JP3839920B2

JP3839920B2 - Vehicle attitude control device

Info

Publication number: JP3839920B2
Application number: JP21055497A
Authority: JP
Inventors: 政道今村
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 1997-08-05
Filing date: 1997-08-05
Publication date: 2006-11-01
Anticipated expiration: 2017-08-05
Also published as: JPH1148926A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両姿勢制御装置に関し、特に、前輪を駆動させる車両において、車両の姿勢に応じて各輪のブレーキ液圧を変更して車両姿勢を制御するようにした装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、車両の姿勢を制御する装置として、エンジンの出力トルクを低減させて制動力を発生させ、車両姿勢の安定化を図る装置や、あるいは、車両の姿勢に応じて所望の車輪に制動力を発生させて姿勢を制御する装置などが知られており、例えば、後者の従来技術としては、特開平６−２４７２６９号公報に記載のものが知られている。
この従来公報記載の車両姿勢制御装置は、車両のヨー速度、舵角などにより車両の姿勢角を判断し、この姿勢角が所定の限界値を越えたとき、制御開始と判断して油圧装置によりブレーキ装置のホイルシリンダ圧を変化させ、これにより姿勢角を増大したり、あるいは旋回時における姿勢角の発生不能を回避するようにしたものである。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上述の従来の車両姿勢制御装置にあっては、姿勢制御時には、ホイルシリンダに圧力を発生させたり、あるいはエンジントルクを低減させて、制動力を発生させて減速し、サイドフォースを低下させるようにしていたため、運転者が加速したいという意図を持っている場合でも、アンダステア状態のように姿勢が乱れそうになると制動力を発生させて回頭モーメントを制御するもので、運転者の意図あるいは操作とは逆の挙動が車両に発生し、運転者に違和感を与え、ドライバビリティの低下を招くという問題があった。
本発明は、上述の従来の問題点に着目してなされたもので、運転者に違和感を与えることなく姿勢制御を実行すること、および姿勢制御性能の向上を図ることを課題としている。
【０００４】
【課題を解決するための手段】
本発明は上述の課題を解決することを目的とするものであり、請求項１記載の発明は図１のクレーム対応図に示すように、前輪駆動車のブレーキ配管が右前輪のホイルシリンダＦＲと左後輪のホイルシリンダＲＬとを結ぶ第１配管ａと、左前輪のホイルシリンダＦＬと右後輪のホイルシリンダＲＲとを結ぶ第２配管ｂとの２系統の配管が設けられ、各ブレーキ配管ａ，ｂに、運転者の制動操作により生じるブレーキ圧を供給する運転者供給源ｃと、運転者の制動操作とは別個に独立して形成した圧源からブレーキ圧を供給する制御供給源ｄとの２系統の供給源が接続され、各ブレーキ配管ａ，ｂに対するブレーキ圧の供給源を運転者供給源ｃとするか、制御供給源ｄとするかを切り換える供給切換弁ｅが設けられ、各ホイルシリンダ圧を制御する圧力制御弁ｆが設けられ、車両の挙動に関する検出を行う車両挙動検出手段ｇからの入力により車両がアンダステア状態であると判断したときには、このアンダステア状態を回避すべく、前記供給切換弁ｅならびに圧力制御弁ｆの作動を制御する制御手段ｈが設けられた車両姿勢制御装置において、前記制御手段ｈは、前記アンダステア回避制御を実行するにあたり、アンダステア状態と判断するのに加え、同時に加速中であると判断したときに、旋回前内輪・旋回後外輪とを結ぶ系統のブレーキ配管の供給源を制御供給源ｄとし、旋回前外輪・旋回後内輪を結ぶ系統のブレーキ配管の供給源を運転者供給源ｃとすべく供給切換弁ｅを切り換える前内輪制御を実行し、また、アンダステア状態と判断するのに加えて同時に非加速中と判断したときには、旋回前外輪・旋回後内輪を結ぶ系統のブレーキ配管の供給源を制御供給源ｄとし、旋回前内輪・旋回後外輪を結ぶブレーキ配管の供給源を運転者供給源ｃとする後内輪制御を実行するよう構成され、前記後内輪制御を実行する場合、旋回後内輪のホイルシリンダ圧を旋回前外輪より高く制御することを特徴とする。
【０００５】
請求項２記載の発明は、請求項１記載の車両姿勢制御装置において、前記前内輪制御時に、車体スリップ角あるいは後輪タイヤスリップ角が旋回方向に対して外向であるときには、旋回後外輪のホイルシリンダ圧を０とすることを特徴とする。
【０００６】
請求項３記載の発明は、請求項１記載の車両姿勢制御装置において、前記前内輪制御時に、車体スリップ角あるいは後輪タイヤスリップ角が旋回方向に対して外向のときには、旋回後外輪のスリップ率目標値を０％とすることを特徴とする。
【０００７】
請求項４記載の発明は、請求項１ないし３記載の車両姿勢制御装置において、前記後内輪制御時に、車体スリップ角あるいは後輪タイヤスリップ角が旋回方向に対して外向のとき、旋回後内輪のスリップ率目標値を０〜−５％の範囲に制限することを特徴とする。
【０００８】
請求項５記載の発明は、請求項１ないし３記載の車両姿勢制御装置において、前記後内輪制御時に、車体スリップ角あるいは後輪タイヤスリップ角が旋回方向に対して外向のとき、旋回後内輪のスリップ率目標値ＳＬＩＰＭを
−ＳＬＩＰlim ［１−（ＢＥＴＡ／ＢＥＴＡlim ）² ］^1/2 ＜ＳＬＩＰＭ＜０％
（ただし、ＳＬＩＰlim は、予め定めたタイヤ制動力が線形であるスリップ率、ＢＥＴＡlim は、予め定めたタイヤサイドフォースが線形であるスリップ角、ＢＥＴＡは、車体スリップ角ないし後輪タイヤスリップ角である。）
の範囲に制限することを特徴とする。
【０００９】
請求項６記載の発明は、請求項１ないし５記載の車両姿勢制御装置において、前記アンダステア回避制御時に、前記運転者供給源を供給源とした系統のブレーキ配管の後輪のホイルシリンダ圧を０とすることを特徴とする。
【００１０】
請求項７記載の発明は、請求項１ないし５記載の車両姿勢制御装置において、前記アンダステア回避制御時に、前記運転者供給源を供給源とした系統のブレーキ配管の後輪のスリップ率目標値を０％とすることを特徴とする。
【００１１】
請求項８記載の発明は、請求項１または４ないし７記載の車両姿勢制御装置において、前記前内輪制御時に、旋回前内輪のスリップ率目標値を０％とすることを特徴とする。
【００１２】
請求項９記載の発明は、請求項１ないし７記載の車両姿勢制御装置において、前記前内輪制御時に、旋回前内輪のスリップ率目標値ＳＬＩＰＭを
−ＳＬＩＰlim ［１−（ＢＥＴＡｆ／ＢＥＴＡlim ）² ］^1/2 ＜ＳＬＩＰＭ
＜ＳＬＩＰlim ［１−（ＢＥＴＡｆ／ＢＥＴＡlim ）² ］^1/2
（ただし、ＢＥＴＡｆは前輪タイヤスリップ角である）
の範囲内に制限することを特徴とする。
【００１３】
請求項１０記載の発明は、請求項１または４ないし７記載の車両姿勢制御装置において、前記前内輪制御時に、車体スリップ角あるいは後輪タイヤスリップ角が内向きのとき、旋回後外輪のスリップ率目標値ＳＬＩＰＭが、
ＳＬＩＰＭ＜−ＳＬＩＰlim ［１−（ＢＥＴＡ／ＢＥＴＡlim ）² ］^1/2
となったときのみホイルシリンダ圧制御を実行し、上記条件以外のときにはホイルシリンダ圧あるいはスリップ率目標値ＳＬＩＰＭを０とすることを特徴とする。
【００１４】
請求項１１記載の発明は、請求項１ないし１０記載の車両姿勢制御装置において、前記車両挙動検出手段としてスロットルバルブ開度を検出する手段を有し、前記制御手段の制御対象として、エンジントルクを任意に制御するエンジントルク制御アクチュエータを有し、前記アンダステアかつ加速判断により前記前内輪制御時には、前記スロットルバルブ開度を運転者が操作するペダルストローク換算スロットル開度よりも大きく制御することを特徴とする。
【００１５】
【作用】
前輪駆動車にあっては、加速旋回時にはアンダステア特性が強くなりがちであが、本発明では、旋回時に所定以上のアンダステア状態となると、以下のように制御して、このアンダステア状態を回避する。
すなわち、車両の旋回時に、制御手段が、車両挙動検出手段からの入力に基づいて、アンダステア状態でありかつ加速中と判断した場合、制御手段は、第１配管と第２配管との２系統のブレーキ配管のうち、旋回前内輪と旋回後外輪とを結ぶ系統のブレーキ配管の供給源を制御供給源とし、旋回前外輪と旋回後内輪とを結ぶ系統のブレーキ配管の供給源を運転者供給源とするよう供給切換弁を作動させる。
したがって、旋回前内輪ならびに旋回後外輪には、制動力が生じる一方、旋回前外輪では、操舵方向にエンジンの駆動力が働き、これら制動力ならびに駆動力により、車体には旋回内側にヨーモーメントが生じてアンダステア状態が緩和される。そして、旋回前外輪側には運転者の加速操作によるエンジンの駆動力が伝達されることで、運転者は加速感を感じることができるものであり、従来のように、減速感による違和感を感じ難い。
また、この状態で運転者が制動操作を行うと、運転者供給源でブレーキ圧が発生し、このブレーキ圧は、旋回前外輪と旋回後内輪とを結ぶ系統のブレーキ配管に供給される。したがって、運転者の操作に応じた制動力が発生し、運転者は違和感を感じることはない。
一方、旋回時に、アンダステア状態となっても非加速中の場合には、制御手段は、上記とは逆に、第１配管と第２配管との２系統のブレーキ配管のうち、旋回前外輪と旋回後内輪とを結ぶ系統のブレーキ配管の供給源を制御供給源とし、旋回前内輪と旋回後外輪とを結ぶ系統のブレーキ配管の供給源を運転者供給源とするよう供給切換弁を作動させ、この場合、旋回後内輪のホイルシリンダ圧を高く制御することにより、アンダステアを解消する方向のヨーモーメントを発生させることができる。また、この非加速中において、運転者が制動操作を行った場合は、運転者供給源で発生したブレーキ液圧は、旋回前内輪と旋回後外輪とを結ぶブレーキ配管に伝達され、この制動力により生じるヨーモーメントによっても、アンダステアを解消することができる。
【００１６】
請求項２あるいは請求項３記載の発明では、前内輪制御時に、車体スリップ角あるいは後輪タイヤスリップ角が旋回方向に対して外向であるときには、旋回後外輪のホイルシリンダ圧を０としたり（請求項２）、あるいは旋回後外輪のスリップ率目標値を０％として（請求項３）、旋回後外輪における制動力を極力低く抑える。すなわち、車体スリップ角あるいは後輪タイヤスリップ角が旋回方向に対して外向であるときには、旋回後外輪では、ヨーモーメントを増加するよう旋回方向と逆方向にサイドフォースが発生している。よって、この状態で制動力を発生させると、サイドフォースが減少してヨーモーメントが低下する。したがって、本発明では、旋回外後輪において制動力が発生しないようにして、サイドフォースを高く保ってヨーモーメントの低下を防止し、車両姿勢を安定させることができる。
【００１７】
請求項４あるいは請求項５記載の発明では、後内輪制御時に、車体スリップ角あるいは後輪タイヤスリップ角が旋回方向に対して外向のときには、旋回後内輪のスリップ率目標値を０〜−５％の範囲に制限したり（請求項４）、あるいは旋回後内輪のスリップ率目標値ＳＬＩＰＭを
−ＳＬＩＰlim ［１−（ＢＥＴＡ／ＢＥＴＡlim ）² ］^1/2 ＜ＳＬＩＰＭ＜０％
の範囲に制限する（請求項５）。
すなわち、非加速中には、旋回後内輪では、ヨーモーメントを発生するように旋回方向と逆方向のサイドフォースが発生している。したがって、上記制御を実行することにより、旋回後内輪のサイドフォースが減少しない範囲において制動力によるヨーモーメント発生を行って、車両姿勢を安定させることができる。
【００１８】
請求項６あるいは請求項７記載の発明では、アンダステア回避制御時に、運転者供給源を供給源とした系統のブレーキ配管の後輪のホイルシリンダ圧を０としたり（請求項６）、あるいは運転者供給源を供給源とした系統のブレーキ配管の後輪のスリップ率目標値を０％とする（請求項７）。これにより、運転者が制動操作を行っても、後輪のサイドフォースが減少することがなく、車両姿勢を安定させることができる。
【００１９】
請求項９記載の発明では、前内輪制御時に、旋回前内輪のスリップ率目標値ＳＬＩＰＭを
−ＳＬＩＰlim ［１−（ＢＥＴＡｆ／ＢＥＴＡlim ）² ］^1/2 ＜ＳＬＩＰＭ
＜ＳＬＩＰlim ［１−（ＢＥＴＡｆ／ＢＥＴＡlim ）² ］^1/2
の範囲内に制限する。すなわち、旋回前内輪において、余分なスリップが発生すると、サイドフォースが減少しアンダステアが助長されるため、上述のようにスリップ率目標値ＳＬＩＰＭを制限値を持たせることにより、サイドフォースが減少しない範囲で最大限の制動力を得ることができる。
なお、上記演算は複雑であるため、前輪のタイヤ横滑り角の最悪値を考慮して演算の簡略化を図ることができる。これが、請求項８記載の発明であって、この発明では、前内輪制御時には、旋回前内輪のスリップ率目標値を０％とする。したがって、前内輪において制動力によりサイドフォースが減少してアンダステアが助長されることがなく、エンジントルクを操舵方向に与えることができる。
【００２０】
請求項１０記載の発明では、前内輪制御時に、車体スリップ角あるいは後輪タイヤスリップ角が内向きのとき、旋回後外輪のスリップ率目標値ＳＬＩＰＭが、
ＳＬＩＰＭ＜−ＳＬＩＰlim ［１−（ＢＥＴＡ／ＢＥＴＡlim ）² ］^1/2
となったときのみホイルシリンダ圧制御を実行し、上記条件以外のときにはホイルシリンダ圧あるいはスリップ率目標値ＳＬＩＰＭを０とする。
すなわち、車体スリップ角あるいは後輪タイヤスリップ角が内向きのときは、後輪では、ヨーモーメントを打ち消すよう、旋回方向と同方向のサイドフォースを発生する。したがって、スリップ率目標値がタイヤの摩擦円範囲外のときに、制動を実施し、摩擦円範囲内では制動をしないのが好ましい。よって、上記のようにスリップ率目標値ＳＬＩＰＭを制御することにより、必要最大のサイドフォースを得ることができる。
【００２１】
請求項１１記載の発明では、アンダステアかつ加速判断により前内輪制御時には、スロットルバルブ開度を運転者が操作するペダルストローク換算スロットル開度よりも大きく制御する。したがって、エンジントルクを増加して、デファレンシャルによる差動効果により余剰エンジントルクを旋回前外輪に伝達して、車両の回頭モーメントを増加して、アンダステア状態を回避することができる。
【００２２】
【発明の実施の形態】
以下に、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。
まず、図２は本発明の一実施例を示す全体図である。１〜４は車輪の回転速度を検出する車輪速センサ（車両挙動検出手段）であり、それぞれ、例えばピックアップコイル等を使用し車輪の回転速度に応じた周波数信号を出力する。
【００２３】
５はハンドルの転舵角を検出する舵角センサ（車両挙動検出手段）であり、例えば、フォトトランジスタ等により舵角速度に応じた周波数信号を出力しこれを積分処理することで舵角の検出を行う。
【００２４】
６はヨー速度センサ（車両挙動検出手段）で、例えば、音叉型のひずみゲージなどにコリオリ力を受けヨー速度の検出を行う。
【００２５】
７は横加速度（以下、横Ｇという）センサ（車両挙動検出手段）で、例えば、片持ちはり型のひずみゲージなどにて横力を受け横加速度の検出を行う。
【００２６】
８は車両挙動制御装置（制御手段）であり、各センサ１〜７からの信号に基づいて車両挙動状態を判断して、ブレーキ油圧制御アクチュエータ１３の各バルブ１３ａ〜ｈの作動を制御することで、各車輪のホイルシリンダ２０への後述する油圧供給源の切り替え、ならびに各ホイルシリンダ２０へ供給されるブレーキ液圧の制御を行い、各輪の制動力を制御している。また、同様に各センサ１〜７からの各信号に基づいて要求スロットル開度を算出し、エンジン制御装置９に要求スロットル開度を送信している。
【００２７】
前記ブレーキ油圧制御アクチュエータ１３は、各輪のホイルシリンダ２０に対してブレーキ液圧の供給を行うとともにこのブレーキ液圧の制御を行うもので、ブレーキ配管２１，２２，２３の途中に設けられている。
【００２８】
すなわち、前記ブレーキ配管２１〜２３は、右前輪と左後輪のホイルシリンダ２０，２０を接続したブレーキ配管（第１配管）２１と、左前輪と右後輪のホイルシリンダ２０，２０を接続したブレーキ配管（第２配管）２２と、運転者のペダル操作に対応してブレーキ操作液圧を発生させるマスタシリンダ（運転者供給源）１４、ならびに前記マスタシリンダ１４とは独立したポンプなどで構成される制御用油圧源（制御供給源）１３ｉと各配管２１，２２とを結ぶブレーキ配管２３とを有している。
【００２９】
そして、前記ブレーキ油圧制御アクチュエータ１３は、前記ブレーキ配管２１，２２の途中に設けられて、各ホイルシリンダ２０へ供給されるブレーキ液圧を制御する油圧制御バルブ（圧力制御弁）１３ａ〜１３ｄと、前記ブレーキ配管２３の途中に設けられ、各ブレーキ配管２１に対する液圧供給源を、マスタシリンダ１４と制御用油圧源１３ｉとのいずれにするかを切り換える供給切換弁としてのイン側ゲート弁１３ｅおよびアウト側ゲート弁１３ｇと、前記ブレーキ配管２２に対して同様の切り換えを行う供給切換弁としてのイン側ゲート弁１３ｆおよびアウト側ゲート弁１３ｈとにより構成され、車両挙動制御装置８の信号に応じて、片系統づつ単独にホイルシンダ２０に対する圧力供給源を切り換える制御、ならびに各ホイルシリンダ２０のブレーキ液圧の制御を行う。なお、各ゲート弁１３ｅ，１３ｆ，１３ｇ，１３ｈは、通常時は、マスタシリンダ１４で発生したブレーキ液圧が各ブレーキ配管２１，２２に伝達されるように、通電しないＯＦＦ状態においてアウト側ゲート弁１３ｇ，１３ｈは開かれ、イン側ゲート弁１３ｅ，１３ｆは閉じられている。
【００３０】
１５はエンジンの回転速度を検出するエンジン回転数センサ（車両挙動検出手段）であり、例えば、車輪速センサ１〜４と同様ピックアップコイルなどにより周波数信号を検出する。１６はスロットル開度センサ（車両挙動検出手段）であり、例えば、ポテンショメータなどによりスロットル開度を電圧値に変換し、アナログ信号として検出を行う。
【００３１】
これらのセンサ１５，１６の信号と車両挙動制御装置８より送信される要求エンジントルクはエンジン制御装置（制御手段）９に入力され、要求エンジントルクを要求スロットル開度に変換し、スロットル制御装置（制御手段）１０へ送信する。スロットル制御装置１０では、要求スロットル開度に見合ったモータ駆動電流をエンジン１２に取り付けられたスロットルアクチュエータ（エンジントルク制御アクチュエータ）１１へ供給することによりエンジントルクの制御を行うよう構成されている。
【００３２】
次に、図３〜図９のフローチャートに基づいて車両挙動制御装置８の制御動作を説明する。
図３は、各種センサにより検出した車両挙動を示す信号によりアンダステア判断を行う部分のフローチャートであり、まず、ステップ２０１では、各車輪速センサ１〜４からの各車輪の車輪速Ｖｗの取り込みを行い、ステップ２０２では、各輪のセレクトハイ信号などを用いて車体速Ｖｉの算出を行う。
【００３３】
次に、ステップ２０３〜２０５で、ヨー速度センサ６、横Ｇセンサ７、舵角センサ５により検出されたヨーレイト速度ＹＡＷ、横加速度ＹＧ、舵角ＡＮＧＬの取り込みを行う。
【００３４】
次に、ステップ２０６では、車体横滑り角ＢＥＴＡ、前輪タイヤ横滑り角ＢＥＴＡｆ、後輪タイヤ横滑り各ＢＥＴＡｒの算出を行う。各値ＢＥＴＡの算出方法は、例えば、下記方式で行う。
【００３５】
ＢＥＴＡ＝∫［（Ｙ_G ／Ｖｉ）−ＹＡＷ］ｄｔ
ＢＥＴＡｆ＝ＢＥＴＡ＋（Ｌｆ／Ｖｉ）・ＹＡＷ−ＡＮＧＬ
ＢＥＴＡｒ＝ＢＥＴＡ−（Ｌｒ／Ｖｉ）
