JP2004237931A

JP2004237931A - Vehicle motion control device

Info

Publication number: JP2004237931A
Application number: JP2003031558A
Authority: JP
Inventors: Isao Ishida; 庸石田; Yoshiki Yasuno; 芳樹安野; Makoto Uemura; 誠植村
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2003-02-07
Filing date: 2003-02-07
Publication date: 2004-08-26
Anticipated expiration: 2023-02-07
Also published as: JP4026504B2

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a vehicle motion control device capable of controlling a behavior of a vehicle in a stable direction, while minimizing energy loss, even when a rear wheel auxiliary steering angle attains a limiting upper limit, in the vehicle motion control device provided with a front wheel auxiliary steering angle imparting means, a rear wheel auxiliary steering angle imparting means, and a brake device. <P>SOLUTION: This control device includes a rear wheel limiting upper limit value attaining judgment means for judging whether or not the rear wheel auxiliary steering angle attains to the limiting upper limit value. When the rear wheel auxiliary steering angle does not attain to the limiting upper limit value, a target rear wheel steering angle is calculated from a vehicle motion equation by front wheel steering angle and rear wheel steering angle based on the detected steering wheel steering angle and vehicle speed to enforce a vehicle motion control by the rear wheel auxiliary steering angle imparting means.When the rear wheel auxiliary steering angle attains to the limiting upper limit value, a target front wheel steering angle and target brake hydraulic pressure are calculated from a vehicle motion equation by the front wheel steering angle and brake hydraulicpressure based on the detected steering wheel steering angle, vehicle speed and rear wheel auxiliary steering angle to enforce a vehicle motion control by the rear wheel auxiliary steering angle imparting means, the front wheel auxiliary steering angle imparting means and the brake means. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、前輪への操舵入力時等に前輪及び後輪に補助舵角を与える前後輪操舵制御装置と、車両各輪のブレーキ液圧を制御することで、車両の挙動制御を行うブレーキ装置を備えた車両運動制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来から、前後輪共に補助操舵を行うと共に、ブレーキ制御を併用して車両の挙動を制御する技術が提案されている（特許文献１参照）。この従来技術では、検出されたハンドル操舵角に基づくフィードフォワード項と検出されたヨーレイトに基づくフィードバック項との加算値により前後輪に補助舵角を与えると共に、補助操舵量が所定値以上の領域でのみ、左右制動力差制御（ブレーキ制御）を行うよう構成されている。
【０００３】
【特許文献１】
特開平５−１８５８０１号公報（第７頁段落番号（００４１））
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、特許文献１に記載の技術にあっては、後輪操舵角の大きさには限度があるため、走行状況によっては左右制動力差制御が頻繁に発生し、エネルギ損失が大きくなるという問題があった。
【０００５】
本発明は、前輪補助舵角付与手段、後輪補助舵角付与手段及びブレーキ装置を備えた車両運動制御装置において、後輪補助舵角が制限上限に到達した場合でも、エネルギ損失を最小限に抑制しつつ、車両の挙動を安定方向に制御可能な車両運動制御装置を提供することを目的とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するため、ハンドル操舵角を検出するハンドル操舵角検出手段と、車速を検出する車速検出手段と、前輪に補助舵角を付与する前輪補助舵角付与手段と、後輪に補助舵角を付与する後輪補助舵角付与手段と、運転者のブレーキペダル操作により液圧を発生するマスタシリンダ及び任意の液圧を発生可能なオイルポンプを液圧源とし、車両各輪のホイルシリンダのブレーキ圧力を任意に制御可能なブレーキ手段と、検出されたハンドル操舵角及び車速に基づいて車両モデルから前輪補助舵角と後輪補助舵角及び各輪のブレーキ液圧を算出し、前記前輪補助舵角付与手段，後輪補助舵角付与手段及びブレーキ手段に指令信号を出力する車両運動制御手段と、を備えた車両運動制御装置において、前記車両運動制御手段は、後輪補助舵角が制限上限値に到達したかどうかを判断する後輪制限上限値到達判断手段を有し、後輪補助舵角が制限上限値に到達していないときは、検出されたハンドル操舵角及び車速に基づいて、前輪舵角及び後輪舵角による車両運動方程式から目標後輪舵角を演算し、後輪補助操舵付与手段による車両運動制御を実施し、後輪補助操舵角が制限上限値に到達したときは、検出されたハンドル操舵角，車速及び後輪補助舵角に基づいて、前輪舵角及びブレーキ液圧による車両運動方程式から目標前輪舵角及び目標ブレーキ液圧を演算し、後輪補助舵角付与手段，前輪補助舵角付与手段及びブレーキ手段による車両運動制御を実施することで、上記課題を解決するに至った。
【０００７】
【発明の作用】
本願発明にあっては、後輪補助操舵角が制限上限に達した場合であっても、制御目標を前輪の補助操舵及び制動力制御にて達成可能であるため、制動力制御が頻発することを防止することが可能となり、エネルギ損失を最小限に抑制することができる。
