JP2001010475A - Vehicle motion control device - Google Patents
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- JP2001010475A JP2001010475A JP11179648A JP17964899A JP2001010475A JP 2001010475 A JP2001010475 A JP 2001010475A JP 11179648 A JP11179648 A JP 11179648A JP 17964899 A JP17964899 A JP 17964899A JP 2001010475 A JP2001010475 A JP 2001010475A
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- Regulating Braking Force (AREA)
Abstract
Description
【0001】[0001]
【発明の属する技術分野】本発明は、車両の運動制御装
置に関し、特に、車両の旋回を含む車両運動中に、ブレ
ーキペダルの操作の有無に関係なく各車輪に対して制動
力を付与することにより車両の運動状態を安定させる車
両の運動制御装置に係る。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a motion control device for a vehicle, and more particularly, to applying a braking force to each wheel during vehicle motion including turning of the vehicle, regardless of whether a brake pedal is operated. The present invention relates to a vehicle motion control device for stabilizing the motion state of a vehicle.
【0002】[0002]
【従来の技術】近時、車両の運動特性、特に旋回特性を
制御する手段として、制動力の左右差制御により旋回モ
ーメントを直接制御する手段が注目され、実用に供され
ている。例えば、特開平9−164932号公報には、
車両が旋回中に過度のオーバーステアと判定したときに
は、車両に対し外向きのモーメントが生ずるように車両
の各車輪に制動力を付与しオーバーステア抑制制御を行
なうと共に、車両が旋回中に過度のアンダーステアと判
定したときには、車両に対し内向きのモーメントが生ず
るように車両の各車輪に制動力を付与しアンダーステア
抑制制御を行なう運動制御装置が開示されている。同公
報では、特に、推定した路面摩擦係数の変化割合に応じ
て各車輪に付与する制動力が増減するように補正制御を
行なうことが提案されている。2. Description of the Related Art In recent years, attention has been paid to a means for directly controlling a turning moment by controlling a left and right difference of a braking force as a means for controlling a motion characteristic of a vehicle, in particular, a turning characteristic. For example, in Japanese Patent Application Laid-Open No. 9-164932,
When it is determined that the vehicle is excessively oversteering while turning, the braking force is applied to each wheel of the vehicle so as to generate an outward moment with respect to the vehicle, the oversteer suppression control is performed, and the vehicle is excessively steered while turning. A motion control device is disclosed which applies a braking force to each wheel of a vehicle so as to generate an inward moment on the vehicle when it is determined that the vehicle is understeer, and performs understeer suppression control. This publication proposes, in particular, performing correction control so that the braking force applied to each wheel increases or decreases in accordance with the estimated change rate of the road surface friction coefficient.
【0003】また、特開平9−109852号公報にお
いては、特開平6−24304号公報に記載の従来の挙
動制御装置に関し、車両の旋回時に荷重移動により旋回
外輪の接地荷重は増大するが旋回内輪の接地荷重は減少
するので、ドリフトアウト抑制制御により旋回外輪及び
内輪のスリップ率が同一になるようそれらの制動力が制
御されると、旋回内輪の横力の減少が過大となり、特に
ドリフトアウト状態が収束に向かうドリフトアウト抑制
制御の後半においてスピン状態が発生し易くなるおそれ
があるとして、ドリフトアウト抑制制御の後半に旋回内
側後輪の制動力が過大になることを防止することを課題
としている。そして、同公報では、後輪の制動力を制御
することによりドリフトアウトを抑制する車両の挙動制
御装置において、ドリフトアウト抑制制御中の途中の時
点以降においては旋回内輪の制動力を旋回外輪の制動力
よりも小さくすることが提案されている。具体的には、
ドリフトアウト状態量が減少し始めた時点より所定時間
が経過した後は旋回内側後輪のスリップ率を小さくする
ように構成されている。Japanese Patent Application Laid-Open No. 9-109852 relates to a conventional behavior control device described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 6-24304. When the braking force is controlled by the drift-out suppression control so that the slip ratio of the turning outer wheel and the inner wheel becomes the same, the lateral force of the turning inner wheel decreases excessively, and especially the drift-out condition occurs. It is an object of the present invention to prevent the braking force of the turning inner rear wheel from becoming excessive in the latter half of the drift-out suppression control because there is a possibility that a spin state is likely to occur in the latter half of the drift-out suppression control toward convergence. . In the same publication, in a vehicle behavior control device that suppresses drift-out by controlling braking force of a rear wheel, a braking force of a turning inner wheel is controlled by a braking force of an outer turning wheel after a point in time during the drift-out suppression control. It has been proposed to make it smaller than the power. In particular,
After a lapse of a predetermined time from the time when the drift-out state amount starts to decrease, the slip ratio of the rear wheel on the inside of the turn is reduced.
【0004】[0004]
【発明が解決しようとする課題】上記特開平9−109
852号公報に記載の装置においては、前掲の特開平9
−164932号公報に記載のような路面摩擦係数に変
化に応じた対応がなされているものではない。このた
め、路面摩擦係数が低い場合にはドリフトアウト抑制制
御の目的で車両後方の両車輪に対して制動力を付与する
と却って安定性を損なうおそれがある。特開平9−10
9852号公報に記載の装置によれば、ドリフトアウト
状態量が減少し始めた時点より所定時間が経過した後は
旋回内側後輪のスリップ率を小さくするように制御され
るが、必ずしも路面摩擦係数の変化とは対応しない。SUMMARY OF THE INVENTION The above-mentioned Japanese Patent Application Laid-Open No. 9-109.
In the device described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 852/852,
No correspondence is taken according to changes in the road surface friction coefficient as described in JP-A-164932. Therefore, when the road surface friction coefficient is low, stability may be impaired if braking force is applied to both wheels behind the vehicle for the purpose of drift-out suppression control. JP-A-9-10
According to the device described in Japanese Patent No. 9852, the slip ratio of the rear inner wheel is controlled to be small after a predetermined time has elapsed from the time when the drift-out state amount has started to decrease, but the road surface friction coefficient is not necessarily limited. Does not correspond to a change in
【0005】そこで、本発明は、アンダーステア抑制制
御時に車両の後輪に対し制動力を付与する車両の運動制
御装置において、路面摩擦係数が変化する場合にも後輪
に対し適切に制動力を付与し、円滑にアンダーステア抑
制制御を行ない得るようにすることを課題とする。Accordingly, the present invention provides a vehicle motion control apparatus for applying a braking force to the rear wheels of a vehicle during understeer suppression control, whereby the braking force is appropriately applied to the rear wheels even when the road surface friction coefficient changes. It is another object of the present invention to smoothly perform understeer suppression control.
【0006】[0006]
【課題を解決するための手段】上記の課題を解決するた
め、本発明は請求項1に記載のように、車両の前輪及び
後輪の各車輪に対し少なくともブレーキペダルの操作に
応じて制動力を付与する制動力付与手段と、前記車両の
旋回を含む車両運動中における安定性を判定する車両運
動状態判定手段と、該車両運動状態判定手段の判定結果
に基づき前記制動力付与手段を制御し、前記車両が旋回
中に過度のアンダーステアと判定したときには少くとも
前記車両の後輪に対し制動力を付与してアンダーステア
を抑制するように制御する制動力制御手段とを備えた車
両の運動制御装置において、前記車両の走行路面の摩擦
係数を推定する摩擦係数推定手段を具備し、前記制動力
制御手段は、前記摩擦係数推定手段の推定摩擦係数が所
定の基準値より大であるときには前記車両の両側の後輪
に対し制動力を付与し、前記摩擦係数推定手段の推定摩
擦係数が所定の基準値以下であるときには前記車両の旋
回内側の後輪のみに対し制動力を付与するように構成し
たものである。SUMMARY OF THE INVENTION In order to solve the above-mentioned problems, according to the present invention, a braking force is applied to each of a front wheel and a rear wheel of a vehicle according to at least an operation of a brake pedal. Controlling the braking force applying means based on the determination result of the vehicle motion state determining means for determining stability during vehicle motion including turning of the vehicle, and controlling the braking force applying means. A braking control means for controlling a vehicle so as to suppress understeer by applying a braking force to at least rear wheels of the vehicle when it is determined that the vehicle is excessively understeered during turning. , A friction coefficient estimating means for estimating a friction coefficient of a traveling road surface of the vehicle, wherein the braking force control means has an estimated friction coefficient of the friction coefficient estimating means larger than a predetermined reference value. In some cases, braking force is applied to the rear wheels on both sides of the vehicle, and when the estimated friction coefficient of the friction coefficient estimating means is equal to or less than a predetermined reference value, braking force is applied only to the rear wheels inside the turning of the vehicle. It is configured so that
【0007】更に、請求項2に記載のように、前記各車
輪の車輪速度を検出する車輪速度検出手段と、少くとも
該車輪速度検出手段の検出車輪速度に基づき前記各車輪
のスリップ率を演算するスリップ率演算手段と、前記車
両運動状態判定手段の判定結果に基づき前記各車輪に対
し目標スリップ率を設定する目標スリップ率設定手段と
を備えたものとし、前記制動力制御手段は、前記目標ス
リップ率設定手段が設定した目標スリップ率と前記スリ
ップ率演算手段が演算したスリップ率の偏差に基づき、
前記各車輪に付与する制動力を制御すると共に、前記車
両の後輪に対する制動力制御に際し、前記摩擦係数推定
手段の推定摩擦係数が旋回外側の後輪用基準値より小で
あるときには前記推定摩擦係数の低下に応じて前記目標
スリップ率を減少させた値に基づいて旋回外側の後輪に
付与する制動力を制御し、前記摩擦係数推定手段の推定
摩擦係数が、前記旋回外側の後輪用基準値より小に設定
した旋回内側の後輪用基準値より小であるときには、前
記目標スリップ率設定手段が設定した旋回内側の後輪に
対する目標スリップ率を前記推定摩擦係数の低下に応じ
て減少させた値に基づき、旋回内側の後輪に付与する制
動力を制御するように構成するとよい。Further, according to a second aspect of the present invention, a wheel speed detecting means for detecting a wheel speed of each of the wheels, and a slip ratio of each of the wheels is calculated based on at least the wheel speed detected by the wheel speed detecting means. And a target slip ratio setting unit configured to set a target slip ratio for each of the wheels based on a determination result of the vehicle motion state determination unit. Based on the deviation between the target slip rate set by the slip rate setting means and the slip rate calculated by the slip rate calculation means,
In addition to controlling the braking force applied to each wheel, when controlling the braking force on the rear wheels of the vehicle, when the estimated friction coefficient of the friction coefficient estimating means is smaller than the reference value for the rear wheel on the outside of the turn, the estimated friction is determined. The braking force applied to the rear wheel outside the turning is controlled based on the value obtained by reducing the target slip ratio in accordance with the decrease in the coefficient, and the estimated friction coefficient of the friction coefficient estimating means is adjusted for the rear wheel outside the turning. When the value is smaller than the reference value for the rear wheel on the inside of the turn set to be smaller than the reference value, the target slip ratio for the rear wheel on the inside of the turn set by the target slip ratio setting means decreases in accordance with the decrease in the estimated friction coefficient. It is preferable that the braking force applied to the rear inner wheel is controlled based on the set value.
