャートに従って演算された路面の摩擦係数μに基づき図７に示されたグラフに対応するマップより後述のステップ２４０の判別に供される閾値Ｋｅが演算される。
【００５７】
ステップ２４０に於いては後輪のグリップ度εｒが閾値Ｋｅよりも小さいか否かの判別、即ちエンジンブレーキ力Ｆｅｂが作用すると車輌の挙動が悪化する虞れがあるか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはステップ３００へ進み、肯定判別が行われたときにはステップ２５０へ進む。
【００５８】
ステップ２５０に於いてはスロットル開度φ及びエンジン回転数Ｎｅに基づき図６に示されたグラフに対応すマップよりエンジン２０の出力トルクＴｅが演算され、出力トルクＴｅ及び駆動系のギヤ比に基づきエンジンブレーキ力Ｆｅｂが演算される。
【００５９】
ステップ２６０に於いては圧力−車輌全体制動力の変換係数Ｋｂｖ（正の値）とマスタシリンダ圧力Ｐｍとの積として車輌全体の目標摩擦制動力Ｆｂｖが演算され、エンジンブレーキ力Ｆｅｂと目標摩擦制動力Ｆｂｖとの和として車輌全体の目標制動力Ｆｂｖｔが演算される。また車輌の前後加速度Ｇｘ及び横加速度Ｇｙに基づき当技術分野に於いて公知の要領にて各車輪の接地荷重Ｗｉ（ｉ＝ｆｌ、ｆｒ、ｒｌ、ｒｒ）が演算され、接地荷重Ｗｉの和をＷとして下記の式１５に従って各車輪に対する目標制動力Ｆｂｖｔの配分量、即ち各車輪の目標制動力Ｆｂｔｉ（ｉ＝ｆｌ、ｆｒ、ｒｌ、ｒｒ）が演算される。
Ｆｂｔｉ＝Ｆｂｖｔ×Ｗｉ／Ｗ ……（１５）
【００６０】
ステップ２７０に於いては駆動輪である左右後輪の目標制動力Ｆｂｔｒｌ及びＦｂｔｒｒのうち小さい方の値をＦｂｔｒｍｉｎとして、Ｆｂｔｒｍｉｎの２倍（目標エンジンブレーキ力Ｆｅｂｔ）及び駆動系のギヤ比に基づきエンジン２０の目標出力トルクＴｅｔ（負の値）が演算される。
【００６１】
ステップ２８０に於いては左右前輪の目標制動力Ｆｂｔｆｌ及びＦｂｔｆｒに基づき左右前輪の目標制動圧Ｐｂｔｆｌ及びＰｂｔｆｒが演算され、左右前輪の制動圧Ｐｆｌ及びＰｆｒがそれぞれ目標制動圧Ｐｂｔｆｌ及びＰｂｔｆｒになるよう制御されると共に、左右後輪の目標制動力Ｆｂｔｒｌ及びＦｂｔｒｒのうち大きい方の値とＦｂｔｒｍｉｎとの偏差ΔＦｂｔｒが演算され、偏差ΔＦｂｔｒに基づき目標制動圧Ｐｂｔｒが演算され、当該車輪の制動圧が目標制動圧Ｐｂｔｒになるよう制御される。
【００６２】
ステップ２９０に於いては目標出力トルクＴｅｔ及びエンジン回転数Ｎｅに基づき図６に示されたグラフに対応すマップより目標スロットル開度φｔが演算され、目標スロットル開度φｔを示す指令信号がエンジン用電子制御装置２２へ出力され、しかる後ステップ１０へ戻る。
【００６３】
ステップ３００に於いてはマスタシリンダ５４とホイールシリンダ５０ＦＲ、５０ＦＬ、５０ＲＲ、５０ＲＬとの連通が維持され、これにより各車輪の制動圧がマスタシリンダ圧力Ｐｍにより制御される通常時の制動力制御が実行され、しかる後ステップ１０へ戻る。
【００６４】
かくして図示の第一の実施形態によれば、ステップ２０に於いて前輪のセルフアライニングトルクＳＡＴが演算され、ステップ３０に於いて前輪のスリップ角αｆが演算され、ステップ４０に於いて前輪のスリップ角αｆに基づき車輌モデルのセルフアライニングトルクＳＡＴｍが演算され、ステップ５０に於いて前輪のセルフアライニングトルクＳＡＴ及び車輌モデルのセルフアライニングトルクＳＡＴｍに基づき前輪のグリップ度εｆが演算される。
【００６５】
そしてステップ６０〜１００に於いてそれぞれ前輪位置に於ける車輌の横加速度Ｇｙｆ、車輌の前後加速度Ｇｘｆ、路面の摩擦係数μ、左右後輪の横力Ｆｙｒ、左右後輪の前後力Ｆｘｒが演算され、ステップ１１０に於いて前輪のグリップ度εｆ、前輪の路面の摩擦係数μｆ、左右後輪の横力Ｆｙｒ、左右後輪の前後力Ｆｘｒに基づき後輪のグリップ度εｒが演算される。
【００６６】
従って図示の第一の実施形態によれば、前後輪の路面の摩擦係数が同一であることを前提に、後輪のセルフアライニングトルクを検出することなく、推定される前輪のグリップ度εｆ及び路面の摩擦係数μを有効に利用して後輪のグリップ度εｒを推定することができる。
【００６７】
第二の実施形態
図９は本発明による車輌用車輪状態推定装置の第二の実施形態に於ける路面の摩擦係数μ及び後輪のグリップ度εｒの演算ルーチンを示すゼネラルフローチャートである。尚図９に於いて図３に示されたステップと同一のステップには図３に於いて付されたステップ番号と同一のステップ番号が付されている。
【００６８】
この実施形態に於いては、ステップ１０の次に実行されるステップ１５に於いて前輪が非制駆動状態にあるか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはそのままステップ１０へ戻り、肯定判別が行われたときにはステップ２０へ進む。
【００６９】
ステップ２０〜６０、８０、１００は上述の第一の実施形態の場合と同様に実行され、第一の実施形態のステップ７０に対応するステップは実行されず、ステップ８０の次に実行されるステップ９５に於いて下記の式１５に従って左右前輪の横力Ｆｙｆが演算される。
【数１３】

【００７０】
ステップ１２０に於いては車輌の前後加速度Ｇｘ及び横加速度Ｇｙに基づき当技術分野に於いて公知の要領にて左右前輪の接地荷重Ｗｆ及び左右後輪の接地荷重Ｗｒが演算され、ステップ１３０に於いては前輪のグリップ度εｆ、路面の摩擦係数μ、左右前輪の横力Ｆｙｆ、左右後輪の前後力Ｆｘｒ、左右前輪の接地荷重Ｗｆ及び左右後輪の接地荷重Ｗｒに基づき下記の式１６に従って後輪のグリップ度εｒが演算される。
【数１４】