【０００８】
また、請求項２に記載の発明では、制動力制御を行う際、動的輪荷重に基づいて適切な制動力配分を行うことが可能となり、無駄な制動力を極力低減しつつ車両の安定性を向上することができる。
【０００９】
【発明の実施の形態】
以下、本発明における車両用操舵制御装置の実施形態について実施例をもとに説明するが、本発明は実施例に限定されるものではない。
【００１０】
（第１実施例）
本発明の車両用操舵制御装置は、前後輪に補助舵角を与える前後輪補助舵角制御装置と、４輪のブレーキ力を制御することで車両挙動を制御するブレーキ制御装置が備えられている。まず、ブレーキ制御装置について説明する。
【００１１】
図１はブレーキ制御装置の全体図、図２はブレーキ油圧制御アクチュエータの油圧回路図である。まず、その構造について説明する。４輪のそれぞれに制動力を発生させるホイルシリンダ４１Ｌ，４１Ｒ，４２Ｌ，４２Ｒは、２系統のブレーキ配管（Ｐ系統及びＳ系統）を介してマスタシリンダ４４に接続されている。そして、Ｐ系統及びＳ系統の途中には、ブレーキアクチュエータ３９が設けられている。
【００１２】
前記ブレーキアクチュエータ３９は、図２の油圧回路図に示すように、各ホイルシリンダ４１Ｌ，４１Ｒ，４２Ｌ，４２Ｒの液圧を増圧・保持・減圧可能な液圧制御バルブ（ＩＮバルブ４７，４９，５３，５５及びＯＵＴバルブ４８，５０，５４，５６）と、マスタシリンダ４４とは別途設けられ、モータ６１により駆動する制御用油圧源（Ｐ系統ポンプ５７，Ｓ系統ポンプ５８）の接続を切り換える油圧供給源切り換えバルブ（Ｐ系統カットバルブ４５，Ｐ系統吸入バルブ４６，Ｓ系統カットバルブ５２，Ｓ系統吸入バルブ５１）と、リザーバ５９，６０を備えている。
【００１３】
運転者がブレーキペダル４３を操作してマスタシリンダ４４に油圧が発生すると、このマスタシリンダ圧をホイルシリンダ４１Ｌ，４１Ｒ，４２Ｌ，４２Ｒに供給する通常ブレーキ状態と、運転者がブレーキ操作を行っていない時、もしくは運転者のブレーキ操作以上に液圧が必要な時に、制御用油圧源５７，５８の液圧をホイルシリンダ４１Ｌ，４１Ｒ，４２Ｌ，４２Ｒに向けて供給すると共に、各液圧制御バルブによりホイルシリンダ圧を最適制御する制御ブレーキ状態とに切り換え可能に構成されている。
【００１４】
ここで、Ｐ系統についてホイルシリンダ４１Ｒの圧力を制御したい場合について説明する。Ｐ系統ポンプ５７による増圧時は、Ｐ系統吸入バルブ４６を開き、Ｐ系統ポンプ５７にブレーキ液を供給する。そして、Ｐ系統カットバルブ４５及び他輪のＩＮバルブ４９を閉じ、ブレーキ液の他系統への回り込みを抑止することで行われる。この状態での減圧時は、Ｐ系統吸入バルブ４６を閉じ、Ｐ系統カットバルブ４５を開放することによりホイルシリンダ液がマスタシリンダ側に流出することで行われる。マスタシリンダ４４による増圧では、Ｐ系統カットバルブ４５を開放し、Ｐ系統吸入バルブ４６を遮断し、ＩＮバルブ４７，４９を開放し、マスタシリンダ液量をホイルシリンダ側に流入することで行われる。減圧時は、ＩＮバルブ４７，４９を遮断し、ＯＵＴバルブ４８，５０を開放し、ホイルシリンダ液をリザーバ５９側に流出することで行われる。
【００１５】
図３は第１実施例における前後輪補助操舵制御装置の基本構成を示す全体システム図である。
【００１６】
車両の前輪１Ｌ，１Ｒには、ハンドル２への操舵入力に基づき左右の前輪操舵機構３Ｌ，３Ｒを介して前輪１Ｌ，１Ｒを操舵するステアリングユニット４が設けられている。更に、前輪操舵アクチュエータ３７としてステアリングユニット４のラックチューブ（車体５に弾性体６を介して支持）をストロークさせることで前輪１Ｌ，１Ｒに補助舵角を与える前輪側油圧シリンダ７が設けられている。また、後輪操舵アクチュエータ３８として、後輪８Ｌ，８Ｒには、左右の後輪操舵機構９Ｌ，９Ｒを介して後輪８Ｌ，８Ｒに補助舵角を与える後輪側油圧シリンダ１０が設けられている。
【００１７】
前輪側油圧シリンダ７及び後輪側油圧シリンダ１０は、共通の油圧源ユニット１１を油圧源としている。この油圧源ユニット１１から前輪側フェールセーフバルブ１２及び前輪側サーボバルブ１３を介して制御圧を与えることで前輪側油圧シリンダ７が駆動する。また、油圧源ユニット１１から後輪側フェールセーフバルブ１４及び後輪側サーボバルブ１５を介して制御圧を与えることで後輪側油圧シリンダ１０が駆動する。尚、油圧源ユニット１１には、エンジン１６により駆動される油圧ポンプ１１ａ，アンロードバルブ１１ｂ，圧力スイッチ１１ｃ，アキュムレータ１１ｄ，リザーバ１１ｅから構成され、一定圧の作動油を供給する。
【００１８】
前輪側フェールセーフバルブ１２及び後輪側フェールセーフバルブ１４は、操舵制御コントローラ３０の指令に基づいてＯＮ／ＯＦＦの２位置が切り換えられる。また、前輪側サーボバルブ１３及び後輪側サーボバルブ１５は、操舵制御コントローラ３０からサーボアンプ１８，１９を介した指令に基づいて右操舵，保持，左操舵の３位置が切り換え制御される。
【００１９】
操舵制御コントローラ３０には、車両の実車速Ｖを検出する車速センサ２０（車速検出手段に相当），パルスエンコーダ等を用いて運転者の操舵角度θを検出する操舵角センサ２１（ハンドル操舵角検出手段に相当），エンジン回転数センサ２３，前輪側変位センサ２４，後輪側変位センサ２５，マスタシリンダ圧センサ２６，ホイルシリンダ圧センサ２７からの検出信号が入力される。これらの入力信号に基づいて、前輪補助舵角、後輪補助舵角及びブレーキ液圧を演算し、各アクチュエータに対して指令信号を出力する。以下、操舵制御コントローラ３０の構成について説明する。
【００２０】
図４は操舵制御コントローラ３０の構成を表すブロック図である。操舵制御コントローラ３０は、目標値生成部３１、目標出力値生成部３２、動的輪荷重推定部３３、前輪操舵コントローラ３４、後輪操舵コントローラ３５及びブレーキコントローラ３６から構成されている。
【００２１】
目標値生成部３１は、図５の目標値生成部３１の構成を表すブロック図に示すように、車両モデル演算部３１１と目標値演算部３１２から構成されている。
車両モデル演算部３１１は、操舵角度θと車体速Ｖから２輪モデルを用いて車両パラメータを演算する。車両パラメータの演算については後で詳細に説明する。
目標値演算部３１２は、操舵角度θ、車体速Ｖ及び車両パラメータから、車両の目標ヨーレイトψ’^＊と目標横速度Ｖ^＊ｙを決定する。
【００２２】
目標出力値生成部３２は、図６の目標出力値生成部３２の構成を表すブロック図に示すように、目標後輪舵角演算部３２１，目標前輪舵角及び目標ブレーキ液圧演算部３２２から構成されている。
目標前輪舵角演算部３２１は、車両の目標ヨーレイトψ’^＊と目標横速度Ｖ^＊ｙから目標後輪舵角δ^＊を決定する。
目標前輪舵角及び目標ブレーキ液圧演算部３２２は、車両の目標ヨーレイトψ’^＊，目標横速度Ｖ^＊ｙ，制限された目標後輪舵角δ^＊ _ｌｉｍとから目標前輪舵角θ^＊及び各輪の目標ブレーキ液圧Ｐ^＊ _ｂｒを決定する。
【００２３】
前輪操舵コントローラ３４は、前輪側変位センサ２４から検出された前輪の実舵角が目標前輪舵角θ^＊と一致するように前輪操舵アクチュエータ３７を制御する。
【００２４】
後輪操舵コントローラ３５は、後輪側変位センサ２５から検出された後輪の実舵角が目標前輪舵角δ^＊と一致するように後輪操舵アクチュエータ３８を制御する。
【００２５】
ブレーキコントローラ３６は、マスタシリンダ圧センサ２６及びホイルシリンダ圧センサ２７から検出されたマスタシリンダ圧及び各輪のホイルシリンダ圧を各輪の目標ブレーキ液圧Ｐ^＊ _ｂｒと一致するようにブレーキアクチュエータ３９を制御する。
【００２６】
〔車両モデル演算部３１１における車両モデル演算〕
車両モデル演算部３１１は、以下に示す車両モデルから、車両パラメータを演算する。
一般に、２輪モデルを仮定すると、車両のヨーレイトと横速度は、下記式１で表せる。
（式１）