【0008】前記制動力制御手段は、請求項3に記載の
ように、前記車両の旋回外側の前輪に対する制動力制御
に際し、前記摩擦係数推定手段の推定摩擦係数が前輪用
基準値より小であるときには前記目標スリップ率設定手
段が設定した旋回外側の前輪に対する目標スリップ率を
前記推定摩擦係数の低下に応じて減少させた値に基づ
き、前記車両の旋回外側の前輪に付与する制動力を制御
するように構成するとよい。According to a third aspect of the present invention, when the braking force is controlled by the braking force control means, the estimated friction coefficient of the friction coefficient estimating means is smaller than a front wheel reference value. In some cases, the braking force applied to the front outside wheel of the vehicle on the outside of the turn is controlled based on a value obtained by reducing the target slip ratio for the front wheel on the outside of the turn set by the target slip ratio setting means in accordance with the decrease in the estimated friction coefficient. It is good to be constituted as follows.
【0009】尚、前記車輪速度検出手段の検出車輪速度
に基づき前記車両の車体速度を推定し、この推定車体速
度と前記検出車輪速度に基づき前記スリップ率を演算す
るように構成することができる。また、前記摩擦係数推
定手段は、前記車両の横加速度及び前後加速度を検出
し、これらの検出結果に基づき摩擦係数を演算するよう
に構成することができる。The vehicle speed of the vehicle may be estimated based on the wheel speed detected by the wheel speed detecting means, and the slip ratio may be calculated based on the estimated vehicle speed and the detected wheel speed. Further, the friction coefficient estimating means may be configured to detect a lateral acceleration and a longitudinal acceleration of the vehicle and calculate a friction coefficient based on the detection results.
【0010】[0010]
【発明の実施の形態】以下、本発明の望ましい実施形態
を図面を参照して説明する。図1は本発明の運動制御装
置の一実施形態を示すもので、車両の前輪FR,FL及
び後輪RR,RLの各車輪に対し少なくともブレーキペ
ダルBPの操作に応じて制動力を付与する制動力付与手
段BFと、車両の旋回を含む車両運動中における安定性
を判定する車両運動状態判定手段VCと、この車両運動
状態判定手段VCの判定結果に基づき制動力付与手段B
Fを制御し、車両が旋回中に過度のアンダーステアと判
定したときには少くとも車両の後輪RR,RLに対し制
動力を付与してアンダーステアを抑制するように制御す
る制動力制御手段BRと、車両の走行路面の摩擦係数を
推定する摩擦係数推定手段FEを備えている。そして、
制動力制御手段BRは、摩擦係数推定手段FEの推定摩
擦係数が所定の基準値より大であるときには両側の後輪
RR,RLに対し制動力を付与し、摩擦係数推定手段F
Eの推定摩擦係数が所定の基準値以下であるときには旋
回内側の後輪のみに対し制動力を付与するように構成さ
れている。Preferred embodiments of the present invention will be described below with reference to the accompanying drawings. FIG. 1 shows an embodiment of a motion control device according to the present invention, in which a braking force is applied to front wheels FR, FL and rear wheels RR, RL of a vehicle according to at least an operation of a brake pedal BP. A power application means BF; a vehicle movement state determination means VC for determining stability during vehicle movement including turning of the vehicle; and a braking force application means B based on the determination result of the vehicle movement state determination means VC.
A braking force control means BR for controlling the vehicle wheel F to control understeer by applying a braking force to at least rear wheels RR and RL of the vehicle when it is determined that the vehicle is excessively understeering during turning. Is provided with friction coefficient estimating means FE for estimating the friction coefficient of the traveling road surface. And
When the estimated friction coefficient of the friction coefficient estimating means FE is larger than a predetermined reference value, the braking force control means BR applies braking force to the rear wheels RR and RL on both sides, and the friction coefficient estimating means F
When the estimated friction coefficient of E is equal to or smaller than a predetermined reference value, the braking force is applied only to the rear wheel inside the turning.
【0011】本実施形態では、各車輪の車輪速度を検出
する車輪速度検出手段WDと、少くともその検出車輪速
度に基づき各車輪のスリップ率を演算するスリップ率演
算手段ASと、車両運動状態判定手段VCの判定結果に
基づき各車輪に対し目標スリップ率を設定する目標スリ
ップ率設定手段DSを具備している。そして、制動力制
御手段BRは、目標スリップ率設定手段DSが設定した
目標スリップ率とスリップ率演算手段ASが演算したス
リップ率の偏差に基づき、各車輪に付与する制動力を制
御すると共に、後輪RR,RLに対する制動力制御に際
し、摩擦係数推定手段FEの推定摩擦係数が旋回外側の
後輪用基準値より小であるときには推定摩擦係数の低下
に応じて目標スリップ率を減少させた値に基づいて旋回
外側の後輪に付与する制動力を制御し、摩擦係数推定手
段FEの推定摩擦係数が、旋回外側の後輪用基準値より
小に設定した旋回内側の後輪用基準値より小であるとき
には、目標スリップ率設定手段DSが設定した旋回内側
の後輪に対する目標スリップ率を推定摩擦係数の低下に
応じて減少させた値に基づき、旋回内側の後輪に付与す
る制動力を制御するように構成されている。In this embodiment, wheel speed detecting means WD for detecting the wheel speed of each wheel, slip rate calculating means AS for calculating a slip rate of each wheel based on at least the detected wheel speed, and vehicle motion state determination A target slip ratio setting means DS for setting a target slip ratio for each wheel based on the determination result of the means VC is provided. The braking force control means BR controls the braking force to be applied to each wheel based on the difference between the target slip rate set by the target slip rate setting means DS and the slip rate calculated by the slip rate calculation means AS. In the braking force control for the wheels RR and RL, when the estimated friction coefficient of the friction coefficient estimating means FE is smaller than the reference value for the rear wheel on the outside of the turning, the target slip ratio is reduced according to the decrease of the estimated friction coefficient. The braking force applied to the rear wheel on the outside of the turn is controlled based on the reference value, and the estimated friction coefficient of the friction coefficient estimating means FE is smaller than the reference value for the rear wheel on the inside of the turn set to be smaller than the reference value for the rear wheel on the outside of the turn. , The target slip ratio for the rear wheel on the inside of the turn set by the target slip ratio setting means DS is assigned to the rear wheel on the inside of the turn based on the value reduced in accordance with the decrease in the estimated friction coefficient. It is configured to control the braking force.
【0012】更に、制動力制御手段BRは、旋回外側の
前輪に対する制動力制御に際し、摩擦係数推定手段FE
の推定摩擦係数が前輪用基準値より小であるときには目
標スリップ率設定手段DSが設定した旋回外側の前輪に
対する目標スリップ率を推定摩擦係数の低下に応じて減
少させた値に基づき、旋回外側の前輪に付与する制動力
を制御するように構成されている。Further, the braking force control means BR performs a friction coefficient estimating means FE when controlling the braking force on the front wheels on the outside of the turn.
When the estimated friction coefficient is smaller than the front wheel reference value, the target slip ratio for the front wheel outside the turning set by the target slip ratio setting means DS is reduced based on the value obtained by decreasing the estimated friction coefficient in accordance with the decrease in the estimated friction coefficient. It is configured to control the braking force applied to the front wheels.
【0013】図2は前記運動制御装置を含む車両の全体
構成を示すものであり、エンジンEGはスロットル制御
装置TH及び燃料噴射装置FIを備えた内燃機関で、ス
ロットル制御装置THにおいてはアクセルペダルAPの
操作に応じてメインスロットルバルブMTのメインスロ
ットル開度が制御される。また、電子制御装置ECUの
出力に応じて、スロットル制御装置THのサブスロット
ルバルブSTが駆動されサブスロットル開度が制御され
ると共に、燃料噴射装置FIが駆動され燃料噴射量が制
御されるように構成されている。本実施形態のエンジン
EGは変速制御装置GS及びデファレンシャルギヤDF
を介して車両後方の車輪RL,RRに連結されており、
所謂後輪駆動方式が構成されている。制動系について
は、車輪FL,FR,RL,RRに夫々ホイールシリン
ダWfl,Wfr,Wrl,Wrrが装着されており、
これらのホイールシリンダWfl等にブレーキ液圧制御
装置BCが接続されている。尚、車輪FLは運転席から
みて前方左側の車輪を示し、以下車輪FRは前方右側、
車輪RLは後方左側、車輪RRは後方右側の車輪を示し
ており、本実施形態では所謂X配管が構成されている。FIG. 2 shows an overall structure of a vehicle including the motion control device. An engine EG is an internal combustion engine provided with a throttle control device TH and a fuel injection device FI. In the throttle control device TH, an accelerator pedal AP is used. The main throttle opening of the main throttle valve MT is controlled in accordance with the operation of. In addition, according to the output of the electronic control unit ECU, the sub-throttle valve ST of the throttle control unit TH is driven to control the sub-throttle opening, and the fuel injection device FI is driven to control the fuel injection amount. It is configured. The engine EG of the present embodiment includes a shift control device GS and a differential gear DF.
Are connected to the wheels RL and RR at the rear of the vehicle via
A so-called rear-wheel drive system is configured. As for the braking system, wheel cylinders Wfl, Wfr, Wrl, Wrr are mounted on wheels FL, FR, RL, RR, respectively.
A brake fluid pressure control device BC is connected to these wheel cylinders Wfl and the like. The wheel FL indicates the front left wheel when viewed from the driver's seat, and hereinafter the wheel FR indicates the front right wheel.
The wheel RL indicates a rear left wheel, and the wheel RR indicates a rear right wheel. In the present embodiment, a so-called X pipe is configured.