【００７１】
かくして図示の第二の実施形態によれば、ステップ２０〜８０に於いて上述の第一の実施形態の場合と同様の要領にて前輪のグリップ度εｆ及び路面の摩擦係数μが演算され、ステップ１００に於いて左右後輪の前後力Ｆｘｒが演算されると共に、ステップ９５に於いて左右前輪の横力Ｆｙｆが演算され、ステップ１２０に於いて左右前輪の接地荷重Ｗｆ及び左右後輪の接地荷重Ｗｒが演算され、ステップ１３０に於いて前輪のグリップ度εｆ、路面の摩擦係数μ、左右前輪の横力Ｆｙｆ、左右後輪の前後力Ｆｘｒ、左右前輪の接地荷重Ｗｆ及び左右後輪の接地荷重Ｗｒに基づき後輪のグリップ度εｒが演算される。
【００７２】
従って図示の第二の実施形態によれば、車輌の非制駆動時には前後輪のグリップ度が同一であることを前提に、上述の第一の実施形態の場合と同様、後輪のセルフアライニングトルクを検出することなく、推定される前輪のグリップ度εｆ及び路面の摩擦係数μを有効に利用して後輪のグリップ度εｒを推定することができ、また後輪横力に比して位相が早い前輪横力を使用して後輪のグリップ度が推定されるので、後輪に制駆動力が作用したときの後輪のグリップ度を早く推定することができる。
【００７３】
尚、上述の各実施形態によれば、車輌が非駆動状態にあるときにはステップ２２０に於いて肯定判別が行われ、ステップ２３０に於いて路面の摩擦係数μが低いほど閾値Ｋｅが大きくなるよう、路面の摩擦係数μに基づき閾値Ｋｅが演算される。
【００７４】
そしてステップ２４０に於いて後輪のグリップ度εｒが閾値Ｋｅよりも小さいか否かの判別により、エンジンブレーキ力Ｆｅｂが作用すると車輌の挙動が悪化する虞れがあるか否かの判別が行われ、車輌の挙動が悪化する虞れがあるときにはステップ２５０に於いてエンジンブレーキ力Ｆｅｂが演算され、ステップ２６０に於いてエンジンブレーキ力Ｆｅｂと目標摩擦制動力Ｆｂｖとの和として車輌全体の目標制動力Ｆｂｖｔが演算されると共に、各車輪の接地荷重Ｗｉに比例する割合にて車輌全体の目標制動力Ｆｂｖｔが各車輪に配分されることにより各車輪の目標制動力Ｆｂｔｉが演算される。
【００７５】
ステップ２７０に於いて駆動輪である左右後輪の目標制動力Ｆｂｔｒｌ及びＦｂｔｒｒのうち小さい方の値をＦｂｔｒｍｉｎとして、Ｆｂｔｒｍｉｎの２倍及び駆動系のギヤ比に基づきエンジン２０の目標出力トルクＴｅｔが演算され、ステップ２９０に於いて目標出力トルクＴｅｔ及びエンジン回転数Ｎｅに目標スロットル開度φｔが演算され、目標スロットル開度φｔを示す指令信号がエンジン用電子制御装置２２へ出力される。
【００７６】
更にステップ２８０に於いて左右前輪の目標制動力Ｆｂｔｆｌ及びＦｂｔｆｒに基づき左右前輪の目標制動圧Ｐｂｔｆｌ及びＰｂｔｆｒが演算され、左右前輪の制動圧Ｐｆｌ及びＰｆｒがそれぞれ目標制動圧Ｐｂｔｆｌ及びＰｂｔｆｒになるよう制御されると共に、左右後輪の目標制動力Ｆｂｔｒｌ及びＦｂｔｒｒのうち大きい方の値とＦｂｔｒｍｉｎとの偏差ΔＦｂｔｒが演算され、偏差ΔＦｂｔｒに基づき目標制動圧Ｐｂｔｒが演算され、当該車輪の制動圧が目標制動圧Ｐｂｔｒになるよう制御される。
【００７７】
一般に、車輌が前輪操舵式の後輪駆動車である場合に於いて、車輌が旋回限界に近づくと、前輪のセルフアライニングトルクが飽和した状態になり、前輪のセルフアライニングトルクは車輪の横力よりも早く飽和する。上述の各実施形態によれば、前輪のセルフアライニングトルクＳＡＴに基づいて後輪のグリップ度εｒが演算され、後輪のグリップ度εｒが閾値Ｋｅよりも小さいか否かの判別により、エンジンブレーキ力Ｆｅｂが作用すると車輌の挙動が悪化する虞れがあるか否かの判別が行われるので、エンジンブレーキが作用すると車輌の挙動が悪化する虞れがあるか否かを早期に判定し、これによりエンジンブレーキ力を早期に各車輪に配分して車輌の挙動の悪化を効果的に防止することができる。
【００７８】
またステップ２４０に於いて否定判別が行われたときには、即ちエンジンブレーキ力Ｆｅｂが作用しても車輌の挙動が悪化する虞れがないときには、ステップ２５０〜２９０は実行されず、車輌が駆動状態にありステップ２２０に於いて否定判別が行われた場合と同様、ステップ３００に於いてマスタシリンダ５４とホイールシリンダ５０ＦＲ、５０ＦＬ、５０ＲＲ、５０ＲＬとの連通が維持され、これにより各車輪の制動圧がマスタシリンダ圧力Ｐｍにより制御される通常時の制動力制御が実行される。
【００７９】
従ってエンジンブレーキ力Ｆｅｂが作用すると車輌の挙動が悪化する虞れがある場合にのみ、ステップ２５０〜２９０が実行され、車輌の挙動が安定化させる配分比率にてエンジンブレーキ力Ｆｅｂが各車輪に配分されるので、車輌の挙動が悪化する虞れがあるか否かが考慮されることなくエンジンブレーキ力が各車輪に配分される従来の制動力制御装置の場合に比して、非駆動輪である左右前輪及び左右後輪のうち配分されたエンジンブレーキ力が大きい側の車輪の制動装置の負担、例えば山道降坂時の制動装置の作動頻度及び作動時間を軽減し、その耐久性を向上させることができる。
【００８０】
更に上述の各実施形態によれば、ステップ２３０に於いて路面の摩擦係数μが低いほど閾値Ｋｅが大きくなるよう、路面の摩擦係数μに基づき閾値Ｋｅが演算され、後輪のグリップ度εｒが閾値Ｋｅよりも小さいか否かの判別により、エンジンブレーキ力Ｆｅｂが作用すると車輌の挙動が悪化する虞れがあるか否かの判別が行われるので、路面の摩擦係数μが低いほど、即ち車輌の挙動が悪化し易いほど早期に車輌の挙動が悪化する虞れがあると判定することができ、これにより応答遅れなく車輌の挙動の悪化を効果的に防止することができる。
【００８１】
以上に於いては本発明を特定の実施形態について詳細に説明したが、本発明は上述の実施形態に限定されるものではなく、本発明の範囲内にて他の種々の実施形態が可能であることは当業者にとって明らかであろう。
【００８２】
例えば上述の各実施形態に於いては、前輪のセルフアライニングトルクＳＡＴ及びスリップ角αｆが演算され、前輪のスリップ角αｆに基づき車輌モデルのセルフアライニングトルクＳＡＴｍが演算され、前輪のセルフアライニングトルクＳＡＴ及び車輌モデルのセルフアライニングトルクＳＡＴｍに基づき前輪のグリップ度εｆが演算されるようになっているが、前輪のグリップ度εｆは当技術分野に於いて公知の任意の要領にて演算されてよい。
【００８３】
また上述の各実施形態に於いては、後輪のグリップ度εｒが閾値Ｋｅよりも小さいか否かの判別により、エンジンブレーキ力Ｆｅｂが作用すると車輌の挙動が悪化する虞れがあるか否かの判別が行われ、その判別結果に基づき各車輪の制動力が制御されるようになっているが、後輪のグリップ度εｒは例えば後輪駆動車のトラクション制御や四輪駆動車の後輪駆動力の制御の如く、車輌の任意の制御に使用されてよい。
【００８４】
更に上述の各実施形態に於いては、車輌は後輪駆動車であるが、本発明は四輪駆動車に適用されてもよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】電動式パワーステアリング装置を備えた後輪駆動車の制動制御装置の一部として構成された本発明による車輌用車輪状態推定装置の第一の実施形態を示す概略構成図である。
【図２】第一の実施形態に於ける制御系を示すブロック図である。
【図３】第一の実施形態に於ける路面の摩擦係数μ及び後輪のグリップ度εｒ演算ルーチンを示すフローチャートである。
【図４】第一の実施形態に於ける制動力制御ルーチンを示すフローチャートである。
【図５】前輪のスリップ角αｆと車輌モデルのＳＡＴ（実線）及び実際のＳＡＴの一例（破線）との間の関係を示すグラフである。
【図６】エンジン回転数Ｎｅとスロットル開度φと及びエンジンの出力トルクＴｅ及び目標出力トルクＴｅｔとの間の関係を示すグラフである。
【図７】路面の摩擦係数μと閾値Ｋｅとの間の関係を示すグラフである。
【図８】操舵トルクＴｓ及び車速ＶとアシストトルクＴａｂとの間の関係を示すグラフである。
【図９】本発明による車輌用車輪状態推定装置の第二の実施形態に於ける路面の摩擦係数μ及び後輪のグリップ度εｒ演算ルーチンを示すフローチャートである。
【符号の説明】
１６…電動式パワーステアリング装置１６
２０…エンジン
２２、３６…電子制御装置
４６…制動装置
５４…マスタシリンダ
５６…電子制御装置
６０ＦＬ〜６０ＲＲ、６２…圧力センサ
６６…操舵角センサ
６８…トルクセンサ
７０…車速センサ
７２…前後加速度センサ
７４…横加速度センサ
７６…ヨーレートセンサ[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a vehicle wheel state estimating apparatus, and more particularly, to a vehicle wheel state estimating apparatus for estimating a rear wheel grip degree.
[0002]
[Prior art]
As one of the wheel state estimating devices for vehicles such as automobiles, for example, as described in Patent Document 1 below filed by the present applicant, self-aligning torque of front wheels that are steered wheels is calculated, and 2. Description of the Related Art A road surface friction coefficient detection device that calculates a front wheel cornering force based on a time differential value of a yaw rate and a lateral acceleration of a vehicle and calculates a road surface friction coefficient based on a self-aligning torque and a cornering force is conventionally known.
[Patent Document 1]
JP-A-6-221968
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
According to the road surface friction coefficient detecting device as described above, the road surface friction coefficient can be estimated, so that the front wheel grip degree can be calculated based on the self-aligning torque and the road surface friction coefficient, and the front wheel grip degree can be calculated. , The braking / driving force of the front wheels can be appropriately controlled, but in order to properly control the braking / driving force of the rear wheels, it is desirable that the grip of the rear wheels is also estimated.
[0004]
As in the case of the front wheels, if the self-aligning torque of the rear wheels is detected, the grip of the rear wheels can be calculated based on the self-aligning torque of the rear wheels and the friction coefficient of the road surface. In order to detect the self-aligning torque of the rear wheels, a force sensor or the like is required, and there is a problem that the wheel state estimating device must be expensive.
[0005]
The present invention has been made in view of the technical requirement that the grip of the rear wheel needs to be estimated at low cost in order to properly control the braking / driving force of the rear wheel. The problem is to estimate the degree of grip of the rear wheels without detecting the self-aligning torque of the rear wheels by estimating the self-aligning torque of the front wheels and the friction coefficient of the road surface and effectively using these.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
According to the present invention, the main problem described above is to calculate the degree of grip of the front wheels based on the self-aligning torque of the front wheels that are the steered wheels, calculate the coefficient of friction of the road surface based on the degree of grip of the front wheels, A vehicle wheel state estimating device for estimating a degree of grip of a rear wheel based on a friction coefficient and a front-rear force and a lateral force of a rear wheel; The front wheel grip degree is calculated based on the self-aligning torque of the front wheel, which is the steered wheel, and the grip force of the front wheel, the front-rear force of the rear wheel, the lateral force of the front wheel, and the contact load of the front wheel and the rear wheel in a situation where the steering wheel is not in operation. Based on the above, the grip degree of the rear wheel in a situation where the braking / driving force acts on the rear wheel is estimated by the vehicle wheel state estimating device (the configuration of claim 2).
[0007]
Further, according to the present invention, in order to effectively achieve the above-mentioned main problem, in the configuration of the second aspect, the grip degree of the front wheel is set to εf, the front-rear force of the rear wheel is set to Fxr, Assuming that the force is Fyf, the ground load of the front wheel and the rear wheel is Wf and Wr, respectively, and α = (FxrWf) / (FyfWr),
(Equation 2)