なお、Ｌｆは、前輪軸〜ヨー中心間距離、Ｌｒは後輪軸〜ヨー中心間距離である。
【００３６】
次に、ステップ２０７では、ヨーレイト目標値ＹＡＷＳの算出を行うが、この場合、車体速Ｖｉおよび舵角ＡＮＧＬから、予め定められたマップを参照して求めるものである。
【００３７】
次に、ステップ２０８において、車体速Ｖｉと車輪速Ｖｗとを比較し、車体速Ｖｉが車輪速Ｖｗよりも大きいときには、減速スリップ中と判断してステップ２０９に進んで、車体速Ｖｉを分母とするＳＬＩＰ＝（Ｖｗ−Ｖｉ）／Ｖｉの演算式に基づいてスリップ率ＳＬＩＰを算出し、車輪速Ｖｗが車体速Ｖｉよりも大きいときには、車輪速Ｖｗを分母とするＳＬＩＰ＝（Ｖｗ−Ｖｉ）／Ｖｗの演算式に基づいてスリップ率ＳＬＩＰを算出する。
【００３８】
ステップ２１１〜２１６は、車両がアンダステア状態であるか否かを判断する一手段である。まず、ステップ２１１で、舵角および車速から算出したヨーレイト目標値ＹＡＷＳとセンサ検出ヨーレイトＹＡＷとの差分ＹＡＷＥを算出し、右旋回ヨーレイトを正として、ステップ２１２において、予め定めた制御開始しきい値ＹＡＥＥＲよりも差分ＹＡＷＥが大きくなったとき、右旋回中にもかかわらず、実際のヨーレイトは小さいと判断し、ステップ２１４において、右旋回アンダステア制御フラグＦＵＳＲＲ＝１とする。逆に、ステップ２１３において、−ＹＡＷＥＲがＹＡＷＥよりも小さい場合、左旋回アンダステアとして、ステップ２１５において左旋回アンダステア制御フラグＦＵＳＲＬ＝１とする。前述以外、つまり、−ＹＡＷＥＲ≦ＹＡＷＥ≦ＹＡＷＥＲのときは、車両はアンダステア状態にはないと判断し、ステップ２１６において、両制御フラグＦＵＳＲＲ，ＦＵＳＲＬとも０にリセットする。
【００３９】
次に、図４のステップ２１７〜２２０は運転者の加速意図を検出する一手段である。
まず、ステップ２１７において、スロットル開度センサ１６の出力であるスロットル開度ＡＣＣＥＬを読み込み、ステップ２１８において、予め定めた加速判断しきい値ＡＣＣＴＶＯと比較する。スロットル開度ＡＣＣＥＬが加速判断しきい値ＡＣＣＴＶＯよりも大きいときには運転者に加速意図があると判断し、ステップ２１９において加速判断フラグＦＡＣＥＬ＝１にセットする。一方、スロットル開度ＡＣＣＥＬが加速判断しきい値ＡＣＣＴＶＯよりも小さいときには運転者に加速意図がないものとしてステップ２２０において加速判断フラグＦＡＣＥＬ＝０にリセットを行う。
【００４０】
ステップ２２１〜２２７は、本発明の一部である増圧系統の切り換えを行う制御である。
まず、ステップ２２１、２２２において、各アンダステア制御フラグＦＵＳＲＲ，ＦＵＳＲＬのセット・リセット状態に基づいて右旋回アンダステアか左旋回アンダステアかを判断し、ステップ２２３、２２４において、加速判断フラグＦＡＣＥＬのセット・リセット状態に基づいて加速・非加速の判断を行う。
【００４１】
右旋回アンダステアかつ加速判断時、あるいは、左旋回アンダステアかつ非加速判断時は、ステップ２２５において、２系統のブレーキ配管２１，２２のうちの１系統である右前輪・左後輪の系統のブレーキ配管２１に対して制御用油圧源１３ｉの油圧を供給可能とすべくイン側ゲート弁１３ｅを開弁するとともに、マスタシリンダ１４側と遮断するためにアウト側ゲート弁１３ｇを閉弁させる。一方、もう片方の系統であるブレーキ配管２２については、マスタシリンダ１４の油圧を供給可能な状態に保持すべく、非制御状態、すなわちイン側ゲート弁１３ｆを閉弁させ、アウト側ゲート弁１３ｈを開弁させた状態に保持する。
【００４２】
次に、上記とは逆に、左旋回アンダステアかつ加速判断時、あるいは、右旋回アンダステアかつ非加速判断時は、ステップ２２６において、左前輪・右後輪の系統であるブレーキ配管２２に対して制御用油圧源１３ｉの油圧を供給可能とすべくイン側ゲート弁１３ｆを開弁するとともに、マスタシリンダ１４側と遮断するためにアウト側ゲート弁１３ｈを閉弁させる。一方、もう片方の系統であるブレーキ配管２１については、マスタシリンダ１４の油圧を供給可能な状態に保持すべく、非制御状態、すなわちイン側ゲート弁１３ｅを閉弁させ、アウト側ゲート弁１３ｇを開弁させた状態に保持する。
【００４３】
また、アンダステア状態にないときは、ポンプ増圧を行わないものとして、ステップ２２７において、イン側ゲート弁１３ｅ，１３ｆを閉弁状態に保つ（ＯＦＦ）とともに、アウト側ゲート弁１３ｇ，１３ｈを開弁状態に保ち（ＯＦＦ）、通常のブレーキ状態とする。
【００４４】
次に、図５に示すステップ２２８において、ヨーレイト目標値ＹＡＷＳと実際のヨーレイトＹＡＷとの差に所定のゲインＫ１を掛け、駆動輪左右輪速差ＳＬＩＰＹＤを算出し、ステップ２２９において、スロットル開度ＡＣＣＥＬと加速判定しきい値ＡＣＣＴＶＯとの差に、所定のゲインＫ２を掛け、駆動輪左右平均速ＳＬＩＰＡＣＣを算出する。
【００４５】
ステップ２３０〜２４３は、スリップ率目標値を決定する部分である。
まず、ステップ２３０において、右旋回アンダステア制御フラグＦＵＳＲＲのセット・リセットに基づいて右旋回アンダステアか否かを判断し、ＦＵＳＲＲ＝１であればステップ２３１に進み、ＦＵＳＲＲ＝０ならば図８，図９に示すフローチャートに進む。なお、これらの図８，図９のフローチャートは、これから説明する図５，図６における右旋回アンダステア時の制御と左右を逆にしたものであるから、詳細な説明は省略する。
【００４６】
次に、ステップ２３１では、加速判断フラグＦＡＣＥＬに基づいて加速中であるか否かを判断し、加速中であればステップ２３２に移行し、加速中でなければ図６に示すフローチャートに進む。
【００４７】
ステップ２３２〜２３９は、右旋回アンダステアかつ加速判断中のスリップ率目標値についての処理である。
まず、ステップ２３２において、ステップ２２８、２２９で算出した駆動輪左右平均値ＳＬＩＰＡＣＣと駆動輪左右輪速差ＳＬＩＰＹＤに基づいて、右前輪スリップ率目標値ＳＬＩＰＭＦＲ・左後輪スリップ率目標値ＳＬＩＰＭＲＬを算出する。
【００４８】
次に、ステップ２３３〜２３６において、右前輪スリップ率目標値ＳＬＩＰＭＦＲにリミッタ処理を行う。これは、前輪に余分なスリップを発生すると、タイヤサイドフォースが減少し、アンダステアが助長されるため、サイドフォースが減少しない範囲で、制御を行うべきと考えたものである。
【００４９】
ここでサイドフォースが減少しない範囲とは、制動または駆動力とサイドフォースとの合力が、タイヤ摩擦円限界内にある場合であり、タイヤ摩擦円が正円であると仮定するならば、下記条件を満足しているとき、タイヤ摩擦円限界内であると近似され、下記の数式に示す関係式が成り立つ。
［（β／βｌｉｍ）² ＋（ＳＬＩＰ／ＳＬＩＰｌｉｍ）² ］^1/2 ＜１
なお、上記数式において、βはタイヤスリップ角、ＳＬＩＰはタイヤスリップ率、βｌｉｍは予め定めたサイドフォースピーク時スリップ角、ＳＬＩＰｌｉｍは予め定めた制駆動力ピーク時スリップ率である。
【００５０】
そして、上記数式に示す関係式を満足するよう前輪スリップ率目標値を制御したいため、下記数式の範囲に右前輪スリップ率目標値ＳＬＩＰＭＦＲを制限している。
−ＳＬＩＰｌｉｍ［１−（ＢＥＴＡｆ／ＢＥＴＡｌｉｍ）² ］^1/2
＜ＳＬＩＰＭＦＲ
＜ＳＬＩＰｌｉｍ［１−（ＢＥＴＡｆ／ＢＥＴＡｌｉｍ）² ］^1/2
また、上記演算は、複雑であるため、前輪タイヤ横滑り角ＢＥＴＡｆの最悪値を考え、ＳＬＩＰＭＦＲを０％として制御することも考えられる。
【００５１】
次に、ステップ２３７〜２３９において、左後輪スリップ率ＳＬＩＰＭＲＬにリミッタをかける。
まず、ステップ２３７において、後輪タイヤ横滑り角ＢＥＴＡｒに基づいて後輪サイドフォース発生方向の判断を行う。右旋回アンダステア中かつ後輪タイヤ横滑り各ＢＥＴＡｒが旋回方向に対し内向きのとき、ステップ２３８に進む。
【００５２】
このとき、後輪は、ヨーモーメントを打ち消すよう、旋回方向と同方向のサイドフォースを発生するため、ステップ２３３〜２３６と逆の理由でサイドフォースが低減するタイヤ摩擦円範囲外まで制動をかける必要がある。
【００５３】
したがって、ステップ２３８において、左後輪スリップ率要求が摩擦円範囲外のとき制動を実施し、摩擦円範囲内では制動しないようステップ２３９において左後輪スリップ率目標値ＳＬＩＰＭＲＬ＝０とする。なお、図１０（ａ）参照のこと。
【００５４】
また、ステップ２３７で後輪サイドフォースが旋回方向に対し外向と判断された場合、左後輪はヨーモーメントを増加するよう旋回方向と逆方向にサイドフォースを発生しており、制動によるサイドフォース低減および制動力増加によるヨーモーメント低減を避けるため、ステップ２３９においてＳＬＩＰＭＲＬ＝０とする。なお、図１０（ｂ）参照のこと。
【００５５】
ここでステップ２３７において後輪サイドフォースの発生方向判断を後輪タイヤ横滑り角ＢＥＴＡｒに基づいて行っているが、後輪は一般的な車両の場合、操舵されないため、ＢＥＴＡｒ≒ＢＥＴＡと近似でき、車体横滑り角ＢＥＴＡで判断およびその後のリミッタ演算を行うこととして演算の簡略化が可能である。
【００５６】
また、ステップ２３１において、非加速中と判断されたときには、図６のステップ２４０に進んで、左前輪スリップ率目標値ＳＬＩＰＭＦＬ、右後輪スリップ率目標値ＳＬＩＰＭＲＲの算出を行う。
【００５７】
次に、ステップ２４１において、ステップ２３７と同様に、後輪タイヤ横滑り角ＢＥＴＡｒに基づいて後輪サイドフォースの発生方向を判断し、旋回方向に対して外向の場合、ステップ２４３に進む。
【００５８】
このとき、右後輪は、ヨーモーメントを発生するよう旋回方向と逆方向のサイドフォースを発生しているため、制動によるサイドフォース減少を発生しない範囲で制動力によるヨーモーメント発生を行いたい。したがって、前述したのと同様に、スリップ率をサイドフォースが減少しない範囲であるタイヤ摩擦円限界範囲で制御を行うため、ステップ２４２〜２４３において右後輪スリップ率目標値ＳＬＩＰＭＲＲを下記数式に表す範囲に制限するようにしている。なお、第１１図（ｄ）参照のこと。
ＳＬＩＰＭＲＲ
＞−ＳＬＩＰｌｉｍ［１−（ＢＥＴＡｒ／ＢＥＴＡｌｉｍ）² ］^1/2
また、上記演算は、複雑なため、アンダステア時に実用上発生する後輪タイヤ横滑り角ＢＥＴＡｒ代表値からＳＬＩＰＭＲＲ＞−５％と近似してもよい。
【００５９】
また、ステップ２４１において、後輪サイドフォースが旋回方向に対し内向きのときは、右後輪はヨーモーメントを打ち消すよう旋回方向と逆方向のサイドフォースを発生しているため、制動によりサイドフォースの減少、制動力によるヨーモーメントの増加が同時に行え、このため、タイヤ摩擦円範囲の内外ともヨーモーメントの増大になり、特に、リミッタは設けず、次の制御に移るようにしている。なお、第１１図（ｃ）参照のこと。
【００６０】
図７に示すステップ２４４〜２５２は、エンジントルクの制御部分であり、目標スロットルバルブ開度ＤＫＶの算出を行っている。
まず、ステップ２４４において、エンジン回転数センサ１５で検出されたエンジン回転数Ｎｅの読込を行う。次に、ステップ２４５〜２４６において、加速判断・アンダステア判断を行い、加速中かつアンダステア状態と判断されたときには、ステップ２４７に進み、トルク増加量ＴＡＣＣをヨーレイト目標値ＹＡＷＳと実際のヨーレイトＹＡＷとの差に所定ゲインＫ３を掛けた値から算出する。
【００６１】
次に、ステップ２４８に進み、トルク増加量ＴＡＣＣにギヤ位置補正係数ＫＧＥＡＲを掛け、エンジントルク増加量ＴＡＣＣＲを算出する。非加速中あるいは非アンダステア状態では、加速要求ならびにヨーモーメント発生要求がないものとして、ステップ２４９においてＴＡＣＣＲ＝０とする。
【００６２】
次に、ステップ２５０に進み、エンジン回転数・アクセル開度に基づいてマップを参照して要求エンジントルクＴｅｇを算出し、ステップ２５１においてステップ２４８で算出したエンジントルク増加量を加算して最終出力エンジントルクＴｏｕｔを算出する。
【００６３】
次に、ステップ２５２に進み、Ｎｅ，Ｔｏｕｔに基づいてマップを参照して目標スロットルバルブ開度ＤＫＶを算出する。
【００６４】
以上の手順により、図１１に示すスリップ率目標値ＳＬＩＰＭおよび目標スロットル開度ＤＫＶに収束するよう、油圧制御バルブ１３ａ〜１３ｄおよびスロットルアクチュエータ１１を制御する。
【００６５】
また、このとき、マスタシリンダ増圧系統の後輪の油圧を抜いた場合、車両減速度はマスタシリンダ増圧系統前輪で発生させ、後輪は車輪速≒車体速とできるため、減速度に影響を与えず、精度の高いスリップ率算出が行える。
【００６６】
本実施の形態では、アンダステア状態時で、加速中／非加速中に、油圧制御系統を切り換えることにより、前輪駆動輪の差動効果によるヨーモーメント発生および駆動力向上とステアリングキックバックやタックインによるオーバステア補正制御への切り換えの高速化が可能となり、かつ、タイヤサイドフォース発生方向に応じ、タイヤ摩擦円範囲内外に収まるよう、スリップ率にリミッタを掛けることにより適正なヨーモーメント制御が可能となる。
【００６７】
また、片系統をマスタシリンダによる増圧系統としているため、欠陥などによる減速度不良の回避およびペダルフィーリングの向上が同時に可能となる。
【００６８】
【発明の効果】
以上説明してきたように本発明の車両姿勢制御装置にあっては、車両がアンダステア状態となったときに、さらに、加速中か非加速中かを判断して、加速中には、旋回前内輪と旋回後外輪とを結ぶブレーキ配管のブレーキ圧供給源を制御供給源とするとともに旋回前外輪と旋回後内輪とを結ぶブレーキ配管のブレーキ圧供給源を運転者供給源とする前内輪制御を実行し、一方、非加速中には、旋回前外輪と旋回後内輪とを結ぶブレーキ配管のブレーキ圧供給源を制御供給源とするとともに旋回前内輪と旋回後外輪とを結ぶブレーキ配管のブレーキ圧供給源を運転者供給源とする後内輪制御を実行するように構成され、前記後内輪制御を実行する場合、旋回後内輪のホイルシリンダ圧を旋回前外輪より高く制御するために、加速中には、旋回内輪の制動力によるヨーモーメントと旋回外側の駆動輪の差動効果によるヨーモーメントの発生とを利用してアンダステア状態を回避し、運転者が違和感を感じることなく、アンダステア回避制御を実行できるという効果が得られるとともに、ステアリングキックバックやタックインによるオーバステア補正制御への切り換えの高速化が可能となるという効果が得られる。さらに、片系統を運転者供給源による増圧系統としているため、欠陥などによる減速度不良の回避およびペダルフィーリングの向上が同時に可能となる。
【００６９】
また、請求項２ないし５記載の発明にあっては、後輪のサイドフォースの発生方向に応じて、サイドフォースを減少させないように制御して、制動力によるヨーモーメントを有効に発生させることができ、特に、請求項５記載の発明では、スリップ率目標値がタイヤ摩擦円範囲内外に収まるようリミッタを設けて適正なヨーモーメント制御が可能となる。
【００７０】
請求項６および請求項７記載の発明では、アンダステア回避制御時に、運転者供給源を供給源とした系統のブレーキ配管の後輪のホイルシリンダ圧を０としたり、あるいは運転者供給源を供給源とした系統のブレーキ配管の後輪のスリップ率目標値を０％とするよう構成したため、運転者が制動操作を行っても、後輪のサイドフォースが減少することがなく、車両姿勢を安定させることができる。
【００７１】
請求項８記載の発明では、前内輪制御時に、旋回前内輪のスリップ率目標値を０％とするように構成したため、簡単な演算処理でありながら、前内輪においてサイドフォースが減少することのないようにして、エンジントルクを操舵方向に与えることができる。
【００７２】
請求項９記載の発明では、前内輪制御時に、旋回前内輪のスリップ率目標値ＳＬＩＰＭにリミッタを設けるようにしたため、サイドフォースが減少しない範囲で最大限の制動力を得ることができる。
【００７３】
請求項１０記載の発明では、前内輪制御時に、車体スリップ角あるいは後輪タイヤスリップ角が内向きのとき、旋回後外輪のスリップ率目標値ＳＬＩＰＭが、リミット値よりも小さいときのみホイルシリンダ圧制御を実行し、上記条件以外のときにはホイルシリンダ圧あるいはスリップ率目標値ＳＬＩＰＭを０とするように構成したため、スリップ率目標値がタイヤの摩擦円範囲外のときに、制動を実施し、摩擦円範囲内では制動をしないようにして、必要最大のサイドフォースを得ることができる。
【００７４】
請求項１１記載の発明では、アンダステアかつ加速判断により前内輪制御時には、スロットルバルブ開度を運転者が操作するペダルストローク換算スロットル開度よりも大きく制御するよう構成したため、デファレンシャルによる差動効果により余剰エンジントルクを旋回前外輪に伝達して、車両の回頭モーメントを増加して、アンダステア状態を回避することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の車両姿勢制御装置を示すクレーム対応図である。
【図２】実施の形態の車両姿勢制御装置の全体図である。
【図３】実施の形態の制御流れを示すフローチャートである。
【図４】実施の形態の制御流れを示すフローチャートである。
【図５】実施の形態の制御流れを示すフローチャートである。
【図６】実施の形態の制御流れを示すフローチャートである。
【図７】実施の形態の制御流れを示すフローチャートである。
【図８】実施の形態の制御流れを示すフローチャートである。
【図９】実施の形態の制御流れを示すフローチャートである。
【図１０】実施の形態の作用説明図である。
【図１１】実施の形態の制御状態説明図である。
【符号の説明】
ＦＲ，ＦＬ，ＲＬ，ＲＲホイルシリンダ
ａ第１配管
ｂ第２配管
ｃ運転者供給源
ｄ制御供給源
ｅ供給切換弁
ｆ圧力制御弁
ｇ車両挙動検出手段
ｈ制御手段
１，２，３，４車輪速センサ（車両挙動検出手段）
５舵角センサ（車両挙動検出手段）
６ヨー速度センサ（車両挙動検出手段）
７横加速度センサ（車両挙動検出手段）
８車両挙動制御装置（制御手段）
９エンジン制御装置（制御手段）
１０スロットル制御装置（制御手段）
１１スロットルアクチュエータ（エンジントルク制御アクチュエータ）
１２エンジン
１３ブレーキ油圧制御アクチュエータ
１３ａ，１３ｂ，１３ｃ，１３ｄ油圧制御バルブ（圧力制御弁）
１３ｅ，１３ｆイン側ゲート弁（供給切換弁）
１３ｇ，１３ｈアウト側ゲート弁（供給切換弁）
１３ｉ制御用油圧源（制御供給源）
１４マスタシリンダ（運転者供給源）
１５エンジン回転数センサ（車両挙動検出手段）
１６スロットル開度センサ（車両挙動検出手段）
２０ホイルシリンダ
２１ブレーキ配管（第１配管）
２２ブレーキ配管（第２配管）
２３ブレーキ配管[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a vehicle attitude control device, and more particularly to an apparatus that controls a vehicle attitude by changing a brake fluid pressure of each wheel according to the attitude of the vehicle in a vehicle that drives front wheels.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, as a device for controlling the posture of the vehicle, a device for reducing the output torque of the engine to generate a braking force to stabilize the vehicle posture, or a braking force to a desired wheel according to the posture of the vehicle. An apparatus for controlling the posture by generating it is known. For example, as the latter prior art, one disclosed in JP-A-6-247269 is known.