【0014】車輪FL,FR,RL,RRには車輪速度
センサWS1乃至WS4が配設され、これらが電子制御
装置ECUに接続されており、各車輪の回転速度、即ち
車輪速度に比例するパルス数のパルス信号が電子制御装
置ECUに入力されるように構成されている。更に、ブ
レーキペダルBPが踏み込まれたときにオンとなるブレ
ーキスイッチBS、車両前方の車輪FL,FRの舵角θ
f を検出する前輪舵角センサSSf、車両の横加速度を
検出する横加速度センサYG、及び車両重心を通る鉛直
軸回りの車両回転角(ヨー角)の変化速度、即ちヨー角
速度(ヨーレイト)を検出するヨーレイトセンサYS等
が電子制御装置ECUに接続されている。Wheel speed sensors WS1 to WS4 are arranged on the wheels FL, FR, RL, RR, and are connected to the electronic control unit ECU. The rotation speed of each wheel, that is, the number of pulses proportional to the wheel speed, is measured. Is input to the electronic control unit ECU. Further, the brake switch BS which is turned on when the brake pedal BP is depressed, the steering angle θ of the wheels FL and FR in front of the vehicle.
The front wheel steering angle sensor SSf for detecting f, the lateral acceleration sensor YG for detecting the lateral acceleration of the vehicle, and the changing speed of the vehicle rotation angle (yaw angle) around a vertical axis passing through the center of gravity of the vehicle, that is, the yaw angular speed (yaw rate) is detected. A yaw rate sensor YS or the like is connected to the electronic control unit ECU.
【0015】本実施形態の電子制御装置ECUは、図2
に示すように、バスを介して相互に接続されたプロセシ
ングユニットCPU、メモリROM,RAM、入力ポー
トIPT及び出力ポートOPT等から成るマイクロコン
ピュータCMPを備えている。上記車輪速度センサWS
1乃至WS4、ブレーキスイッチBS、前輪舵角センサ
SSf、ヨーレイトセンサYS、横加速度センサYG等
の出力信号は増幅回路AMPを介して夫々入力ポートI
PTからプロセシングユニットCPUに入力されるよう
に構成されている。また、出力ポートOPTからは駆動
回路ACTを介してスロットル制御装置TH及びブレー
キ液圧制御装置BCに夫々制御信号が出力されるように
構成されている。The electronic control unit ECU of the present embodiment has a configuration shown in FIG.
As shown in FIG. 1, a microcomputer CMP comprising a processing unit CPU, a memory ROM, a RAM, an input port IPT, an output port OPT, and the like, which are interconnected via a bus, is provided. The wheel speed sensor WS
1 to WS4, brake switch BS, front wheel steering angle sensor SSf, yaw rate sensor YS, lateral acceleration sensor YG, etc.
It is configured to be input from the PT to the processing unit CPU. Further, control signals are output from the output port OPT to the throttle control device TH and the brake fluid pressure control device BC via the drive circuit ACT.
【0016】マイクロコンピュータCMPにおいては、
メモリROMは図3乃至図5に示したフローチャートを
含む種々の処理に供するプログラムを記憶し、プロセシ
ングユニットCPUは図示しないイグニッションスイッ
チが閉成されている間当該プログラムを実行し、メモリ
RAMは当該プログラムの実行に必要な変数データを一
時的に記憶する。尚、スロットル制御等の各制御毎に、
もしくは関連する制御を適宜組合せて複数のマイクロコ
ンピュータを構成し、相互間を電気的に接続することと
してもよい。In the microcomputer CMP,
The memory ROM stores programs to be used for various processes including the flowcharts shown in FIGS. 3 to 5, the processing unit CPU executes the programs while an ignition switch (not shown) is closed, and the memory RAM stores the programs. Temporarily stores the variable data required for the execution of For each control such as throttle control,
Alternatively, a plurality of microcomputers may be configured by appropriately combining related controls, and the microcomputers may be electrically connected to each other.
【0017】上記のように構成された本実施形態におい
ては、電子制御装置ECUにより制動操舵制御、アンチ
スキッド制御等の一連の処理が行なわれ、イグニッショ
ンスイッチ(図示せず)が閉成されると図3乃至図5等
のフローチャートに対応したプログラムの実行が開始す
る。図3は車両の制御作動全体を示すもので、先ずステ
ップ101にてマイクロコンピュータCMPが初期化さ
れ、各種の演算値がクリアされる。次にステップ102
において、車輪速度センサWS1乃至WS4の検出信号
が読み込まれると共に、前輪舵角センサSSfの検出信
号(舵角θf )、ヨーレイトセンサYSの検出ヨーレイ
トγa及び横加速度センサYGの検出加速度(即ち、実
横加速度でありGyaで表す)が読み込まれる。In this embodiment constructed as described above, a series of processes such as braking steering control and anti-skid control are performed by the electronic control unit ECU, and when an ignition switch (not shown) is closed. The execution of the program corresponding to the flowcharts of FIG. 3 to FIG. 5 starts. FIG. 3 shows the entire control operation of the vehicle. First, in step 101, the microcomputer CMP is initialized and various calculated values are cleared. Next, step 102
, The detection signals of the wheel speed sensors WS1 to WS4 are read, the detection signal of the front wheel steering angle sensor SSf (steering angle θf), the detected yaw rate γa of the yaw rate sensor YS, and the detected acceleration of the lateral acceleration sensor YG (ie, Acceleration, which is represented by Gya).
【0018】次に、ステップ103に進み、各車輪の車
輪速度Vw** (**は各車輪FR等を表す)が演算されると
共に、これらが微分され各車輪の車輪加速度DVw** が
求められる。続いて、ステップ104において各車輪の
車輪速度Vw** の最大値が車両重心位置での推定車体速
度Vsoとして演算される(Vso=MAX( Vw**))。ま
た、各車輪の車輪速度Vw** に基づき各車輪毎に推定車
体速度Vso**が求められ、必要に応じ、車両旋回時の内
外輪差等に基づく誤差を低減するため正規化が行われ
る。更に、推定車体速度Vsoが微分され、車両重心位置
での推定車体加速度(符号が逆の推定車体減速度を含
む)DVsoが演算される。Next, the routine proceeds to step 103, where the wheel speeds Vw ** of each wheel (** represents each wheel FR etc.) are calculated, and these are differentiated to obtain the wheel acceleration DVw ** of each wheel. Can be Subsequently, in step 104, the maximum value of the wheel speed Vw ** of each wheel is calculated as the estimated vehicle speed Vso at the position of the center of gravity of the vehicle (Vso = MAX (Vw **)). Further, an estimated vehicle speed Vso ** is obtained for each wheel based on the wheel speed Vw ** of each wheel, and if necessary, normalization is performed to reduce an error based on a difference between the inner and outer wheels when the vehicle turns. . Further, the estimated vehicle speed Vso is differentiated, and an estimated vehicle acceleration (including an estimated vehicle deceleration having the opposite sign) DVso at the position of the vehicle center of gravity is calculated.
【0019】次に、ステップ105において、上記ステ
ップ102及び103で求められた各車輪の車輪速度V
w** と推定車体速度Vso**(あるいは、正規化推定車体
速度)に基づき各車輪の実スリップ率Sa** がSa** =
(Vso**−Vw** )/Vso**として求められる。次に、
ステップ106おいて、車両重心位置での推定車体加速
度DVsoと横加速度センサYGの検出信号の実横加速度
Gyaに基づき、路面摩擦係数μが近似的に(DVso2 +
Gya2)1/2 として求められる。あるいは、所定時間内に
おける前後加速度のピーク値及び横加速度のピーク値に
基づき、上記と同様の近似式を用いて演算することもで
きる。更に、路面摩擦係数を検出する手段として、直接
路面摩擦係数を検出するセンサ等、種々の手段を用いる
ことができる。Next, at step 105, the wheel speed V of each wheel obtained at steps 102 and 103 is calculated.
Based on w ** and the estimated vehicle speed Vso ** (or the normalized estimated vehicle speed), the actual slip ratio Sa ** of each wheel is Sa ** =
(Vso **-Vw **) / Vso **. next,
In step 106, based on the estimated vehicle body acceleration DVso at the position of the center of gravity of the vehicle and the actual lateral acceleration Gya of the detection signal of the lateral acceleration sensor YG, the road surface friction coefficient μ is approximately (DVso 2 +
Gya 2 ) calculated as 1/2 . Alternatively, based on the peak value of the longitudinal acceleration and the peak value of the lateral acceleration within a predetermined time, the calculation can be performed using the same approximate expression as described above. Further, as means for detecting the road surface friction coefficient, various means such as a sensor for directly detecting the road surface friction coefficient can be used.
【0020】続いて、ステップ108にて車体横すべり
角速度Dβが演算されると共に、車体横すべり角βが演
算される。この車体横すべり角βは、車両の進行方向に
対する車体のすべりを角度で表したもので、次のように
演算し推定することができる。即ち、車体横すべり角速
度Dβは車体横すべり角βの微分値dβ/dtであり、
ステップ107にてDβ=Gya/Vso−γa として求め
ることができ、これをステップ108にて積分しβ=∫
(Gya/Vso−γa )dtとして車体横すべり角βを求
めることができる。Subsequently, at step 108, the vehicle body slip angular velocity Dβ is calculated, and the vehicle body slip angle β is calculated. The vehicle body slip angle β represents the slip of the vehicle body with respect to the traveling direction of the vehicle as an angle, and can be calculated and estimated as follows. That is, the vehicle body side slip angular velocity Dβ is a differential value dβ / dt of the vehicle body side slip angle β,
In step 107, it can be obtained as Dβ = Gya / Vso−γa, which is integrated in step 108 and β = ∫
The vehicle body slip angle β can be obtained as (Gya / Vso−γa) dt.
【0021】そして、ステップ109に進み制動操舵制
御モードとされ、後述するように制動操舵制御に供する
目標スリップ率が設定され、後述のステップ118の液
圧サーボ制御により、車両の運動状態に応じて各車輪に
対する制動力が制御される。この制動操舵制御は、後述
する全ての制御モードにおける制御に対し重畳される。
この後ステップ110に進み、アンチスキッド制御開始
条件を充足しているか否かが判定され、開始条件を充足
し制動操舵時にアンチスキッド制御開始と判定される
と、初期特定制御は直ちに終了しステップ111にて制
動操舵制御及びアンチスキッド制御の両制御を行なうた
めの制御モードに設定される。Then, the routine proceeds to step 109, where a braking steering control mode is set, and a target slip ratio to be used for braking steering control is set as will be described later. The braking force on each wheel is controlled. This braking steering control is superimposed on control in all control modes described later.