(Equation 3).
[0008]
In this specification, the "grip degree" refers to a difference between a force in a direction along a road surface where a wheel can be generated and a force in a direction along a road surface where a wheel is generated, on a road surface where a wheel can be generated. The value (ε) divided by the force along the road surface, and the value obtained by dividing the force along the road surface where the wheels are generated by the force along the road surface where the wheels can be generated is called μ utilization factor Then, the grip factor ε is equal to “1-μ utilization factor”.
[0009]
Function and effect of the present invention
In general, the grip of the rear wheel can be estimated based on the front-rear force of the rear wheel, the lateral force of the rear wheel, and the coefficient of friction of the road surface.The grip of the front wheel is determined based on the self-aligning torque of the front wheel, which is the steering wheel. Since the friction coefficient of the road surface of the front wheel can be estimated based on the degree of grip of the front wheel, it is possible to estimate the friction coefficient of the road surface of the front and rear wheels based on the self-aligning torque of the front wheel. By estimating the degree of grip of the front wheels and estimating the friction coefficient of the road surface based on the degree of grip of the front wheels, the degree of grip of the rear wheels is determined based on the front-rear force of the rear wheels, the lateral force of the rear wheels, and the friction coefficient of the road surface. Can be estimated.
[0010]
According to the configuration of the first aspect, the grip degree of the front wheel is calculated based on the self-aligning torque of the front wheel that is the steered wheel, the friction coefficient of the road surface is calculated based on the grip degree of the front wheel, and the front-rear force of the rear wheel is calculated. Since the grip of the rear wheel is estimated based on the lateral force of the rear wheel and the friction coefficient of the road surface, the self-aligning torque of the rear wheel is detected on the assumption that the friction coefficient of the front and rear wheels is the same. The degree of grip of the rear wheel can be estimated without any need.
[0011]
Generally, when it is assumed that the front and rear wheels have the same grip when the vehicle is not in the braking / driving state, as will be described in detail later, the self-aligning of the front wheels in a situation where no braking / driving force is generated in the front wheels. By calculating the grip of the front wheels based on the torque, the braking / driving force acts on the rear wheels based on the grip of the front wheels, the front and rear forces of the rear wheels, the lateral forces of the front wheels, and the grounding loads of the front and rear wheels. It is possible to estimate the degree of grip of the rear wheel at the time.
[0012]
According to the configuration of the second aspect, the grip degree of the front wheel is calculated based on the self-aligning torque of the front wheel which is the steered wheel in a situation where the braking / driving force is not generated on the front wheel, and the grip degree of the front wheel and the rear wheel are calculated. The degree of grip of the rear wheels in a situation where the braking / driving force acts on the rear wheels based on the front-rear force of the wheels, the lateral force of the front wheels, and the ground load of the front wheels and the rear wheels is estimated. Assuming that the front and rear wheels have the same grip, it is possible to estimate the rear wheel grip in a situation where the braking / driving force acts on the rear wheels without detecting the rear wheel self-aligning torque. .
[0013]
The fact that the front and rear wheels have the same grip means that the ratio of the lateral force of the front and rear wheels is equal to the ratio of the ground load of the front and rear wheels. In general, the generation of the lateral force of the rear wheel is later than the generation of the lateral force of the front wheel. However, according to the configuration of the second aspect, it is assumed that the grip degree of the front and rear wheels is the same, so that the phase is earlier. Since the front wheel lateral force can be used, it is possible to quickly estimate the grip of the rear wheel when the braking / driving force acts on the rear wheel.
[0014]
As described above, when it is assumed that the grip degree εf of the front wheels and the grip degree εr of the rear wheels are the same when the vehicle is not in the braking / driving state, the friction coefficient of the road surface is μ, the ground contact load of the rear wheels is Wr, and the rear wheels are Assuming that the lateral force is Fyr, the following equation 2 is established.
(Equation 3)