The vehicle attitude control device described in this conventional publication determines the attitude angle of the vehicle based on the yaw speed, rudder angle, etc. of the vehicle. When this attitude angle exceeds a predetermined limit value, it is determined that the control is started and the hydraulic apparatus The wheel cylinder pressure of the brake device is changed, thereby increasing the posture angle or avoiding the inability to generate the posture angle during turning.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the above-described conventional vehicle attitude control device, during attitude control, pressure is generated in the wheel cylinder, or engine torque is reduced, braking force is generated to decelerate, and side force is reduced. Therefore, even if the driver has an intention to accelerate, if the posture is likely to be disturbed as in the understeer state, a braking force is generated to control the turning moment. The opposite behavior occurs in the vehicle, causing the driver to feel uncomfortable and resulting in a decrease in drivability.
The present invention has been made paying attention to the above-mentioned conventional problems, and it is an object of the present invention to execute posture control without giving a driver a sense of incongruity and to improve posture control performance.
[0004]
[Means for Solving the Problems]
The present invention aims to solve the above-mentioned problems, and the invention according to claim 1 shows that the brake piping of the front wheel drive vehicle is a right front wheel wheel cylinder FR as shown in the claim correspondence diagram of FIG. There are provided two systems of pipes, a first pipe a connecting the left rear wheel wheel cylinder RL and a second pipe b connecting the left front wheel wheel cylinder FL and the right rear wheel wheel cylinder RR. A driver supply source c that supplies brake pressure generated by the driver's braking operation to a and b, and a control supply source d that supplies brake pressure from a pressure source formed independently of the driver's braking operation. And a supply switching valve e for switching whether the brake pressure supply source for each of the brake pipes a and b is the driver supply source c or the control supply source d is provided, Control each wheel cylinder pressure A pressure control valve f is provided, and when it is determined that the vehicle is in an understeer state based on an input from the vehicle behavior detecting means g for detecting the behavior of the vehicle, the supply switching valve e and In the vehicle attitude control device provided with the control means h for controlling the operation of the pressure control valve f, the control means h is accelerating at the same time in addition to determining the understeer state when executing the understeer avoidance control. When it is determined that there is a brake supply source of the system connecting the inner ring before turning and the outer ring after turning is set as the control supply source d, the supply source of brake piping of the system connecting the outer ring before turning and the inner ring after turning is set as the driver Pre-inner ring control is performed to switch the supply switching valve e to be the supply source c, and in addition to determining the understeer state, it is simultaneously determined that the vehicle is not accelerating. In this case, the rear inner ring has a brake supply source for the system connecting the outer ring before turning and the inner ring after turning as a control supply source d, and a supply source for brake piping connecting the inner ring before turning and the outer ring after turning as a driver supply source c. Configure to perform controlWhen the rear inner ring control is executed, the wheel cylinder pressure of the inner ring after turning is controlled to be higher than that of the outer wheel before turning.Features.
[0005]
According to a second aspect of the present invention, in the vehicle attitude control device according to the first aspect, when the vehicle body slip angle or the rear wheel tire slip angle is outward with respect to the turning direction during the front inner wheel control, the wheel of the outer wheel after turning The cylinder pressure is set to 0.
[0006]
According to a third aspect of the present invention, in the vehicle attitude control device according to the first aspect, when the vehicle body slip angle or the rear wheel tire slip angle is outward with respect to the turning direction during the front inner wheel control, the slip ratio of the outer wheel after turning is determined. The target value is 0%.
[0007]
According to a fourth aspect of the present invention, in the vehicle attitude control device according to the first to third aspects, when the vehicle body slip angle or the rear wheel tire slip angle is outward with respect to the turning direction during the rear inner wheel control, The slip ratio target value is limited to a range of 0 to -5%.
[0008]
According to a fifth aspect of the present invention, in the vehicle attitude control apparatus according to the first to third aspects, when the vehicle body slip angle or the rear wheel tire slip angle is outward with respect to the turning direction during the rear inner wheel control, Slip rate target value SLIPM
-SLIPlim [1- (BETA / BETATA)² ]^1/2 <SLIPM <0%
(Where SLIPlim is a slip ratio in which a predetermined tire braking force is linear, BETAlim is a slip angle in which a predetermined tire side force is linear, and BETA is a vehicle body slip angle or a rear wheel tire slip angle. )
It is characterized by being limited to the range.
[0009]
According to a sixth aspect of the present invention, in the vehicle attitude control device according to the first to fifth aspects, the wheel cylinder pressure of the rear wheel of the brake pipe of the system using the driver supply source as a supply source is reduced to 0 during the understeer avoidance control. It is characterized by.
[0010]
According to a seventh aspect of the present invention, in the vehicle attitude control device according to the first to fifth aspects, a slip ratio target value of a rear wheel of a brake pipe of a system using the driver supply source as a supply source is set during the understeer avoidance control. It is characterized by 0%.
[0011]
According to an eighth aspect of the present invention, in the vehicle attitude control device according to the first or fourth to seventh aspects, the slip ratio target value of the inner ring before turning is set to 0% during the control of the front inner ring.
[0012]
According to a ninth aspect of the present invention, in the vehicle attitude control device according to the first to seventh aspects, the slip ratio target value SLIPM of the inner wheel before turning is controlled during the front inner wheel control.
-SLIPlim [1- (BETAF / BETAlim)² ]^1/2 <SLIPM
<SLIPlim [1- (BETATA / BETATAlim)² ]^1/2
(However, BETAf is the front tire slip angle)
It is characterized by being limited within the range.
[0013]
According to a tenth aspect of the present invention, in the vehicle attitude control device according to the first or fourth to seventh aspects, the slip ratio of the outer wheel after turning when the vehicle body slip angle or the rear wheel tire slip angle is inward during the front inner wheel control. The target value SLIPM is
SLIPM <-SLIPlim [1- (BETA / BETATA)² ]^1/2
The wheel cylinder pressure control is executed only when the above condition is satisfied, and the wheel cylinder pressure or the slip ratio target value SLIPM is set to 0 when the above conditions are not met.
[0014]
According to a eleventh aspect of the present invention, in the vehicle attitude control device according to any one of the first to tenth aspects, the vehicle behavior detecting means includes means for detecting a throttle valve opening, and engine torque is controlled as the control object of the control means. It has an engine torque control actuator that is arbitrarily controlled, and controls the throttle valve opening to be larger than the pedal stroke conversion throttle opening operated by the driver during the front inner ring control by the understeer and acceleration determination. To do.
[0015]
[Action]
In a front-wheel drive vehicle, the understeer characteristic tends to be strong during acceleration turning. However, in the present invention, when an understeering state exceeding a predetermined level occurs during turning, the following control is performed to avoid this understeering state.