Thereafter, the process proceeds to step 110, where it is determined whether or not the anti-skid control start condition is satisfied. If the start condition is satisfied and it is determined that the anti-skid control is to be started at the time of braking steering, the initial specifying control is immediately terminated and step 111 is performed. Is set to a control mode for performing both braking steering control and anti-skid control.
【0022】ステップ110にてアンチスキッド制御開
始条件を充足していないと判定されたときには、ステッ
プ112に進み前後制動力配分制御開始条件を充足して
いるか否かが判定され、制動操舵制御時に前後制動力配
分制御開始と判定されるとステップ113に進み、制動
操舵制御及び前後制動力配分制御の両制御を行なうため
の制御モードに設定され、充足していなければステップ
114に進みトラクション制御開始条件を充足している
か否かが判定される。制動操舵制御時にトラクション制
御開始と判定されるとステップ115にて制動操舵制御
及びトラクション制御の両制御を行なうための制御モー
ドに設定され、制動操舵制御時に何れの制御も開始と判
定されていないときには、ステップ116にて制動操舵
制御開始条件を充足しているか否かが判定される。When it is determined in step 110 that the anti-skid control start condition is not satisfied, the process proceeds to step 112, where it is determined whether the front-rear braking force distribution control start condition is satisfied. When it is determined that the braking force distribution control is started, the routine proceeds to step 113, where a control mode for performing both the braking steering control and the longitudinal braking force distribution control is set. Is satisfied or not. If it is determined that the traction control is started during the brake steering control, the control mode is set to perform both the brake steering control and the traction control in step 115, and if neither control is determined to be started during the brake steering control, In step 116, it is determined whether the brake steering control start condition is satisfied.
【0023】ステップ116において制動操舵制御開始
と判定されるとステップ117に進み制動操舵制御のみ
を行なう制御モードに設定される。そして、これらの制
御モードに基づきステップ118にて液圧サーボ制御が
行なわれた後ステップ102に戻る。尚、前後制動力配
分制御モードにおいては、車両の制動時に車両の安定性
を維持するように、後輪に付与する制動力の前輪に付与
する制動力に対する配分が制御される。ステップ116
において制動操舵制御開始条件も充足していないと判定
されると、ステップ119にて全ての電磁弁のソレノイ
ドがオフとされた後ステップ102に戻る。尚、ステッ
プ111,113,115,117に基づき、必要に応
じ、車両の運動状態に応じてスロットル制御装置THの
サブスロットル開度が調整されエンジンEGの出力が低
減され、駆動力が制限される。If it is determined in step 116 that the braking steering control has been started, the routine proceeds to step 117, where a control mode in which only the braking steering control is performed is set. Then, after performing the hydraulic servo control in step 118 based on these control modes, the process returns to step 102. In the front / rear braking force distribution control mode, the distribution of the braking force applied to the rear wheels to the braking force applied to the front wheels is controlled so as to maintain stability of the vehicle during braking of the vehicle. Step 116
If it is determined that the conditions for starting the braking steering control are not satisfied in step, the solenoids of all the solenoid valves are turned off in step 119, and the process returns to step. It should be noted that, based on steps 111, 113, 115, and 117, the sub-throttle opening of the throttle control device TH is adjusted as necessary according to the vehicle motion state, the output of the engine EG is reduced, and the driving force is limited. .
【0024】図4は図3のステップ109における制動
操舵制御の具体的処理内容を示すもので、制動操舵制御
にはオーバーステア抑制制御及びアンダーステア抑制制
御が含まれ、各車輪に関しオーバーステア抑制制御及び
/又はアンダーステア抑制制御に応じた目標スリップ率
が設定される。先ず、ステップ201,202において
オーバーステア抑制制御及びアンダーステア抑制制御の
開始・終了判定が行なわれる。FIG. 4 shows the specific processing contents of the braking steering control in step 109 of FIG. 3. The braking steering control includes oversteer suppression control and understeer suppression control. And / or a target slip ratio corresponding to the understeer suppression control is set. First, in steps 201 and 202, the start and end of the oversteer suppression control and the understeer suppression control are determined.
【0025】ステップ201で行なわれるオーバーステ
ア抑制制御の開始・終了判定は、図8に示す制御領域
(平行な一対の一点鎖線の外側領域)にあるか否かに基
づいて行なわれる。即ち、判定時における車体横すべり
角βと車体横すべり角速度Dβの値に応じて制御領域に
入ればオーバーステア抑制制御が開始され、制御領域を
脱すればオーバーステア抑制制御が終了とされ、図8に
矢印の曲線で示したように制御される。また、図8に一
点鎖線で示した境界から制御領域の外側に向かうに従っ
て制御量が大となるように各車輪の制動力が制御され
る。The start / end determination of the oversteer suppression control performed in step 201 is performed based on whether or not the vehicle is in a control region (a region outside a pair of parallel dashed lines) shown in FIG. That is, if the vehicle enters the control region according to the values of the vehicle body slip angle β and the vehicle body slip angular velocity Dβ at the time of the determination, the oversteer suppression control is started, and if the vehicle leaves the control region, the oversteer suppression control is ended. Control is performed as indicated by the arrow curve. In addition, the braking force of each wheel is controlled so that the control amount increases from the boundary indicated by the dashed line in FIG. 8 to the outside of the control region.
【0026】一方、ステップ202で行なわれるアンダ
ーステア抑制制御の開始・終了判定は、図9に斜線で示
す制御領域にあるか否かに基づいて行なわれる。即ち、
判定時において目標横加速度Gytに対する実横加速度G
yaの変化に応じて、一点鎖線で示す理想状態から外れて
制御領域に入ればアンダーステア抑制制御が開始され、
制御領域を脱すればアンダーステア抑制制御が終了とさ
れ、図9に矢印の曲線で示したように制御される。On the other hand, the start / end determination of the understeer suppression control performed in step 202 is performed based on whether or not the vehicle is in a control area indicated by oblique lines in FIG. That is,
At the time of determination, the actual lateral acceleration G with respect to the target lateral acceleration Gyt
In response to the change of ya, if the vehicle deviates from the ideal state shown by the dashed line and enters the control region, understeer suppression control is started,
When the vehicle exits the control region, the understeer suppression control is terminated, and the control is performed as indicated by the arrow curve in FIG.
【0027】続いて、ステップ203にてオーバーステ
ア抑制制御が制御中か否かが判定され、制御中でなけれ
ばステップ204にてアンダーステア抑制制御が制御中
か否かが判定され、これも制御中でなければそのままメ
インルーチンに戻る。ステップ204にてアンダーステ
ア抑制制御と判定されたときにはステップ205に進
み、各車輪の目標スリップ率が後述するアンダーステア
抑制制御用に設定される。ステップ203にてオーバー
ステア抑制制御と判定されると、ステップ206に進み
アンダーステア抑制制御か否かが判定され、アンダース
テア抑制制御でなければステップ207において各車輪
の目標スリップ率は後述するオーバーステア抑制制御用
に設定される。また、ステップ206でアンダーステア
抑制制御が制御中と判定されると、オーバーステア抑制
制御とアンダーステア抑制制御が同時に行なわれること
になり、ステップ208にて同時制御用の目標スリップ
率が設定される。Subsequently, it is determined in step 203 whether or not the oversteer suppression control is being controlled, and if not, it is determined in step 204 whether or not the understeer suppression control is being controlled. If not, the process returns to the main routine. When it is determined in step 204 that the vehicle is understeer suppression control, the process proceeds to step 205, and the target slip ratio of each wheel is set for understeer suppression control described later. If it is determined in step 203 that the vehicle is in the oversteer suppression control, the process proceeds to step 206 to determine whether or not the vehicle is understeer suppression control. Is set for If it is determined in step 206 that the understeer suppression control is being performed, the oversteer suppression control and the understeer suppression control are performed simultaneously, and in step 208, a target slip ratio for simultaneous control is set.
【0028】ステップ205においてアンダーステア抑
制制御が行なわれるときの各車輪の目標スリップ率は、
標準目標スリップ率に補正係数を乗じた値とされる。即
ち、旋回外側の前輪の目標スリップ率は、標準目標スリ
ップ率Stufoに補正係数Kfoを乗じた値(Kfo・Stuf
o)に設定される。そして、旋回外側の後輪の目標スリ
ップ率は標準目標スリップ率Sturoに補正係数Kroを乗
じた値(Kro・Sturo)に設定され、旋回内側の後輪の
目標スリップ率は標準目標スリップ率Sturiに補正係数
Kriを乗じた値(Kri・Sturi)に設定される。ここで
示したスリップ率(S)の符号については "t"は「目
標」を表し、後述の「実測」を表す "a"と対比される。
"u"は「アンダーステア抑制制御」を表し、 "r"は「後
輪」を表し、"o"は「外側」を、 "i"は「内側」を夫々
表す。尚、上記の補正係数Kfo,Kro,Kriについて
は、図6及び図7を参照して後述する。The target slip ratio of each wheel when understeer suppression control is performed in step 205 is as follows:
It is a value obtained by multiplying the standard target slip ratio by a correction coefficient. That is, the target slip ratio of the front wheel on the outside of the turn is a value (Kfo · Stuf) obtained by multiplying the standard target slip ratio Stufo by the correction coefficient Kfo.
o) is set. Then, the target slip rate of the rear wheel on the outside of the turn is set to a value (Kro · Struro) obtained by multiplying the standard target slip rate Sturo by the correction coefficient Kro, and the target slip rate of the rear wheel on the inside of the turn is set to the standard target slip rate Sturi. It is set to a value (Kri · Sturi) multiplied by the correction coefficient Kri. As for the sign of the slip ratio (S) shown here, "t" represents "target" and is compared with "a" representing "actual measurement" described later.
“u” represents “understeer suppression control”, “r” represents “rear wheel”, “o” represents “outside”, and “i” represents “inside”. The correction coefficients Kfo, Kro, and Kri will be described later with reference to FIGS.
【0029】これに対し、ステップ207においてオー
バーステア抑制制御が行なわれるときの各車輪の目標ス
リップ率は、旋回外側の前輪がStefoに設定され、旋回
内側の後輪がSteriに設定されるが、後者の目標スリッ
プ率Steriは本実施形態では0とされる。ここで、 "e"
は「オーバーステア抑制制御」を表す。そして、ステッ
プ208における各車輪の目標スリップ率は、旋回外側
の前輪はStefoに設定されるが、旋回外側の後輪はKro
・Sturoに設定され、旋回内側の後輪はKri・Sturiに
夫々設定される。即ち、オーバーステア抑制制御とアン
ダーステア抑制制御が同時に行なわれるときには、旋回
外側の前輪はオーバーステア抑制制御の目標スリップ率
と同様に設定され、後輪は何れもアンダーステア抑制制
御の目標スリップ率と同様に設定される。尚、何れの場
合も旋回内側の前輪(即ち、後輪駆動車における従動
輪)は推定車体速度演算用のため非制御とされている。On the other hand, when the oversteer suppression control is performed in step 207, the target slip ratio of each wheel is set such that the front wheel on the outer side of the turn is set to Stefo and the rear wheel on the inner side of the turn is set to Steri. The latter target slip ratio Steri is set to 0 in the present embodiment. Where "e"
Represents “oversteer suppression control”. The target slip ratio of each wheel in step 208 is set to Stefo for the front wheel on the outside of the turn, but Kro is set for the rear wheel on the outside of the turn.
-Set to Sturo, the rear wheels inside the turn are set to Kri and Sturi, respectively. That is, when the oversteer suppression control and the understeer suppression control are performed at the same time, the front wheels on the outside of the turn are set in the same manner as the target slip ratio of the oversteer suppression control, and the rear wheels are all set in the same manner as the target slip ratio of the understeer suppression control. Is set. In any case, the front wheels on the inside of the turn (that is, the driven wheels in the rear-wheel drive vehicle) are not controlled because the estimated vehicle speed is calculated.
【0030】ステップ207におけるオーバーステア抑
制制御用の目標スリップ率の設定には、車体横すべり角
βと車体横すべり角速度Dβが用いられるが、アンダー
ステア抑制制御における標準目標スリップ率の設定に
は、目標横加速度Gytと実横加速度Gyaとの差が用いら
れる。例えば、オーバーステア抑制制御に供する旋回外
側の前輪の目標スリップ率Stefoは、Stefo=K1 ・β
+K2 ・Dβとして設定され、旋回内側の後輪の目標ス
リップ率Steriは”0”とされる。ここで、K1,K2
は定数で、加圧方向(制動力を増大する方向)の制御を
行なう値に設定される。To set the target slip ratio for oversteer suppression control in step 207, the vehicle body slip angle β and the vehicle body slip angular speed Dβ are used. In setting the standard target slip ratio in the understeer suppression control, the target lateral acceleration is set. The difference between Gyt and the actual lateral acceleration Gya is used. For example, the target slip ratio Stefo of the front wheel on the outside of the turn provided for the oversteer suppression control is Stefo = K1 · β
+ K2 · Dβ, and the target slip ratio Steri of the rear wheel inside the turning is set to “0”. Here, K1, K2
Is a constant, which is set to a value for controlling the pressing direction (direction in which the braking force is increased).
【0031】一方、アンダーステア抑制制御に供する標
準目標スリップ率は、目標横加速度Gytと実横加速度G
yaの偏差ΔGy に基づいて以下のように設定される。即
ち、旋回外側の前輪に対する標準目標スリップ率Stufo
はK3 ・ΔGy と設定され、定数K3 は加圧方向(もし
くは減圧方向)の制御を行なう値に設定される。同様
に、旋回外側の後輪に対する標準目標スリップ率Sturo
はK4・ΔGy に設定され、定数K4は加圧方向の制御
を行なう値に設定される。そして、旋回内側の後輪に対
する標準目標スリップ率SturiはK5・ΔGy に設定さ
れ、定数K5は加圧方向の制御を行なう値に設定され
る。On the other hand, the standard target slip ratio provided for the understeer suppression control includes a target lateral acceleration Gyt and an actual lateral acceleration Gyt.
It is set as follows based on the deviation ΔGy of ya. That is, the standard target slip ratio Stufo for the front wheel on the outside of the turn.
Is set to K3 ・ ΔGy, and the constant K3 is set to a value for controlling the pressurizing direction (or the depressurizing direction). Similarly, the standard target slip ratio Sturo for the rear wheel on the outside of the turn is
Is set to K4 ・ ΔGy, and the constant K4 is set to a value for controlling the pressing direction. Then, the standard target slip ratio Sturi for the rear wheel on the inside of the turn is set to K5 · ΔGy, and the constant K5 is set to a value for controlling the pressing direction.
【0032】ここで、ステップ205及び208のアン
ダーステア抑制制御に供される補正係数Kro,Kri,K
foは、図6及び図7に示すように設定される。先ず、旋
回外側の後輪用の補正係数Kroは図6に実線で示すよう
に、ステップ106にて推定された路面摩擦係数μが旋
回外側の後輪用基準値Kμo (例えば、0.5 )より大で
あるときには補正係数Kroは1とされ、標準目標スリッ
プ率Sturoがそのまま目標スリップ率として用いられ
る。路面摩擦係数μが旋回外側の後輪用基準値Kμo よ
り小であるときには路面摩擦係数μの低下に応じて補正
係数Kroが減少し、後輪用基準値Kμr (例えば、0.3
)で0となるように設定される。つまり、路面摩擦係
数μが後輪用基準値Kμr より小となると、旋回外側の
後輪に対しては制動力が付与されず、旋回内側の後輪の
みに対して制動力が付与される。Here, the correction coefficients Kro, Kri, and K used for the understeer suppression control in steps 205 and 208.
fo is set as shown in FIGS. First, as shown by a solid line in FIG. 6, the correction coefficient Kro for the rear wheel outside the turning is such that the road surface friction coefficient μ estimated in step 106 is larger than a reference value Kμo for the rear wheel outside the turning (for example, 0.5). , The correction coefficient Kro is set to 1, and the standard target slip ratio Sturo is used as it is as the target slip ratio. When the road surface friction coefficient μ is smaller than the turning-side rear wheel reference value Kμo, the correction coefficient Kro decreases in accordance with the decrease in the road surface friction coefficient μ, and the rear wheel reference value Kμr (for example, 0.3
) Is set to be 0. That is, when the road surface friction coefficient μ is smaller than the rear wheel reference value Kμr, the braking force is not applied to the rear wheel outside the turning, and the braking force is applied only to the rear wheel inside the turning.
【0033】これに対し、旋回内側の後輪用の補正係数
はKriは図6に破線で示すように、路面摩擦係数μが旋
回内側の後輪用基準値Kμi (例えば、0.2 )より大で
あるときには補正係数Kriは1とされ、標準目標スリッ
プ率Sturiがそのまま用いられる。路面摩擦係数μが旋
回内側の後輪用基準値Kμi より小であるときには路面
摩擦係数μの低下に応じて補正係数Kriが減少し、路面
摩擦係数μが0で補正係数Kriが0となるように設定さ
れる。而して、路面摩擦係数μが後輪用基準値Kμr よ
り小となると、アンダーステア抑制制御時における旋回
外側の後輪に対する目標スリップ率は0とされ、旋回内
側の後輪のみに対し目標スリップ率Kri・Sturiに従っ
た制動力制御が行なわれ、この目標スリップ率Kri・S
turiは路面摩擦係数μの低下に応じて減少した値に設定
される。On the other hand, the correction coefficient Kri for the rear wheel on the inside of the turn is, as shown by the broken line in FIG. 6, the road surface friction coefficient μ is larger than the reference value Kμi (for example, 0.2) for the rear wheel on the inside of the turn. In some cases, the correction coefficient Kri is set to 1, and the standard target slip ratio Sturi is used as it is. When the road surface friction coefficient μ is smaller than the rear wheel reference value Kμi on the inside of the turn, the correction coefficient Kri decreases according to the decrease of the road surface friction coefficient μ, and the road surface friction coefficient μ becomes zero and the correction coefficient Kri becomes zero. Is set to When the road surface friction coefficient μ becomes smaller than the rear wheel reference value Kμr, the target slip ratio for the rear wheel on the outside of the turn during the understeer suppression control is set to 0, and the target slip ratio for only the rear wheel on the inside of the turn is set. The braking force control according to Kri · Sturi is performed, and the target slip ratio Kri · S
turi is set to a value that decreases as the road surface friction coefficient μ decreases.
【0034】尚、旋回外側の前輪のアンダーステア抑制
制御に供される補正係数Kfoは、図7に示すように、路
面摩擦係数μが前輪用基準値Kμf (例えば、0.3 )よ
り大であるときには1とされ、標準目標スリップ率Stu
fo,Stufiがそのまま用いられる。路面摩擦係数μが前
輪用基準値Kμf より小であるときには路面摩擦係数μ
の低下に応じて補正係数Kfoが減少し、例えば旋回内側
の後輪用基準値Kμiと同じ値(例えば、0.2 )で0と
なるように設定される。As shown in FIG. 7, the correction coefficient Kfo used for the understeer suppression control of the front wheel on the outside of the turn is 1 when the road surface friction coefficient μ is larger than the front wheel reference value Kμf (for example, 0.3). And the standard target slip ratio Stu
fo and Stufi are used as they are. When the road surface friction coefficient μ is smaller than the front wheel reference value Kμf, the road surface friction coefficient μ
The correction coefficient Kfo decreases in accordance with the decrease of the reference value, and is set to, for example, 0 at the same value (for example, 0.2) as the rear wheel reference value Kμi on the inside of the turn.
【0035】図5は図3のステップ118で行なわれる
液圧サーボ制御の処理内容を示すもので、各車輪につい
てホイールシリンダ液圧のスリップ率サーボ制御が行な
われる。先ず、前述のステップ205,207又は20
8にて設定された目標スリップ率St** がステップ30
1にて読み出され、これらがそのまま各車輪の目標スリ
ップ率St** として読み出される。FIG. 5 shows the processing of the hydraulic servo control performed in step 118 of FIG. 3. The slip ratio servo control of the wheel cylinder hydraulic pressure is performed for each wheel. First, steps 205, 207 or 20 described above are performed.
The target slip ratio St ** set in step 8 is used in step 30.
1, and these are read as they are as the target slip rates St ** of the respective wheels.
【0036】続いてステップ302において、各車輪毎
にスリップ率偏差ΔSt** が演算されると共に、ステッ
プ303にて車体加速度偏差ΔDVso**が演算される。
ステップ302においては、各車輪の目標スリップ率S
t** と実スリップ率Sa** の差が演算されスリップ率偏
差ΔSt** が求められる(ΔSt** =St** −Sa*
*)。また、ステップ303においては車両重心位置で
の推定車体加速度DVsoと制御対象の車輪における車輪
加速度DVw** の差が演算され、車体加速度偏差ΔDV
so**が求められる。このときの各車輪の実スリップ率S
a** 及び車体加速度偏差ΔDVso**はアンチスキッド制
御、トラクション制御等の制御モードに応じて演算が異
なるが、これらについては説明を省略する。Subsequently, in step 302, the slip ratio deviation ΔSt ** is calculated for each wheel, and in step 303, the vehicle body acceleration deviation ΔDVso ** is calculated.
In step 302, the target slip ratio S of each wheel
The difference between t ** and the actual slip ratio Sa ** is calculated to determine the slip ratio deviation ΔSt ** (ΔSt ** = St ** − Sa *
*). In step 303, the difference between the estimated vehicle acceleration DVso at the position of the center of gravity of the vehicle and the wheel acceleration DVw ** of the wheel to be controlled is calculated, and the vehicle acceleration deviation ΔDV is calculated.
so ** is required. The actual slip ratio S of each wheel at this time
The calculation of a ** and the vehicle body acceleration deviation ΔDVso ** differ depending on the control mode such as anti-skid control, traction control, etc., but the description thereof will be omitted.
【0037】続いて、ステップ304に進み、各制御モ
ードにおけるブレーキ液圧制御に供する一つのパラメー
タY**がGs** ・ΔSt** として演算される。ここでG
s**はゲインであり、車体横すべり角βに応じて図10
に実線で示すように設定される。また、ステップ305
において、ブレーキ液圧制御に供する別のパラメータX
**がGd** ・ΔDVso**として演算される。このときの
ゲインGd** は図10に破線で示すように一定の値であ
る。この後、ステップ306に進み、各車輪毎に、上記
パラメータX**,Y**に基づき、図11に示す制御マッ
プに従って液圧モードが設定される。図11においては
予め急減圧領域、パルス減圧領域、保持領域、パルス増
圧領域及び急増圧領域の各領域が設定されており、ステ
ップ306にてパラメータX**及びY**の値に応じて、
何れの領域に該当するかが判定される。尚、非制御状態
では液圧モードは設定されない(ソレノイドオフ)。Subsequently, the routine proceeds to step 304, where one parameter Y ** used for the brake fluid pressure control in each control mode is calculated as Gs ** · ΔSt **. Where G
s ** is a gain, which is shown in FIG. 10 according to the vehicle side slip angle β.
Is set as shown by the solid line. Step 305
, Another parameter X used for brake fluid pressure control
** is calculated as Gd ** · ΔDVso **. The gain Gd ** at this time is a constant value as shown by a broken line in FIG. Thereafter, the routine proceeds to step 306, where the hydraulic mode is set for each wheel according to the control map shown in FIG. 11 based on the parameters X ** and Y **. In FIG. 11, respective areas of a rapid pressure reduction area, a pulse pressure reduction area, a holding area, a pulse pressure increase area and a rapid pressure increase area are set in advance, and in step 306, according to the values of the parameters X ** and Y **. ,
It is determined which area corresponds. In the non-control state, the hydraulic mode is not set (solenoid off).
【0038】ステップ306にて判定された領域が増圧
モードであるときには、更にステップ307にて特定液
圧モードが設定されるが、。また、ステップ306にて
(今回)判定された領域が、前回判定された領域に対
し、増圧から減圧もしくは減圧から増圧に切換わる場合
には、ブレーキ液圧の立下りもしくは立上りを円滑にす
る必要があるので、ステップ308において増減圧補償
処理が行われる。例えば急減圧モードからパルス増圧モ
ードに切換るときには、急増圧制御が行なわれ、その時
間は直前の急減圧モードの持続時間に基づいて決定され
る。上記液圧モード、特定液圧モード及び増減圧補償処
理に応じて、ステップ309にて液圧制御ソレノイドの
駆動処理が行なわれ、ブレーキ液圧制御装置BCのソレ
ノイドが駆動され、各車輪の制動力が制御される。この
ブレーキ液圧制御装置BCの構成については、図12を
参照して後述する。When the region determined in step 306 is the pressure increasing mode, the specific hydraulic mode is set in step 307. In addition, when the region determined (at this time) in step 306 is switched from pressure increase to pressure reduction or pressure reduction to pressure increase with respect to the region determined last time, the brake fluid pressure smoothly falls or rises. In step 308, pressure increase / decrease compensation processing is performed. For example, when switching from the rapid pressure reduction mode to the pulse pressure increase mode, rapid pressure increase control is performed, and the time is determined based on the duration of the immediately preceding rapid pressure reduction mode. In accordance with the hydraulic mode, the specific hydraulic mode, and the pressure increasing / decreasing compensation processing, the driving processing of the hydraulic control solenoid is performed in step 309, the solenoid of the brake hydraulic pressure control device BC is driven, and the braking force of each wheel is controlled. Is controlled. The configuration of the brake fluid pressure control device BC will be described later with reference to FIG.
【0039】そして、ステップ310にて、ブレーキ液
圧制御装置BCにおける液圧ポンプ駆動用モータの駆動
処理が行なわれる。尚、上記の実施形態ではスリップ率
によって制御することとしているが、制御目標としては
スリップ率のほか、各車輪のホイールシリンダのブレー
キ液圧等、各車輪に付与される制動力に対応する目標値
であればどのような値を用いてもよい。Then, at step 310, a process of driving the hydraulic pump driving motor in the brake hydraulic pressure control device BC is performed. In the above embodiment, the control is performed based on the slip ratio. However, as the control target, in addition to the slip ratio, a target value corresponding to a braking force applied to each wheel, such as a brake fluid pressure of a wheel cylinder of each wheel. Any value may be used.
【0040】尚、図12はブレーキ液圧制御装置BCを
含む制動系を示すもので、ブレーキペダルBPの操作に
応じてバキュームブースタVBを介してマスタシリンダ
MCが倍力駆動され、低圧リザーバLRS内のブレーキ
液が昇圧されて車輪FR,RL側及び車輪FL,RR側
の二つのブレーキ液圧系統にマスタシリンダ液圧が出力
されるように構成されている。マスタシリンダMCは二
つの圧力室を有するタンデム型のマスタシリンダで、一
方の圧力室は車輪FR,RL側のブレーキ液圧系統に連
通接続され、他方の圧力室は車輪FL,RR側のブレー
キ液圧系統に連通接続されている。尚、マスタシリンダ
MCの出力側には、その出力液圧(マスタシリンダ液
圧)を検出する圧力センサPSが設けられている。FIG. 12 shows a braking system including the brake fluid pressure control device BC. In response to the operation of the brake pedal BP, the master cylinder MC is boosted via the vacuum booster VB and the low pressure reservoir LRS is driven. , And the master cylinder hydraulic pressure is output to two brake hydraulic systems on the wheels FR and RL and on the wheels FL and RR. The master cylinder MC is a tandem type master cylinder having two pressure chambers. One of the pressure chambers is connected to the brake hydraulic system on the wheels FR and RL, and the other pressure chamber is the brake fluid on the wheels FL and RR. It is connected to the pressure system. The output side of the master cylinder MC is provided with a pressure sensor PS for detecting the output hydraulic pressure (master cylinder hydraulic pressure).
【0041】本実施形態の車輪FR,RL側のブレーキ
液圧系統においては、一方の圧力室は主液圧路MF及び
その分岐液圧路MFr,MFlを介して夫々ホイールシ
リンダWfr,Wrlに接続されている。主液圧路MF
には常開の第1の開閉弁SC1(所謂カットオフ弁とし
て機能するもので、以下、単に開閉弁SC1という)が
介装されている。また、一方の圧力室は補助液圧路MF
cを介して後述する逆止弁CV5,CV6の間に接続さ
れている。補助液圧路MFcには常閉の第2の開閉弁S
I1(以下、単に開閉弁SI1という)が介装されてい
る。これらの開閉弁は何れも2ポート2位置の電磁開閉
弁で構成されている。分岐液圧路MFr,MFlには夫
々、常開型の2ポート2位置電磁開閉弁PC1及びPC
2(以下、単に開閉弁PC1,PC2という)が介装さ
れている。また、これらと並列に夫々逆止弁CV1,C
V2が介装されている。In the brake hydraulic system for the wheels FR and RL of this embodiment, one of the pressure chambers is connected to the wheel cylinders Wfr and Wrl via the main hydraulic path MF and the branch hydraulic paths MFr and MFl, respectively. Have been. Main hydraulic path MF
A normally open first on-off valve SC1 (which functions as a so-called cut-off valve, hereinafter simply referred to as on-off valve SC1) is interposed. One of the pressure chambers is an auxiliary hydraulic pressure path MF.
It is connected between check valves CV5 and CV6 described later via c. A normally closed second on-off valve S is provided in the auxiliary hydraulic pressure path MFc.
I1 (hereinafter simply referred to as on-off valve SI1) is interposed. Each of these on-off valves is constituted by a 2-port 2-position electromagnetic on-off valve. The branch hydraulic pressure paths MFr and MFl are normally open two-port two-position solenoid on-off valves PC1 and PC1, respectively.
2 (hereinafter simply referred to as on-off valves PC1 and PC2). In parallel with these, check valves CV1 and CV1, respectively
V2 is interposed.
【0042】逆止弁CV1,CV2は、マスタシリンダ
MC方向へのブレーキ液の流れを許容しホイールシリン
ダWfr,Wrl方向へのブレーキ液の流れを制限する
もので、これらの逆止弁CV1,CV2及び第1の位置
(図示の状態)の開閉弁SC1を介してホイールシリン
ダWfr,Wrl内のブレーキ液がマスタシリンダMC
ひいては低圧リザーバLRSに戻されるように構成され
ている。而して、ブレーキペダルBPが解放されたとき
に、ホイールシリンダWfr,Wrl内の液圧はマスタ
シリンダMC側の液圧低下に迅速に追従し得る。また、
ホイールシリンダWfr,Wrlに連通接続される排出
側の分岐液圧路RFr,RFlに、夫々常閉型の2ポー
ト2位置電磁開閉弁PC5,PC6(以下、単に開閉弁
PC5,PC6という)が介装されており、分岐液圧路
RFr,RFlが合流した排出液圧路RFはリザーバR
S1に接続されている。The check valves CV1 and CV2 allow the flow of the brake fluid in the direction of the master cylinder MC and limit the flow of the brake fluid in the direction of the wheel cylinders Wfr and Wrl. The brake fluid in the wheel cylinders Wfr and Wrl is supplied to the master cylinder MC via the on-off valve SC1 at the first position (the state shown).