[0015]
When the braking / driving force acts on the rear wheels in a situation where the vehicle is not in the braking / driving state, the grip εr of the rear wheels is expressed by the following equation 3.
(Equation 4)

[0016]
From the above equation (2), μWr is expressed by the following equation (4). If this equation (4) is substituted into the equation (3) and α is expressed by the following equation (5), the grip degree εr of the rear wheel is expressed by the above equation (1). Therefore, the gripping degree εr of the rear wheel in the situation where the braking / driving force acts on the rear wheel can be calculated by the above equation (1).
(Equation 5)

(Equation 6)

[0017]
According to the configuration of the third aspect, the grip degree of the rear wheel is estimated according to the above equation 1, so that the braking / driving force acts on the rear wheel without detecting the self-aligning torque of the rear wheel. It is possible to accurately estimate the degree of grip of the rear wheel to be driven.
[0018]
Preferred embodiments of the means for solving the problems
According to one preferred aspect of the present invention, in the configuration of the first aspect, the self-aligning torque SAT of the front wheel is calculated, the slip angle of the front wheel is calculated, and the self-alignment torque of the vehicle model is calculated based on the slip angle of the front wheel. The configuration is such that the aligning torque SATm is calculated, and the grip degree of the front wheels is calculated as a ratio of the self-aligning torque SAT of the front wheels to the self-aligning torque SATm of the vehicle model (preferred mode 1).
[0019]
According to another preferred aspect of the present invention, in the configuration of the first aspect, the friction of the road surface of the front wheel based on the grip degree εf of the front wheel, the longitudinal acceleration Gxf and the lateral acceleration Gyf of the vehicle at the front wheel position. The coefficient μf is calculated, and the friction coefficient μf of the road surface of the front wheel is set as the friction coefficient μ of the road surface (preferred mode 2).
[0020]
According to another preferred aspect of the present invention, in the configuration of claim 1, the front-rear force Fxr and the lateral force Fyr of the rear wheel are estimated, the ground contact load Wr of the rear wheel is estimated, and the road surface friction is estimated. The rear wheel grip degree εr is estimated based on the coefficient μ, the front-rear force Fxr and the lateral force Fyr of the rear wheel, and the ground contact load Wr of the rear wheel (preferred mode 3).
[0021]
According to another preferred embodiment of the present invention, in the configuration of the preferred embodiment 2, the following formula 6
(Equation 7)

(Preferred mode 4).
[0022]
According to another preferred embodiment of the present invention, in the configuration of the preferred embodiment 3, the following formula 7
(Equation 8)