ここで、

（式２）

である。
【００２７】
状態方程式より前輪操舵に対するヨーレイト、横速度の伝達関数を求めると、下記式（３）及び式（４）で表される。
（式３）

（式４）

となる。

【００２８】
ヨーレイト伝達関数は、式３より下記式（５）と表される。
（式５）

ここで、
（式６）

【００２９】
同様に横速度伝達関数は、式４より下記式７と表される。
（式７）

ここで、
（式８）

【００３０】
以上から、車両パラメータ

が求められる。
【００３１】
〔目標値演算部３１２における目標値演算〕
目標値演算部３１２における車速、車両パラメータと後述する目標値パラメータから目標ヨーレイトと目標横速度を求める。
【００３２】
目標ヨーレイトは、式５から下記式９により表される。
（式９）

【００３３】
目標横速度は、式７から下記式１０により表される。
（式１０）

【００３４】
ここで、目標ヨーレイトのパラメータは、下記式１１で表される。
（式１１）

ただし、ｙｒａｔｅ＿ｇａｉｎ＿ｍａｐ，ｙｒａｔｅ＿ｏｍｅｇｎ＿ｍａｐ，ｙｒａｔｅ＿ｚｅｔａ＿ｍａｐ，ｙｒａｔｅ＿ｚｅｒｏ＿ｍａｐはそれぞれ図７，図８，図９及び図１０に示す車速に応じて設定されたマップから算出されるチューニングパラメータである。
【００３５】
また、目標横速度のパラメータは、下記式１２で表される。
（式１２）

ただし、ｖｙ＿ｇａｉｎ＿ｍａｐ，ｖｙ＿ｏｍｅｇｎ＿ｍａｐ，ｖｙ＿ｚｅｔａ＿ｍａｐ，ｖｙ＿ｚｅｒｏ＿ｍａｐはそれぞれ図１１，図１２，図１３及び図１４に示す車速に応じて設定されたマップから算出されるチューニングパラメータである。
【００３６】
〔動的輪荷重推定部３３における動的輪荷重演算〕
下記式（１３）に表すように、車体速の時間変化量より、前後加速度を推定する。
（式１３）

このとき、荷重移動量は下記式（１４）により表される。
（式１４）

よって、動的前軸荷重Ｗ_ｄｙｎｆ，及び動的後軸荷重Ｗ_ｄｙｎｒは下記式（１５）により表される。
（式１５）

ただし、

である。
【００３７】
〔目標出力値生成部３２における目標操舵角演算〕
（目標後輪舵角演算部３２１における目標後輪舵角演算）
目標ヨーレイトψ’^＊，目標横速度Ｖｙ^＊から目標後輪舵角δ^＊を算出する。ここで、式１の２輪モデルから、下記式１３を得る。
（式１６）

このモデルから下記式１７を得る。
（式１７）

よって、目標前輪舵角δ^＊は、下記式１８により表される。
（式１８）

【００３８】
ただし、一般に後輪舵角には操舵角度に制限があるため、目標後輪舵角を下記式により上限付きの値として下記式１８から得られる値δ^＊ _ｌｉｍとする。
（式１９）

ここで、δ^＊ _ｍａｘは、後輪最大操舵角とする。また、ｓｉｇｎ（ａ）とは、ａの符号のみを出力するもので、ａ＝１０であれば、＋１を出力し、ａ＝−１０であれば−１を出力する関数である。
【００３９】
〔目標前輪舵角及び目標ブレーキ液圧演算部３２２における目標前輪舵角及びブレーキ液圧演算〕
後輪操舵角制御が飽和した場合は、前輪操舵角制御と制動力制御により車両運動制御を実行する。すなわち、前輪操舵角と左右ブレーキ液圧差により発生させるヨー角加速度に基づく運動方程式を用いる。そして、目標ヨーレイトψ’^＊，目標横速度Ｖｙ^＊，制限された目標後輪舵角δ^＊ _ｌｉｍから、目標前輪舵角θ^＊、各輪の目標ブレーキ液圧Ｐ^＊ _ｂｒを算出する。
【００４０】
左右ブレーキ液圧差により発生させるヨー角加速度をψ’’^＊ _ｂｒと置くと、車両の運動方程式は下記式（２０）により表される。
（式２０）

【００４１】
ここで、制限された目標後輪舵角δ^＊ _ｌｉｍが既知の場合（基本的には後輪操舵角が飽和した場合に本制御を行うため、δ^＊ _ｌｉｍ＝δ^＊ _ｍａｘとなる）に、目標ヨーレイトψ’^＊、目標横加速度Ｖｙ^＊を実現するための目標前輪舵角θ^＊、左右ブレーキ液圧差によるヨー角加速度ψ’’^＊ _ｂｒは下記式（２１），（２２）により表される。
（式２１）

（式２２）

【００４２】
次に、前後輪の目標ブレーキ液圧差Ｐ^＊ _ｂｒｆ，Ｐ^＊ _ｂｒｒは、左右ブレーキ液圧差により発生させるヨー角加速度ψ’’^＊ _ｂｒから下記式（２３），（２４）により表される。
（式２３）

（式２４）

【００４３】
よって、各輪の目標ブレーキ液圧は下記の関係となる。ここで、Ｗ_ｄｙｎｆ及びＷ_ｄｙｎｒは動的輪荷重推定部３３において演算された値である。
〔フロント側〕
（式２５）