That is, when the control means determines that the vehicle is understeering and accelerating based on the input from the vehicle behavior detecting means when the vehicle is turning, the control means has two systems of the first pipe and the second pipe. Among the brake pipes, the supply source of the brake pipe of the system connecting the inner ring before turning and the outer ring after turning is the control supply source, and the supply source of the brake pipe of the system connecting the outer ring before turning and the inner ring after turning is the driver supply source. The supply switching valve is actuated.
Therefore, while the braking force is generated in the inner wheel before turning and the outer wheel after turning, the driving force of the engine works in the steering direction in the outer wheel before turning, and the yaw moment is applied to the vehicle body inside the turning by these braking force and driving force. As a result, the understeer state is relieved. And, the driving force of the engine by the driver's acceleration operation is transmitted to the outer wheel side before the turn, so that the driver can feel a sense of acceleration. hard.
Further, when the driver performs a braking operation in this state, a brake pressure is generated at the driver supply source, and this brake pressure is supplied to a brake pipe of a system that connects the outer wheel before turning and the inner wheel after turning. Accordingly, a braking force corresponding to the operation of the driver is generated, and the driver does not feel uncomfortable.
On the other hand, when the vehicle is not accelerating during turning, the control means, contrary to the above, of the two brake pipings of the first piping and the second piping, Operate the supply switching valve so that the supply source of the brake pipe of the system connecting the inner ring after turning is the control supply source and the supply source of the brake pipe of the system connecting the inner ring before turning and the outer wheel after turning is the driver supply source. In this case, by controlling the wheel cylinder pressure of the inner ring after turning high, it is possible to generate a yaw moment in a direction to eliminate understeer. When the driver performs a braking operation during this non-acceleration, the brake fluid pressure generated by the driver supply source is transmitted to the brake pipe connecting the inner wheel before turning and the outer wheel after turning, and this braking force Understeer can also be eliminated by the yaw moment generated by.
[0016]
In the invention according to claim 2 or claim 3, when the vehicle body slip angle or the rear wheel tire slip angle is outward with respect to the turning direction during front inner wheel control, the wheel cylinder pressure of the outer wheel after turning is set to 0 (invoice). Item 2), or the target slip ratio of the outer wheel after turning is set to 0% (Claim 3), and the braking force on the outer wheel after turning is kept as low as possible. That is, when the vehicle body slip angle or the rear wheel tire slip angle is outward with respect to the turning direction, the side force is generated in the direction opposite to the turning direction in the outer wheel after turning so as to increase the yaw moment. Therefore, when the braking force is generated in this state, the side force is reduced and the yaw moment is reduced. Therefore, according to the present invention, the braking force is not generated in the non-turning rear wheel, the side force can be kept high to prevent the yaw moment from being lowered, and the vehicle posture can be stabilized.
[0017]
In the invention according to claim 4 or 5, when the rear inner wheel control, when the vehicle body slip angle or the rear wheel tire slip angle is outward with respect to the turning direction, the slip ratio target value of the inner wheel after turning is set to 0 to -5%. (Claim 4) or the slip ratio target value SLIPM of the inner ring after turning
-SLIPlim [1- (BETA / BETATA)² ]^1/2 <SLIPM <0%
(Claim 5).
That is, during non-acceleration, a side force in the direction opposite to the turning direction is generated in the inner ring after turning so as to generate a yaw moment. Therefore, by executing the above control, the yaw moment can be generated by the braking force in a range where the side force of the inner wheel after turning does not decrease, and the vehicle posture can be stabilized.
[0018]
In the invention according to claim 6 or claim 7, during understeer avoidance control, the wheel cylinder pressure of the rear wheel of the brake pipe of the system using the driver supply source as the supply source is set to 0 (claim 6), or the driver The slip ratio target value of the rear wheel of the brake piping of the system using the supply source as the supply source is set to 0% (Claim 7). Thereby, even if a driver | operator performs braking operation, the side force of a rear-wheel is not reduced, but a vehicle attitude | position can be stabilized.
[0019]
According to the ninth aspect of the present invention, the slip ratio target value SLIPM of the inner wheel before turning is controlled during the front inner wheel control.
-SLIPlim [1- (BETAF / BETAlim)² ]^1/2 <SLIPM
<SLIPlim [1- (BETATA / BETATAlim)² ]^1/2
Limit within the range. That is, if excessive slip occurs in the inner ring before turning, the side force is reduced and understeer is promoted. Therefore, by providing the limit value for the slip ratio target value SLIPM as described above, the side force is not reduced. The maximum braking force can be obtained.
Since the above calculation is complicated, the calculation can be simplified in consideration of the worst value of the tire slip angle of the front wheels. This is the invention according to claim 8, and in this invention, the slip ratio target value of the inner ring before turning is set to 0% during the front inner ring control. Therefore, the side force is reduced by the braking force in the front inner wheel and the understeer is not promoted, and the engine torque can be applied in the steering direction.
[0020]
In the invention of claim 10, when the front inner wheel control, when the vehicle body slip angle or the rear wheel tire slip angle is inward, the slip ratio target value SLIPM of the outer wheel after turning is
SLIPM <-SLIPlim [1- (BETA / BETATA)² ]^1/2
The wheel cylinder pressure control is executed only when the above condition is satisfied, and the wheel cylinder pressure or the slip ratio target value SLIPM is set to 0 otherwise.
That is, when the vehicle body slip angle or the rear wheel tire slip angle is inward, the rear wheel generates a side force in the same direction as the turning direction so as to cancel the yaw moment. Therefore, it is preferable to perform braking when the slip ratio target value is outside the tire friction circle range, and not to brake within the friction circle range. Therefore, the required maximum side force can be obtained by controlling the slip ratio target value SLIPM as described above.
[0021]
According to the eleventh aspect of the present invention, the throttle valve opening is controlled to be larger than the pedal stroke equivalent throttle opening operated by the driver during the control of the front inner wheel by understeer and acceleration determination. Therefore, the engine torque is increased, and the surplus engine torque is transmitted to the outer wheel before turning by the differential effect due to the differential, so that the turning moment of the vehicle is increased and the understeer state can be avoided.
[0022]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.
First, FIG. 2 is an overall view showing an embodiment of the present invention. 1 to 4 are wheel speed sensors (vehicle behavior detecting means) for detecting the rotation speed of the wheel, and each output a frequency signal corresponding to the rotation speed of the wheel using, for example, a pickup coil.
[0023]
Reference numeral 5 denotes a steering angle sensor (vehicle behavior detection means) for detecting the steering angle of the steering wheel. For example, a frequency signal corresponding to the steering angular speed is output by a phototransistor or the like, and this is integrated to detect the steering angle. Do.
[0024]
A yaw speed sensor (vehicle behavior detecting means) 6 detects the yaw speed by receiving Coriolis force from a tuning fork type strain gauge, for example.
[0025]
Reference numeral 7 denotes a lateral acceleration (hereinafter referred to as lateral G) sensor (vehicle behavior detecting means), which detects lateral acceleration by receiving lateral force with, for example, a cantilever type strain gauge.
[0026]
Reference numeral 8 denotes a vehicle behavior control device (control means), which determines the vehicle behavior state based on signals from the sensors 1 to 7 and controls the operation of the valves 13a to 13h of the brake hydraulic pressure control actuator 13. The brake force of each wheel is controlled by switching the hydraulic pressure supply source (described later) to the wheel cylinder 20 of each wheel and controlling the brake fluid pressure supplied to each wheel cylinder 20. Similarly, the required throttle opening is calculated based on the signals from the sensors 1 to 7, and the required throttle opening is transmitted to the engine control device 9.
[0027]
The brake hydraulic control actuator 13 supplies brake fluid pressure to the wheel cylinder 20 of each wheel and controls the brake fluid pressure, and is provided in the middle of the brake pipes 21, 22, and 23. .
[0028]
That is, the brake pipes 21 to 23 are connected to the brake pipe (first pipe) 21 connecting the right front wheel and the left rear wheel wheel cylinders 20, 20, and the left front wheel and the right rear wheel wheel cylinders 20, 20. A brake pipe (second pipe) 22, a master cylinder (driver supply source) 14 that generates a brake operation hydraulic pressure in response to a driver's pedal operation, a pump independent of the master cylinder 14, and the like. And a brake pipe 23 connecting the pipes 21 and 22 with a control hydraulic power source (control supply source) 13i.
[0029]
The brake hydraulic control actuator 13 is provided in the middle of the brake pipes 21 and 22, and hydraulic control valves (pressure control valves) 13a to 13d for controlling the brake hydraulic pressure supplied to each wheel cylinder 20, An in-side gate valve 13e serving as a supply switching valve that switches between a master cylinder 14 and a control hydraulic power source 13i that is provided in the middle of the brake pipe 23 and that switches between a hydraulic pressure supply source for each brake pipe 21 and the control hydraulic pressure source 13i. A side gate valve 13g and an in-side gate valve 13f and an out-side gate valve 13h as supply switching valves that perform the same switching with respect to the brake pipe 22 are configured according to a signal from the vehicle behavior control device 8, Control for switching the pressure supply source for the foil cinder 20 individually for each system, and each foil series And controls the brake fluid pressure of da 20. Each of the gate valves 13e, 13f, 13g, and 13h is an out-side gate valve in an OFF state in which the brake fluid pressure generated in the master cylinder 14 is not energized so that the brake fluid pressure generated in the master cylinder 14 is transmitted to the brake pipes 21 and 22. 13g and 13h are opened, and the in-side gate valves 13e and 13f are closed.
[0030]
Reference numeral 15 denotes an engine rotation speed sensor (vehicle behavior detection means) that detects the rotation speed of the engine. For example, a frequency signal is detected by a pickup coil or the like as with the wheel speed sensors 1 to 4. Reference numeral 16 denotes a throttle opening sensor (vehicle behavior detecting means), which converts the throttle opening into a voltage value using, for example, a potentiometer and detects it as an analog signal.
[0031]
The signals of these sensors 15 and 16 and the requested engine torque transmitted from the vehicle behavior control device 8 are input to the engine control device (control means) 9 to convert the requested engine torque into the requested throttle opening, and the throttle control device ( Control means) 10. The throttle control device 10 is configured to control the engine torque by supplying a motor drive current corresponding to the required throttle opening to a throttle actuator (engine torque control actuator) 11 attached to the engine 12.
[0032]
Next, the control operation of the vehicle behavior control device 8 will be described based on the flowcharts of FIGS.
FIG. 3 is a flowchart of a part that performs understeer determination based on signals indicating vehicle behavior detected by various sensors. First, in step 201, the wheel speed Vw of each wheel is acquired from each wheel speed sensor 1 to 4. In step 202, the vehicle body speed Vi is calculated using the select high signal of each wheel.
[0033]
Next, in steps 203 to 205, the yaw rate speed YAW, the lateral acceleration YG, and the steering angle ANGL detected by the yaw speed sensor 6, the lateral G sensor 7, and the steering angle sensor 5 are captured.
[0034]
Next, in step 206, the vehicle body side slip angle BETA, the front wheel tire side slip angle BETAF, and the rear wheel tire side slip BEAr are calculated. The calculation method of each value BETA is performed by the following method, for example.
[0035]
BETA = ∫ [(Y_G / Vi) -YAW] dt
BETAf = BETA + (Lf / Vi) · YAW-ANGL
BETAr = BETA- (Lr / Vi)
Lf is the distance between the front wheel axis and the yaw center, and Lr is the distance between the rear wheel axis and the yaw center.
[0036]
Next, in step 207, the yaw rate target value YAWS is calculated. In this case, the yaw rate target value YAWS is calculated from the vehicle body speed Vi and the steering angle ANGL with reference to a predetermined map.
[0037]
Next, in step 208, the vehicle body speed Vi and the wheel speed Vw are compared. If the vehicle body speed Vi is larger than the wheel speed Vw, it is determined that deceleration slip is in progress, and the routine proceeds to step 209, where the vehicle body speed Vi is determined as the denominator. SLIP = (Vw−Vi) / Vi is calculated based on the calculation formula SLIP = (Vw−Vi) / Vi. When the wheel speed Vw is higher than the vehicle body speed Vi, SLIP = (Vw−Vi) / A slip ratio SLIP is calculated based on the arithmetic expression of Vw.
[0038]
Steps 211 to 216 are a means for determining whether or not the vehicle is in an understeer state. First, in step 211, a difference YAWE between the yaw rate target value YAWS calculated from the rudder angle and the vehicle speed and the sensor detection yaw rate YAW is calculated, and the right turn yaw rate is set to be positive. When the difference YAWE becomes larger than YAEEER, it is determined that the actual yaw rate is small despite the right turn, and the right turn understeer control flag FUSRR = 1 is set at step 214. On the other hand, if -YAWER is smaller than YAWE in step 213, the left turn understeer control flag FUSRL = 1 is set in step 215. Other than the above, that is, when −YAWER ≦ YAWE ≦ YAWER, it is determined that the vehicle is not in the understeer state, and in step 216, both control flags FUSRR and FUSRL are reset to 0.
[0039]
Next, steps 217 to 220 in FIG. 4 are one means for detecting the driver's intention to accelerate.
First, in step 217, the throttle opening ACCEL, which is the output of the throttle opening sensor 16, is read, and in step 218, it is compared with a predetermined acceleration judgment threshold value ACCTVO. When the throttle opening ACCEL is larger than the acceleration determination threshold value ACCTVO, it is determined that the driver intends to accelerate, and in step 219, the acceleration determination flag FACEL = 1 is set. On the other hand, when the throttle opening ACCEL is smaller than the acceleration determination threshold value ACCTVO, it is determined that the driver does not intend to accelerate, and in step 220, the acceleration determination flag FACEL = 0 is reset.
[0040]
Steps 221 to 227 are controls for switching the pressure increasing system which is a part of the present invention.
First, in steps 221 and 222, it is determined whether the vehicle is turning under right or under turning based on the set / reset state of the understeer control flags FUSRR and FUSRL. In steps 223 and 224, the acceleration determination flag FACEL is set / reset. Judgment of acceleration or non-acceleration is made based on the state.
[0041]
At the time of right turn understeer and acceleration judgment, or left turn understeer and non-acceleration judgment, at step 225, the brake of the right front wheel / left rear wheel system which is one of the two systems of brake pipes 21 and 22 is performed. The in-side gate valve 13e is opened so that the hydraulic pressure of the control hydraulic source 13i can be supplied to the pipe 21, and the out-side gate valve 13g is closed to shut off from the master cylinder 14 side. On the other hand, the brake pipe 22 which is the other system is in a non-controlled state, that is, the in-side gate valve 13f is closed and the out-side gate valve 13h is closed in order to keep the master cylinder 14 in a state where the hydraulic pressure can be supplied. Hold the valve open.
[0042]
Next, contrary to the above, at the time of left turn understeer and acceleration judgment, or at the time of right turn understeer and non-acceleration judgment, at step 226, the brake piping 22 which is the system of the left front wheel and right rear wheel is applied. The in-side gate valve 13f is opened so that the hydraulic pressure of the control hydraulic source 13i can be supplied, and the out-side gate valve 13h is closed to shut off from the master cylinder 14 side. On the other hand, the brake piping 21 which is the other system is in a non-controlled state, that is, the in-side gate valve 13e is closed and the out-side gate valve 13g is closed in order to keep the master cylinder 14 in a state where the hydraulic pressure can be supplied. Hold the valve open.
[0043]
When the understeer state is not set, the pump pressure is not increased. In step 227, the in-side gate valves 13e and 13f are kept closed (OFF) and the out-side gate valves 13g and 13h are opened. The state is maintained (OFF) and a normal braking state is established.
[0044]
Next, in step 228 shown in FIG. 5, the difference between the yaw rate target value YAWS and the actual yaw rate YAW is multiplied by a predetermined gain K1 to calculate the drive wheel left / right wheel speed difference SLIPYD. In step 229, the throttle opening ACCEL And the acceleration determination threshold value ACCTVO is multiplied by a predetermined gain K2 to calculate the drive wheel left-right average speed SLIPACC.
[0045]
Steps 230 to 243 are parts for determining the slip ratio target value.
First, in step 230, it is determined whether or not it is right turn understeer based on the set / reset of the right turn understeer control flag FUSRR. If FUSRR = 1, the process proceeds to step 231. If FUSRR = 0, FIG. Proceed to the flowchart shown in FIG. Note that the flowcharts of FIGS. 8 and 9 are obtained by reversing the left and right control in the right turn understeer in FIGS. 5 and 6 to be described below, and thus detailed description thereof will be omitted.
[0046]
Next, in step 231, it is determined whether or not the vehicle is accelerating based on the acceleration determination flag FACEL. If the vehicle is accelerating, the process proceeds to step 232. If not, the flow proceeds to the flowchart shown in FIG.
[0047]
Steps 232 to 239 are processes for the target value of the slip ratio during the right turn understeer and the acceleration determination.
First, in step 232, the right front wheel slip ratio target value SLIPMFR and the left rear wheel slip ratio target value SLIPMRL are calculated based on the drive wheel left / right average value SLIPACC calculated in steps 228 and 229 and the drive wheel left / right wheel speed difference SLIPYD. .
[0048]
Next, in steps 233 to 236, limiter processing is performed on the right front wheel slip ratio target value SLIPMFR. This is because if an excess slip occurs on the front wheels, the tire side force is reduced and understeer is promoted, so that control should be performed within a range where the side force does not decrease.
[0049]
Here, the range in which the side force does not decrease is a case where the braking or driving force and the resultant force of the side force are within the tire friction circle limit, and assuming that the tire friction circle is a perfect circle, the following conditions are satisfied. Is satisfied, it is approximated to be within the tire friction circle limit, and the following relational expression is established.
[(Β / βlim)² + (SLIP / SLIPlim)² ]^1/2 <1
In the above equation, β is a tire slip angle, SLIP is a tire slip rate, βlim is a predetermined side force peak slip angle, and SLIPlim is a predetermined braking / driving force peak slip rate.
[0050]
In order to control the front wheel slip ratio target value so as to satisfy the relational expression shown in the above formula, the right front wheel slip ratio target value SLIPMFR is limited to the range of the following formula.
-SLIPlim [1- (BETAF / BETAlim)² ]^1/2
<SLIPMFR
<SLIPlim [1- (BETAF / BETALim)² ]^1/2
In addition, since the above calculation is complicated, it may be possible to control the SLIPMFR at 0% considering the worst value of the front tire slip angle BETAF.
[0051]
Next, in steps 237 to 239, a limiter is applied to the left rear wheel slip ratio SLIPMRL.
First, in step 237, the rear wheel side force generation direction is determined based on the rear wheel tire side slip angle BETAr. When the right-turn understeer and the rear wheel tire skidding BETAr are inward with respect to the turning direction, the routine proceeds to step 238.
[0052]
At this time, the rear wheel generates a side force in the same direction as the turning direction so as to cancel out the yaw moment. Therefore, it is necessary to apply braking to the outside of the tire friction circle range where the side force is reduced for the reverse reason of steps 233 to 236. There is.
[0053]
Therefore, in step 238, braking is performed when the left rear wheel slip ratio request is outside the friction circle range, and left rear wheel slip ratio target value SLIPMRL = 0 is set in step 239 so as not to brake within the friction circle range. Refer to FIG. 10 (a).
[0054]
Also, if it is determined in step 237 that the rear wheel side force is outward with respect to the turning direction, the left rear wheel generates a side force in the direction opposite to the turning direction so as to increase the yaw moment, and the side force is reduced by braking. In order to avoid yaw moment reduction due to an increase in braking force, SLIPMRL = 0 is set in step 239. Please refer to FIG.
[0055]
Here, in step 237, the direction of generation of the rear wheel side force is determined based on the rear wheel tire slip angle BETAr. However, since the rear wheel is not steered in a general vehicle, it can be approximated as BEAr≈BETA. It is possible to simplify the calculation by performing the determination based on the skid angle BETA and the subsequent limiter calculation.
[0056]
If it is determined in step 231 that the vehicle is not accelerating, the process proceeds to step 240 in FIG. 6 to calculate the left front wheel slip ratio target value SLIPMFL and the right rear wheel slip ratio target value SLIPMRR.
[0057]
Next, in step 241, as in step 237, the generation direction of the rear wheel side force is determined based on the rear wheel tire side slip angle BETAr, and if it is outward with respect to the turning direction, the process proceeds to step 243.
[0058]
At this time, since the right rear wheel generates a side force in the direction opposite to the turning direction so as to generate a yaw moment, it is desired to generate a yaw moment by a braking force within a range where the side force is not reduced by braking. Therefore, in the same manner as described above, the right rear wheel slip ratio target value SLIPMRR is expressed in the following equation in steps 242-243 in order to control the slip ratio in the tire friction circle limit range where the side force does not decrease. I try to limit it to Refer to FIG. 11 (d).
SLIPMRR
> -SLIPlim [1- (BETAr / BETALim)² ]^1/2
Further, since the above calculation is complicated, SLIPMRR> −5% may be approximated from the representative value of the rear tire tire side slip angle BETAr that is practically generated during understeer.
[0059]
In step 241, when the rear wheel side force is inward with respect to the turning direction, the right rear wheel generates a side force opposite to the turning direction so as to cancel the yaw moment. The yaw moment can be decreased and the yaw moment can be increased simultaneously by the braking force. For this reason, the yaw moment is increased both inside and outside the tire friction circle range. In particular, no limiter is provided and the next control is performed. Refer to FIG. 11 (c).
[0060]
Steps 244 to 252 shown in FIG. 7 are engine torque control portions, and the target throttle valve opening DKV is calculated.
First, at step 244, the engine speed Ne detected by the engine speed sensor 15 is read. Next, in steps 245 to 246, acceleration determination / understeer determination is performed. When it is determined that the vehicle is accelerating and is in an understeer state, the process proceeds to step 247, where the torque increase amount TACC is set to the difference between the yaw rate target value YAWS and the actual yaw rate YAW. Is multiplied by a predetermined gain K3.
[0061]
Next, the routine proceeds to step 248, where the engine torque increase amount TACCR is calculated by multiplying the torque increase amount TACC by the gear position correction coefficient KGEAR. In a non-acceleration or non-understeer state, it is assumed that there is no acceleration request and no yaw moment generation request, and TACCR = 0 is set in step 249.
[0062]
Next, the routine proceeds to step 250, where the required engine torque Teg is calculated with reference to the map based on the engine speed and the accelerator opening, and the engine output increase calculated in step 248 is added in step 251 to obtain the final output engine. Torque Tout is calculated.
[0063]
Next, the routine proceeds to step 252 where the target throttle valve opening DKV is calculated with reference to the map based on Ne and Tout.
[0064]
By the above procedure, the hydraulic control valves 13a to 13d and the throttle actuator 11 are controlled so as to converge to the slip ratio target value SLIPM and the target throttle opening DKV shown in FIG.
[0065]
At this time, if the hydraulic pressure of the rear wheel of the master cylinder boosting system is released, the vehicle deceleration is generated at the front wheel of the master cylinder boosting system, and the rear wheel can be set to the wheel speed ≒ vehicle speed, which affects the deceleration. The slip ratio can be calculated with high accuracy.
[0066]
In this embodiment, by switching the hydraulic control system during understeering and during acceleration / non-acceleration, the yaw moment is generated and the driving force is improved by the differential effect of the front wheel drive wheels, and the oversteer by steering kickback or tack-in is performed. The switching to the correction control can be speeded up, and appropriate yaw moment control can be performed by limiting the slip ratio so as to be within and outside the tire friction circle range according to the tire side force generation direction.
[0067]
In addition, since the one system is a pressure increasing system using the master cylinder, it is possible to simultaneously avoid poor deceleration due to a defect or the like and improve pedal feeling.
[0068]
【The invention's effect】
As described above, in the vehicle attitude control device of the present invention, when the vehicle is in an understeer state, it is further determined whether the vehicle is accelerating or not accelerating. The front inner ring control is performed using the brake pressure supply source of the brake pipe connecting the outer ring and the outer wheel after turning as the control supply source and the brake pressure supply source of the brake pipe connecting the outer wheel before turning and the inner wheel after turning as the driver supply source. On the other hand, during non-acceleration, the brake pressure supply source of the brake pipe connecting the outer ring before turning and the inner ring after turning is used as the control supply source, and the brake pressure supply of the brake pipe connecting the inner ring before turning and the outer ring after turning is supplied. Source is the driver supplyRear inner ring controlConfigure to runWhen the rear inner ring control is executed, the wheel cylinder pressure of the inner ring after turning is controlled to be higher than that of the outer wheel before turning.Therefore, during acceleration, the understeer state is avoided by using the yaw moment due to the braking force of the turning inner wheel and the generation of the yaw moment due to the differential effect of the driving wheel outside the turning, so that the driver does not feel uncomfortable As a result, understeer avoidance control can be executed, and the speed of switching to oversteer correction control by steering kickback or tack-in can be increased. Furthermore, since the one system is a pressure-increasing system using a driver supply source, it is possible to avoid a deceleration failure due to a defect or the like and improve the pedal feeling at the same time.
[0069]
In the inventions according to claims 2 to 5, it is possible to effectively generate the yaw moment by the braking force by controlling so as not to reduce the side force in accordance with the direction in which the side force of the rear wheel is generated. In particular, in the invention according to the fifth aspect, it is possible to control the yaw moment appropriately by providing a limiter so that the slip ratio target value is within or outside the range of the tire friction circle.
[0070]
According to the sixth and seventh aspects of the invention, during understeer avoidance control, the wheel cylinder pressure of the rear wheel of the brake pipe of the system using the driver supply source as the supply source is set to 0, or the driver supply source is used as the supply source. Since the slip ratio target value of the rear wheel of the brake pipe of the system is set to 0%, the side force of the rear wheel does not decrease even when the driver performs a braking operation, and the vehicle posture is stabilized. be able to.
[0071]
In the eighth aspect of the invention, since the slip ratio target value of the inner ring before turning is set to 0% during the control of the front inner ring, the side force does not decrease in the front inner ring, although it is a simple calculation process. In this way, the engine torque can be applied in the steering direction.
[0072]
According to the ninth aspect of the present invention, since the limiter is provided for the slip ratio target value SLIPM of the inner ring before turning during the control of the front inner ring, the maximum braking force can be obtained within a range in which the side force does not decrease.
[0073]
In the invention according to claim 10, the wheel cylinder pressure control is performed only when the vehicle body slip angle or the rear wheel tire slip angle is inward and the slip ratio target value SLIPM of the outer wheel after turning is smaller than the limit value during front inner wheel control. The wheel cylinder pressure or the slip ratio target value SLIPM is set to 0 when the above conditions are not satisfied. Therefore, when the slip ratio target value is outside the tire friction circle range, braking is performed and the friction circle range is set. The maximum necessary side force can be obtained without braking.
[0074]
In the invention according to claim 11, since the throttle valve opening is controlled to be larger than the pedal stroke conversion throttle opening operated by the driver during the front inner wheel control based on the understeer and acceleration judgment, the surplus is caused by the differential effect due to the differential. By transmitting the engine torque to the outer wheel before turning, the turning moment of the vehicle can be increased and the understeer state can be avoided.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram corresponding to a claim showing a vehicle attitude control device of the present invention.
FIG. 2 is an overall view of the vehicle attitude control device according to the embodiment.
FIG. 3 is a flowchart showing a control flow of the embodiment.
FIG. 4 is a flowchart showing a control flow of the embodiment.
FIG. 5 is a flowchart showing a control flow of the embodiment.
FIG. 6 is a flowchart showing a control flow of the embodiment.
FIG. 7 is a flowchart showing a control flow of the embodiment.
FIG. 8 is a flowchart showing a control flow of the embodiment.
FIG. 9 is a flowchart showing a control flow of the embodiment.
FIG. 10 is an operation explanatory diagram of the embodiment.
FIG. 11 is an explanatory diagram of a control state according to the embodiment.
[Explanation of symbols]
FR, FL, RL, RR Wheel cylinder
a First piping
b Second piping
c Driver supply
d Control supply source
e Supply switching valve
f Pressure control valve
g Vehicle behavior detection means
h Control means
1, 2, 3, 4 Wheel speed sensor (vehicle behavior detection means)
5 Rudder angle sensor (vehicle behavior detection means)
6 Yaw speed sensor (vehicle behavior detection means)
7 Lateral acceleration sensor (vehicle behavior detection means)
8. Vehicle behavior control device (control means)
9 Engine control device (control means)
10 Throttle control device (control means)
11 Throttle actuator (engine torque control actuator)
12 engine
13 Brake hydraulic control actuator
13a, 13b, 13c, 13d Hydraulic control valve (pressure control valve)
13e, 13f Inner gate valve (supply switching valve)
13g, 13h Out side gate valve (supply switching valve)
13i Control hydraulic power source (control supply source)
14 Master cylinder (operator supply source)
15 Engine speed sensor (vehicle behavior detection means)
16 Throttle opening sensor (vehicle behavior detection means)
20 Wheel cylinder
21 Brake piping (first piping)
22 Brake piping (second piping)
23 Brake piping

Claims

The brake piping of the front-wheel drive vehicle has two systems: a first piping that connects the wheel cylinder of the right front wheel and the wheel cylinder of the left rear wheel, and a second piping that connects the wheel cylinder of the left front wheel and the wheel cylinder of the right rear wheel. Piping is provided,
A driver supply source that supplies brake pressure generated by the driver's braking operation to each brake pipe, and a control supply source that supplies brake pressure from a pressure source that is formed independently of the driver's braking operation. Two supply sources are connected,
A supply switching valve is provided for switching whether the brake pressure supply source for each brake pipe is the driver supply source or the control supply source,
A pressure control valve for controlling each wheel cylinder pressure is provided,
Control means for controlling the operation of the supply switching valve and the pressure control valve to avoid the understeer state when it is determined that the vehicle is in the understeer state based on an input from the vehicle behavior detection means for detecting the vehicle behavior. In the provided vehicle attitude control device,
In the execution of the understeer avoidance control, the control means determines the understeer state, and simultaneously supplies brake brakes for the system connecting the inner wheel before turning and the outer wheel after turning when it is determined that the vehicle is accelerating. Executes the inner ring control before switching the supply switching valve so that the supply source of the brake piping of the system connecting the outer ring before turning and the inner ring after turning is the driver supply source, and the understeer state is determined. If it is determined that the vehicle is not accelerating at the same time, the supply source of the brake pipe connecting the outer ring before turning and the inner ring after turning is the control supply source, and the supply source of the brake pipe connecting the inner ring before turning and the outer ring after turning is Configured to perform rear inner ring control as a driver supply source ,
When the rear inner ring control is executed, the wheel cylinder pressure of the inner ring after turning is controlled to be higher than that of the outer wheel before turning.
Vehicle attitude control device according to claim.

2. The vehicle attitude control according to claim 1, wherein the wheel cylinder pressure of the outer wheel after turning is set to 0 when the vehicle body slip angle or the rear wheel tire slip angle is outward with respect to the turning direction during the front inner wheel control. apparatus.

2. The vehicle attitude according to claim 1, wherein, when the front inner wheel control is performed, if the vehicle body slip angle or the rear wheel tire slip angle is outward with respect to the turning direction, the slip ratio target value of the outer wheel after turning is set to 0%. Control device.

The slip ratio target value of the inner wheel after turning is limited to a range of 0 to -5% when the vehicle body slip angle or the rear wheel tire slip angle is outward with respect to the turning direction during the rear inner wheel control. Item 4. The vehicle attitude control device according to items 1 to 3.

During the rear inner wheel control, when the vehicle body slip angle or the rear wheel tire slip angle is outward with respect to the turning direction, the slip ratio target value SLIPM of the inner wheel after turning is set to -SLIPlim [1- (BETA / BETATAm) ² ] ^1/2 <SLIPM <0%
(Where SLIPlim is a slip ratio in which a predetermined tire braking force is linear, BETAlim is a slip angle in which a predetermined tire side force is linear, and BETA is a vehicle body slip angle or a rear wheel tire slip angle. )
The vehicle attitude control device according to claim 1, wherein the vehicle attitude control device is limited to the range described above.

6. The vehicle attitude control device according to claim 1, wherein, during the understeer avoidance control, a wheel cylinder pressure of a rear wheel of a brake pipe of a system using the driver supply source as a supply source is set to zero.

6. The vehicle attitude control device according to claim 1, wherein, during the understeer avoidance control, a slip ratio target value of a rear wheel of a brake pipe of a system using the driver supply source as a supply source is set to 0%.

8. The vehicle attitude control device according to claim 1, wherein a slip ratio target value of the inner wheel before turning is set to 0% during the front inner wheel control.

When the front inner wheel is controlled, the slip ratio target value SLIPM of the inner wheel before turning is set to -SLIPlim [1- (BETAF / BETATAm) ² ] ^1/2 <SLIPM <SLIPlim [1- (BETAF / BETAlim) ² ] ^1/2
(However, BETAf is the front tire slip angle)
The vehicle attitude control device according to claim 1, wherein the vehicle attitude control device is limited to a range within the range.

During the front inner wheel control, when the vehicle body slip angle or the rear wheel tire slip angle is inward, the slip ratio target value SLIPM of the outer wheel after turning is
SLIPM <-SLIPlim [1- (BETA / BETATA) ² ] ^1/2
8. The vehicle attitude control according to claim 1 or 4 to 7, wherein the wheel cylinder pressure control is executed only when it becomes, and the wheel cylinder pressure or the slip ratio target value SLIPM is set to 0 when other than the above conditions. apparatus.

The vehicle behavior detecting means includes means for detecting a throttle valve opening, and the control means includes an engine torque control actuator for arbitrarily controlling engine torque, and the front inner wheel is controlled by the understeer and acceleration judgment. 11. The vehicle attitude control device according to claim 1, wherein, at the time of control, the throttle valve opening is controlled to be larger than a pedal stroke conversion throttle opening operated by a driver.