(Preferred mode 5).
[0023]
According to another preferred aspect of the present invention, in the configuration of the second aspect, the degree of grip of the front wheel is calculated based on the self-aligning torque of the front wheel when the vehicle is not driven (preferred aspect). 6).
[0024]
According to another preferred aspect of the present invention, in the configuration of claim 2, the front-rear force of the rear wheel, the lateral force of the front wheel, the ground contact load of the front wheel and the rear wheel are estimated, and the grip degree of the front wheel and It is configured to estimate the degree of grip of the rear wheel in a situation where braking / driving force acts on the rear wheel based on the front-rear force of the rear wheel, the lateral force of the front wheel, and the grounding load of the front wheel and the rear wheel (preferred mode 7 ).
[0025]
According to another preferred embodiment of the present invention, in the configuration of claim 1 or 2, the vehicle is a rear-wheel drive vehicle or a four-wheel drive vehicle in which a rear wheel is driven by an engine. The longitudinal force is configured to be calculated as the sum of the engine braking force and the friction braking force of the rear wheels (preferred mode 8).
[0026]
According to another preferred aspect of the present invention, in the configuration of the first aspect, the lateral force of the rear wheel is calculated based on the lateral acceleration and the yaw rate of the vehicle (preferred aspect 9). .
[0027]
According to another preferred aspect of the present invention, in the configuration of the second aspect, the lateral force of the front wheel is calculated based on the lateral acceleration and the yaw rate of the vehicle (preferred aspect 10).
[0028]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, the present invention will be described in detail with reference to the accompanying drawings with reference to some preferred embodiments (hereinafter simply referred to as embodiments).
[0029]
First embodiment
FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing a first embodiment of a vehicle wheel state estimating device according to the present invention, which is configured as a part of a braking control device for a rear wheel drive vehicle including an electric power steering device.
[0030]
1, 10FL and 10FR indicate left and right front wheels of the vehicle 12, respectively, and 10RL and 10RR indicate left and right rear wheels of the vehicle 12, respectively. The left and right front wheels 10FL and 10FR, which are both driven wheels and steering wheels, are connected to tie rods 18L and 18R by a rack-and-pinion type electric power steering device 16 driven in response to turning of the steering wheel 14 by the driver. Steered through.
[0031]
In FIG. 1, reference numeral 20 denotes an engine having an electronically controlled throttle valve 20A. The output of the engine 20 is controlled by controlling the electronically controlled throttle valve 20A by an engine electronic control unit 22. The driving force of the engine 20 is transmitted to a propeller shaft 30 via an automatic transmission 28 including a torque converter 24 and a transmission 26, and the driving force of the propeller shaft 30 is transmitted by a differential gear device 32 to a left rear wheel axle 34L and a right rear wheel axle. 34R, whereby the left and right rear wheels 10RL and 10RR, which are drive wheels, are rotationally driven.
[0032]
In the illustrated embodiment, the electric power steering device 16 is a rack-coaxial electric power steering device, and is controlled by the electronic control device 36. The electric power steering device 16 includes an electric motor 38 and a conversion mechanism 42 of, for example, a ball screw type that converts the rotational torque of the electric motor 38 into a force in the reciprocating direction of the rack bar 40. By generating an auxiliary turning force for driving the bar 40, a steering assist torque for reducing a driver's steering load is generated.
[0033]
The braking force of each wheel is controlled by controlling the braking pressure of the wheel cylinders 50FL, 50FR, 50RL, 50RR by the hydraulic circuit 48 of the braking device 46. Although not shown in the figure, the hydraulic circuit 48 includes a reservoir, an oil pump, various valve devices, and the like, and the braking pressure of each wheel cylinder is normally driven in response to the driver's depression operation of the brake pedal 52. It is controlled by a master cylinder 54 and, if necessary, by an electronic control unit 56 as will be described in detail later.
[0034]
Wheel cylinders 50FL to 50RR of wheels 10FL to 10RR are provided with pressure sensors 60FL to 60RR for detecting pressures Pi (i = fl, fr, rl, rr) in the corresponding wheel cylinders, respectively. A pressure sensor 62 for detecting the cylinder pressure Pm is provided. The steering shaft 64 is provided with a steering angle sensor 66 and a torque sensor 68 for detecting the steering angle θ and the steering torque Ts, respectively. The vehicle 12 has a vehicle speed V, a longitudinal acceleration Gx of the vehicle, a lateral acceleration Gy of the vehicle, and a vehicle. A vehicle speed sensor 70, a longitudinal acceleration sensor 72, a lateral acceleration sensor 74, and a yaw rate sensor 76 for detecting the yaw rate γ of the vehicle. The steering angle sensor 66, the torque sensor 68, the lateral acceleration sensor 74, and the yaw rate sensor 76 detect the steering angle θ, the steering torque Ts, the lateral acceleration Gy, and the yaw rate γ, respectively, with the right turning direction of the vehicle being positive.
[0035]
As shown in FIG. 2, a signal indicating the pressure Pi in the wheel cylinders 50FL to 50RR detected by the pressure sensors 60FL to 60RR, a signal indicating the master cylinder pressure Pm detected by the pressure sensor 62, a steering angle sensor 66 , A signal indicating the vehicle speed V detected by the vehicle speed sensor 70, a signal indicating the longitudinal acceleration Gx detected by the longitudinal acceleration sensor 72, and the lateral acceleration Gy detected by the lateral acceleration sensor 74. And the signal indicating the yaw rate γ detected by the yaw rate sensor 76 are input to the electronic control unit 56.
[0036]
Although not shown, the engine 20 is provided with an engine speed sensor 78 for detecting the engine speed Ne, and the electronically controlled throttle valve 20A is provided with a throttle opening sensor 80 for detecting the throttle opening φ. The signal indicating the engine speed Ne and the signal indicating the throttle opening φ are a signal indicating an accelerator opening from an accelerator opening sensor (not shown) and a signal indicating an intake air amount from an intake air amount sensor. Are input to the electronic control unit 22 for the engine. The electronic control unit 22 outputs a signal indicating the engine speed Ne and a signal indicating the throttle opening degree φ to the electronic control unit 56.
[0037]
A signal indicating the steering torque Ts detected by the torque sensor 68 is input to the electronic control device 36, and a signal indicating the vehicle speed V is also input from the electronic control device 56 to the electronic control device 36. The electronic control unit 36 outputs a signal indicating the torque assist command current Ita to the electric power steering device 16 to the electronic control unit 56 together with a signal indicating the steering torque Ts.
[0038]
Although not shown in detail in the figure, the