〔リア側〕
（式２６）

ただし、下記の関係を用いたものとする。

【００４４】
図１５は操舵制御コントローラ３において実行される車両運動制御の制御内容を表すフローチャートである。
【００４５】
ステップＳ１では、運転者の操作する操舵角θと車速Ｖから目標ヨーレイトψ’^＊，目標横速度Ｖｙ^＊を演算する。
【００４６】
ステップＳ２では、目標後輪舵角δ^＊を演算する。
【００４７】
ステップＳ３では、目標後輪舵角δ^＊が後輪操舵角最大値δ^＊ _ｍａｘよりも大きいかどうかを判断し、小さいときはステップＳ４へ進み、それ以外はステップＳ５へ進む。
【００４８】
ステップＳ４では、後輪操舵アクチュエータのみによる後輪操舵制御を実行する。
【００４９】
ステップＳ５では、目標ヨーレイトψ’^＊，目標横速度Ｖｙ^＊，後輪舵角最大値δ^＊ _ｍａｘを用い、前輪操舵角と左右ブレーキ液圧差によるヨー角加速度の車両運動方程式により、目標前輪舵角θ^＊及び目標ヨー角加速度ψ’’^＊ _ｂｒを演算する。
【００５０】
ステップＳ６では、動的輪荷重を演算する。
【００５１】
ステップＳ７では、前後輪目標ブレーキ液圧差を演算する。
【００５２】
ステップＳ８では、後輪操舵角制御及び前輪操舵角−制動力制御を実行する。
【００５３】
以上説明したように、後輪補助操舵角δが制限上限（δ^＊ _ｍａｘ）に達した場合であっても、制御目標を前輪の補助操舵及び制動力制御にて達成可能であるため、制動力制御が頻発することを防止することが可能となり、エネルギ損失を最小限に抑制することができる（請求項１に対応）。
また、ブレーキ制御を行う際、動的輪荷重Ｗ_ｄｙｎｆ，Ｗ_ｄｙｎｒに基づいて適切な制動力配分を行うことが可能となり、無駄な制動力を極力低減しつつ車両の安定性を向上することができる。
【００５４】
本実施の形態では、後輪舵角δが上記後輪最大操舵角δ^＊ _ｍａｘ未満であれば、後輪操舵角制御のみで車両運動制御を実行しているが、この構成に限られるものではなく、例えば、後輪舵角δが後輪最大操舵角δ^＊ _ｍａｘに到達するまでは、前輪操舵アクチュエータ３７及び後輪操舵アクチュエータ３８を用いて操舵制御を実行し、後輪最大操舵角δ^＊ _ｍａｘに到達したときは、前輪操舵アクチュエータ３７及びブレーキアクチュエータ３８による制御を実行する構成としても良い。これにより、常に複数の制御目標（目標ヨーレイトψ’^＊及び目標横速度Ｖｙ^＊）を用いて、複数のアクチュエータ（３７，３８，３９）に制御指令を出力することが可能となり、エネルギ損失を極力抑えながら、車両の安定性を高めることができる。
【００５５】
（シミュレーション）
図１６，１７には、後輪舵角が飽和し、前輪舵角制御とブレーキ制御を実行した場合のタイムチャートである。ドライ路にて、車速１７０ｋｍ／ｈ、レーンチェンジを想定した場合における結果を示す。図１６は動的輪荷重を考慮していない場合であり、図１７は動的輪荷重に基づいて前後輪のブレーキ液圧を補正した場合である。
【００５６】
尚、図１６（ａ），１７（ａ）は運転者の操舵角と目標前輪操舵角を表し、図１６（ｂ），１７（ｂ）は左側のマスタシリンダ圧を表し、図１６（ｃ），１７（ｃ）は右側のマスタシリンダ圧を表し、図１６（ｄ），１７（ｄ）は目標スリップ角と、発生スリップ角を表す。
【００５７】
図１６（ｄ）の矢印Ａに示すように、運転者がブレーキを踏み込むことで、前後輪の荷重が変化しているが、前後輪に同様のブレーキ液圧を供給することで、発生スリップ角が増大しており、車両の安定性が低下している。
【００５８】
これに対し、図１７（ｄ）の矢印Ａに示すように、運転者がブレーキを踏み込むことで、前後輪の荷重が変化し、これに応じて前後輪のブレーキ液圧配分を変更することで、発生スリップ角が増大せず、安定した車両挙動を実現できることが分かる。
【００５９】
なお、本実施の形態では、後輪操舵アクチュエータとして油圧式のものを用いたが、例えば特開平１１−９１６０９号公報に記載のような電動式の構成を用いてもよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１実施例におけるブレーキ装置の基本構成を表す概略図である。
【図２】第１実施例におけるブレーキ装置の油圧回路を表す回路図である。
【図３】第１実施例における基本構成を示す概略図である。
【図４】第１実施例における、操舵制御コントローラの構成を表すブロック図である。
【図５】第１実施例における、目標値生成部の構成を表すブロック図である。
【図６】第１実施例における、目標出力値生成部の構成を表すブロック図である。
【図７】第１実施例におけるヨーレイトパラメータを表すマップである。
【図８】第１実施例におけるヨーレイトパラメータを表すマップである。
【図９】第１実施例におけるヨーレイトパラメータを表すマップである。
【図１０】第１実施例におけるヨーレイトパラメータを表すマップである。
【図１１】第１実施例におけるヨーレイトパラメータを表すマップである。
【図１２】第１実施例におけるヨーレイトパラメータを表すマップである。
【図１３】第１実施例におけるヨーレイトパラメータを表すマップである。
【図１４】第１実施例におけるヨーレイトパラメータを表すマップである。
【図１５】第１実施例における車両運動制御の制御内容を表すフローチャートである。
【図１６】動的輪荷重を考慮していない場合におけるシミュレーション結果を表すタイムチャートである。
【図１７】第１実施例における動的輪荷重を考慮したシミュレーション結果を表すタイムチャートである。
【符号の説明】
１Ｌ，１Ｒ前輪
２ハンドル
３Ｌ，３Ｒ前輪操舵機構
４ステアリングユニット
５車体
６弾性体
７前輪側油圧シリンダ
８Ｌ，８Ｒ後輪
９Ｌ，９Ｒ後輪操舵機構
１０後輪側油圧シリンダ
１１油圧源ユニット
１１ａ油圧ポンプ
１１ｂアンロードバルブ
１１ｃ圧力スイッチ
１１ｄアキュムレータ
１１ｅリザーバ
１２前輪側フェールセーフバルブ
１３前輪側サーボバルブ
１４後輪側フェールセーフバルブ
１５後輪側サーボバルブ
１６エンジン
１８，１９サーボアンプ
２０車速センサ
２１操舵角センサ
２３エンジン回転数センサ
２４前輪側変位センサ
２５後輪側変位センサ
２６マスタシリンダ圧センサ
２７ホイルシリンダ圧センサ
３０操舵制御コントローラ
３１目標値生成部
３２目標出力値生成部
３３動的輪荷重推定部
３４前輪操舵コントローラ
３５後輪操舵コントローラ
３６ブレーキコントローラ
３７前輪操舵アクチュエータ
３８後輪操舵アクチュエータ
３９ブレーキアクチュエータ
４１Ｌ，４１Ｒ，４２Ｌ，４２Ｒホイルシリンダ
４３ブレーキペダル
４４マスタシリンダ
４５Ｐ系統カットバルブ
４６Ｓ系統吸入バルブ
５１Ｐ系統吸入バルブ
５２Ｓ系統カットバルブ
５７，５８制御用油圧源
５９，６０リザーバ
６１モータ
３１１車両モデル演算部
３１２目標値演算部
３２１目標後輪舵角演算部
３２２目標前輪舵角及び目標ブレーキ液圧演算部[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a front and rear wheel steering control device that provides an auxiliary steering angle to front and rear wheels at the time of steering input to a front wheel, and a brake device that controls vehicle behavior by controlling brake fluid pressure of each vehicle wheel. The present invention relates to a vehicle motion control device including:
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art Conventionally, there has been proposed a technique of controlling the behavior of a vehicle by performing auxiliary steering for both front and rear wheels and using brake control together (see Patent Document 1). In this conventional technique, an auxiliary steering angle is given to the front and rear wheels by an addition value of a feed forward term based on the detected steering angle of the steering wheel and a feedback term based on the detected yaw rate. Only the left and right braking force difference control (brake control) is performed.
[0003]
[Patent Document 1]
JP-A-5-185801 (page 7, paragraph number (0041))
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, the technique described in Patent Document 1 has a problem that the left and right braking force difference control frequently occurs depending on the driving situation, and the energy loss increases because the rear wheel steering angle is limited in magnitude. was there.
[0005]
The present invention provides a vehicle motion control device including a front wheel auxiliary steering angle applying unit, a rear wheel auxiliary steering angle applying unit, and a brake device, which minimizes energy loss even when the rear wheel auxiliary steering angle reaches an upper limit. It is an object of the present invention to provide a vehicle motion control device capable of controlling the behavior of a vehicle in a stable direction while suppressing the movement.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
To achieve the above object, a steering wheel steering angle detecting means for detecting a steering wheel steering angle, a vehicle speed detecting means for detecting a vehicle speed, a front wheel auxiliary steering angle providing means for providing an auxiliary steering angle to a front wheel, and an auxiliary steering wheel for a rear wheel. A wheel cylinder for each wheel of the vehicle, using a rear wheel auxiliary steering angle providing means for providing an angle, a master cylinder for generating hydraulic pressure by a driver's brake pedal operation, and an oil pump capable of generating any hydraulic pressure as a hydraulic pressure source A front wheel assist steering angle, a rear wheel assist steering angle, and a brake fluid pressure of each wheel are calculated from a vehicle model based on the detected steering wheel angle and the detected vehicle speed. A vehicle motion control unit that outputs a command signal to an auxiliary steering angle applying unit, a rear wheel auxiliary steering angle applying unit, and a braking unit; A rear wheel limit upper limit arrival determining means for determining whether the angle has reached the upper limit limit, and when the rear wheel auxiliary steering angle has not reached the upper limit limit, the detected steering wheel angle and vehicle speed are detected. , The target rear wheel steering angle is calculated from the vehicle motion equation based on the front wheel steering angle and the rear wheel steering angle, and the vehicle motion control is performed by the rear wheel assist steering applying means. When it reaches, the target front wheel steering angle and the target brake fluid pressure are calculated from the vehicle motion equation based on the front wheel steering angle and the brake fluid pressure based on the detected steering angle, the vehicle speed, and the rear wheel assist steering angle. The above problem has been solved by implementing vehicle motion control by the auxiliary steering angle providing means, the front wheel auxiliary steering angle providing means, and the brake means.
[0007]
Effect of the Invention
According to the present invention, even when the rear wheel auxiliary steering angle reaches the upper limit, the control target can be achieved by the front wheel auxiliary steering and the braking force control. Can be prevented, and energy loss can be suppressed to a minimum.
[0008]
According to the second aspect of the invention, when performing the braking force control, it is possible to perform an appropriate braking force distribution based on the dynamic wheel load, and to reduce the useless braking force as much as possible while maintaining the vehicle stability. Can be improved.
[0009]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the vehicle steering control device according to the present invention will be described based on examples, but the present invention is not limited to the examples.
[0010]
(First embodiment)
The vehicle steering control device according to the present invention includes a front and rear wheel auxiliary steering angle control device that provides an auxiliary steering angle to the front and rear wheels, and a brake control device that controls vehicle behavior by controlling braking forces of four wheels. . First, the brake control device will be described.
[0011]
FIG. 1 is an overall view of a brake control device, and FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram of a brake hydraulic control actuator. First, the structure will be described. The