Thus, it is configured to be returned to the low pressure reservoir LRS. Thus, when the brake pedal BP is released, the hydraulic pressure in the wheel cylinders Wfr and Wrl can quickly follow the decrease in hydraulic pressure on the master cylinder MC side. Also,
Normally closed two-port two-position solenoid on-off valves PC5 and PC6 (hereinafter simply referred to as on-off valves PC5 and PC6) are respectively connected to discharge-side branch hydraulic pressure paths RFr and RFl that are connected to and connected to the wheel cylinders Wfr and Wrl. And the discharge hydraulic pressure line RF where the branch hydraulic pressure lines RFr and RFl merge is connected to the reservoir R
It is connected to S1.
【0043】車輪FR,RL側のブレーキ液圧系統にお
いては、上記開閉弁PC1,PC2,PC5,PC6に
よって本発明にいうモジュレータが構成されている。ま
た、開閉弁PC1,PC2の上流側で分岐液圧路MF
r,MFlに連通接続する液圧路MFpに、液圧ポンプ
HP1が介装され、その吸込側には逆止弁CV5,CV
6を介してリザーバRS1が接続されている。また、液
圧ポンプHP1の吐出側は、逆止弁CV7及びダンパD
P1を介して夫々開閉弁PC1,PC2に接続されてい
る。液圧ポンプHP1は、液圧ポンプHP2と共に一つ
の電動モータMによって駆動され、吸込側からブレーキ
液を導入し所定の圧力に昇圧して吐出側から出力するよ
うに構成されている。リザーバRS1は、マスタシリン
ダMCの低圧リザーバLRSとは独立して設けられるも
ので、アキュムレータということもでき、ピストンとス
プリングを備え、種々の制御に必要な容量のブレーキ液
を貯蔵し得るように構成されている。In the brake fluid pressure system on the wheels FR and RL, the on-off valves PC1, PC2, PC5 and PC6 constitute a modulator according to the present invention. The branch hydraulic pressure path MF is located upstream of the on-off valves PC1 and PC2.
A hydraulic pump HP1 is interposed in a hydraulic passage MFp that is connected to the pumps r and MFl, and check valves CV5 and CV5 are provided on the suction side thereof.
6 is connected to the reservoir RS1. The discharge side of the hydraulic pump HP1 is connected to the check valve CV7 and the damper D.
They are connected to on-off valves PC1 and PC2 via P1. The hydraulic pump HP1 is driven by one electric motor M together with the hydraulic pump HP2, and is configured to introduce brake fluid from the suction side, increase the pressure to a predetermined pressure, and output the pressure from the discharge side. The reservoir RS1 is provided independently of the low-pressure reservoir LRS of the master cylinder MC, and can also be referred to as an accumulator. The reservoir RS1 includes a piston and a spring, and is configured to store a required amount of brake fluid for various controls. Have been.
【0044】マスタシリンダMCは液圧路MFcを介し
て液圧ポンプHP1の吸込側の逆止弁CV5と逆止弁C
V6との間に連通接続されている。逆止弁CV5はリザ
ーバRS1へのブレーキ液の流れを阻止し、逆方向の流
れを許容するものである。また、逆止弁CV6,CV7
は液圧ポンプHP1を介して吐出されるブレーキ液の流
れを一定方向に規制するもので、通常は液圧ポンプHP
1内に一体的に構成されている。而して、開閉弁SI1
は、図12に示す常態の閉位置でマスタシリンダMCと
液圧ポンプHP1の吸込側との連通が遮断され、開位置
でマスタシリンダMCと液圧ポンプHP1の吸込側が連
通するように切り換えられる。The master cylinder MC is connected to a check valve CV5 and a check valve C on the suction side of the hydraulic pump HP1 through a hydraulic passage MFc.
It is connected to V6. The check valve CV5 prevents the flow of the brake fluid to the reservoir RS1, and allows the flow in the reverse direction. Check valves CV6, CV7
Regulates the flow of brake fluid discharged through the hydraulic pump HP1 in a certain direction.
1 are integrally formed. Thus, the on-off valve SI1
Is switched so that communication between the master cylinder MC and the suction side of the hydraulic pump HP1 is interrupted at the normal closed position shown in FIG. 12, and communication between the master cylinder MC and the suction side of the hydraulic pump HP1 is opened at the open position.
【0045】更に、開閉弁SC1に並列に、マスタシリ
ンダMCから開閉弁PC1,PC2方向へのブレーキ液
の流れを制限し、開閉弁PC1,PC2側のブレーキ液
圧がマスタシリンダMC側のブレーキ液圧に対し所定の
差圧以上大となったときにマスタシリンダMC方向への
ブレーキ液の流れを許容するリリーフ弁RV1と、ホイ
ールシリンダWfr,Wrl方向へのブレーキ液の流れ
を許容し逆方向の流れを禁止する逆止弁AV1が介装さ
れている。リリーフ弁RV1は、液圧ポンプHP1から
吐出される加圧ブレーキ液がマスタシリンダMCの出力
液圧より所定の差圧以上大となったときに、マスタシリ
ンダMCを介して低圧リザーバLRSにブレーキ液を還
流するもので、これにより液圧ポンプHP1の吐出ブレ
ーキ液が所定の圧力に調圧される。また、液圧ポンプH
P1の吐出側にダンパDP1が配設され、後輪側のホイ
ールシリンダWrlに至る液圧路にプロポーショニング
バルブPV1が介装されている。Further, in parallel with the on-off valve SC1, the flow of the brake fluid from the master cylinder MC in the direction of the on-off valves PC1, PC2 is restricted, and the brake fluid pressure on the on-off valves PC1, PC2 side becomes the brake fluid on the master cylinder MC side. The relief valve RV1 allows the flow of the brake fluid in the direction of the master cylinder MC when the pressure becomes larger than the pressure difference by a predetermined pressure or more, and allows the flow of the brake fluid in the direction of the wheel cylinders Wfr and Wrl to allow the flow in the opposite direction. A check valve AV1 for inhibiting flow is interposed. When the pressurized brake fluid discharged from the hydraulic pump HP1 becomes larger than the output hydraulic pressure of the master cylinder MC by a predetermined differential pressure or more, the relief valve RV1 supplies the brake fluid to the low-pressure reservoir LRS via the master cylinder MC. The pressure of the discharge brake fluid of the hydraulic pump HP1 is adjusted to a predetermined pressure. Also, the hydraulic pump H
A damper DP1 is disposed on the discharge side of P1, and a proportioning valve PV1 is interposed in a hydraulic path leading to a wheel cylinder Wrl on the rear wheel side.
【0046】車輪FL,RR側のブレーキ液圧系統にお
いても同様に、リザーバRS2、ダンパDP2及びプロ
ポーショニングバルブPV2をはじめ、常開型の2ポー
ト2位置電磁開閉弁SC2、常閉型の2ポート2位置電
磁開閉弁SI2,PC7,PC8、常開型の2ポート2
位置電磁開閉弁PC3,PC4、逆止弁CV3,CV
4,CV8乃至CV10、リリーフ弁RV2並びに逆止
弁AV2が配設されている。液圧ポンプHP2は、電動
モータMによって液圧ポンプHP1と共に駆動され、電
動モータMの起動後は両液圧ポンプHP1,HP2は連
続して駆動される。Similarly, in the brake hydraulic system on the side of the wheels FL and RR, a normally open two-port two-position solenoid valve SC2 and a normally closed two-port, including a reservoir RS2, a damper DP2 and a proportioning valve PV2. 2-position solenoid on-off valve SI2, PC7, PC8, normally open 2 port 2
Position solenoid on-off valves PC3, PC4, check valves CV3, CV
4, CV8 to CV10, a relief valve RV2, and a check valve AV2. The hydraulic pump HP2 is driven by the electric motor M together with the hydraulic pump HP1, and after the electric motor M is started, both the hydraulic pumps HP1 and HP2 are continuously driven.
【0047】上記開閉弁SC1,SC2,SI1,SI
2並びに開閉弁PC1乃至PC8は電子制御装置ECU
によって駆動制御され、上記の制動操舵制御を初めとす
る各種制御が行なわれる。例えば、例えば過度のオーバ
ーステアを防止する場合には、これに対抗するモーメン
トを発生させる必要があり、車輪FR,RL側のブレー
キ液圧系統においては、制動操舵制御時に開閉弁SC1
が閉位置に切換えられると共に、開閉弁SI1が開位置
に切換えられ、電動モータMが駆動され、液圧ポンプH
P1からブレーキ液が吐出される。そして、開閉弁PC
1,PC2,PC5,PC6が電子制御装置ECUによ
って適宜開閉制御され、ホイールシリンダWfr,Wr
lの液圧がパルス増圧(緩増圧)、減圧又は保持され、
車輪FL,RR側のブレーキ液圧系統も含め、前後の車
輪間の制動力配分が車両のコーストレース性を維持し得
るように制御される。The on-off valves SC1, SC2, SI1, SI
2 and on-off valves PC1 to PC8 are electronic control units ECU
And various controls including the above-described brake steering control are performed. For example, in order to prevent excessive oversteer, for example, it is necessary to generate a moment countering this. In the brake hydraulic system on the wheels FR and RL, the on-off valve SC1 is controlled during braking steering control.
Is switched to the closed position, the on-off valve SI1 is switched to the open position, the electric motor M is driven, and the hydraulic pump H
The brake fluid is discharged from P1. And on-off valve PC
1, PC2, PC5, and PC6 are appropriately opened and closed by the electronic control unit ECU, and the wheel cylinders Wfr, Wr
1, the pressure of the pulse is increased (slowly increased), reduced or maintained,
The braking force distribution between the front and rear wheels, including the brake fluid pressure systems on the wheels FL and RR, is controlled so as to maintain the course traceability of the vehicle.
【0048】[0048]
【発明の効果】本発明は上述のように構成されているの
で以下の効果を奏する。即ち、本発明の車両の運動制御
装置においては、摩擦係数推定手段の推定摩擦係数が所
定の基準値より大であるときには両側の後輪に対し制動
力を付与し、推定摩擦係数が基準値以下であるときには
旋回内側の後輪のみに対し制動力を付与するように構成
されているので、アンダーステア抑制制御時に路面摩擦
係数が変化する場合にも後輪に対し適切に制動力を付与
することができ、円滑にアンダーステア抑制制御を行な
い、安定した車両の運動状態を維持することができる。The present invention has the following effects because it is configured as described above. That is, in the vehicle motion control device of the present invention, when the estimated friction coefficient of the friction coefficient estimating means is larger than the predetermined reference value, braking force is applied to the rear wheels on both sides, and the estimated friction coefficient is equal to or less than the reference value. In this case, the braking force is applied only to the rear wheels inside the turning, so that the braking force can be appropriately applied to the rear wheels even when the road surface friction coefficient changes during the understeer suppression control. As a result, understeer suppression control can be smoothly performed, and a stable vehicle motion state can be maintained.
【0049】特に、請求項2に記載のように構成すれ
ば、安価な装置で、アンダーステア抑制制御時に路面摩
擦係数が変化する場合にも後輪に対し適切に制動力を付
与することができ、円滑にアンダーステア抑制制御を行
なうことができる。In particular, according to the second aspect of the present invention, an inexpensive device can appropriately apply braking force to the rear wheels even when the road surface friction coefficient changes during the understeer suppression control. Understeer suppression control can be performed smoothly.
【0050】更に、請求項3に記載のように、前輪に対
する制御も行なう構成とすることにより、一層円滑にア
ンダーステア抑制制御を行なうことができる。Further, by adopting a structure in which control for the front wheels is also performed, understeer suppression control can be performed more smoothly.
【図1】本発明の運動制御装置の一実施形態の構成を示
すブロック図である。FIG. 1 is a block diagram illustrating a configuration of a motion control device according to an embodiment of the present invention.
【図2】本発明の運動制御装置の一実施形態の全体構成
図である。FIG. 2 is an overall configuration diagram of an embodiment of a motion control device of the present invention.
【図3】本発明の一実施形態における車両の制動制御の
全体を示すフローチャートである。FIG. 3 is a flowchart showing an entire vehicle braking control according to the embodiment of the present invention.
【図4】本発明の一実施形態における制動操舵制御に供
する目標スリップ率設定の処理を示すフローチャートで
ある。FIG. 4 is a flowchart illustrating a process of setting a target slip ratio used for braking steering control according to the embodiment of the present invention.
【図5】本発明の一実施形態における液圧サーボ制御の
処理を示すフローチャートである。FIG. 5 is a flowchart illustrating a hydraulic servo control process according to an embodiment of the present invention.
【図6】本発明の一実施形態において後輪用のスリップ
率の補正係数を設定するためのグラフである。FIG. 6 is a graph for setting a correction coefficient of a slip ratio for a rear wheel in one embodiment of the present invention.
【図7】本発明の一実施形態において前輪用のスリップ
率の補正係数を設定するためのグラフである。FIG. 7 is a graph for setting a correction coefficient of a slip ratio for a front wheel in one embodiment of the present invention.
【図8】本発明の一実施形態におけるオーバーステア抑
制制御の開始・終了判定領域を示すグラフである。FIG. 8 is a graph showing an oversteer suppression control start / end determination area according to the embodiment of the present invention.
【図9】本発明の一実施形態におけるアンダーステア抑
制制御の開始・終了判定領域を示すグラフである。FIG. 9 is a graph showing a start / end determination area of understeer suppression control according to an embodiment of the present invention.
【図10】本発明の一実施形態における液圧制御に供す
るパラメータ演算用のゲインを示すグラフである。FIG. 10 is a graph showing a parameter calculation gain used for hydraulic pressure control in one embodiment of the present invention.
【図11】本発明の一実施形態に供する制御マップを示
すグラフである。FIG. 11 is a graph showing a control map provided to one embodiment of the present invention.
【図12】本発明の車両の運動制御装置の液圧系を示す
構成図である。FIG. 12 is a configuration diagram showing a hydraulic system of the vehicle motion control device of the present invention.
BP ブレーキペダル, MC マスタシリンダ M 電動モータ, HP1,HP2 液圧ポンプ RS1,RS2 リザーバ Wfr,Wfl,Wrr,Wrl ホイールシリンダ WS1〜WS4 車輪速度センサ FR,FL,RR,RL 車輪 SC1,SC2,SI1,SI2 開閉弁 PC1〜PC8 開閉弁 EG エンジン, ECU 電子制御装置 BP brake pedal, MC master cylinder M electric motor, HP1, HP2 hydraulic pumps RS1, RS2 reservoirs Wfr, Wfl, Wrr, Wrl Wheel cylinders WS1 to WS4 Wheel speed sensors FR, FL, RR, RL Wheels SC1, SC2, SI1, SI2 on-off valve PC1 to PC8 on-off valve EG engine, ECU electronic control unit
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き Fターム(参考) 3D045 BB40 CC01 EE21 FF42 GG10 GG25 GG26 GG27 GG28 3D046 BB21 BB31 BB32 EE01 FF10 HH08 HH21 HH23 HH25 HH26 HH36 HH46 JJ02 JJ06 ──────────────────────────────────────────────────続 き Continued on the front page F term (reference) 3D045 BB40 CC01 EE21 FF42 GG10 GG25 GG26 GG27 GG28 3D046 BB21 BB31 BB32 EE01 FF10 HH08 HH21 HH23 HH25 HH26 HH36 HH46 JJ02 JJ06
Claims (3)
くともブレーキペダルの操作に応じて制動力を付与する
制動力付与手段と、前記車両の旋回を含む車両運動中に
おける安定性を判定する車両運動状態判定手段と、該車
両運動状態判定手段の判定結果に基づき前記制動力付与
手段を制御し、前記車両が旋回中に過度のアンダーステ
アと判定したときには少くとも前記車両の後輪に対し制
動力を付与してアンダーステアを抑制するように制御す
る制動力制御手段とを備えた車両の運動制御装置におい
て、前記車両の走行路面の摩擦係数を推定する摩擦係数
推定手段を具備し、前記制動力制御手段は、前記摩擦係
数推定手段の推定摩擦係数が所定の基準値より大である
ときには前記車両の両側の後輪に対し制動力を付与し、
前記摩擦係数推定手段の推定摩擦係数が所定の基準値以
下であるときには前記車両の旋回内側の後輪のみに対し
制動力を付与するように構成したことを特徴とする車両
の運動制御装置。1. A braking force applying means for applying a braking force to each of a front wheel and a rear wheel of a vehicle according to at least an operation of a brake pedal, and determining stability during vehicle motion including turning of the vehicle. The vehicle motion state determining means and the braking force applying means are controlled based on a result of the determination by the vehicle motion state determining means. When the vehicle is determined to be excessively understeered during turning, at least the rear wheels of the vehicle are controlled. A vehicle motion control device comprising: a braking force control unit that controls the vehicle so as to suppress understeer by applying power; and a friction coefficient estimating unit that estimates a friction coefficient of a traveling road surface of the vehicle. The control means applies a braking force to the rear wheels on both sides of the vehicle when the estimated friction coefficient of the friction coefficient estimation means is larger than a predetermined reference value,
A motion control device for a vehicle, characterized in that a braking force is applied only to a rear wheel inside a turning of the vehicle when an estimated friction coefficient of the friction coefficient estimating means is equal to or smaller than a predetermined reference value.
度検出手段と、少くとも該車輪速度検出手段の検出車輪
速度に基づき前記各車輪のスリップ率を演算するスリッ
プ率演算手段と、前記車両運動状態判定手段の判定結果
に基づき前記各車輪に対し目標スリップ率を設定する目
標スリップ率設定手段とを備え、前記制動力制御手段
は、前記目標スリップ率設定手段が設定した目標スリッ
プ率と前記スリップ率演算手段が演算したスリップ率の
偏差に基づき、前記各車輪に付与する制動力を制御する
と共に、前記車両の後輪に対する制動力制御に際し、前
記摩擦係数推定手段の推定摩擦係数が旋回外側の後輪用
基準値より小であるときには前記推定摩擦係数の低下に
応じて前記目標スリップ率を減少させた値に基づいて旋
回外側の後輪に付与する制動力を制御し、前記摩擦係数
推定手段の推定摩擦係数が、前記旋回外側の後輪用基準
値より小に設定した旋回内側の後輪用基準値より小であ
るときには、前記目標スリップ率設定手段が設定した旋
回内側の後輪に対する目標スリップ率を前記推定摩擦係
数の低下に応じて減少させた値に基づき、旋回内側の後
輪に付与する制動力を制御するように構成したことを特
徴とする請求項1記載の車両の運動制御装置。2. A wheel speed detecting means for detecting a wheel speed of each wheel, a slip rate calculating means for calculating a slip rate of each wheel based on at least a wheel speed detected by the wheel speed detecting means, and the vehicle Target slip rate setting means for setting a target slip rate for each of the wheels based on the determination result of the motion state determining means, wherein the braking force control means determines the target slip rate set by the target slip rate setting means and the target slip rate. The braking force applied to each of the wheels is controlled based on the deviation of the slip ratio calculated by the slip ratio calculating means, and the estimated friction coefficient of the friction coefficient estimating means is changed to the outside of the turning when controlling the braking force on the rear wheels of the vehicle. When it is smaller than the reference value for the rear wheel, the target slip ratio is reduced and applied to the outer rear wheel based on the value obtained by reducing the target slip ratio in accordance with the decrease in the estimated friction coefficient. When the estimated friction coefficient of the friction coefficient estimating means is smaller than the turning inner rear wheel reference value set to be smaller than the turning outer rear wheel reference value, the target slip ratio is reduced. The braking force applied to the rear inner wheel is controlled based on a value obtained by reducing the target slip ratio for the rear inner wheel set by the setting means in accordance with the decrease in the estimated friction coefficient. The vehicle motion control device according to claim 1, wherein
外側の前輪に対する制動力制御に際し、前記摩擦係数推
定手段の推定摩擦係数が前輪用基準値より小であるとき
には前記目標スリップ率設定手段が設定した旋回外側の
前輪に対する目標スリップ率を前記推定摩擦係数の低下
に応じて減少させた値に基づき、前記車両の旋回外側の
前輪に付与する制動力を制御するように構成したことを
特徴とする請求項2記載の車両の運動制御装置。3. The braking force control means, wherein, when controlling the braking force on the front wheels outside the turning of the vehicle, when the estimated friction coefficient of the friction coefficient estimating means is smaller than a front wheel reference value, the target slip ratio setting means. The braking force applied to the front wheels on the outside of turning of the vehicle is controlled based on the target slip ratio for the front wheels on the outside of the turning set in accordance with the decrease in the estimated friction coefficient. The vehicle motion control device according to claim 2, wherein
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