electronic control units

22, 36, and 56 each have, for example, a CPU, a ROM, a RAM, and an input / output port device, which are connected to each other by a bidirectional common bus. Includes microcomputer with general configuration.
[0039]
In particular, in the illustrated embodiment, the electronic control unit 56 calculates the front wheel grip degree εf and calculates the longitudinal acceleration Gxf and the lateral acceleration Gyf of the vehicle at the front wheel position in accordance with the flowchart shown in FIG. Then, a friction coefficient μf of the road surface of the front wheel is calculated based on these, and this value is set as a friction coefficient μ of the road surface. Then, the electronic control unit 56 calculates the front-rear force Fxr, the lateral force Fyr, and the ground contact load Wr of the left and right rear wheels, and calculates the rearward based on the road surface friction coefficient μ, the front-rear force Fxr of the left and right rear wheels, the lateral force Fyr, and the contact load Wr. The wheel grip degree εr is calculated.
[0040]
Further, the electronic control unit 56 determines whether or not the vehicle is not accelerating according to the flowchart shown in FIG. 4, calculates the engine braking force Feb when the vehicle is not accelerating, and calculates the rear wheel grip degree εr. Then, it is determined whether or not the vehicle is degraded when the engine brake is applied.
[0041]
The electronic control unit 56 calculates the target frictional braking force Fbv of the whole vehicle based on the master cylinder pressure Pm when the behavior of the vehicle is deteriorated when the engine brake is applied, and the engine braking force Feb and the target frictional braking force are calculated. Fbv is set as the target braking force Fbvt of the entire vehicle, and the target braking force Fbvt of each wheel is distributed to each wheel in a distribution that stabilizes the behavior of the vehicle. , Fr, rl, rr).
[0042]
Further, the electronic control unit 56 calculates a target output torque Tet (negative value) of the engine 20 based on the smaller one of the target braking forces Fbtrl and Fbtrr of the left and right rear wheels that are the driving wheels, and calculates the target output torque Tet and the target output torque Tet. The target throttle opening φt is calculated based on the engine speed Ne, and a command signal indicating the target throttle opening φt is output to the engine electronic control unit 22.
[0043]
Further, the electronic control unit 56 achieves the target braking forces Fbtfl and Fbtfr of the left and right front wheels and the target braking forces Fbtrl or Fbtrr of the wheels corresponding to the larger of the target braking forces Fbtrl and Fbtrr of the left and right rear wheels. To control the braking pressure Pi of these wheels.
[0044]
In particular, the electronic control unit 56 calculates the threshold value Ke so as to increase as the friction coefficient μ of the road surface decreases, and determines whether the grip degree εr of the rear wheel is smaller than the threshold value Ke. It is determined whether the situation is such that the behavior deteriorates.
[0045]
The electronic control unit 36 performs the control based on the steering torque Ts and the vehicle speed V such that the magnitude of the assist torque Tab increases as the steering torque Ts increases, and the magnitude of the assist torque Tab decreases as the vehicle speed V increases. 8, the assist torque Tab is calculated from the map corresponding to the graph shown in FIG. 8, and the assist torque by the electric power steering device 16 is controlled via the electronic control unit 36 based on at least the assist torque Tab. Reduce the burden. Note that the control of the assist torque by the electric power steering device 16 itself does not form a subject of the present invention, and may be executed in any manner known in the art.
[0046]
Normally, the electronic control unit 22 controls the output of the engine 20 by controlling the electronic control throttle valve 20A based on the accelerator opening, the intake air amount, and the like. When the signal is input, the output torque of the engine 20 is controlled by controlling the electronically controlled throttle valve 20A so that the throttle opening φ becomes the target throttle opening φt in accordance with the command signal. Note that the control of the engine 20 in the normal state does not form the gist of the present invention, and may be executed in any manner known in the art.
[0047]
Next, a routine for calculating the road surface friction coefficient μ and the rear wheel grip degree εr will be described with reference to FIG. The control according to the flowchart shown in FIG. 3 is started by closing an ignition switch (not shown) and is repeatedly executed at predetermined time intervals.
[0048]
First, in step 10, a signal indicating the steering torque Ts detected by the torque sensor 68 is read, and in step 20, the torque assist command current Ita is multiplied by a torque constant (positive constant). The assist torque Tas by the electric power steering device 16 is calculated, and the value corresponding to the frictional force of the steering system is subtracted from the sum of the steering torque Ts detected by the torque sensor 68 and the assist torque Tas, so that the self-wheel of the front wheels is reduced. An aligning torque SAT is calculated. The self-aligning torque SAT of the front wheels may be calculated or detected in other manners known in the art.
[0049]
In step 30, the lateral acceleration deviation, that is, the vehicle slip acceleration Vyd is calculated as the deviation Gy-V * γ between the lateral acceleration Gy and the product V * γ of the vehicle speed V and the yaw rate γ, and the lateral acceleration deviation Vyd is calculated. Is integrated to calculate the vehicle body slip velocity Vy, the actual steering angle θa of the front wheels calculated from the steering angle θ detected by the steering angle sensor 66 is calculated, and the vehicle body slip velocity Vy and the front wheel The front wheel slip angle αf is calculated based on the actual steering angle θa, the yaw rate γ, and the vehicle speed V according to the following equation 8.
αf = (Vy + Lf * γ) / V−θa (8)
[0050]
In step 40, the self-aligning torque SATm of the vehicle model is calculated from the map (solid line) corresponding to the graph shown in FIG. 5 based on the slip angle αf of the front wheels. Based on the lining torque SAT and the self-aligning torque SATm of the vehicle model, the grip degree εf of the front wheels is calculated according to the following equation 9.
εf = SAT / SATm (9)
[0051]
In step 60, the lateral acceleration Gyf of the vehicle at the front wheel position is calculated based on the lateral acceleration Gy and the yaw rate γ according to the following equation 10, and in step 70, Lf and Lr are respectively calculated as the center of gravity, the front wheel axle, and the rear. As the distance from the wheel axle, the longitudinal acceleration Gxf of the vehicle at the front wheel position is calculated based on the longitudinal acceleration Gx and the yaw rate γ according to the following equation 11, and in step 80, the front wheel road surface according to the following equation 12 Is calculated, and this value is used as the road surface friction coefficient μ.
(Equation 9)

Gxf = Gx · (Lf + Lr) / Lr (11)
(Equation 10)

[0052]
In step 90, the yaw moment of inertia of the vehicle is Iz, the differential value of the yaw rate γ is γd, the weight of the vehicle is M, and the lateral force Fyr of the right and left rear wheels is calculated according to the following equation 13. In this case, the target friction braking force Fbrt for the left and right rear wheels is calculated as the product of the pressure-conversion coefficient Kbr of the braking force between the left and right rear wheels and the master cylinder pressure Pm, and the longitudinal force Fxr of the left and right rear wheels is calculated as the engine braking force Feb. And the target friction braking force Fbrt for the left and right rear wheels.
(Equation 11)

[0053]
In step 110, the ground load Wr of the left and right rear wheels is calculated based on the longitudinal acceleration Gx of the vehicle in a manner known in the art, the lateral force Fyr of the left and right rear wheels, and the front and rear of the left and right rear wheels. Based on the force Fxr, the coefficient of friction μ of the road surface, and the ground contact load Wr of the left and right rear wheels, the grip degree εr of the rear wheels is calculated according to the following Expression 14.
(Equation 12)