wheel cylinders

41L, 41R, 42L, and 42R that generate a braking force for each of the four wheels are connected to the master cylinder 44 via two brake pipes (P system and S system). A brake actuator 39 is provided in the middle of the P system and the S system.
[0012]
As shown in the hydraulic circuit diagram of FIG. 2, the brake actuator 39 is a hydraulic pressure control valve (

IN valves

47, 49, 49) capable of increasing, holding, and reducing the hydraulic pressure of each

wheel cylinder

41L, 41R, 42L, 42R. 53, 55 and

OUT valves

48, 50, 54, 56) and a hydraulic pressure which is provided separately from the master cylinder 44 and switches connection of a control hydraulic power source (P system pump 57, S system pump 58) driven by a motor 61. A supply source switching valve (P system cut valve 45, P system suction valve 46, S system cut valve 52, S system suction valve 51), and

reservoirs

59 and 60 are provided.
[0013]
When the driver operates the brake pedal 43 to generate hydraulic pressure in the master cylinder 44, the master cylinder pressure is supplied to the

wheel cylinders

41L, 41R, 42L, 42R in a normal braking state, and the driver does not perform the brake operation. When the hydraulic pressure is required more than the driver's brake operation, the hydraulic pressure of the control

hydraulic pressure sources

57, 58 is supplied to the

wheel cylinders

41L, 41R, 42L, 42R, and the respective hydraulic pressure control valves are used. The control can be switched to a control brake state for optimally controlling the wheel cylinder pressure.
[0014]
Here, a case where it is desired to control the pressure of the wheel cylinder 41R for the P system will be described. When the pressure is increased by the P-system pump 57, the P-system suction valve 46 is opened, and the brake fluid is supplied to the P-system pump 57. Then, the P-system cut valve 45 and the IN valve 49 of the other wheel are closed to prevent the brake fluid from flowing into another system. The pressure reduction in this state is performed by closing the P-system suction valve 46 and opening the P-system cut valve 45 so that the wheel cylinder liquid flows out to the master cylinder side. The pressure increase by the master cylinder 44 is performed by opening the P-system cut valve 45, shutting off the P-system suction valve 46, opening the

IN valves

47 and 49, and flowing the master cylinder fluid amount to the wheel cylinder side. . At the time of pressure reduction, this is performed by closing the

IN valves

47 and 49, opening the

OUT valves

48 and 50, and allowing the wheel cylinder liquid to flow to the reservoir 59 side.
[0015]
FIG. 3 is an overall system diagram showing a basic configuration of the front and rear wheel assist steering control device in the first embodiment.
[0016]
The front wheels 1L, 1R of the vehicle are provided with a steering unit 4 that steers the front wheels 1L, 1R via left and right front wheel steering mechanisms 3L, 3R based on a steering input to the steering wheel 2. Further, a front-wheel-side hydraulic cylinder 7 that provides an auxiliary steering angle to the front wheels 1L and 1R by stroking a rack tube (supported on the vehicle body 5 via the elastic body 6) of the steering unit 4 is provided as a front-wheel steering actuator 37. . Further, as the rear wheel steering actuator 38, the

rear wheels

8L and 8R are provided with a rear wheel side hydraulic cylinder 10 for giving an auxiliary steering angle to the

rear wheels

8L and 8R via left and right rear

wheel steering mechanisms

9L and 9R. I have.
[0017]
The front-wheel-side hydraulic cylinder 7 and the rear-wheel-side hydraulic cylinder 10 use a common hydraulic source unit 11 as a hydraulic source. By applying a control pressure from the hydraulic pressure source unit 11 via the front wheel side fail-safe valve 12 and the front wheel side servo valve 13, the front wheel side hydraulic cylinder 7 is driven. In addition, a control pressure is applied from the hydraulic pressure source unit 11 via the rear wheel side fail-safe valve 14 and the rear wheel side servo valve 15 to drive the rear wheel side hydraulic cylinder 10. The hydraulic power source unit 11 is composed of a hydraulic pump 11a driven by the engine 16, an unload valve 11b, a pressure switch 11c, an accumulator 11d, and a reservoir 11e, and supplies hydraulic oil at a constant pressure.
[0018]
The front wheel fail-safe valve 12 and the rear wheel fail-safe valve 14 are switched between two positions, ON / OFF, based on a command from the steering controller 30. The front wheel side servo valve 13 and the rear wheel side servo valve 15 are controlled to switch between three positions of right steering, holding, and left steering based on commands from the steering controller 30 via

servo amplifiers

18 and 19.
[0019]
The steering control controller 30 includes a vehicle speed sensor 20 (corresponding to vehicle speed detection means) for detecting the actual vehicle speed V of the vehicle, a steering angle sensor 21 for detecting the driver's steering angle θ using a pulse encoder or the like (a steering wheel angle detection). Detection signals from the engine speed sensor 23, the front wheel side displacement sensor 24, the rear wheel side displacement sensor 25, the master cylinder pressure sensor 26, and the wheel cylinder pressure sensor 27 are input. Based on these input signals, a front wheel auxiliary steering angle, a rear wheel auxiliary steering angle, and a brake fluid pressure are calculated, and a command signal is output to each actuator. Hereinafter, the configuration of the steering control controller 30 will be described.
[0020]
FIG. 4 is a block diagram illustrating a configuration of the steering control controller 30. The steering controller 30 includes a target value generator 31, a target output value generator 32, a dynamic wheel load estimator 33, a front wheel steering controller 34, a rear wheel steering controller 35, and a brake controller 36.
[0021]
The target value generation unit 31 includes a vehicle model calculation unit 311 and a target value calculation unit 312 as shown in a block diagram showing the configuration of the target value generation unit 31 in FIG.
The vehicle model calculation unit 311 calculates vehicle parameters from the steering angle θ and the vehicle speed V using a two-wheel model. The calculation of the vehicle parameters will be described later in detail.
The target value calculation unit 312 determines a target yaw rate ψ ′ ^* and a target lateral speed V ^* y of the vehicle from the steering angle θ, the vehicle speed V, and the vehicle parameters.
[0022]
As shown in the block diagram showing the configuration of the target output value generator 32 in FIG. 6, the target output value generator 32 includes a target rear wheel steering angle calculator 321, a target front wheel steering angle and a target brake fluid pressure calculator 322. It is configured.
The target front wheel steering angle calculation unit 321 determines a target rear wheel steering angle δ ^* from the target yaw rate ψ ′ ^* of the vehicle and the target lateral speed V ^* y.
The target front wheel steering angle and target brake fluid pressure calculation unit 322 calculates the target front wheel steering angle θ ^* and the target front wheel steering angle θ ^* from the target yaw rate ψ ′ ^* , the target lateral speed V ^* y, and the limited target rear wheel steering angle δ ^* _lim. The target brake fluid pressure P ^* _br of the wheel is determined.
[0023]
The front wheel steering controller 34 controls the front wheel steering actuator 37 so that the actual steering angle of the front wheel detected by the front wheel side displacement sensor 24 matches the target front wheel steering angle θ ^* .
[0024]
The rear wheel steering controller 35 controls the rear wheel steering actuator 38 so that the actual steering angle of the rear wheel detected by the rear wheel side displacement sensor 25 matches the target front wheel steering angle δ ^* .
[0025]
The brake controller 36 controls the brake actuator 39 so that the master cylinder pressure detected by the master cylinder pressure sensor 26 and the wheel cylinder pressure sensor 27 and the wheel cylinder pressure of each wheel match the target brake fluid pressure P ^* _br of each wheel. Control.
[0026]
[Vehicle model calculation in vehicle model calculation unit 311]
The vehicle model calculation unit 311 calculates a vehicle parameter from the following vehicle model.
Generally, assuming a two-wheel model, the yaw rate and lateral speed of the vehicle can be expressed by the following equation 1.
(Equation 1)

here,

(Equation 2)

It is.
[0027]
When the transfer functions of the yaw rate and the lateral speed with respect to the front wheel steering are obtained from the state equation, they are expressed by the following equations (3) and (4).
(Equation 3)

(Equation 4)

It becomes.