[0054]
Next, a braking force control routine in the illustrated first embodiment will be described with reference to the flowchart shown in FIG. The control according to the flowchart shown in FIG. 4 is also started by closing an ignition switch (not shown) and is repeatedly executed at predetermined time intervals.
[0055]
First, in step 210, a signal indicating the pressure Pi in the wheel cylinders 50FL to 50RR detected by the pressure sensors 60FL to 60RR is read, and in step 220, for example, the throttle opening φ and the engine speed are read. Whether the vehicle is in a non-driving state is determined by determining whether the output torque Te of the engine 20 estimated from the map corresponding to the graph shown in FIG. When a negative determination is made, the process proceeds to step 300, and when an affirmative determination is made, the process proceeds to step 230.
[0056]
In step 230, the threshold value Ke increases as the road surface friction coefficient μ decreases, and the graph corresponds to the graph shown in FIG. 7 based on the road surface friction coefficient μ calculated according to the flowchart shown in FIG. A threshold Ke used for determination in step 240 described later is calculated from the map.
[0057]
In step 240, it is determined whether or not the rear wheel grip degree εr is smaller than a threshold value Ke, that is, whether or not the behavior of the vehicle is likely to be degraded when the engine braking force Feb acts. When a negative determination is made, the routine proceeds to step 300, and when an affirmative determination is made, the routine proceeds to step 250.
[0058]
In step 250, the output torque Te of the engine 20 is calculated from the map corresponding to the graph shown in FIG. 6 based on the throttle opening φ and the engine speed Ne, and based on the output torque Te and the gear ratio of the drive system. The engine braking force Feb is calculated.
[0059]
In step 260, the target friction braking force Fbv of the entire vehicle is calculated as the product of the pressure-to-vehicle overall braking force conversion coefficient Kbv (positive value) and the master cylinder pressure Pm, and the engine braking force Feb and the target friction control are calculated. The target braking force Fbvt of the entire vehicle is calculated as the sum with the power Fbv. Further, the ground contact load Wi (i = fl, fr, rl, rr) of each wheel is calculated based on the longitudinal acceleration Gx and the lateral acceleration Gy of the vehicle in a manner known in the art, and the sum of the ground contact loads Wi is calculated. As W, the distribution amount of the target braking force Fbvt to each wheel, that is, the target braking force Fbti (i = fl, fr, rl, rr) of each wheel is calculated according to the following Expression 15.
Fbti = Fbvt × Wi / W (15)
[0060]
In step 270, the smaller of the target braking forces Fbtrl and Fbtrr of the left and right rear wheels, which are the driving wheels, is set as Fbtrmin, and the engine braking is performed based on twice the Fbtrmin (target engine braking force Febt) and the gear ratio of the drive system. A target output torque Tet (negative value) of 20 is calculated.
[0061]
In step 280, the target braking pressures Pbtfl and Pbtfr of the left and right front wheels are calculated based on the target braking forces Fbtfl and Fbtfr of the left and right front wheels, and control is performed so that the braking pressures Pfl and Pfr of the left and right front wheels become the target braking pressures Pbtfl and Pbtfr, respectively. At the same time, a difference ΔFbtr between the larger value of the target braking forces Fbtrl and Fbtrr of the left and right rear wheels and Fbtrmin is calculated, a target braking pressure Pbtr is calculated based on the difference ΔFbtr, and the braking pressure of the wheels is set to the target braking pressure. The pressure is controlled to be Pbtr.
[0062]
In step 290, the target throttle opening φt is calculated from the map corresponding to the graph shown in FIG. 6 based on the target output torque Tet and the engine speed Ne, and a command signal indicating the target throttle opening φt is output to the engine. It is output to the electronic control unit 22 and then returns to step 10.
[0063]
In step 300, the communication between the master cylinder 54 and the wheel cylinders 50FR, 50FL, 50RR, 50RL is maintained, whereby the normal braking force control in which the braking pressure of each wheel is controlled by the master cylinder pressure Pm is executed. Then, the process returns to step 10.
[0064]
Thus, according to the first embodiment shown in the figure, the self-aligning torque SAT of the front wheels is calculated in step 20, the slip angle αf of the front wheels is calculated in step 30, and the slip angle αf of the front wheels is calculated in step 40. The self-aligning torque SATm of the vehicle model is calculated based on the angle αf, and in step 50, the grip degree εf of the front wheels is calculated based on the self-aligning torque SAT of the front wheels and the self-aligning torque SATm of the vehicle model.
[0065]
In steps 60 to 100, the lateral acceleration Gyf of the vehicle at the front wheel position, the longitudinal acceleration Gxf of the vehicle, the friction coefficient μ of the road surface, the lateral force Fyr of the left and right rear wheels, and the longitudinal force Fxr of the left and right rear wheels are calculated. In step 110, the grip degree εr of the rear wheel is calculated based on the grip degree εf of the front wheel, the friction coefficient μf of the road surface of the front wheel, the lateral force Fyr of the left and right rear wheels, and the longitudinal force Fxr of the left and right rear wheels.
[0066]
Therefore, according to the illustrated first embodiment, on the assumption that the friction coefficients of the road surfaces of the front and rear wheels are the same, without detecting the self-aligning torque of the rear wheels, the estimated grip degree εf of the front wheels and The grip degree εr of the rear wheel can be estimated by effectively using the friction coefficient μ of the road surface.
[0067]
Second embodiment
FIG. 9 is a general flowchart showing a calculation routine of the road surface friction coefficient μ and the rear wheel grip degree εr in the second embodiment of the vehicle wheel state estimation device according to the present invention. In FIG. 9, the same steps as those shown in FIG. 3 are assigned the same step numbers as those given in FIG.
[0068]
In this embodiment, in step 15 executed after step 10, it is determined whether or not the front wheels are in the non-braking state. If a negative determination is made, the process returns to step 10 as it is. If the determination is affirmative, the routine proceeds to step 20.
[0069]
Steps 20 to 60, 80, and 100 are performed in the same manner as in the above-described first embodiment. Steps corresponding to step 70 of the first embodiment are not performed, and steps performed after step 80 are performed. In step 95, the lateral force Fyf of the left and right front wheels is calculated according to the following equation (15).
(Equation 13)

[0070]
In step 120, the ground load Wf of the left and right front wheels and the ground load Wr of the right and left rear wheels are calculated based on the longitudinal acceleration Gx and the lateral acceleration Gy of the vehicle in a manner known in the art. In addition, based on the grip degree εf of the front wheels, the friction coefficient μ of the road surface, the lateral force Fyf of the left and right front wheels, the front and rear force Fxr of the left and right rear wheels, the ground load Wf of the left and right front wheels, and the ground load Wr of the right and left rear wheels, according to the following equation The grip degree εr of the rear wheel is calculated.
[Equation 14]

[0071]
Thus, according to the illustrated second embodiment, in steps 20 to 80, the grip degree εf of the front wheels and the friction coefficient μ of the road surface are calculated in the same manner as in the first embodiment described above. In step 100, the longitudinal force Fxr of the left and right rear wheels is calculated, and in step 95, the lateral force Fyf of the left and right front wheels is calculated. In step 120, the ground load Wf of the left and right front wheels and the ground load of the right and left rear wheels are calculated. Wr is calculated, and in step 130, the grip εf of the front wheels, the friction coefficient μ of the road surface, the lateral force Fyf of the left and right front wheels, the front and rear force Fxr of the left and right rear wheels, the ground load Wf of the left and right front wheels, and the ground load of the left and right rear wheels The grip degree εr of the rear wheel is calculated based on Wr.
[0072]
Therefore, according to the illustrated second embodiment, the self-alignment of the rear wheels is performed in the same manner as in the above-described first embodiment, on the assumption that the grip of the front and rear wheels is the same when the vehicle is not driven. Without detecting the torque, the grip degree εr of the rear wheel can be estimated by effectively using the estimated grip degree εf of the front wheel and the friction coefficient μ of the road surface. Is used to estimate the degree of grip of the rear wheel using the front wheel lateral force, which makes it possible to quickly estimate the degree of grip of the rear wheel when braking / driving force acts on the rear wheel.
[0073]
According to the above-described embodiments, when the vehicle is in the non-driving state, an affirmative determination is made in step 220, and in step 230, the lower the coefficient of friction μ of the road surface, the larger the threshold Ke becomes. The threshold value Ke is calculated based on the friction coefficient μ of the road surface.
[0074]
Then, in step 240, by determining whether or not the rear wheel grip degree εr is smaller than the threshold value Ke, it is determined whether or not the behavior of the vehicle may be degraded when the engine braking force Feb acts. If the behavior of the vehicle is likely to deteriorate, the engine braking force Feb is calculated in step 250, and in step 260, the target braking force of the entire vehicle is calculated as the sum of the engine braking force Feb and the target friction braking force Fbv. Fbvt is calculated, and the target braking force Fbti of each wheel is calculated by distributing the target braking force Fbvt of the entire vehicle to each wheel at a rate proportional to the ground contact load Wi of each wheel.
[0075]
In step 270, the smaller of the target braking forces Fbtrl and Fbtrr of the left and right rear wheels that are the driving wheels is set as Fbtrmin, and the target output torque Tet of the engine 20 is calculated based on twice the Fbtrmin and the gear ratio of the drive system. In step 290, the target throttle opening φt is calculated based on the target output torque Tet and the engine speed Ne, and a command signal indicating the target throttle opening φt is output to the engine electronic control device 22.
[0076]
Further, in step 280, target braking pressures Pbtfl and Pbtfr for the left and right front wheels are calculated based on the target braking forces Fbtfl and Fbtfr for the left and right front wheels, and control is performed so that the braking pressures Pfl and Pfr for the left and right front wheels become the target braking pressures Pbtfl and Pbtfr, respectively. At the same time, a difference ΔFbtr between the larger value of the target braking forces Fbtrl and Fbtrr of the left and right rear wheels and Fbtrmin is calculated, a target braking pressure Pbtr is calculated based on the difference ΔFbtr, and the braking pressure of the wheels is set to the target braking pressure. The pressure is controlled to be Pbtr.
[0077]
In general, when the vehicle is a front-wheel steering rear-wheel drive vehicle, when the vehicle approaches the turning limit, the self-aligning torque of the front wheels becomes saturated, and the self-aligning torque of the front wheels is Saturates faster than force. According to each of the above-described embodiments, the grip degree εr of the rear wheel is calculated based on the self-aligning torque SAT of the front wheel, and the engine brake is determined by determining whether the grip degree εr of the rear wheel is smaller than the threshold Ke. Since it is determined whether or not the behavior of the vehicle is likely to deteriorate when the force Feb acts, it is determined at an early stage whether or not the behavior of the vehicle may deteriorate when the engine brake acts. As a result, the engine braking force can be distributed to the respective wheels at an early stage, and the behavior of the vehicle can be effectively prevented from deteriorating.
[0078]
When a negative determination is made in step 240, that is, when there is no possibility that the behavior of the vehicle is deteriorated even when the engine braking force Feb acts, steps 250 to 290 are not executed, and the vehicle is driven. As in the case where a negative determination is made in step 220, the communication between the master cylinder 54 and the wheel cylinders 50FR, 50FL, 50RR, 50RL is maintained in step 300, whereby the braking pressure of each wheel is reduced to the master level. Normal braking force control controlled by the cylinder pressure Pm is executed.
[0079]
Therefore, only when there is a possibility that the behavior of the vehicle will deteriorate when the engine braking force Feb acts, steps 250 to 290 are executed, and the engine braking force Feb is distributed to each wheel at a distribution ratio that stabilizes the behavior of the vehicle. As compared with the conventional braking force control device in which the engine braking force is distributed to each wheel without considering whether or not the behavior of the vehicle may be deteriorated, Among the left and right front wheels and the left and right rear wheels, the burden on the braking device of the wheel on which the distributed engine braking force is larger, for example, the frequency and operating time of the braking device when descending on a mountain road is reduced, and its durability is improved. be able to.
[0080]
Further, according to each of the above-described embodiments, the threshold value Ke is calculated based on the road surface friction coefficient μ so that the lower the road surface friction coefficient μ is, the larger the threshold value Ke is in step 230. Since it is determined whether the behavior of the vehicle is likely to be degraded when the engine braking force Feb acts by determining whether or not the value is smaller than the threshold value Ke, the lower the friction coefficient μ of the road surface, that is, the lower the vehicle It can be determined that the behavior of the vehicle is likely to be deteriorated earlier as the behavior of the vehicle is more likely to be deteriorated, whereby the deterioration of the behavior of the vehicle can be effectively prevented without a response delay.
[0081]
In the above, the present invention has been described in detail with respect to a specific embodiment. However, the present invention is not limited to the above embodiment, and various other embodiments are possible within the scope of the present invention. Some will be apparent to those skilled in the art.
[0082]
For example, in each of the above-described embodiments, the self-aligning torque SAT and the slip angle αf of the front wheels are calculated, and the self-aligning torque SATm of the vehicle model is calculated based on the slip angle αf of the front wheels. The grip εf of the front wheels is calculated based on the torque SAT and the self-aligning torque SATm of the vehicle model. The grip εf of the front wheels is calculated in any manner known in the art. May be.
[0083]
Further, in each of the above-described embodiments, it is determined whether or not the behavior of the vehicle may be degraded when the engine braking force Feb acts by determining whether or not the grip degree εr of the rear wheel is smaller than the threshold Ke. Is determined, and the braking force of each wheel is controlled based on the determination result. The grip degree εr of the rear wheel is, for example, the traction control of the rear wheel drive vehicle or the rear wheel of the four wheel drive vehicle. It may be used for any control of the vehicle, such as control of the driving force.
[0084]
Further, in each of the above embodiments, the vehicle is a rear wheel drive vehicle, but the present invention may be applied to a four wheel drive vehicle.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing a first embodiment of a vehicle wheel state estimation device according to the present invention, which is configured as a part of a braking control device for a rear wheel drive vehicle including an electric power steering device.
FIG. 2 is a block diagram illustrating a control system according to the first embodiment.
FIG. 3 is a flowchart showing a routine for calculating a friction coefficient μ of a road surface and a grip degree εr of a rear wheel in the first embodiment.
FIG. 4 is a flowchart illustrating a braking force control routine according to the first embodiment.
FIG. 5 is a graph showing a relationship between a front wheel slip angle αf and a SAT (solid line) of a vehicle model and an example of an actual SAT (broken line).
FIG. 6 is a graph showing a relationship between an engine speed Ne, a throttle opening φ, and an engine output torque Te and a target output torque Tet.
FIG. 7 is a graph showing a relationship between a friction coefficient μ of a road surface and a threshold value Ke.
FIG. 8 is a graph showing a relationship between a steering torque Ts, a vehicle speed V, and an assist torque Tab.
FIG. 9 is a flowchart showing a routine for calculating a road surface friction coefficient μ and a rear wheel grip degree εr in a second embodiment of the vehicle wheel state estimation device according to the present invention.
[Explanation of symbols]
16: Electric power steering device 16
20 ... Engine
22, 36 ... Electronic control device
46 ... Brake device
54… Master cylinder
56 ... Electronic control device
60FL-60RR, 62 ... Pressure sensor
66 ... Steering angle sensor
68 ... Torque sensor
70 ... Vehicle speed sensor
72 ... longitudinal acceleration sensor
74 ... lateral acceleration sensor
76 ... Yaw rate sensor

Claims

Calculate the degree of grip of the front wheels based on the self-aligning torque of the front wheels that are the steered wheels, calculate the coefficient of friction of the road surface based on the degree of grip of the front wheels, and calculate the coefficient of friction of the road surface and the longitudinal force and lateral force of the rear wheels. A vehicle wheel state estimating device for estimating a grip degree of a rear wheel based on the estimated value.

The front wheel grip is calculated based on the self-aligning torque of the front wheel, which is the steered wheel, in the situation where no braking / driving force is generated on the front wheel, and the grip of the front wheel, the front-rear force of the rear wheel, and the lateral force of the front wheel are calculated. A vehicle wheel state estimating device for estimating a grip degree of a rear wheel in a situation where braking / driving force acts on a rear wheel based on the ground load of the front wheel and the rear wheel.

The grip degree of the front wheel is εf, the front-rear force of the rear wheel is Fxr, the lateral force of the front wheel is Fyf, the ground loads of the front wheel and the rear wheel are Wf and Wr, respectively, and α = (FxrWf) / (FyfWr). Equation 1 below

The vehicle wheel state estimating device according to claim 2, wherein the grip degree εr of the rear wheel is estimated according to the following equation.