[0028]
The yaw rate transfer function is expressed by the following equation (5) based on the equation 3.
(Equation 5)

here,
(Equation 6)

[0029]
Similarly, the lateral velocity transfer function is expressed by the following equation 7 from the equation 4.
(Equation 7)

here,
(Equation 8)

[0030]
From the above, vehicle parameters

Is required.
[0031]
[Target Value Calculation in Target Value Calculation Unit 312]
A target yaw rate and a target lateral speed are obtained from the vehicle speed and the vehicle parameters in the target value calculation unit 312 and target value parameters described later.
[0032]
The target yaw rate is expressed by Expression 9 from Expression 5 below.
(Equation 9)

[0033]
The target lateral speed is expressed by Expression 10 from Expression 7 below.
(Equation 10)

[0034]
Here, the parameter of the target yaw rate is expressed by Equation 11 below.
(Equation 11)

However, yrate_gain_map, yrate_omen_map, yrate_zeta_map, and yrate_zero_map are tuning parameters calculated from the maps set according to the vehicle speeds shown in FIGS. 7, 8, 9, and 10, respectively.
[0035]
The parameter of the target lateral speed is represented by the following equation (12).
(Equation 12)

Here, vy_gain_map, vy_omegan_map, vy_zeta_map, and vy_zero_map are tuning parameters calculated from the maps set according to the vehicle speeds shown in FIGS. 11, 12, 13, and 14, respectively.
[0036]
[Dynamic wheel load calculation in dynamic wheel load estimating unit 33]
As represented by the following equation (13), the longitudinal acceleration is estimated from the amount of time change of the vehicle speed.
(Equation 13)

At this time, the load shift amount is represented by the following equation (14).
(Equation 14)

Therefore, the dynamic front shaft load W _dynf and the dynamic rear shaft load W _dynr are represented by the following equation (15).
(Equation 15)

However,

It is.
[0037]
[Target Steering Angle Calculation in Target Output Value Generation Unit 32]
(Target rear wheel steering angle calculation in target rear wheel steering angle calculation unit 321)
The target rear wheel steering angle δ ^* is calculated from the target yaw rate ψ ′ ^* and the target lateral velocity Vy ^* . Here, the following Expression 13 is obtained from the two-wheel model of Expression 1.
(Equation 16)

The following equation 17 is obtained from this model.
(Equation 17)

Therefore, the target front wheel steering angle δ ^* is expressed by the following equation (18).
(Equation 18)

[0038]
However, since the steering angle of the rear wheel steering angle is generally limited, the target rear wheel steering angle is set to a value δ ^* _lim obtained from the following equation 18 as an upper limit value according to the following equation.
(Equation 19)

Here, δ ^* _max is the maximum rear wheel steering angle. Also, sign (a) is a function that outputs only the sign of a, and outputs +1 when a = 10 and outputs −1 when a = −10.
[0039]
[Target Front Wheel Steering Angle and Brake Hydraulic Pressure Calculation in Target Front Wheel Steering Angle and Target Brake Hydraulic Pressure Calculation Unit 322]
When the rear wheel steering angle control is saturated, the vehicle motion control is executed by the front wheel steering angle control and the braking force control. That is, a motion equation based on the yaw angular acceleration generated by the front wheel steering angle and the difference between the left and right brake hydraulic pressures is used. Then, a target front wheel steering angle θ ^* and a target brake fluid pressure P ^* _br of each wheel are calculated from the target yaw rate ψ ′ ^* , the target lateral speed Vy ^* , and the limited target rear wheel steering angle δ ^* _lim .
[0040]
If the yaw angular acceleration generated by the difference between the left and right brake hydraulic pressures is set to ψ ″ ^* _br , the equation of motion of the vehicle is represented by the following equation (20).
(Equation 20)

[0041]
Here, when the limited target rear wheel steering angle δ ^* _lim is known (basically, this control is performed when the rear wheel steering angle is saturated, δ ^* _lim = δ ^* _max ). The target yaw rate ψ ′ ^* , the target front wheel steering angle θ ^* for realizing the target lateral acceleration Vy ^*, and the yaw angular acceleration ψ ″ ^* _br due to the left and right brake hydraulic pressure difference are represented by the following equations (21) and (22). .
(Equation 21)

(Equation 22)

[0042]
Next, the target brake fluid pressure differences P ^* _brf and P ^* _{brr for} the front and rear wheels are expressed by the following equations (23) and (24) from the yaw angular acceleration ψ ″ ^* _br generated by the left and right brake fluid pressure differences.
(Equation 23)

(Equation 24)

[0043]
Therefore, the target brake fluid pressure of each wheel has the following relationship. Here, W _dynf and W _dynr are values calculated by the dynamic wheel load estimating unit 33.
[Front side]
(Equation 25)

(Rear side)
(Equation 26)

However, the following relationship shall be used.

[0044]
FIG. 15 is a flowchart showing the control content of the vehicle motion control executed in the steering controller 3.
[0045]
In step S1, a target yaw rate ψ ′ ^* and a target lateral speed Vy ^* are calculated from the steering angle θ operated by the driver and the vehicle speed V.
[0046]
In step S2, a target rear wheel steering angle δ ^* is calculated.
[0047]
In step S3, it is determined whether or not the target rear wheel steering angle δ ^* is larger than the maximum rear wheel steering angle δ ^* _max . If smaller, the process proceeds to step S4; otherwise, the process proceeds to step S5.
[0048]
In step S4, the rear wheel steering control is performed only by the rear wheel steering actuator.
[0049]
In step S5, using the target yaw rate により ′ ^* , the target lateral velocity Vy ^* , and the rear wheel steering angle maximum value δ ^* _max , the target front wheel steering angle is obtained from the vehicle motion equation of the yaw angular acceleration based on the front wheel steering angle and the left and right brake hydraulic pressure difference. Calculate θ ^* and the target yaw angular acceleration ψ ″ ^* _br .
[0050]
In step S6, a dynamic wheel load is calculated.
[0051]
In step S7, a front and rear wheel target brake fluid pressure difference is calculated.
[0052]
In step S8, a rear wheel steering angle control and a front wheel steering angle-braking force control are executed.
[0053]
As described above, even when the rear wheel auxiliary steering angle δ has reached the upper limit (δ ^* _max ), the control target can be achieved by the front wheel auxiliary steering and the braking force control, so the braking force Frequent control can be prevented, and energy loss can be minimized (corresponding to claim 1).
Further, when performing the brake control, it is possible to perform an appropriate braking force distribution based on the dynamic wheel loads W _dynf and W _dynr , and it is possible to improve the vehicle stability while reducing unnecessary braking force as much as possible. it can.
[0054]
In the present embodiment, if the rear wheel steering angle δ is less than the rear wheel maximum steering angle δ ^* _max , the vehicle motion control is executed only by the rear wheel steering angle control. However, the present invention is not limited to this configuration. For example, until the rear wheel steering angle δ reaches the rear wheel maximum steering angle δ ^* _max , the steering control is executed using the front wheel steering actuator 37 and the rear wheel steering actuator 38, and the rear wheel maximum steering angle δ ^*. When it has reached _max , the control by the front wheel steering actuator 37 and the brake actuator 38 may be executed. This makes it possible to always output a control command to a plurality of actuators (37, 38, 39) using a plurality of control targets (target yaw rate ψ ' ^* and target lateral velocity Vy ^* ), and minimize energy loss. It is possible to increase the stability of the vehicle while suppressing it.
[0055]
(simulation)
FIGS. 16 and 17 are time charts when the rear wheel steering angle is saturated and the front wheel steering angle control and the brake control are executed. The results are shown on a dry road assuming a vehicle speed of 170 km / h and a lane change. FIG. 16 shows a case where the dynamic wheel load is not considered, and FIG. 17 shows a case where the brake fluid pressure of the front and rear wheels is corrected based on the dynamic wheel load.
[0056]
16 (a) and 17 (a) show the driver's steering angle and the target front wheel steering angle, FIGS. 16 (b) and 17 (b) show the left master cylinder pressure, and FIG. 16 (c). , 17 (c) represent the right master cylinder pressure, and FIGS. 16 (d), 17 (d) represent the target slip angle and the generated slip angle.
[0057]
As shown by an arrow A in FIG. 16D, the load on the front and rear wheels is changed by the driver depressing the brake, but the same slip fluid pressure is supplied to the front and rear wheels to generate the generated slip angle. Has increased, and the stability of the vehicle has decreased.
[0058]
On the other hand, as indicated by an arrow A in FIG. 17D, when the driver steps on the brake, the load on the front and rear wheels changes, and the brake fluid pressure distribution on the front and rear wheels is changed accordingly. It can be seen that a stable vehicle behavior can be realized without increasing the generated slip angle.
[0059]
In the present embodiment, a hydraulic actuator is used as the rear-wheel steering actuator. However, an electric actuator such as that described in JP-A-11-91609 may be used.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic diagram illustrating a basic configuration of a brake device according to a first embodiment.
FIG. 2 is a circuit diagram illustrating a hydraulic circuit of the brake device according to the first embodiment.
FIG. 3 is a schematic diagram showing a basic configuration in the first embodiment.
FIG. 4 is a block diagram illustrating a configuration of a steering controller according to the first embodiment.
FIG. 5 is a block diagram illustrating a configuration of a target value generation unit according to the first embodiment.
FIG. 6 is a block diagram illustrating a configuration of a target output value generator according to the first embodiment.
FIG. 7 is a map showing a yaw rate parameter in the first embodiment.
FIG. 8 is a map showing a yaw rate parameter in the first embodiment.
FIG. 9 is a map showing a yaw rate parameter in the first embodiment.
FIG. 10 is a map showing a yaw rate parameter in the first embodiment.
FIG. 11 is a map showing a yaw rate parameter in the first embodiment.
FIG. 12 is a map showing a yaw rate parameter in the first embodiment.
FIG. 13 is a map showing a yaw rate parameter in the first embodiment.
FIG. 14 is a map showing a yaw rate parameter in the first embodiment.
FIG. 15 is a flowchart showing control contents of vehicle motion control in the first embodiment.
FIG. 16 is a time chart showing a simulation result when dynamic wheel loads are not considered.
FIG. 17 is a time chart showing a simulation result in consideration of a dynamic wheel load in the first embodiment.
[Explanation of symbols]
1L, 1R Front wheel 2 Handle 3L, 3R Front wheel steering mechanism 4 Steering unit 5 Body 6 Elastic body 7 Front wheel side hydraulic cylinder 8L, 8R Rear wheel 9L, 9R Rear wheel steering mechanism 10 Rear wheel side hydraulic cylinder 11 Hydraulic power source unit 11a Hydraulic pump 11b Unload valve 11c Pressure switch 11d Accumulator 11e Reservoir 12 Front wheel side fail-safe valve 13 Front wheel side servo valve 14 Rear wheel side fail safe valve 15 Rear wheel side servo valve 16 Engine 18, 19 Servo amplifier 20 Vehicle speed sensor 21 Steering angle sensor 23 Engine speed sensor 24 Front wheel side displacement sensor 25 Rear wheel side displacement sensor 26 Master cylinder pressure sensor 27 Wheel cylinder pressure sensor 30 Steering controller 31 Target value generator 32 Target output value generator 33 Dynamic wheel load estimator 34 Front wheel steering Controller 35 Rear wheel steering controller 36 Brake controller 37 Front wheel steering actuator 38 Rear wheel steering actuator 39 Brake actuator 41L, 41R, 42L, 42R Wheel cylinder 43 Brake pedal 44 Master cylinder 45 P system cut valve 46 S system intake valve 51 P system intake Valve 52 S-system cut valve 57, 58 Control hydraulic pressure source 59, 60 Reservoir 61 Motor 311 Vehicle model calculator 312 Target value calculator 321 Target rear wheel steering angle calculator 322 Target front wheel steering angle and target brake hydraulic pressure calculator

Claims

Steering wheel steering angle detecting means for detecting a steering wheel steering angle;
Vehicle speed detecting means for detecting a vehicle speed;
Front wheel auxiliary steering angle providing means for providing an auxiliary steering angle to the front wheels;
Rear wheel auxiliary steering angle providing means for providing an auxiliary steering angle to the rear wheel;
A brake means capable of arbitrarily controlling the brake pressure of a wheel cylinder of each wheel of a vehicle, using a master cylinder that generates a hydraulic pressure by a driver's brake pedal operation and an oil pump that can generate an arbitrary hydraulic pressure as a hydraulic pressure source,
The front wheel auxiliary steering angle, the rear wheel auxiliary steering angle and the brake fluid pressure of each wheel are calculated from the vehicle model based on the detected steering wheel angle and the detected vehicle speed. And vehicle motion control means for outputting a command signal to the brake means,
In the vehicle motion control device provided with
The vehicle motion control unit has a rear wheel limit upper limit reaching determination unit that determines whether the rear wheel auxiliary steering angle has reached a limit upper limit value,
When the rear wheel auxiliary steering angle has not reached the upper limit limit, the target rear wheel steering angle is calculated from the vehicle motion equation based on the front wheel steering angle and the rear wheel steering angle based on the detected steering wheel angle and vehicle speed. Carry out vehicle motion control by rear wheel assist steering applying means,
When the rear wheel assist steering angle reaches the upper limit limit, based on the detected steering wheel angle, vehicle speed and rear wheel assist steering angle, the target front wheel steering angle and the target front wheel steering angle are obtained from the vehicle motion equation based on the front wheel steering angle and the brake fluid pressure. A vehicle motion control device which calculates a target brake fluid pressure and performs vehicle motion control by rear wheel auxiliary steering angle applying means, front wheel auxiliary steering angle applying means and brake means.

The vehicle motion control device according to claim 1,
The vehicle motion control unit includes a wheel load estimating unit that estimates a dynamic wheel load on each wheel of the vehicle, and determines a distribution ratio of the target brake hydraulic pressure to each wheel based on the estimated wheel load. A vehicle motion control device, characterized in that: