JP2004268870A - Motion control device of vehicle - Google Patents

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JP2004268870A JP2003066008A JP2003066008A JP2004268870A JP 2004268870 A JP2004268870 A JP 2004268870A JP 2003066008 A JP2003066008 A JP 2003066008A JP 2003066008 A JP2003066008 A JP 2003066008A JP 2004268870 A JP2004268870 A JP 2004268870A
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turning
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Hirahisa Kato
平久 加藤
Junya Nagaya
淳也 長屋
Shinji Tsugawa
信次 津川
Michio Yakushijin
宙夫 薬師神
Hiroshi Minamide
洋志 南出
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Daihatsu Motor Co Ltd
Advics Co Ltd
Original Assignee
Daihatsu Motor Co Ltd
Advics Co Ltd
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    • B60T—VEHICLE BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF; BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF, IN GENERAL; ARRANGEMENT OF BRAKING ELEMENTS ON VEHICLES IN GENERAL; PORTABLE DEVICES FOR PREVENTING UNWANTED MOVEMENT OF VEHICLES; VEHICLE MODIFICATIONS TO FACILITATE COOLING OF BRAKES
    • B60T8/00—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force
    • B60T8/17—Using electrical or electronic regulation means to control braking
    • B60T8/1755—Brake regulation specially adapted to control the stability of the vehicle, e.g. taking into account yaw rate or transverse acceleration in a curve
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
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  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Transportation (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Regulating Braking Force (AREA)

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a motion control device of a vehicle which properly prevents generation of an excessive roll angle in the vehicle regardless of whether the vehicle is travelling forward or backward. <P>SOLUTION: The control device starts to give a braking force at the time of execution of rolling-over prevention control to generate a yawing moment in a direction opposite to a turning direction for reducing the roll angle in the vehicle to front and rear wheels outside a turning direction when the absolute value of an actual lateral acceleration Gy that acts on the vehicle becomes a forward reference value Gyf or above during forward travelling. On the other hand, it gives the force to the front wheel (rear wheel) outside a turning direction in a travelling direction when the absolute value of the acceleration Gy becomes a backward reference value Gyb or above which is smaller than the forward value Gyf during backward travelling. Accordingly, a proper reference value for starting the rolling-over prevention control is set separately for forward and backward travelling, thus appropriately preventing the excessive roll angle regardless of the travelling direction. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両の各車輪に付与される制動力を制御することにより同車両の運動を制御する車両の運動制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来より、車両が旋回状態にあるとき、車両に過大なロール角が発生することにより車両の旋回状態が不安定にならないように車両の運動を制御することが要求されている。このロール角の大きさは、車両に働く加速度の車体左右方向の成分である実横加速度の大きさ等に依存し、同実横加速度の増加に応じて大きくなる。一方、車両に働く実横加速度の大きさは、車両の旋回方向と反対方向にヨーイングモーメントを発生させることにより、又は車両を減速させることにより小さくなる。
【０００３】
以上のことから、例えば、特許文献１に開示された車両の運動制御装置（制動装置）は、車両が旋回状態にあって車両に働く実横加速度（の絶対値）が所定の横転防止閾値を越えたとき、同車両の旋回方向における外側の車輪に所定の制動力を付与する制御を実行するようになっている。これによれば、前記所定の制動力により車両の旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントが同車両に対して付与されるから、車両に働く実横加速度の大きさが減少させられて、その結果、車両に過大なロール角が発生することが防止され得る。
【０００４】
【特許文献１】
特開平１０−８１２１５号公報
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
一般に、車両は車体の前後方向に所定距離だけ離れてそれぞれ配置された前輪としての一対の操舵輪と後輪としての一対の非操舵輪とを備えている。かかる車両において、車両が前進走行しているときに一対の操舵輪が転舵された場合、車両の進行方向における前側部分（即ち、車両の前輪（操舵輪）側部分）が車両に働く遠心力（車体左右方向のうち旋回方向外側の向きに働く力）に対抗しながら同一対の操舵輪の方向（従って、旋回方向内側の方向）に向けて進行していくことで車両が旋回状態になる。従って、前記遠心力の作用により旋回方向のヨーイングモーメントが比較的発生し難い傾向（従って、実横加速度の大きさが増加し難い傾向）がある。
【０００６】
一方、車両が後進走行しているときに一対の操舵輪が転舵された場合、車両の進行方向における後側部分（即ち、車両の前輪（操舵輪）側部分）が車両に働く遠心力に助勢されながら同一対の操舵輪の方向（従って、旋回方向外側の方向）に向けて進行していくことで車両が旋回状態になる。従って、この場合、前記遠心力の作用により、前記車両が前進走行する場合に比して旋回方向のヨーイングモーメントが発生し易い傾向（従って、実横加速度の大きさが増加し易い傾向）がある。
【０００７】
以上のことから、操舵輪の転舵角（及び車両の速度）が同一の条件で変化したとき、車両に発生するロール角は、車両が前進走行しながら旋回する場合よりも車両が後進走行しながら旋回する場合の方がより早い段階で、且つ大きく発生する。換言すれば、車両が前進走行しながら（従って、操舵輪が進行方向における前側の車輪となる状態で走行しながら）旋回する場合よりも車両が後進走行しながら（従って、非操舵輪が進行方向における前側の車輪となる状態で走行しながら）旋回する場合の方がより同車両に過大なロール角が発生し易い。
【０００８】
しかしながら、前記開示された装置においては、車両が前進走行する場合と後進走行する場合とで過大なロール角の発生を防止する程度（具体的には、前記所定の横転防止閾値）に差が設けられていない。従って、例えば、前記所定の横転防止閾値が車両が前進走行する場合に最適な値となるように設定されているとき、車両が後進走行する場合において前記所定の制動力を付与する制御の開始時期が遅れることから同車両に過大なロール角が発生する可能性がある。
【０００９】
一方、例えば、前記所定の横転防止閾値が車両が後進走行する場合に最適な値となるように設定されているとき、車両が前進走行する場合において不必要に早い段階から前記所定の制動力を付与する制御が開始されることから同所定の制動力を付与するためのエネルギーが不必要に消費されてしまうという問題がある。
【００１０】
従って、本発明の目的は、車両が前進走行する場合か後進走行する場合かに拘わらず車両に過大なロール角が発生することを適切に防止できる車両の運動制御装置を提供することにある。
【００１１】
【発明の概要】
本発明の特徴は、車体の前後方向に所定距離だけ離れてそれぞれ配置された一対の操舵輪と一対の非操舵輪とを少なくとも備えた車両に適用されるとともに、前記車両に過大なロール角が発生する傾向の程度を示す過大ロール角発生傾向指標値を取得する指標値取得手段と、前記車両が旋回状態にあって、前記取得された過大ロール角発生傾向指標値により示される前記車両に過大なロール角が発生する傾向の程度が所定の程度以上となったとき同車両に対して同車両の旋回方向と反対の方向にヨーイングモーメントを発生させるための制動力を前記各車輪のうちの所定の車輪に付与する制動力制御手段とを備えた車両の運動制御装置が、前記車両が前記一対の操舵輪が同車両の進行方向における前側の車輪となる状態で走行しているか前記一対の非操舵輪が同進行方向における前側の車輪となる状態で走行しているかを判定する進行方向判定手段を備え、前記制動力制御手段は、前記車両が前記一対の非操舵輪が前記進行方向における前側の車輪となる状態で走行していると判定された場合、同車両が前記一対の操舵輪が同進行方向における前側の車輪となる状態で走行していると判定された場合に比して前記所定の程度を小さくするように構成されたことにある。
【００１２】
この場合、前記指標値取得手段が取得する過大ロール角発生傾向指標値は、前記車両に働く加速度の車体左右方向の成分である横加速度、同車両に働くヨーレイト、同車両に発生するロール角、同ロール角の時間的変化率であるロール角速度、前記一対の操舵輪の転舵角を変更するステアリングの操作量、及び同ステアリングの操作速度の少なくとも一つに基づいた値であることが好適である。また、「非操舵輪」は、所謂４輪操舵車両等のように、低速走行時における車両の旋回性能の向上、高速走行時における走行安定性の向上等を図るために（主）操舵輪とは別に比較的小さい転舵可能角度範囲で転舵可能な副操舵輪を有する車両における同副操舵輪をも含む。
【００１３】
これによれば、車両が一対の非操舵輪が進行方向における前側の車輪となる状態で走行していると判定された場合（例えば、一対の操舵輪が前輪であり一対の非操舵輪が後輪である車両のときには同車両が後進走行していると判定された場合）、同車両が一対の操舵輪が同進行方向における前側の車輪となる状態で走行していると判定された場合（例えば、一対の操舵輪が前輪であり一対の非操舵輪が後輪である車両のときには同車両が前進走行していると判定された場合）に比して前記所定の程度が小さく設定される。
【００１４】
従って、車両に過大なロール角が発生し易い状態である一対の非操舵輪が進行方向における前側の車輪となる状態で同車両が走行していると判定された場合においては、同車両に過大なロール角が比較的発生し難い状態である一対の操舵輪が同進行方向における前側の車輪となる状態で同車両が走行していると判定された場合に比して、より早い段階から車両の旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントを発生させるための制動力を前記所定の車輪に付与開始することが可能となる。
【００１５】
この結果、車両が一対の操舵輪が進行方向における前側の車輪となる状態で走行している場合（例えば、前進走行している場合）に適用される前記所定の程度と、同車両が一対の非操舵輪が進行方向における前側の車輪となる状態で走行している場合（例えば、後進走行している場合）に適用される同所定の程度とを、個別に最適な程度に設定し得るから、車両が前進走行する場合か後進走行する場合かに拘わらず車両に過大なロール角が発生することを適切に防止することができる。
【００１６】
また、上記何れかの車両の運動制御装置は、前記車両が前記一対の非操舵輪が前記進行方向における前側の車輪となる状態で走行していると判定された場合、前記制動力制御手段が前記車両の旋回方向と反対の方向にヨーイングモーメントを発生させるための制動力を付与する前記所定の車輪が、同一対の非操舵輪のうち前記旋回方向における外側の車輪（のみ）となるように構成されることが好適である。
【００１７】
車両の旋回方向における外側の車輪に制動力が付与されると同車両の旋回方向と反対の方向のヨーイングモーメントが同車両に発生する。また、車両が減速する状態にあるとき同車両に働く慣性力によって同車両の進行方向における前側の車輪に働く荷重が増大するから、車両の進行方向における前側の車輪に制動力を付与すれば同制動力が車両を減速させる減速力として効果的に機能し得る。
【００１８】
従って、上記のように、車両の進行方向における前側の車輪となる一対の非操舵輪のうち車両の旋回方向における外側の車輪に（のみ）制動力を付与するように構成すれば、一対の非操舵輪が車両の進行方向における前側の車輪となる状態で車両が走行している場合（例えば、車両が後進走行している場合）、前記車両の旋回方向と反対の方向のヨーイングモーメントの作用と前記減速力の作用とが相俟って、車両に働く実横加速度がより一層低減せしめられて同車両に過大なロール角が発生することがより一層確実に防止できる。
【００１９】
【発明の実施の形態】
以下、本発明による車両の運動制御装置の一実施形態について図面を参照しつつ説明する。図１は、本発明の実施形態に係る車両の運動制御装置１０を搭載した車両の概略構成を示している。この車両は、操舵輪であり且つ非駆動輪である一対の前輪（左前輪ＦＬ及び右前輪ＦＲ）と、非操舵輪であり且つ駆動輪である一対の後輪（左後輪ＲＬ及び右後輪ＲＲ）を備えた２輪操舵・後輪駆動方式の４輪車両である。従って、この車両の場合、一対の操舵輪が同車両の進行方向における前側の車輪となる状態で走行することは前進走行することに対応するとともに、一対の非操舵輪が同車両の進行方向における前側の車輪となる状態で走行することは後進走行することに対応する。
【００２０】
この車両の運動制御装置１０は、操舵輪ＦＬ，ＦＲを転舵するための前輪転舵機構部２０と、駆動力を発生するとともに同駆動力を駆動輪ＲＬ，ＲＲに伝達する駆動力伝達機構部３０と、各車輪にブレーキ液圧によるブレーキ力を発生させるためのブレーキ液圧制御装置４０と、各種センサから構成されるセンサ部５０と、電気式制御装置６０とを含んで構成されている。
【００２１】
前輪転舵機構部２０は、ステアリング２１と、同ステアリング２１と一体的に回動可能なコラム２２と、同コラム２２に連結された転舵アクチュエータ２３と、同転舵アクチュエータ２３により車体左右方向に移動させられるタイロッドを含むとともに同タイロッドの移動により操舵輪ＦＬ，ＦＲを転舵可能なリンクを含んだリンク機構部２４とから構成されている。これにより、ステアリング２１が中立位置（基準位置）から回転することで操舵輪ＦＬ，ＦＲの転舵角が車両が直進する基準角度から変更されるようになっている。
【００２２】
転舵アクチュエータ２３は、所謂公知の油圧式パワーステアリング装置を含んで構成されており、ステアリング２１、即ちコラム２２の回転トルクに応じてタイロッドを移動させる助成力を発生し、同ステアリング２１の中立位置からのステアリング角度θｓに応じて同助成力によりタイロッドを中立位置から車体左右方向へ変位させるものである。なお、かかる転舵アクチュエータ２３の構成及び作動は周知であるので、ここでは、その詳細な説明を省略する。
【００２３】
駆動力伝達機構部３０は、駆動力を発生するエンジン３１と、同エンジン３１の吸気管３１ａ内に配置されるとともに吸気通路の開口断面積を可変とするスロットル弁ＴＨの開度を制御するＤＣモータからなるスロットル弁アクチュエータ３２と、エンジン３１の図示しない吸気ポート近傍に燃料を噴射するインジェクタを含む燃料噴射装置３３と、エンジン３１の出力軸に接続されたトランスミッション３４と、同トランスミッション３４から伝達される駆動力を適宜分配して後輪ＲＲ，ＲＬに伝達するディファレンシャルギヤ３５とを含んで構成されている。
【００２４】
ブレーキ液圧制御装置４０は、その概略構成を表す図２に示すように、高圧発生部４１と、ブレーキペダルＢＰの操作力に応じたブレーキ液圧を発生するブレーキ液圧発生部４２と、各車輪ＦＲ，ＦＬ，ＲＲ，ＲＬにそれぞれ配置されたホイールシリンダＷｆｒ，Ｗｆｌ，Ｗｒｒ，Ｗｒｌに供給するブレーキ液圧をそれぞれ調整可能なＦＲブレーキ液圧調整部４３，ＦＬブレーキ液圧調整部４４，ＲＲブレーキ液圧調整部４５，ＲＬブレーキ液圧調整部４６とを含んで構成されている。
【００２５】
高圧発生部４１は、電動モータＭと、同電動モータＭにより駆動されるとともにリザーバＲＳ内のブレーキ液を昇圧する液圧ポンプＨＰと、液圧ポンプＨＰの吐出側にチェック弁ＣＶＨを介して接続されるとともに同液圧ポンプＨＰにより昇圧されたブレーキ液を貯留するアキュムレータＡｃｃとを含んで構成されている。
【００２６】
電動モータＭは、アキュムレータＡｃｃ内の液圧が所定の下限値を下回ったとき駆動され、同アキュムレータＡｃｃ内の液圧が所定の上限値を上回ったとき停止されるようになっており、これにより、アキュムレータＡｃｃ内の液圧は常時所定の範囲内の高圧に維持されるようになっている。
【００２７】
また、アキュムレータＡｃｃとリザーバＲＳとの間にリリーフ弁ＲＶが配設されており、アキュムレータＡｃｃ内の液圧が前記高圧より異常に高い圧力になったときに同アキュムレータＡｃｃ内のブレーキ液がリザーバＲＳに戻されるようになっている。これにより、高圧発生部４１の液圧回路が保護されるようになっている。
【００２８】
ブレーキ液圧発生部４２は、ブレーキペダルＢＰの作動により応動するハイドロブースタＨＢと、同ハイドロブースタＨＢに連結されたマスタシリンダＭＣとから構成されている。ハイドロブースタＨＢは、液圧高圧発生部４１から供給される前記高圧を利用してブレーキペダルＢＰの操作力を所定の割合で助勢し同助勢された操作力をマスタシリンダＭＣに伝達するようになっている。
【００２９】
マスタシリンダＭＣは、前記助勢された操作力に応じたマスタシリンダ液圧を発生するようになっている。また、ハイドロブースタＨＢは、マスタシリンダ液圧を入力することによりマスタシリンダ液圧と略同一の液圧である前記助勢された操作力に応じたレギュレータ液圧を発生するようになっている。これらマスタシリンダＭＣ及びハイドロブースタＨＢの構成及び作動は周知であるので、ここではそれらの詳細な説明を省略する。このようにして、マスタシリンダＭＣ及びハイドロブースタＨＢは、ブレーキペダルＢＰの操作力に応じたマスタシリンダ液圧及びレギュレータ液圧をそれぞれ発生するようになっている。
【００３０】
マスタシリンダＭＣとＦＲブレーキ液圧調整部４３の上流側及びＦＬブレーキ液圧調整部４４の上流側の各々との間には、３ポート２位置切換型の電磁弁である制御弁ＳＡ１が介装されている。同様に、ハイドロブースタＨＢとＲＲブレーキ液圧調整部４５の上流側及びＲＬブレーキ液圧調整部４６の上流側の各々との間には、３ポート２位置切換型の電磁弁である制御弁ＳＡ２が介装されている。また、高圧発生部４１と制御弁ＳＡ１及び制御弁ＳＡ２の各々との間には、２ポート２位置切換型の常閉電磁開閉弁である切換弁ＳＴＲが介装されている。
【００３１】
制御弁ＳＡ１は、図２に示す第１の位置（非励磁状態における位置）にあるときマスタシリンダＭＣとＦＲブレーキ液圧調整部４３の上流部及びＦＬブレーキ液圧調整部４４の上流部の各々とを連通するとともに、第２の位置（励磁状態における位置）にあるときマスタシリンダＭＣとＦＲブレーキ液圧調整部４３の上流部及びＦＬブレーキ液圧調整部４４の上流部の各々との連通を遮断して切換弁ＳＴＲとＦＲブレーキ液圧調整部４３の上流部及びＦＬブレーキ液圧調整部４４の上流部の各々とを連通するようになっている。
【００３２】
制御弁ＳＡ２は、図２に示す第１の位置（非励磁状態における位置）にあるときハイドロブースタＨＢとＲＲブレーキ液圧調整部４５の上流部及びＲＬブレーキ液圧調整部４６の上流部の各々とを連通するとともに、第２の位置（励磁状態における位置）にあるときハイドロブースタＨＢとＲＲブレーキ液圧調整部４５の上流部及びＲＬブレーキ液圧調整部４６の上流部の各々との連通を遮断して切換弁ＳＴＲとＲＲブレーキ液圧調整部４５の上流部及びＲＬブレーキ液圧調整部４６の上流部の各々とを連通するようになっている。
【００３３】
これにより、ＦＲブレーキ液圧調整部４３の上流部及びＦＬブレーキ液圧調整部４４の上流部の各々には、制御弁ＳＡ１が第１の位置にあるときマスタシリンダ液圧が供給されるとともに、制御弁ＳＡ１が第２の位置にあり且つ切換弁ＳＴＲが第２の位置（励磁状態における位置）にあるとき高圧発生部４１が発生する高圧が供給されるようになっている。
【００３４】
同様に、ＲＲブレーキ液圧調整部４５の上流部及びＲＬブレーキ液圧調整部４６の上流部の各々には、制御弁ＳＡ２が第１の位置にあるときレギュレータ液圧が供給されるとともに、制御弁ＳＡ２が第２の位置にあり且つ切換弁ＳＴＲが第２の位置にあるとき高圧発生部４１が発生する高圧が供給されるようになっている。
【００３５】
ＦＲブレーキ液圧調整部４３は、２ポート２位置切換型の常開電磁開閉弁である増圧弁ＰＵｆｒと、２ポート２位置切換型の常閉電磁開閉弁である減圧弁ＰＤｆｒ
とから構成されており、増圧弁ＰＵｆｒは、図２に示す第１の位置（非励磁状態における位置）にあるときＦＲブレーキ液圧調整部４３の上流部とホイールシリンダＷｆｒとを連通するとともに、第２の位置（励磁状態における位置）にあるときＦＲブレーキ液圧調整部４３の上流部とホイールシリンダＷｆｒとの連通を遮断するようになっている。減圧弁ＰＤｆｒは、図２に示す第１の位置（非励磁状態における位置）にあるときホイールシリンダＷｆｒとリザーバＲＳとの連通を遮断するとともに、第２の位置（励磁状態における位置）にあるときホイールシリンダＷｆｒとリザーバＲＳとを連通するようになっている。
【００３６】
これにより、ホイールシリンダＷｆｒ内のブレーキ液圧は、増圧弁ＰＵｆｒ及び減圧弁ＰＤｆｒが共に第１の位置にあるときホイールシリンダＷｆｒ内にＦＲブレーキ液圧調整部４３の上流部の液圧が供給されることにより増圧され、増圧弁ＰＵｆｒが第２の位置にあり且つ減圧弁ＰＤｆｒが第１の位置にあるときＦＲブレーキ液圧調整部４３の上流部の液圧に拘わらずその時点の液圧に保持されるとともに、増圧弁ＰＵｆｒ及び減圧弁ＰＤｆｒが共に第２の位置にあるときホイールシリンダＷｆｒ内のブレーキ液がリザーバＲＳに戻されることにより減圧されるようになっている。
【００３７】
また、増圧弁ＰＵｆｒにはブレーキ液のホイールシリンダＷｆｒ側からＦＲブレーキ液圧調整部４３の上流部への一方向の流れのみを許容するチェック弁ＣＶ１が並列に配設されており、これにより、制御弁ＳＡ１が第１の位置にある状態で操作されているブレーキペダルＢＰが開放されたときホイールシリンダＷｆｒ内のブレーキ液圧が迅速に減圧されるようになっている。
【００３８】
同様に、ＦＬブレーキ液圧調整部４４，ＲＲブレーキ液圧調整部４５及びＲＬブレーキ液圧調整部４６は、それぞれ、増圧弁ＰＵｆｌ及び減圧弁ＰＤｆｌ，増圧弁ＰＵｒｒ及び減圧弁ＰＤｒｒ，増圧弁ＰＵｒｌ及び減圧弁ＰＤｒｌから構成されており、これらの各増圧弁及び各減圧弁の位置が制御されることにより、ホイールシリンダＷｆｌ，ホイールシリンダＷｒｒ及びホイールシリンダＷｒｌ内のブレーキ液圧をそれぞれ増圧、保持、減圧できるようになっている。また、増圧弁ＰＵｆｌ，ＰＵｒｒ及びＰＵｒｌの各々にも、上記チェック弁ＣＶ１と同様の機能を達成し得るチェック弁ＣＶ２，ＣＶ３及びＣＶ４がそれぞれ並列に配設されている。
【００３９】
また、制御弁ＳＡ１にはブレーキ液の上流側から下流側への一方向の流れのみを許容するチェック弁ＣＶ５が並列に配設されており、同制御弁ＳＡ１が第２の位置にあってマスタシリンダＭＣとＦＲブレーキ液圧調整部４３及びＦＬブレーキ液圧調整部４４の各々との連通が遮断されている状態にあるときに、ブレーキペダルＢＰを操作することによりホイールシリンダＷｆｒ，Ｗｆｌ内のブレーキ液圧が増圧され得るようになっている。また、制御弁ＳＡ２にも、上記チェック弁ＣＶ５と同様の機能を達成し得るチェック弁ＣＶ６が並列に配設されている。
【００４０】
以上、説明した構成により、ブレーキ液圧制御装置４０は、全ての電磁弁が第１の位置にあるときブレーキペダルＢＰの操作力に応じたブレーキ液圧を各ホイールシリンダに供給できるようになっている。また、この状態において、例えば、増圧弁ＰＵｒｒ及び減圧弁ＰＤｒｒをそれぞれ制御することにより、ホイールシリンダＷｒｒ内のブレーキ液圧のみを所定量だけ減圧することができるようになっている。
【００４１】
また、ブレーキ液圧制御装置４０は、ブレーキペダルＢＰが操作されていない状態（開放されている状態）において、例えば、制御弁ＳＡ１，切換弁ＳＴＲ及び増圧弁ＰＵｆｌを共に第２の位置に切換るとともに増圧弁ＰＵｆｒ及び減圧弁ＰＤｆｒをそれぞれ制御することにより、ホイールシリンダＷｆｌ内のブレーキ液圧を保持した状態で高圧発生部４１が発生する高圧を利用してホイールシリンダＷｆｒ内のブレーキ液圧のみを所定量だけ増圧することもできるようになっている。このようにして、ブレーキ液圧制御装置４０は、ブレーキペダルＢＰの操作に拘わらず、各車輪のホイールシリンダ内のブレーキ液圧をそれぞれ独立して制御し、各車輪毎に独立して所定のブレーキ力を付与することができるようになっている。
【００４２】
再び図１を参照すると、センサ部５０は、各車輪ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ及びＲＲが所定角度回転する度にパルスを有する信号をそれぞれ出力するロータリーエンコーダから構成される車輪速度センサ５１ｆｌ，５１ｆｒ，５１ｒｌ及び５１ｒｒと、ステアリング２１の中立位置からの回転角度を検出し、ステアリング角度θｓ（ｄｅｇ）を示す信号を出力するステアリング操作量取得手段としてのステアリング角度センサ５２と、運転者により操作されるアクセルペダルＡＰの操作量を検出し、同アクセルペダルＡＰの操作量Ａｃｃｐを示す信号を出力するアクセル開度センサ５３と、車両に働く実際の加速度の車体左右方向の成分である過大ロール角発生傾向指標値としての実横加速度を検出し、実横加速度Ｇｙ（ｍ／ｓ２）を示す信号を出力する指標値取得手段としての横加速度センサ５４と、運転者によりブレーキペダルＢＰが操作されているか否かを検出し、ブレーキ操作の有無を示す信号を出力するブレーキスイッチ５５と、各車輪ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ及びＲＲの近傍における車体の特定部位の各々（各車輪部）の路面からの高さを検出し、各車輪部の車高Ｈｆｌ，Ｈｆｒ，Ｈｒｌ，Ｈｒｒを示す信号をそれぞれ出力する車高センサ５６ｆｌ，５６ｆｒ，５６ｒｌ及び５６ｒｒと、運転者により操作されるシフトレバーＳＬの位置を検出し、シフトレバーＳＬの位置を示す信号を出力する進行方向判定手段としてのシフト位置センサ５７とから構成されている。
【００４３】
ステアリング角度θｓは、ステアリング２１が中立位置にあるときに「０」となり、同中立位置からステアリング２１を（運転者から見て）反時計まわりの方向へ回転させたときに正の値、同中立位置から同ステアリング２１を時計まわりの方向へ回転させたときに負の値となるように設定されている。また、実横加速度Ｇｙは、車両が（車両上方から見て）反時計まわりの方向へ旋回しているときに（車両が前進走行しているか後進走行しているかに拘わらず）正の値、車両が（車両上方から見て）時計まわりの方向へ旋回しているときに（車両が前進走行しているか後進走行しているかに拘わらず）負の値となるように設定されている。
【００４４】
また、シフトレバーＳＬは、少なくとも車両を後進させるためのＲ（リバース）位置、及び、車両を前進させるためのＤ（ドライブ）位置に移動できるようになっていて、シフト位置センサ５７は、シフトレバーＳＬがＲ位置にあるとき「Ｒ信号」を出力し、シフトレバーＳＬがＤ位置にあるときは「Ｄ信号」を出力するようになっている。
【００４５】
電気式制御装置６０は、互いにバスで接続されたＣＰＵ６１、ＣＰＵ６１が実行するルーチン（プログラム）、テーブル（ルックアップテーブル、マップ）、定数等を予め記憶したＲＯＭ６２、ＣＰＵ６１が必要に応じてデータを一時的に格納するＲＡＭ６３、電源が投入された状態でデータを格納するとともに同格納したデータを電源が遮断されている間も保持するバックアップＲＡＭ６４、及びＡＤコンバータを含むインターフェース６５等からなるマイクロコンピュータである。インターフェース６５は、前記センサ５１〜５７と接続され、ＣＰＵ６１にセンサ５１〜５７からの信号を供給するとともに、同ＣＰＵ６１の指示に応じてブレーキ液圧制御装置４０の各電磁弁及びモータＭ、スロットル弁アクチュエータ３２、及び燃料噴射装置３３に駆動信号を送出するようになっている。
【００４６】
これにより、スロットル弁アクチュエータ３２は、スロットル弁ＴＨの開度がアクセルペダルＡＰの操作量Ａｃｃｐに応じた開度になるように同スロットル弁ＴＨを駆動するとともに、燃料噴射装置３３は、スロットル弁ＴＨの開度に応じた吸入空気量に対して所定の目標空燃比（理論空燃比）を得るために必要な量の燃料を噴射するようになっている。
【００４７】
（本発明による車両の運動制御の概要）
本発明による車両の運動制御装置１０は、車両の運動モデルから導かれる所定の規則としての理論式である下記数１に基づいて目標横加速度Ｇｙｔ（ｍ／ｓ２）を算出する。この目標横加速度Ｇｙｔは、ステアリング角度θｓが正の値のとき（即ち、車両が前進走行しながら（車両上方から見て）反時計まわりの方向へ旋回しているとき、及び、車両が後進走行しながら（車両上方から見て）時計まわりの方向へ旋回しているとき）に正の値となり、ステアリング角度θｓが負の値のとき（即ち、車両が前進走行しながら時計まわりの方向へ旋回しているとき、及び、車両が後進走行しながら反時計まわりの方向へ旋回しているとき）に負の値となるように設定される。なお、この理論式は、ステアリング角度及び車体速度が共に一定である状態で車両が旋回するとき（定常円旋回時）に車両に働く横加速度の理論値を算出する式である。
【００４８】
【数１】
Ｇｙｔ＝（Ｖｓｏ２・θｓ）／（ｎ・ｌ）・（１／（１＋Ｋｈ・Ｖｓｏ２））
【００４９】
上記数１において、Ｖｓｏは後述するように算出される推定車体速度（ｍ／ｓ）である。また、ｎは操舵輪ＦＬ，ＦＲの転舵角度の変化量に対するステアリング２１の回転角度の変化量の割合であるギヤ比（一定値）であり、ｌは車体により決定される一定値である車両のホイールベース（ｍ）（一対の操舵輪ＦＬ，ＦＲの車軸と一対の非操舵輪ＲＬ，ＲＲの車軸との間の（所定）距離）であり、Ｋｈは車体により決定される一定値であるスタビリティファクタ（ｓ２／ｍ２）である。
【００５０】
また、本装置は、下記数２に基づいて、上述したように計算した目標横加速度Ｇｙｔの絶対値と横加速度センサ５４が検出する実横加速度Ｇｙの絶対値との偏差である横加速度偏差ΔＧｙ（ｍ／ｓ２）を算出する。
【００５１】
【数２】
ΔＧｙ＝｜Ｇｙｔ｜−｜Ｇｙ｜
【００５２】
＜アンダーステア抑制制御＞
そして、この横加速度偏差ΔＧｙの値が正の所定値Ｇｙ１以上であるとき、車両は目標横加速度Ｇｙｔが同車両に発生していると仮定したときの旋回半径よりも同旋回半径が大きくなる状態（以下、「アンダーステア状態」と称呼する。）にあるから、本装置は、車両の旋回状態がアンダーステア状態にあると判定し、アンダーステア状態を抑制するためのアンダーステア抑制制御（以下、「ＵＳ抑制制御」とも云うこともある。）を実行する。
【００５３】
具体的には、本装置は、旋回方向内側の進行方向における後側の車輪にのみ上記横加速度偏差ΔＧｙの値に応じた所定のブレーキ力を発生させて車両に対して旋回方向のヨーイングモーメントを強制的に発生させる。これにより、実横加速度Ｇｙの絶対値が大きくなり、実横加速度Ｇｙが目標横加速度Ｇｙｔに近づくように制御される。
【００５４】
＜オーバーステア抑制制御＞
これに対し、横加速度偏差ΔＧｙの値が負の所定値−Ｇｙ１以下であるとき、車両は目標横加速度Ｇｙｔが同車両に発生していると仮定したときの旋回半径よりも同旋回半径が小さくなる状態（以下、「オーバーステア状態」と称呼する。）にあるから、本装置は、車両の旋回状態がオーバーステアの状態にあると判定し、オーバーステア状態を抑制するためのオーバーステア抑制制御（以下、「ＯＳ抑制制御」とも云うこともある。）を実行する。
【００５５】
具体的には、本装置は、旋回方向外側の進行方向における前側の車輪にのみ上記横加速度偏差ΔＧｙの値に応じた所定のブレーキ力を発生させて車両に対して旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントを強制的に発生させる。これにより、実際の横加速度Ｇｙの絶対値が小さくなり、実際の横加速度Ｇｙが目標横加速度Ｇｙｔに近づくように制御される。
【００５６】
このようにして、アンダーステア抑制制御又はオーバーステア抑制制御を実行することにより、本装置は、各車輪に付与すべきブレーキ力を制御して、実際の横加速度Ｇｙが上記数１に従って計算される目標横加速度Ｇｙｔに近づく方向に車両に対して所定のヨーイングモーメントを発生させる。
【００５７】
＜横転防止制御＞
また、本装置は、横加速度センサ５４が検出する実横加速度Ｇｙの絶対値（車両に過大なロール角が発生する傾向の程度）が横転防止制御開始基準値Ｇｙｔｈ（所定の程度）以上であるとき、車両に過大なロール角が発生する傾向があるから、同実横加速度Ｇｙの絶対値に応じて発生するロール角を小さくするための横転防止制御を実行する。なお、この横転防止制御が実行されるとき（即ち、実横加速度Ｇｙの絶対値が横転防止制御開始基準値Ｇｙｔｈ以上であるとき）、前述したアンダーステア抑制制御及びオーバーステア抑制制御は実行されない。換言すれば、横転防止制御は、アンダーステア抑制制御及びオーバーステア抑制制御に優先して実行されるようになっている。
【００５８】
具体的には、本装置は、横転防止制御が実行される場合における車両の各車輪に付与されるブレーキ力の一例を示す図３に示すように、旋回方向外側の所定の車輪に実横加速度Ｇｙの絶対値に応じた所定のブレーキ力を発生させて車両に対して旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントを強制的に発生させる。これにより、実横加速度Ｇｙの絶対値が小さくなり、車体に発生するロール角が小さくなるように制御される。ここで、かかる横転防止制御時において前記所定のブレーキ力が発生せしめられる所定の車輪、及び同所定のブレーキ力の大きさは、以下に説明するように、車両が前進走行しているか後進走行しているかに応じて異なる。
【００５９】
先ず、車両が前進走行している場合について説明すると、車両が前進走行しながら（車両上方から見て）反時計まわりの方向へ旋回している状態にあって横転防止制御が実行される場合における旋回方向外側の前輪ＦＲ，後輪ＲＲに付与されるブレーキ力の一例をそれぞれ表す図３（ａ），（ｂ）に示すように、車両が前進走行している場合、旋回方向外側の前後輪（所定の車輪）にのみそれぞれ所定のブレーキ力が付与される。
【００６０】
より具体的に述べると、図３（ａ）に示すように、旋回方向外側の前輪（車輪ＦＲ）に発生するブレーキ力は、実加速度偏差Ｇｙの絶対値が前記横転防止制御開始基準値Ｇｙｔｈである前進時基準値Ｇｙｆから増加するに従い、「０」から前進時前輪側上限値ｆｆに到達するまで所定の勾配をもって増加するとともに、前進時前輪側上限値ｆｆに到達した後は同実横加速度Ｇｙの絶対値が増加しても同前進時前輪側上限値ｆｆ一定になるように設定される。
【００６１】
また、図３（ｂ）に示すように、旋回方向外側の後輪（車輪ＲＲ）に発生するブレーキ力は、実加速度偏差Ｇｙの絶対値が前記横転防止制御開始基準値Ｇｙｔｈである前記前進時基準値Ｇｙｆから増加するに従い、「０」から（前記前進時前輪側上限値ｆｆよりも小さい）前進時後輪側上限値ｆｂに到達するまで所定の勾配をもって増加するとともに、前進時後輪側上限値ｆｂに到達した後は同実横加速度Ｇｙの絶対値が増加しても同前進時後輪側上限値ｆｂ一定になるように設定される。
【００６２】
次に、車両が後進走行している場合について説明すると、車両が後進走行しながら（車両上方から見て）時計まわりの方向へ旋回している状態にあって横転防止制御が実行される場合における旋回方向外側の後輪ＲＲに付与されるブレーキ力の一例を表す図３（ｃ）に示すように、車両が後進走行している場合、旋回方向外側の進行方向における前側の車輪である後輪（所定の車輪、一対の非操舵輪のうち旋回方向における外側の車輪）にのみ所定のブレーキ力が付与される。
【００６３】
より具体的に述べると、図３（ｃ）に示すように、旋回方向外側の後輪（車輪ＲＲ）に発生するブレーキ力は、実加速度偏差Ｇｙの絶対値が前記横転防止制御開始基準値Ｇｙｔｈであって前記前進時基準値Ｇｙｆよりも小さい後進時基準値Ｇｙｂから増加するに従い、「０」から後進時後輪側上限値ｆｒに到達するまで所定の勾配をもって増加するとともに後進時後輪側上限値ｆｒに到達した後は同実横加速度Ｇｙの絶対値が増加しても同後進時後輪側上限値ｆｒ一定になるように設定される。
【００６４】
以上のように、横転防止制御時においては、本装置は、車両が後進走行する場合、車両が前進走行する場合に比して前記所定の程度に相当する前記横転防止制御開始基準値Ｇｙｔｈを小さくなるように設定する。また、本装置は、車両が前進走行する場合には旋回方向外側の前後輪にそれぞれ所定のブレーキ力を付与し、車両が後進走行する場合には旋回方向外側の後輪にのみ所定のブレーキ力を付与することで、車両の旋回方向と反対の方向のヨーイングモーメントを発生させて車両に過大なロール角が発生することを防止する。
【００６５】
このようにして、本装置は、ＵＳ抑制制御、ＯＳ抑制制御、及び横転防止制御（以下、これらを併せて「旋回時安定性制御」と総称する。）を実行して車両の安定性が確保されるように各車輪に所定の制動力を付与する。また、旋回時安定性制御を実行する際に、後述するアンチスキッド制御、前後制動力配分制御、及びトラクション制御のうちのいずれか一つも併せて実行する必要があるとき、本装置は、同いずれか一つの制御を実行するために各車輪に付与すべきブレーキ力をも考慮して各車輪に付与すべきブレーキ力を最終的に決定する。以上が、本発明による車両の運動制御の概要である。
【００６６】
（実際の作動）
次に、以上のように構成された本発明による車両の運動制御装置１０の実際の作動について、電気式制御装置６０のＣＰＵ６１が実行するルーチンをフローチャートにより示した図４〜図９を参照しながら説明する。なお、各種変数・フラグ・符号等の末尾に付された「＊＊」は、同各種変数・フラグ・符号等が各車輪ＦＲ等のいずれに関するものであるかを示すために同各種変数・フラグ・符号等の末尾に付される「ｆｌ」，「ｆｒ」等の包括表記であって、例えば、車輪速度Ｖｗ＊＊は、左前輪速度Ｖｗｆｌ， 右前輪速度Ｖｗｆｒ， 左後輪速度Ｖｗｒｌ， 右後輪速度Ｖｗｒｒを包括的に示している。
【００６７】
ＣＰＵ６１は、図４に示した車輪速度Ｖｗ＊＊等の計算を行うルーチンを所定時間の経過毎に繰り返し実行している。従って、所定のタイミングになると、ＣＰＵ６１はステップ４００から処理を開始し、ステップ４０５に進んで各車輪ＦＲ等の車輪速度（各車輪の外周の速度）Ｖｗ＊＊（ｍ／ｓ）をそれぞれ算出する。具体的には、ＣＰＵ６１は各車輪速度センサ５１＊＊が出力する信号が有するパルスの時間間隔に基づいて各車輪ＦＲ等の車輪速度Ｖｗ＊＊をそれぞれ算出する。従って、車輪速度Ｖｗ＊＊の値は、車両が前進走行しているか後進走行しているかに拘わらず「０」以上の値に設定される。
【００６８】
次いで、ＣＰＵ６１はステップ４１０に進み、各車輪ＦＲ等の車輪速度Ｖｗ＊＊のうちの最大値を推定車体速度Ｖｓｏとして算出する。なお、各車輪ＦＲ等の車輪速度Ｖｗ＊＊の平均値を推定車体速度Ｖｓｏとして算出してもよい。
【００６９】
次に、ＣＰＵ６１はステップ４１５に進み、ステップ４１０にて算出した推定車体速度Ｖｓｏの値と、ステップ４０５にて算出した各車輪ＦＲ等の車輪速度Ｖｗ＊＊の値と、ステップ４１５内に記載した式とに基づいて各車輪毎の実際のスリップ率Ｓａ＊＊を算出する。この実際のスリップ率Ｓａ＊＊は、後述するように、各車輪に付与すべきブレーキ力を計算する際に使用される。
【００７０】
次に、ＣＰＵ６１はステップ４２０に進んで、下記数３に基づいて推定車体速度Ｖｓｏの時間微分値である推定車体加速度ＤＶｓｏを算出する。下記数３において、Ｖｓｏ１は前回の本ルーチン実行時にステップ４１０にて算出した前回の推定車体速度であり、Δｔは本ルーチンの演算周期に相当する上記所定時間である。
【００７１】
【数３】
ＤＶｓｏ＝（Ｖｓｏ−Ｖｓｏ１）／Δｔ
【００７２】
次いで、ＣＰＵ６１はステップ４２５に進み、横加速度センサ５４が検出する実横加速度Ｇｙの値が「０」以上であるか否かを判定し、実際の横加速度Ｇｙの値が「０」以上である場合には同ステップ４２５にて「Ｙｅｓ」と判定してステップ４３０に進み、旋回方向表示フラグＬの値を「１」に設定してからステップ４４０に進む。また、ステップ４２５の判定において実横加速度Ｇｙの値が負の値である場合、ＣＰＵ６１は同ステップ４２５にて「Ｎｏ」と判定してステップ４３５に進み、旋回方向表示フラグＬの値を「０」に設定してからステップ４４０に進む。
【００７３】
ここで、旋回方向表示フラグＬは、その値が「１」のとき車両が（車両上方から見て）反時計まわりの方向へ旋回していることを示し、その値が「０」のとき同車両が（車両上方から見て）時計まわりの方向へ旋回していることを示す。従って、旋回方向表示フラグＬの値により車両の旋回方向が特定される。
【００７４】
ＣＰＵ６１はステップ４４０に進むと、シフトレバーＳＬがＲ位置にあるか否かを判定する。具体的には、シフト位置センサ５７が「Ｒ信号」を出力しているか否かが判定される。その結果、ＣＰＵ６１はシフトレバーＳＬがＲ位置にあると判定したとき、ステップ４４０にて「Ｙｅｓ」と判定してステップ４４５に進んで後進表示フラグＢＡＣＫの値を「１」に設定するとともに、続くステップ４５０にて前記後進時基準値Ｇｙｂを前記横転防止制御開始基準値Ｇｙｔｈとして格納した後、ステップ４９５に進んで本ルーチンを一旦終了する。一方、ステップ４４０の判定においてシフトレバーＳＬがＲ位置にないと判定したとき、ＣＰＵ６１はステップ４４０にて「Ｎｏ」と判定してステップ４５５に進み、後進表示フラグＢＡＣＫの値を「０」に設定するとともに、続くステップ４６０にて前記前進時基準値Ｇｙｆを前記横転防止制御開始基準値Ｇｙｔｈとして格納した後、ステップ４９５に進んで本ルーチンを一旦終了する。
【００７５】
ここで、後進表示フラグＢＡＣＫは、その値が「１」のとき車両が後進走行していることを示し、その値が「０」のとき同車両が前進走行していることを示す。従って、後進表示フラグＢＡＣＫの値により車両の進行方向が特定される。
【００７６】
次に、横加速度偏差の算出について説明すると、ＣＰＵ６１は図５に示したルーチンを所定時間の経過毎に繰り返し実行している。従って、所定のタイミングになると、ＣＰＵ６１はステップ５００から処理を開始し、ステップ５０５に進んで、ステアリング角度センサ５２が検出するステアリング角度θｓの値と、図４のステップ４１０にて算出した推定車体速度Ｖｓｏの値と、上記数１の右辺に対応するステップ５０５内に記載した式とに基づいて目標横加速度Ｇｙｔを算出する。ここで、ステップ５０５は、目標横加速度関連量算出手段に対応している。
【００７７】
次に、ＣＰＵ６１はステップ５１０に進んで、ステップ５０５にて算出した目標横加速度Ｇｙｔの値と、横加速度センサ５４が検出する実横加速度Ｇｙの値と、上記数２の右辺に対応するステップ５１０内に記載した式とに基づいて横加速度偏差ΔＧｙを算出する。そして、ＣＰＵ６１はステップ５９５に進んで本ルーチンを一旦終了する。
【００７８】
次に、上述のＯＳ−ＵＳ抑制制御のみを実行する際に各車輪に付与すべきブレーキ力を決定するために必要となる各車輪の目標スリップ率の算出について説明すると、ＣＰＵ６１は図６に示したルーチンを所定時間の経過毎に繰り返し実行している。従って、所定のタイミングになると、ＣＰＵ６１はステップ６００から処理を開始し、ステップ６０５に進んで、横加速度センサ５４が検出する実横加速度Ｇｙの絶対値がステップ４５０又はステップ４６０の何れかにて設定された横転防止制御開始基準値Ｇｙｔｈよりも小さいか否かを判定し、「Ｎｏ」と判定する場合、ステップ６９５に直ちに進んで本ルーチンを一旦終了する。この場合がＯＳ−ＵＳ抑制制御が実行されない場合に相当する。
【００７９】
いま、実横加速度Ｇｙの絶対値が横転防止制御開始基準値Ｇｙｔｈよりも小さいものとして説明を続けると、ＣＰＵ６１はステップ６０５にて「Ｙｅｓ」と判定してステップ６１０に進み、図５のステップ５１０にて算出した横加速度偏差ΔＧｙの絶対値と、ステップ６１０内に記載したテーブルとに基づいてＯＳ−ＵＳ抑制制御により車両に発生させるべきヨーイングモーメントの大きさに応じた制御量Ｇを算出する。
【００８０】
ステップ６１０内に記載したテーブルに示すように、制御量Ｇは、横加速度偏差ΔＧｙの絶対値が値Ｇｙ１以下のときには「０」になるように設定され、横加速度偏差ΔＧｙの絶対値が値Ｇｙ１以上であって値Ｇｙ２以下のときには同横加速度偏差ΔＧｙの絶対値が値Ｇｙ１から値Ｇｙ２まで増加するに従い「０」から正の一定値Ｇ１まで線形的に増加するように設定され、横加速度偏差ΔＧｙの絶対値が値Ｇｙ２以上のときには正の一定値Ｇ１に維持されるように設定される。換言すれば、横加速度偏差ΔＧｙの絶対値が値Ｇｙ１以下のときにはＯＳ−ＵＳ抑制制御が実行されない一方で、横加速度偏差ΔＧｙの絶対値が値Ｇｙ１以上のときにはステップ６１０内に記載したテーブルに基づき、制御量Ｇが横加速度偏差ΔＧｙの絶対値に応じて決定される。
【００８１】
次に、ＣＰＵ６１はステップ６１５に進み、図５のステップ５１０にて算出した横加速度偏差ΔＧｙの値が「０」以上であるか否かを判定する。ここで、横加速度偏差ΔＧｙの値が「０」以上である場合（実際には、横加速度偏差ΔＧｙの値が値Ｇｙ１以上である場合）には、ＣＰＵ６１は先に説明したように車両がアンダーステア状態にあると判定し、上記アンダーステア抑制制御を実行する際の各車輪の目標スリップ率を計算するためステップ６２０以降に進む。
【００８２】
ＣＰＵ６１はステップ６２０に進むと、後進表示フラグＢＡＣＫの値が「１」であるか否かを判定し、同ステップ６２０にて「Ｙｅｓ」と判定する場合ステップ６２５に進んで旋回方向表示フラグＬの値が「１」であるか否かを判定するとともに、同ステップ６２５にて「Ｙｅｓ」と判定する場合（即ち、車両が後進走行しながら反時計まわりの方向へ旋回している場合）、ステップ６３０に進んで、正の一定値である係数Ｋｂにステップ６１０にて計算した制御量Ｇを乗じた値を右前輪ＦＲの目標スリップ率Ｓｔｆｒとして設定するとともに、その他の車輪ＦＬ，ＲＬ，ＲＲの目標スリップ率Ｓｔｆｌ，Ｓｔｒｌ，Ｓｔｒｒを総て「０」に設定し、ステップ６９５に進んで本ルーチンを一旦終了する。これにより、車両が後進走行しながら反時計まわりの方向へ旋回している場合において、旋回方向内側の進行方向における後側の車輪（前輪）に対応する右前輪ＦＲにのみ、旋回方向と同一方向のヨーイングモーメントを発生させるための横加速度偏差ΔＧｙの絶対値に応じた目標スリップ率が設定される。
【００８３】
一方、ステップ６２５の判定において旋回方向表示フラグＬが「０」であるとき、ＣＰＵ６１は同６２５にて「Ｎｏ」と判定してステップ６３５進んで、前記係数Ｋｂに前記制御量Ｇを乗じた値を左前輪ＦＬの目標スリップ率Ｓｔｆｌとして設定するとともに、その他の車輪ＦＲ，ＲＬ，ＲＲの目標スリップ率Ｓｔｆｒ，Ｓｔｒｌ，Ｓｔｒｒを総て「０」に設定し、ステップ６９５に進んで本ルーチンを一旦終了する。これにより、車両が後進走行しながら時計まわりの方向へ旋回している場合において、旋回方向内側の進行方向における後側の車輪（前輪）に対応する左前輪ＦＬにのみ、旋回方向と同一方向のヨーイングモーメントを発生させるための横加速度偏差ΔＧｙの絶対値に応じた目標スリップ率が設定される。
【００８４】
また、ステップ６２０の判定において後進表示フラグＢＡＣＫの値が「０」である場合、ＣＰＵ６１は同ステップ６２０にて「Ｎｏ」と判定してステップ６４０に進んで旋回方向表示フラグＬの値が「１」であるか否かを判定するとともに、同ステップ６４０にて「Ｙｅｓ」と判定する場合（即ち、車両が前進走行しながら反時計まわりの方向へ旋回している場合）、ステップ６４５に進んで、前記係数Ｋｂに前記制御量Ｇを乗じた値を左後輪ＲＬの目標スリップ率Ｓｔｒｌとして設定するとともに、その他の車輪ＦＬ，ＦＲ，ＲＲの目標スリップ率Ｓｔｆｌ，Ｓｔｆｒ，Ｓｔｒｒを総て「０」に設定し、ステップ６９５に進んで本ルーチンを一旦終了する。これにより、車両が前進走行しながら反時計まわりの方向へ旋回している場合において、旋回方向内側の進行方向における後側の車輪（後輪）に対応する左後輪ＲＬにのみ、旋回方向と同一方向のヨーイングモーメントを発生させるための横加速度偏差ΔＧｙの絶対値に応じた目標スリップ率が設定される。
【００８５】
一方、ステップ６４０の判定において旋回方向表示フラグＬが「０」であるとき、ＣＰＵ６１は同６４０にて「Ｎｏ」と判定してステップ６５０に進んで、前記係数Ｋｂに前記制御量Ｇを乗じた値を右後輪ＲＲの目標スリップ率Ｓｔｒｒとして設定するとともに、その他の車輪ＦＬ，ＦＲ，ＲＬの目標スリップ率Ｓｔｆｌ，Ｓｔｆｒ，Ｓｔｒｌを総て「０」に設定し、ステップ６９５に進んで本ルーチンを一旦終了する。これにより、車両が前進走行しながら時計まわりの方向へ旋回している場合において、旋回方向内側の進行方向における後側の車輪（後輪）に対応する右後輪ＲＲにのみ、旋回方向と同一方向のヨーイングモーメントを発生させるための横加速度偏差ΔＧｙの絶対値に応じた目標スリップ率が設定される。
【００８６】
他方、ステップ６１５の判定において、横加速度偏差ΔＧｙの値が負の値である場合（実際には、横加速度偏差ΔＧｙの値が値−Ｇｙ１以下である場合）には、ＣＰＵ６１は先に説明したように車両がオーバーステア状態にあると判定し、上記オーバーステア抑制制御を実行する際の各車輪の目標スリップ率を計算するためステップ６５５以降に進む。
【００８７】
ステップ６５５〜ステップ６８５の処理は前述したステップ６２０〜ステップ６５０の処理に相当する処理であり、ＣＰＵ６１は、ステップ６６５に進む場合（即ち、車両が後進走行しながら反時計まわりの方向へ旋回している場合）、正の一定値である係数Ｋｆ（＞係数Ｋｂ）にステップ６１０にて計算した制御量Ｇを乗じた値を左後輪ＲＬの目標スリップ率Ｓｔｒｌとして設定するとともに、その他の車輪ＦＬ，ＦＲ，ＲＲの目標スリップ率Ｓｔｆｌ，Ｓｔｆｒ，Ｓｔｒｒを総て「０」に設定し、ステップ６９５に進んで本ルーチンを一旦終了する。これにより、車両が後進走行しながら反時計まわりの方向へ旋回している場合において、旋回方向外側の進行方向における前側の車輪（後輪）に対応する左後輪ＲＬにのみ、旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントを発生させるための横加速度偏差ΔＧｙの絶対値に応じた目標スリップ率が設定される。
【００８８】
また、ＣＰＵ６１は、ステップ６７０に進む場合（即ち、車両が後進走行しながら時計まわりの方向へ旋回している場合）、前記係数Ｋｆに前記制御量Ｇを乗じた値を右後輪ＲＲの目標スリップ率Ｓｔｒｒとして設定するとともに、その他の車輪ＦＬ，ＦＲ，ＲＬの目標スリップ率Ｓｔｆｌ，Ｓｔｆｒ，Ｓｔｒｌを総て「０」に設定し、ステップ６９５に進んで本ルーチンを一旦終了する。これにより、車両が後進走行しながら時計まわりの方向へ旋回している場合において、旋回方向外側の進行方向における前側の車輪（後輪）に対応する右後輪ＲＲにのみ、旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントを発生させるための横加速度偏差ΔＧｙの絶対値に応じた目標スリップ率が設定される。
【００８９】
また、ＣＰＵ６１は、ステップ６８０に進む場合（即ち、車両が前進走行しながら反時計まわりの方向へ旋回している場合）、前記係数Ｋｆに前記制御量Ｇを乗じた値を右前輪ＦＲの目標スリップ率Ｓｔｆｒとして設定するとともに、その他の車輪ＦＬ，ＲＬ，ＲＲの目標スリップ率Ｓｔｆｌ，Ｓｔｒｌ，Ｓｔｒｒを総て「０」に設定し、ステップ６９５に進んで本ルーチンを一旦終了する。これにより、車両が前進走行しながら反時計まわりの方向へ旋回している場合において、旋回方向外側の進行方向における前側の車輪（前輪）に対応する右前輪ＦＲにのみ、旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントを発生させるための横加速度偏差ΔＧｙの絶対値に応じた目標スリップ率が設定される。
【００９０】
また、ＣＰＵ６１は、ステップ６８５に進む場合（即ち、車両が前進走行しながら時計まわりの方向へ旋回している場合）、前記係数Ｋｆに前記制御量Ｇを乗じた値を左前輪ＦＬの目標スリップ率Ｓｔｆｌとして設定するとともに、その他の車輪ＦＲ，ＲＬ，ＲＲの目標スリップ率Ｓｔｆｒ，Ｓｔｒｌ，Ｓｔｒｒを総て「０」に設定し、ステップ６９５に進んで本ルーチンを一旦終了する。これにより、車両が前進走行しながら時計まわりの方向へ旋回している場合において、旋回方向外側の進行方向における前側の車輪（前輪）に対応する左前輪ＦＬにのみ、旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントを発生させるための横加速度偏差ΔＧｙの絶対値に応じた目標スリップ率が設定される。以上のようにして、ＯＳ−ＵＳ抑制制御のみを実行する際に各車輪に付与すべきブレーキ力を決定するために必要となる各車輪の目標スリップ率が決定される。
【００９１】
次に、上述の横転防止制御のみを実行する際に各車輪に付与すべきブレーキ力を決定するために必要となる各車輪の目標スリップ率の算出について説明すると、ＣＰＵ６１は図７に示したルーチンを所定時間の経過毎に繰り返し実行している。従って、所定のタイミングになると、ＣＰＵ６１はステップ７００から処理を開始し、ステップ７０５に進んで、横加速度センサ５４が検出する実横加速度Ｇｙの絶対値がステップ４５０又はステップ４６０の何れかにて設定された横転防止制御開始基準値Ｇｙｔｈ以上であるか否かを判定し、「Ｎｏ」と判定する場合、ステップ７９５に直ちに進んで本ルーチンを一旦終了する。この場合、横転防止制御は実行されない（ＯＳ−ＵＳ抑制制御は実行され得る）。
【００９２】
いま、実横加速度Ｇｙの絶対値が横転防止制御開始基準値Ｇｙｔｈ以上であるものとして説明を続けると、ＣＰＵ６１はステップ７０５にて「Ｙｅｓ」と判定してステップ７１０に進み、横加速度センサ５４が検出する実横加速度Ｇｙの絶対値と、図３に示した各グラフに相当するステップ７１０内に記載したテーブルとに基づいて横転防止制御により車両に発生させるべきヨーイングモーメントの大きさに応じた制御量Ｇを算出する。
【００９３】
ステップ７１０内に記載したテーブルに示すように、制御量Ｇは、後進表示フラグＢＡＣＫの値が「０」である場合（即ち、車両が前進走行している場合。前述の図３（ａ），（ｂ）に対応する場合）、実横加速度Ｇｙの絶対値が前記横転防止制御開始基準値Ｇｙｔｈである前進時基準値Ｇｙｆから増加するに従い、「０」から正の一定値Ｇ２に到達するまで所定の勾配をもって増加するとともに、正の一定値Ｇ２に到達した後は同実横加速度Ｇｙの絶対値が増加しても同正の一定値Ｇ２一定になるように設定される一方で、後進表示フラグＢＡＣＫの値が「１」である場合（即ち、車両が後進走行している場合。前述の図３（ｃ）に対応する場合）、実横加速度Ｇｙの絶対値が前記横転防止制御開始基準値Ｇｙｔｈである後進時基準値Ｇｙｂ（＜Ｇｙｆ）から増加するに従い、「０」から前記正の一定値Ｇ２に到達するまで所定の勾配をもって増加するとともに、同正の一定値Ｇ２に到達した後は同実横加速度Ｇｙの絶対値が増加しても同正の一定値Ｇ２一定になるように設定される。換言すれば、実横加速度Ｇｙの絶対値が横転防止制御開始基準値Ｇｙｔｈ以下のときには横転防止制御が実行されない一方で、実横加速度Ｇｙの絶対値が横転防止制御開始基準値Ｇｙｔｈ以上のときにはステップ７１０内に記載したテーブルに基づき、制御量Ｇが実横加速度Ｇｙの絶対値に応じて決定される。
【００９４】
次に、ＣＰＵ６１はステップ７１５に進み、後進表示フラグＢＡＣＫの値が「１」であるか否かを判定し、同ステップ７１５にて「Ｙｅｓ」と判定する場合ステップ７２０に進んで旋回方向表示フラグＬの値が「１」であるか否かを判定するとともに、同ステップ７２０にて「Ｙｅｓ」と判定する場合（即ち、車両が後進走行しながら反時計まわりの方向へ旋回している場合）、ステップ７２５に進んで、正の一定値である係数Ｋｒにステップ７１０にて計算した制御量Ｇを乗じた値を左後輪ＲＬの目標スリップ率Ｓｔｒｌとして設定するとともに、その他の車輪ＦＬ，ＦＲ，ＲＲの目標スリップ率Ｓｔｆｌ，Ｓｔｆｒ，Ｓｔｒｒを総て「０」に設定し、ステップ７９５に進んで本ルーチンを一旦終了する。これにより、車両が後進走行しながら反時計まわりの方向へ旋回している場合において、旋回方向外側の進行方向における前側の車輪（後輪）に対応する左後輪ＲＬにのみ、旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントを発生させるための実横加速度Ｇｙの絶対値に応じた目標スリップ率が設定される。
【００９５】
一方、ステップ７２０の判定において旋回方向表示フラグＬが「０」であるとき、ＣＰＵ６１は同７２０にて「Ｎｏ」と判定してステップ７３０進んで、前記係数Ｋｒに前記制御量Ｇを乗じた値を右後輪ＲＲの目標スリップ率Ｓｔｒｒとして設定するとともに、その他の車輪ＦＬ，ＦＲ，ＲＬの目標スリップ率Ｓｔｆｌ，Ｓｔｆｒ，Ｓｔｒｌを総て「０」に設定し、ステップ７９５に進んで本ルーチンを一旦終了する。これにより、車両が後進走行しながら時計まわりの方向へ旋回している場合において、旋回方向外側の進行方向における前側の車輪（後輪）に対応する右後輪ＲＲにのみ、旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントを発生させるための実横加速度Ｇｙの絶対値に応じた目標スリップ率が設定される。
【００９６】
他方、ステップ７１５の判定において後進表示フラグＢＡＣＫの値が「０」である場合、ＣＰＵ６１は同ステップ７１５にて「Ｎｏ」と判定してステップ７３５に進んで旋回方向表示フラグＬの値が「１」であるか否かを判定するとともに、同ステップ７３５にて「Ｙｅｓ」と判定する場合（即ち、車両が前進走行しながら反時計まわりの方向へ旋回している場合）、ステップ７４０に進んで、前記係数Ｋｆにステップ７１０にて計算された制御量Ｇを乗じた値を右前輪ＦＲの目標スリップ率Ｓｔｆｒとして設定するとともに前記係数Ｋｂに同制御量Ｇを乗じた値を右後輪ＲＲの目標スリップ率Ｓｔｒｒとして設定し、その他の車輪ＦＬ，ＲＬの目標スリップ率Ｓｔｆｌ，Ｓｔｒｌを共に「０」に設定し、ステップ７９５に進んで本ルーチンを一旦終了する。これにより、車両が前進走行しながら反時計まわりの方向へ旋回している場合において、旋回方向外側の前後輪に対応する右前輪ＦＲ及び右後輪ＲＲにのみ、旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントを発生させるための実横加速度Ｇｙの絶対値に応じた目標スリップ率が設定される。
【００９７】
一方、ステップ７３５の判定において旋回方向表示フラグＬが「０」であるとき、ＣＰＵ６１は同７３５にて「Ｎｏ」と判定してステップ７４５に進んで、前記係数Ｋｆに前記制御量Ｇを乗じた値を左前輪ＦＬの目標スリップ率Ｓｔｆｌとして設定するとともに前記係数Ｋｂに同制御量Ｇを乗じた値を左後輪ＲＬの目標スリップ率Ｓｔｒｌとして設定し、その他の車輪ＦＲ，ＲＲの目標スリップ率Ｓｔｆｒ，Ｓｔｒｒを共に「０」に設定し、ステップ７９５に進んで本ルーチンを一旦終了する。これにより、車両が前進走行しながら時計まわりの方向へ旋回している場合において、旋回方向外側の前後輪に対応する左前輪ＦＬ及び左後輪ＲＬにのみ、旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントを発生させるための実横加速度Ｇｙの絶対値に応じた目標スリップ率が設定される。以上のようにして、横転防止制御のみを実行する際に各車輪に付与すべきブレーキ力を決定するために必要となる各車輪の目標スリップ率が決定される。
【００９８】
次に、車両の制御モードの設定について説明すると、ＣＰＵ６１は図８に示したルーチンを所定時間の経過毎に繰り返し実行している。従って、所定のタイミングになると、ＣＰＵ６１はステップ８００から処理を開始し、ステップ８０５に進んで、現時点においてアンチスキッド制御が必要であるか否かを判定する。アンチスキッド制御は、ブレーキペダルＢＰが操作されている状態において特定の車輪がロックしている場合に、同特定の車輪のブレーキ力を減少させる制御である。アンチスキッド制御の詳細については周知であるので、ここではその詳細な説明を省略する。
【００９９】
具体的には、ＣＰＵ６１はステップ８０５において、ブレーキスイッチ５５によりブレーキペダルＢＰが操作されていることが示されている場合であって、且つ図４のステップ４１５にて算出した特定の車輪の実際のスリップ率Ｓａ＊＊の値が正の所定値以上となっている場合に、アンチスキッド制御が必要であると判定する。
【０１００】
ステップ８０５の判定にてアンチスキッド制御が必要であると判定したとき、ＣＰＵ６１はステップ８１０に進んで、旋回時安定性制御とアンチスキッド制御とを重畳して実行する制御モードを設定するため変数Ｍｏｄｅに「１」を設定し、続くステップ８５０に進む。
【０１０１】
一方、ステップ８０５の判定にてアンチスキッド制御が必要でないと判定したとき、ＣＰＵ６１はステップ８１５に進んで、現時点において前後制動力配分制御が必要であるか否かを判定する。前後制動力配分制御は、ブレーキペダルＢＰが操作されている状態において車両の前後方向の減速度の大きさに応じて前輪のブレーキ力に対する後輪のブレーキ力の比率（配分）を減少させる制御である。前後制動力配分制御の詳細については周知であるので、ここではその詳細な説明を省略する。
【０１０２】
具体的には、ＣＰＵ６１はステップ８１５において、ブレーキスイッチ５５によりブレーキペダルＢＰが操作されていることが示されている場合であって、且つ図４のステップ４２０にて算出した推定車体加速度ＤＶｓｏの値が負の値であり同推定車体加速度ＤＶｓｏの絶対値が所定値以上となっている場合に、前後制動力配分制御が必要であると判定する。
【０１０３】
ステップ８１５の判定にて前後制動力配分制御が必要であると判定したとき、ＣＰＵ６１はステップ８２０に進んで、旋回時安定性制御と前後制動力配分制御とを重畳して実行する制御モードを設定するため変数Ｍｏｄｅに「２」を設定し、続くステップ８５０に進む。
【０１０４】
ステップ８１５の判定にて前後制動力配分制御が必要でないと判定したとき、ＣＰＵ６１はステップ８２５に進んで、現時点においてトラクション制御が必要であるか否かを判定する。トラクション制御は、ブレーキペダルＢＰが操作されていない状態において特定の車輪がエンジン３１の駆動力が発生している方向にスピンしている場合に、同特定の車輪のブレーキ力を増大させる制御又はエンジン３１の駆動力を減少させる制御である。トラクション制御の詳細については周知であるので、ここではその詳細な説明を省略する。
【０１０５】
具体的には、ＣＰＵ６１はステップ８２５において、ブレーキスイッチ５５によりブレーキペダルＢＰが操作されていないことが示されている場合であって、且つ図４のステップ４１５にて算出した特定の車輪の実際のスリップ率Ｓａ＊＊の値が負の値であり同実際のスリップ率Ｓａ＊＊の絶対値が所定値以上となっている場合に、トラクション制御が必要であると判定する。
【０１０６】
ステップ８２５の判定にてトラクション制御が必要であると判定したとき、ＣＰＵ６１はステップ８３０に進んで、旋回時安定性制御とトラクション制御とを重畳して実行する制御モードを設定するため変数Ｍｏｄｅに「３」を設定し、続くステップ８５０に進む。
【０１０７】
ステップ８２５の判定にてトラクション制御が必要でないと判定したとき、ＣＰＵ６１はステップ８３５に進んで、現時点において上記旋回時安定性制御が必要であるか否かを判定する。具体的には、ＣＰＵ６１はステップ８３５において、横加速度センサ５４が検出する実横加速度Ｇｙの絶対値が横転防止制御開始基準値Ｇｙｔｈ未満であって、且つ前記図５のステップ５１０にて算出した横加速度偏差ΔＧｙの絶対値が前記値Ｇｙ１以上となっている場合（即ち、ＯＳ−ＵＳ抑制制御が実行される場合）、並びに、同実横加速度Ｇｙの絶対値が同横転防止制御開始基準値Ｇｙｔｈ以上となっている場合（即ち、横転防止制御が実行される場合）、図６又は図７にて設定された目標スリップ率Ｓｔ＊＊の値が「０」でない特定の車輪が存在するから旋回時安定性制御が必要であると判定する。
【０１０８】
ステップ８３５の判定にて旋回時安定性制御が必要であると判定したとき、ＣＰＵ６１はステップ８４０に進んで、旋回時安定性制御（実際には、ＯＳ−ＵＳ抑制制御、又は横転防止制御の何れか一方）のみを実行する制御モードを設定するため変数Ｍｏｄｅに「４」を設定し、続くステップ８５０に進む。一方、ステップ８３５の判定にて旋回時安定性制御が必要でないと判定したとき、ＣＰＵ６１はステップ８４５に進んで、車両の運動制御を実行しない非制御モードを設定するため変数Ｍｏｄｅに「０」を設定し、続くステップ８５０に進む。この場合、制御すべき特定の車輪は存在しない。
【０１０９】
ＣＰＵ６１はステップ８５０に進むと、制御対象車輪に対応するフラグＣＯＮＴ＊＊に「１」を設定するとともに、制御対象車輪でない非制御対象車輪に対応するフラグＣＯＮＴ＊＊に「０」を設定する。なお、このステップ８５０における制御対象車輪は、図２に示した対応する増圧弁ＰＵ＊＊及び減圧弁ＰＤ＊＊の少なくとも一方を制御する必要がある車輪である。
【０１１０】
従って、例えば、ブレーキペダルＢＰが操作されていない状態であって上述した図６のステップ６３０（又はステップ６８０）に進む場合等、右前輪ＦＲのホイールシリンダＷｆｒ内のブレーキ液圧のみを増圧する必要がある場合、図２に示した制御弁ＳＡ１，切換弁ＳＴＲ及び増圧弁ＰＵｆｌを共に第２の位置に切換るとともに増圧弁ＰＵｆｒ及び減圧弁ＰＤｆｒをそれぞれ制御することにより、ホイールシリンダＷｆｌ内のブレーキ液圧をその時点での液圧に保持した状態で高圧発生部４１が発生する高圧を利用してホイールシリンダＷｆｒ内のブレーキ液圧のみを増圧することになる。従って、この場合における制御対象車輪には、右前輪ＦＲのみならず左前輪ＦＬが含まれる。そして、ＣＰＵ６１はステップ８５０を実行した後、ステップ８９５に進んで本ルーチンを一旦終了する。このようにして、制御モードが特定されるとともに、制御対象車輪が特定される。
【０１１１】
次に、各車輪に付与すべきブレーキ力の制御について説明すると、ＣＰＵ６１は図９に示したルーチンを所定時間の経過毎に繰り返し実行している。従って、所定のタイミングになると、ＣＰＵ６１はステップ９００から処理を開始し、ステップ９０５に進んで、変数Ｍｏｄｅが「０」でないか否かを判定し、変数Ｍｏｄｅが「０」であればステップ９０５にて「Ｎｏ」と判定してステップ９１０に進み、各車輪に対してブレーキ制御を実行する必要がないのでブレーキ液圧制御装置４０における総ての電磁弁をＯＦＦ（非励磁状態）にした後、ステップ９９５に進んで本ルーチンを一旦終了する。これにより、ドライバーによるブレーキペダルＢＰの操作力に応じたブレーキ液圧が各ホイールシリンダＷ＊＊に供給される。
【０１１２】
一方、ステップ９０５の判定において変数Ｍｏｄｅが「０」でない場合、ＣＰＵ６１はステップ９０５にて「Ｙｅｓ」と判定してステップ９１５に進み変数Ｍｏｄｅが「４」であるか否かを判定する。そして、変数Ｍｏｄｅが「４」でない場合（即ち、旋回時安定性制御以外のアンチスキッド制御等が必要である場合）、ＣＰＵ６１はステップ９１５にて「Ｎｏ」と判定してステップ９２０に進み、図８のステップ８５０にてフラグＣＯＮＴ＊＊の値が「１」に設定された制御対象車輪に対して図６又は図７にて既に設定した旋回時安定性制御のみを実行する際に必要となる各車輪の目標スリップ率Ｓｔ＊＊の値を補正した後ステップ９２５に進む。これにより、旋回時安定性制御に重畳される変数Ｍｏｄｅの値に対応する制御を実行する際に必要となる各車輪の目標スリップ率分だけ図６又は図７にて既に設定した各車輪の目標スリップ率Ｓｔ＊＊の値が制御対象車輪毎に補正される。
【０１１３】
ステップ９１５の判定において変数Ｍｏｄｅが「４」である場合、ＣＰＵ６１はステップ９１５にて「Ｙｅｓ」と判定し、図６又は図７にて既に設定した各車輪の目標スリップ率Ｓｔ＊＊を補正する必要がないので直接ステップ９２５に進む。ＣＰＵ６１はステップ９２５に進むと、図８のステップ８５０にてフラグＣＯＮＴ＊＊の値が「１」に設定された制御対象車輪に対して、目標スリップ率Ｓｔ＊＊の値と、図４のステップ４１５にて算出した実際のスリップ率Ｓａ＊＊の値と、ステップ９２５内に記載の式とに基づいて制御対象車輪毎にスリップ率偏差ΔＳｔ＊＊を算出する。
【０１１４】
次いで、ＣＰＵ６１はステップ９３０に進み、上記制御対象車輪に対して同制御対象車輪毎に液圧制御モードを設定する。具体的には、ＣＰＵ６１はステップ９２５にて算出した制御対象車輪毎のスリップ率偏差ΔＳｔ＊＊の値と、ステップ９３０内に記載のテーブルとに基づいて、制御対象車輪毎に、スリップ率偏差ΔＳｔ＊＊の値が所定の正の基準値を超えるときは液圧制御モードを「増圧」に設定し、スリップ率偏差ΔＳｔ＊＊の値が所定の負の基準値以上であって前記所定の正の基準値以下であるときは液圧制御モードを「保持」に設定し、スリップ率偏差ΔＳｔ＊＊の値が前記所定の負の基準値を下回るときは液圧制御モードを「減圧」に設定する。
【０１１５】
次に、ＣＰＵ６１はステップ９３５に進み、ステップ９３０にて設定した制御対象車輪毎の液圧制御モードに基づいて、図２に示した制御弁ＳＡ１，ＳＡ２、切換弁ＳＴＲを制御するとともに制御対象車輪毎に同液圧制御モードに応じて増圧弁ＰＵ＊＊及び減圧弁ＰＤ＊＊を制御する。
【０１１６】
具体的には、ＣＰＵ６１は液圧制御モードが「増圧」となっている車輪に対しては対応する増圧弁ＰＵ＊＊及び減圧弁ＰＤ＊＊を共に第１の位置（非励磁状態における位置）に制御し、液圧制御モードが「保持」となっている車輪に対しては対応する増圧弁ＰＵ＊＊を第２の位置（励磁状態における位置）に制御するとともに対応する減圧弁ＰＤ＊＊を第１の位置に制御し、液圧制御モードが「減圧」となっている車輪に対しては対応する増圧弁ＰＵ＊＊及び減圧弁ＰＤ＊＊を共に第２の位置（励磁状態における位置）に制御する。
【０１１７】
これにより、液圧制御モードが「増圧」となっている制御対象車輪のホイールシリンダＷ＊＊内のブレーキ液圧は増大し、また、液圧制御モードが「減圧」となっている制御対象車輪のホイールシリンダＷ＊＊内のブレーキ液圧は減少することで、各制御車輪の実際のスリップ率Ｓａ＊＊が目標スリップ率Ｓｔ＊＊に近づくようにそれぞれ制御され、この結果、図８に設定した制御モードに対応する制御が達成される。
【０１１８】
なお、図８のルーチンの実行により設定された制御モードがトラクション制御を実行する制御モード（変数Ｍｏｄｅ＝３）又は旋回時安定性制御のみを実行する制御モード（変数Ｍｏｄｅ＝４）であるときには、エンジン３１の駆動力を減少させるため、ＣＰＵ６１は必要に応じて、スロットル弁ＴＨの開度がアクセルペダルＡＰの操作量Ａｃｃｐに応じた開度よりも所定量だけ小さい開度になるようにスロットル弁アクチュエータ３２を制御する。そして、ＣＰＵ６１はステップ９９５に進んで本ルーチンを一旦終了する。
【０１１９】
以上、説明したように、本発明による車両の運動制御装置によれば、横転防止制御時において、車両が後進走行している場合、車両が前進走行している場合に比して前記所定の程度に相当する横転防止制御開始基準値Ｇｙｔｈが小さくなるように設定される。従って、車両が同車両に過大なロール角が発生し易い状態である後進走行状態にある場合、同車両が同車両に過大なロール角が比較的発生し難い状態である前進走行状態にある場合に比して、より早い段階から車両の旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントを発生させるための制動力が旋回方向外側の車輪に付与開始される。この結果、前進走行している場合に適用される前記横転防止制御開始基準値Ｇｙｔｈ（即ち、前記前進時基準値Ｇｙｆ）と、後進走行している場合に適用される同横転防止制御開始基準値Ｇｙｔｈ（即ち、前記後進時基準値Ｇｙｂ）とを、個別に最適な値に設定し得るから、車両が前進走行する場合か後進走行する場合かに拘わらず車両に過大なロール角が発生することを適切に防止することができた。
【０１２０】
また、横転防止制御時において、車両が後進走行している場合、車両の旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントを発生させるための制動力が車両を減速させる減速力としても効果的に機能し得るように旋回方向外側の進行方向における前側の車輪（即ち、後輪）に付与される。従って、車両の旋回方向と反対の方向のヨーイングモーメントの作用と前記減速力の作用とが相俟って、車両に働く実横加速度Ｇｙの絶対値がより一層低減せしめられて同車両に過大なロール角が発生することがより一層確実に防止できた。
【０１２１】
本発明は上記実施形態に限定されることはなく、本発明の範囲内において種々の変形例を採用することができる。例えば、上記実施形態においては、車両の各車輪に付与されるブレーキ力を制御するための制御目標として各車輪のスリップ率を使用しているが、例えば、各車輪のホイールシリンダＷ＊＊内のブレーキ液圧等、各車輪に付与されるブレーキ力に応じて変化する物理量であればどのような物理量を制御目標としてもよい。
【０１２２】
また、上記実施形態においては、図６のステップ６１０にて算出される制御量Ｇの最大値Ｇ１と図７のステップ７１０にて算出される制御量Ｇの最大値Ｇ２とを互いに異ならせているが、同制御量Ｇの最大値Ｇ１と同制御量Ｇの最大値Ｇ２とを同一の値としてもよい。
【０１２３】
また、上記実施形態においては、シフト位置センサ５７の出力に基づいて車両が前進走行しているか後進走行しているかを判定しているが、ステアリング角度センサ５２の出力値が示すステアリング角度θｓの符号（正の値であるか負の値であるか）と横加速度センサ５４の出力値が示す実横加速度Ｇｙの符号との関係に基づいて車両が前進走行しているか後進走行しているかを判定してもよい。具体的には、前記ステアリング角度θｓの符号と前記実横加速度Ｇｙの符号とが同一の符号となっている場合、車両が前進走行していると判定され、同ステアリング角度θｓの符号と同実横加速度Ｇｙの符号とが互いに異なる符号となっている場合、車両が後進走行していると判定され得る。
【０１２４】
また、上記実施形態においては、横転防止制御時において、車両が後進走行している場合、車両の旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントを発生させるための制動力が旋回方向外側の進行方向における前側の車輪（即ち、後輪）にのみ付与されるように構成されているが、同制動力が旋回方向外側の前後輪にのみ付与されるように構成されていてもよい。
【０１２５】
また、上記実施形態においては、図７のステップ７１０に示すように、横加速度センサ５４の出力値が示す過大ロール角発生傾向指標値としての実横加速度Ｇｙの絶対値に応じて横転防止制御時における制御量Ｇを決定しているが、過大ロール角発生傾向指標値としての車両に発生するロール角θｒｏｌｌの絶対値に応じて横転防止制御時における制御量Ｇを決定するように構成してもよい。
【０１２６】
この場合の具体的な処理を述べると、ＣＰＵ６１は図１０に示したロール角θｒｏｌｌを算出するためのルーチンを所定時間の経過毎に繰り返し実行する。従って、所定のタイミングになると、ＣＰＵ６１はステップ１０００から処理を開始し、ステップ１００５に進んで、車高センサ５６ｆｌ，５６ｆｒ，５６ｒｌ及び５６ｒｒにより得られる各車輪部の車高Ｈｆｌ，Ｈｆｒ，Ｈｒｌ，Ｈｒｒの各値と、ステップ１００５内に記載の式とに基づいて車体左側部と車体右側部との車高差ΔＨを算出する。
【０１２７】
ここで、車高差ΔＨは、車体左前部と車体右前部との車高差と、車体左後部と車体右後部との車高差の平均値である。また、車高差ΔＨは、車体左側部の車高が車体右側部の車高より高いとき、即ち車両が（車両上方から見て）反時計まわりの方向へ旋回しているときに正の値となり、車体左側部の車高が車体右側部の車高より低いとき、即ち車両が（車両上方から見て）時計まわりの方向へ旋回しているときに負の値となるように設定される。
【０１２８】
次に、ＣＰＵ６１はステップ１０１０に進んで、ステップ１００５にて算出した車高差ΔＨの値と、左右輪（例えば、左右後輪ＲＬ，ＲＲ）の各タイヤ踏面の路面との接触面の中心間の車体左右方向の距離であるホイールトレッドＴの値と、ステップ１０１０内に記載の式とに基づいて車体のロール角θｒｏｌｌを算出した後、ステップ１０９５に進んで本ルーチンを一旦終了する。ここで、ステップ１０１０内に記載の式から明らかなように、ロール角θｒｏｌｌの符号は車高差ΔＨの符号と同一となるので、ロール角θｒｏｌｌは、車両が（車両上方から見て）反時計まわりの方向へ旋回しているときに正の値となり、車両が（車両上方から見て）時計まわりの方向へ旋回しているときに負の値となるように設定される。
【０１２９】
そして、ＣＰＵ６１は、図７のステップ７１０内に記載のテーブルの横軸を実横加速度Ｇｙの絶対値の代わりに図１０のステップ１０１０にて算出したロール角θｒｏｌｌの絶対値とし、前進時基準値Ｇｙｆ及び後進時基準値Ｇｙｂをそれらに対応する前進時基準値θｒｏｌｌｆ及び後進時基準値θｒｏｌｌｂに代えて制御量Ｇを算出する。このようにして、横転防止制御時における制御量Ｇ（従って、横転防止制御において所定の車輪に付与されるブレーキ力）が車両に発生するロール角θｒｏｌｌの絶対値に応じて変更される。また、前記計算したロール角θｒｏｌｌを時間微分した値であるロール角速度θ’ｒｏｌｌを過大ロール角発生傾向指標値として使用し、同ロール角速度θ’ｒｏｌｌの絶対値に応じて図７のステップ７１０にて算出される横転防止制御時における制御量Ｇを決定するように構成してもよい。
【０１３０】
また、図７のステップ７１０にて算出される制御量Ｇを過大ロール角発生傾向指標値としての車両に発生する図示しないヨーレイトセンサが検出する実際のヨーレイトの絶対値に応じて変更するように構成してもよい。また、図７のステップ７１０にて算出される制御量Ｇを過大ロール角発生傾向指標値としてのステアリング角度センサ５２が取得するステアリング角度θｓ（ステアリング操作量）の絶対値に応じて変更するように構成してもよい。また、図７のステップ７１０にて算出される制御量Ｇを、過大ロール角発生傾向指標値としてのステアリング２１の回転速度（ステアリングの操作速度）の絶対値に応じて変更するように構成してもよい。この場合、ステアリング回転速度θ’ｓは下記数４にて算出される。
【０１３１】
【数４】
θ’ｓ＝（θｓ−θｓ１）／Δｔ
【０１３２】
上記数４において、θｓ１は前回、図５のステップ５０５の処理の実行時にステアリング角度センサ５２により取得した前回のステアリング角度であり、Δｔは各ルーチンの演算周期である上記所定時間である。
【０１３３】
また、「過大ロール角発生傾向指標値」は、実横加速度Ｇｙの絶対値、実際のヨーレイトの絶対値、ロール角θｒｏｌｌの絶対値、ロール角速度θ’ｒｏｌｌ、ステアリング角度θｓ、及びステアリング回転速度θ’ｓの絶対値の総和であってもよいし、これら各絶対値にそれぞれ所定の係数を乗算した値（重み付けした値）の総和であってもよい。また、これら各絶対値のうちで、前記横転防止制御開始基準値Ｇｙｔｈに対応する基準値を超えた値となっているもの（各絶対値のうちで前記対応する基準値を超えた値となっているものが複数存在する場合、同対応する基準値からの偏差の程度が最も大きいもの）を「過大ロール角発生傾向指標値」として採用してもよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施形態に係る車両の運動制御装置を搭載した車両の概略構成図である。
【図２】図１に示したブレーキ液圧制御装置の概略構成図である。
【図３】横転防止制御が実行される場合における車両の各車輪に付与されるブレーキ力の一例を車両が前進している場合と後進している場合とで分けて示した図である。
【図４】図１に示したＣＰＵが実行する車輪速度等を算出するためのルーチンを示したフローチャートである。
【図５】図１に示したＣＰＵが実行する横加速度偏差を算出するためのルーチンを示したフローチャートである。
【図６】図１に示したＣＰＵがＯＳ−ＵＳ抑制制御時における目標スリップ率を算出するためのルーチンを示したフローチャートである。
【図７】図１に示したＣＰＵが横転防止制御時における目標スリップ率を算出するためのルーチンを示したフローチャートである。
【図８】図１に示したＣＰＵが制御モードを設定するためのルーチンを示したフローチャートである。
【図９】図１に示したＣＰＵが各車輪に付与するブレーキ力を制御するためのルーチンを示したフローチャートである。
【図１０】図１に示した実施形態の変形例に係る車両の運動制御装置のＣＰＵがロール角を算出するためのルーチンを示したフローチャートである。
【符号の説明】
１０…車両の運動制御装置、２０…前輪転舵機構部、３０…駆動力伝達機構部、４０…ブレーキ液圧制御装置、５０…センサ部、５１＊＊…車輪速度センサ、５２・・・ステアリング角度センサ、５４・・・横加速度センサ、５７・・・シフト位置センサ、６０…電気式制御装置、６１…ＣＰＵ[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a vehicle motion control device that controls the motion of a vehicle by controlling a braking force applied to each wheel of the vehicle.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, when the vehicle is in a turning state, it is required to control the motion of the vehicle so that the turning state of the vehicle does not become unstable due to the occurrence of an excessive roll angle in the vehicle. The magnitude of the roll angle depends on the magnitude of the actual lateral acceleration, which is a component of the acceleration acting on the vehicle in the lateral direction of the vehicle body, and increases as the actual lateral acceleration increases. On the other hand, the magnitude of the actual lateral acceleration acting on the vehicle is reduced by generating a yawing moment in a direction opposite to the turning direction of the vehicle or by decelerating the vehicle.
[0003]
From the above, for example, in the vehicle motion control device (braking device) disclosed in Patent Literature 1, the actual lateral acceleration (absolute value) acting on the vehicle when the vehicle is in a turning state is set to a predetermined rollover prevention threshold. When it exceeds, a control for applying a predetermined braking force to outer wheels in the turning direction of the vehicle is executed. According to this, since the yawing moment in the direction opposite to the turning direction of the vehicle is applied to the vehicle by the predetermined braking force, the magnitude of the actual lateral acceleration acting on the vehicle is reduced, and as a result, The generation of an excessive roll angle in the vehicle can be prevented.
[0004]
[Patent Document 1]
JP-A-10-81215
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
In general, a vehicle includes a pair of steered wheels as front wheels and a pair of non-steered wheels as rear wheels which are arranged at a predetermined distance in the front-rear direction of the vehicle body. In such a vehicle, when a pair of steered wheels is steered while the vehicle is traveling forward, a front portion in a traveling direction of the vehicle (that is, a front wheel (steered wheel) side portion of the vehicle) is subjected to centrifugal force acting on the vehicle. The vehicle enters a turning state by advancing toward the same pair of steered wheels (accordingly, in the turning direction inside) while opposing (the force acting in the turning direction outside direction of the vehicle body left-right direction). . Therefore, there is a tendency that a yawing moment in the turning direction is relatively unlikely to occur due to the action of the centrifugal force (therefore, the magnitude of the actual lateral acceleration tends to hardly increase).
[0006]
On the other hand, when the pair of steered wheels is steered while the vehicle is traveling backward, the rear portion in the traveling direction of the vehicle (that is, the front wheel (steered wheels) side portion of the vehicle) is subjected to centrifugal force acting on the vehicle. The vehicle enters a turning state by traveling in the direction of the same pair of steered wheels (accordingly, in the direction outside the turning direction) while being assisted. Therefore, in this case, the action of the centrifugal force tends to generate a yawing moment in the turning direction more easily than when the vehicle travels forward (therefore, the magnitude of the actual lateral acceleration tends to increase). .
[0007]
From the above, when the steered angle of the steered wheels (and the speed of the vehicle) changes under the same conditions, the roll angle generated in the vehicle is such that the vehicle travels backward as compared with the case where the vehicle turns while traveling forward. In the case of turning while the vehicle is turning, it occurs earlier and greatly. In other words, the vehicle is traveling backward (thus, the non-steered wheels are moving in the traveling direction) than when the vehicle is turning forward while traveling forward (and thus traveling while the steered wheels are the front wheels in the traveling direction). In this case, an excessive roll angle is more likely to occur in the vehicle when the vehicle turns (while traveling in a state of being the front wheel).
[0008]
However, in the disclosed device, there is a difference in the degree (specifically, the predetermined rollover prevention threshold) that prevents the occurrence of an excessive roll angle when the vehicle travels forward and when the vehicle travels backward. Not been. Therefore, for example, when the predetermined rollover prevention threshold is set to be an optimal value when the vehicle travels forward, the start timing of the control for applying the predetermined braking force when the vehicle travels backwards Is delayed, there is a possibility that an excessive roll angle occurs in the vehicle.
[0009]
On the other hand, for example, when the predetermined rollover prevention threshold is set to be an optimal value when the vehicle travels backward, the predetermined braking force is applied from an unnecessarily early stage when the vehicle travels forward. There is a problem that the energy for applying the predetermined braking force is unnecessarily consumed since the control to be applied is started.
[0010]
Accordingly, an object of the present invention is to provide a vehicle motion control device that can appropriately prevent an excessive roll angle from being generated in a vehicle regardless of whether the vehicle is traveling forward or traveling backward.
[0011]
Summary of the Invention
The feature of the present invention is applied to a vehicle having at least a pair of steered wheels and a pair of non-steered wheels that are arranged at a predetermined distance in the front-rear direction of the vehicle body, and the vehicle has an excessive roll angle. An index value obtaining means for obtaining an excessive roll angle occurrence tendency index value indicating the degree of tendency to occur; and an excessively large roll angle occurrence tendency index value when the vehicle is in a turning state. When the degree of tendency to generate a large roll angle becomes equal to or more than a predetermined degree, a braking force for generating a yawing moment in a direction opposite to a turning direction of the vehicle with respect to the same vehicle is applied to a predetermined one of the wheels. A motion control device for a vehicle, comprising: a braking force control unit that applies to the wheels of the vehicle, wherein the vehicle is traveling with the pair of steered wheels being front wheels in the traveling direction of the vehicle. A traveling direction determining unit that determines whether the pair of non-steered wheels is running in a state of being a front wheel in the same traveling direction, wherein the braking force control unit determines that the pair of non-steered wheels are traveling in the forward direction. When it is determined that the vehicle is running with the front wheels in the same direction, the vehicle is compared with when it is determined that the pair of steered wheels are running with the front wheels in the same traveling direction. Thus, the predetermined degree is reduced.
[0012]
In this case, the excessive roll angle occurrence tendency index value obtained by the index value obtaining means is a lateral acceleration that is a component of the acceleration acting on the vehicle in a lateral direction of the vehicle body, a yaw rate acting on the vehicle, a roll angle generated on the vehicle, It is preferable that the value is based on at least one of a roll angular velocity which is a temporal change rate of the roll angle, a steering operation amount for changing a turning angle of the pair of steered wheels, and an operation speed of the steering wheel. is there. The “non-steered wheels” are used as (main) steered wheels in order to improve the turning performance of the vehicle at low speeds and to improve the running stability at high speeds, such as so-called four-wheel steering vehicles. Separately, it also includes a sub-steering wheel in a vehicle having a sub-steering wheel that can be steered in a relatively small steerable angle range.
[0013]
According to this, when it is determined that the vehicle is traveling with the pair of non-steered wheels serving as front wheels in the traveling direction (for example, the pair of steered wheels is the front wheel and the pair of non-steered wheels is (When it is determined that the vehicle is traveling backward when the vehicle is a wheel), when it is determined that the vehicle is traveling with a pair of steered wheels serving as front wheels in the same traveling direction ( For example, when the pair of steered wheels is a front wheel and the pair of non-steered wheels is a rear wheel, the predetermined degree is set to be smaller than when the vehicle is determined to be traveling forward. .
[0014]
Therefore, if it is determined that the vehicle is running with a pair of non-steered wheels serving as front wheels in the traveling direction in a state where an excessive roll angle is likely to occur in the vehicle, the vehicle is determined to have an excessively large roll angle. The vehicle rolls from an earlier stage as compared to the case where it is determined that the vehicle is traveling in a state where a pair of steered wheels that are relatively unlikely to generate a roll angle become front wheels in the same traveling direction. It is possible to start applying a braking force for generating a yawing moment in the direction opposite to the turning direction to the predetermined wheel.
[0015]
As a result, the predetermined degree applied when the vehicle is traveling in a state where the pair of steered wheels are front wheels in the traveling direction (for example, when the vehicle is traveling forward), and the vehicle has a pair of steered wheels. The predetermined degree applied when the non-steered wheel is running in a state of being the front wheel in the traveling direction (for example, when the vehicle is running backward) can be individually set to an optimum degree. In addition, it is possible to appropriately prevent the vehicle from generating an excessive roll angle regardless of whether the vehicle is traveling forward or traveling backward.
[0016]
Further, the motion control device for any one of the above-mentioned vehicles, when it is determined that the vehicle is running in a state where the pair of non-steered wheels are front wheels in the traveling direction, the braking force control means The predetermined wheel that applies a braking force for generating a yawing moment in a direction opposite to the turning direction of the vehicle is an outer wheel (only) of the same pair of non-steered wheels in the turning direction. Preferably, it is configured.
[0017]
When a braking force is applied to the outer wheels in the turning direction of the vehicle, a yawing moment in a direction opposite to the turning direction of the vehicle is generated in the vehicle. Further, when the vehicle is in a decelerating state, the load acting on the front wheel in the traveling direction of the vehicle increases due to the inertial force acting on the vehicle, and therefore the same applies if the braking force is applied to the front wheel in the traveling direction of the vehicle. The braking force can effectively function as a deceleration force for decelerating the vehicle.
[0018]
Therefore, as described above, if the braking force is applied (only) to the outer wheel in the turning direction of the vehicle, of the pair of non-steered wheels serving as the front wheels in the traveling direction of the vehicle, When the vehicle is traveling with the steered wheels being the front wheels in the traveling direction of the vehicle (for example, when the vehicle is traveling backward), the action of the yawing moment in the direction opposite to the turning direction of the vehicle and In combination with the action of the deceleration force, the actual lateral acceleration acting on the vehicle is further reduced, and the occurrence of an excessive roll angle in the vehicle can be more reliably prevented.
[0019]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment of a vehicle motion control device according to the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 shows a schematic configuration of a vehicle equipped with a vehicle motion control device 10 according to an embodiment of the present invention. This vehicle has a pair of front wheels (left front wheel FL and right front wheel FR) that are steering wheels and non-driving wheels, and a pair of rear wheels (left rear wheel RL and right rear wheels) that are non-steering wheels and driving wheels. This is a two-wheel steering / rear-wheel drive type four-wheel vehicle having wheels (RR). Therefore, in the case of this vehicle, traveling with the pair of steered wheels being front wheels in the traveling direction of the vehicle corresponds to traveling forward, and the pair of non-steered wheels is traveling in the traveling direction of the vehicle. Traveling with the front wheels corresponds to traveling backward.
[0020]
The vehicle motion control device 10 includes a front wheel turning mechanism 20 for turning the steered wheels FL and FR, and a driving force transmitting mechanism that generates a driving force and transmits the driving force to the driving wheels RL and RR. The system includes a unit 30, a brake fluid pressure control device 40 for generating a braking force by a brake fluid pressure on each wheel, a sensor unit 50 including various sensors, and an electric control device 60. .
[0021]
The front wheel steering mechanism 20 includes a steering 21, a column 22 that can rotate integrally with the steering 21, a steering actuator 23 connected to the column 22, and a left and right direction of the vehicle body by the steering actuator 23. The link mechanism 24 includes a tie rod that can be moved and a link that can steer the steered wheels FL and FR by moving the tie rod. As a result, when the steering wheel 21 rotates from the neutral position (reference position), the turning angles of the steered wheels FL and FR are changed from the reference angle at which the vehicle goes straight.
[0022]
The steering actuator 23 includes a so-called known hydraulic power steering device, and generates an assisting force for moving the tie rod in accordance with the rotational torque of the steering 21, that is, the column 22, and the neutral position of the steering 21 The tie rod is displaced from the neutral position in the left-right direction of the vehicle body with the assistance force according to the steering angle θs from the vehicle. Since the configuration and operation of the steering actuator 23 are well known, a detailed description thereof will be omitted here.
[0023]
The driving force transmission mechanism 30 is a DC that controls the opening degree of an engine 31 that generates driving force and a throttle valve TH that is arranged in an intake pipe 31a of the engine 31 and that varies the opening cross-sectional area of the intake passage. A throttle valve actuator 32 composed of a motor, a fuel injection device 33 including an injector for injecting fuel near an intake port (not shown) of the engine 31, a transmission 34 connected to an output shaft of the engine 31, and transmission from the transmission 34. And a differential gear 35 for appropriately distributing the driving force to be transmitted to the rear wheels RR and RL.
[0024]
As shown in FIG. 2 showing a schematic configuration of the brake fluid pressure control device 40, the brake fluid pressure control device 40 includes a high pressure generation unit 41, a brake fluid pressure generation unit 42 that generates a brake fluid pressure according to the operation force of the brake pedal BP, and FR brake fluid pressure adjuster 43, FL brake fluid adjuster 44, RR capable of adjusting brake fluid pressure supplied to wheel cylinders Wfr, Wfl, Wrr, Wrl arranged on wheels FR, FL, RR, RL, respectively. It is configured to include a brake fluid pressure adjusting unit 45 and an RL brake fluid pressure adjusting unit 46.
[0025]
The high-pressure generator 41 is connected to the discharge side of the hydraulic pump HP via an electric motor M, a hydraulic pump HP that is driven by the electric motor M, and boosts the brake fluid in the reservoir RS via a check valve CVH. And an accumulator Acc for storing the brake fluid pressurized by the hydraulic pump HP.
[0026]
The electric motor M is driven when the fluid pressure in the accumulator Acc falls below a predetermined lower limit, and is stopped when the fluid pressure in the accumulator Acc exceeds a predetermined upper limit. The hydraulic pressure in the accumulator Acc is always maintained at a high pressure within a predetermined range.
[0027]
A relief valve RV is provided between the accumulator Acc and the reservoir RS. When the hydraulic pressure in the accumulator Acc becomes abnormally higher than the high pressure, the brake fluid in the accumulator Acc is supplied to the reservoir RS. Is to be returned to. As a result, the hydraulic circuit of the high-pressure generator 41 is protected.
[0028]
The brake fluid pressure generating section 42 is composed of a hydro booster HB that is responsive to the operation of the brake pedal BP, and a master cylinder MC connected to the hydro booster HB. The hydro booster HB uses the high pressure supplied from the high pressure hydraulic pressure generation unit 41 to assist the operation force of the brake pedal BP at a predetermined rate, and transmits the assisted operation force to the master cylinder MC. ing.
[0029]
The master cylinder MC generates a master cylinder hydraulic pressure according to the assisted operating force. The hydraulic booster HB is configured to generate a regulator hydraulic pressure corresponding to the assisted operating force, which is substantially the same as the master cylinder hydraulic pressure, by inputting the master cylinder hydraulic pressure. Since the configurations and operations of the master cylinder MC and the hydro booster HB are well known, a detailed description thereof will be omitted here. Thus, the master cylinder MC and the hydraulic booster HB generate the master cylinder hydraulic pressure and the regulator hydraulic pressure according to the operating force of the brake pedal BP, respectively.
[0030]
A control valve SA1, which is a three-port two-position switching type solenoid valve, is interposed between the master cylinder MC and each of the upstream side of the FR brake hydraulic pressure adjusting section 43 and the upstream side of the FL brake hydraulic pressure adjusting section 44. Have been. Similarly, a control valve SA2, which is a three-port two-position switching type solenoid valve, is provided between the hydro booster HB and each of the upstream side of the RR brake fluid pressure adjustment unit 45 and the upstream side of the RL brake fluid pressure adjustment unit 46. Is interposed. In addition, a switching valve STR, which is a normally closed electromagnetic on-off valve of a two-port two-position switching type, is interposed between the high-pressure generating part 41 and each of the control valve SA1 and the control valve SA2.
[0031]
When the control valve SA1 is at the first position (the position in the non-excited state) shown in FIG. 2, each of the master cylinder MC and the upstream portion of the FR brake fluid pressure adjusting portion 43 and the upstream portion of the FL brake fluid pressure adjusting portion 44 And when the master cylinder MC is at the second position (the position in the excited state), the master cylinder MC communicates with each of the upstream portion of the FR brake fluid pressure adjusting portion 43 and the upstream portion of the FL brake fluid pressure adjusting portion 44. The switching valve STR is shut off to connect the upstream portion of the FR brake fluid pressure adjusting portion 43 and the upstream portion of the FL brake fluid pressure adjusting portion 44 with each other.
[0032]
When the control valve SA2 is at the first position shown in FIG. 2 (the position in the non-excited state), each of the upstream portion of the hydro booster HB and the RR brake fluid pressure adjusting portion 45 and the upstream portion of the RL brake fluid pressure regulating portion 46 When the hydraulic booster HB is in the second position (the position in the excited state), the communication between the hydro booster HB and each of the upstream portion of the RR brake fluid pressure adjusting portion 45 and the upstream portion of the RL brake fluid pressure adjusting portion 46 is established. The cutoff valve STR communicates with the upstream portion of the RR brake fluid pressure adjusting portion 45 and the upstream portion of the RL brake fluid pressure adjusting portion 46.
[0033]
Thus, the master cylinder hydraulic pressure is supplied to each of the upstream portion of the FR brake hydraulic pressure adjusting portion 43 and the upstream portion of the FL brake hydraulic pressure adjusting portion 44 when the control valve SA1 is at the first position. When the control valve SA1 is at the second position and the switching valve STR is at the second position (the position in the excited state), the high pressure generated by the high-pressure generating unit 41 is supplied.
[0034]
Similarly, when the control valve SA2 is at the first position, the regulator fluid pressure is supplied to each of the upstream portion of the RR brake fluid pressure regulating portion 45 and the upstream portion of the RL brake fluid pressure regulating portion 46, and the control is performed. When the valve SA2 is at the second position and the switching valve STR is at the second position, the high pressure generated by the high-pressure generator 41 is supplied.
[0035]
The FR brake fluid pressure adjustment unit 43 includes a pressure-intensifying valve PUfr, which is a two-port two-position switching type normally-open solenoid valve, and a pressure-reducing valve PDfr, which is a two-port two-position switching type normally closed solenoid valve.
When the pressure-intensifying valve PUfr is in a first position (a position in a non-excited state) shown in FIG. 2, the pressure-intensifying valve PUfr connects the upstream portion of the FR brake fluid pressure adjusting section 43 and the wheel cylinder Wfr, When in the second position (the position in the excited state), the communication between the upstream portion of the FR brake fluid pressure adjusting section 43 and the wheel cylinder Wfr is cut off. When the pressure reducing valve PDfr is in the first position (position in the non-excited state) shown in FIG. 2, the communication between the wheel cylinder Wfr and the reservoir RS is cut off, and when the pressure reducing valve PDfr is in the second position (position in the excited state). The wheel cylinder Wfr communicates with the reservoir RS.
[0036]
As a result, as for the brake fluid pressure in the wheel cylinder Wfr, when both the pressure increasing valve PUfr and the pressure reducing valve PDfr are at the first position, the fluid pressure of the upstream portion of the FR brake fluid pressure regulator 43 is supplied to the wheel cylinder Wfr. When the pressure-intensifying valve PUfr is in the second position and the pressure-reducing valve PDfr is in the first position, the hydraulic pressure at that point in time is independent of the hydraulic pressure at the upstream portion of the FR brake hydraulic pressure adjusting section 43. When the pressure increasing valve PUfr and the pressure reducing valve PDfr are both at the second position, the brake fluid in the wheel cylinder Wfr is returned to the reservoir RS so that the pressure is reduced.
[0037]
In addition, a check valve CV1 that allows only one-way flow of the brake fluid from the wheel cylinder Wfr side to the upstream portion of the FR brake fluid pressure adjustment unit 43 is arranged in parallel with the pressure increasing valve PUfr. When the brake pedal BP, which is operated with the control valve SA1 in the first position, is released, the brake fluid pressure in the wheel cylinder Wfr is rapidly reduced.
[0038]
Similarly, the FL brake fluid pressure adjusting unit 44, the RR brake fluid pressure adjusting unit 45, and the RL brake fluid pressure adjusting unit 46 respectively include a pressure increasing valve PUfl, a pressure reducing valve PDfl, a pressure increasing valve PUrr, a pressure reducing valve PDrr, and a pressure increasing valve PUrl. The position of these pressure-increasing valves and pressure-reducing valves is controlled to increase and maintain the brake fluid pressures in the wheel cylinder Wfl, the wheel cylinder Wrr, and the wheel cylinder Wrl, respectively. It can be decompressed. Check valves CV2, CV3, and CV4 that can achieve the same function as the check valve CV1 are also provided in parallel with each of the pressure increasing valves PUfl, PUrr, and PUrl.
[0039]
A check valve CV5 that allows only one-way flow of the brake fluid from the upstream side to the downstream side is provided in parallel with the control valve SA1, and the control valve SA1 is located at the second position and the master valve SA1 is in the master position. When the communication between the cylinder MC and each of the FR brake fluid pressure adjusting unit 43 and the FL brake fluid pressure adjusting unit 44 is interrupted, the brakes in the wheel cylinders Wfr and Wfl are operated by operating the brake pedal BP. The hydraulic pressure can be increased. A check valve CV6 that can achieve the same function as the check valve CV5 is also provided in parallel with the control valve SA2.
[0040]
With the configuration described above, the brake fluid pressure control device 40 can supply the brake fluid pressure corresponding to the operating force of the brake pedal BP to each wheel cylinder when all the solenoid valves are at the first position. I have. In this state, for example, by controlling the pressure increasing valve PUrr and the pressure reducing valve PDrr, respectively, only the brake fluid pressure in the wheel cylinder Wrr can be reduced by a predetermined amount.
[0041]
Further, when the brake pedal BP is not operated (opened), the brake fluid pressure control device 40 switches, for example, both the control valve SA1, the switching valve STR, and the pressure increasing valve PUfl to the second position. In addition, by controlling the pressure increasing valve PUfr and the pressure reducing valve PDfr, respectively, only the brake fluid pressure in the wheel cylinder Wfr is utilized by utilizing the high pressure generated by the high pressure generator 41 while maintaining the brake fluid pressure in the wheel cylinder Wfl. The pressure can be increased by a predetermined amount. In this manner, the brake fluid pressure control device 40 independently controls the brake fluid pressure in the wheel cylinder of each wheel regardless of the operation of the brake pedal BP, and independently controls the predetermined brake for each wheel. Power can be applied.
[0042]
Referring to FIG. 1 again, the sensor unit 50 includes wheel speed sensors 51fl, 51fr, 51rl each composed of a rotary encoder that outputs a signal having a pulse each time each of the wheels FL, FR, RL, and RR rotates by a predetermined angle. And 51rr, a steering angle sensor 52 as a steering operation amount obtaining means for detecting a rotation angle from a neutral position of the steering 21 and outputting a signal indicating a steering angle θs (deg), and an accelerator pedal operated by a driver An accelerator opening sensor 53 that detects the operation amount of the AP and outputs a signal indicating the operation amount Accp of the accelerator pedal AP, and an excessive roll angle generation tendency index value that is a component of the actual acceleration acting on the vehicle in the left-right direction of the vehicle body. Is detected as the actual lateral acceleration Gy (m / s 2 ), And a brake switch 55 that detects whether the driver has operated the brake pedal BP and outputs a signal indicating the presence or absence of a brake operation. A signal indicating the vehicle heights Hfl, Hfr, Hrl, and Hrr of the specific portions of the vehicle body (each wheel portion) in the vicinity of the wheels FL, FR, RL, and RR from the road surface. And the shift position as traveling direction determination means for detecting the position of the shift lever SL operated by the driver and outputting a signal indicating the position of the shift lever SL. And a sensor 57.
[0043]
The steering angle θs is “0” when the steering wheel 21 is in the neutral position, and is a positive value when the steering wheel 21 is rotated counterclockwise (as viewed from the driver) from the neutral position. When the steering wheel 21 is rotated clockwise from the position, the steering wheel 21 is set to have a negative value. The actual lateral acceleration Gy is a positive value when the vehicle is turning counterclockwise (as viewed from above the vehicle) (regardless of whether the vehicle is traveling forward or backward). The value is set to a negative value when the vehicle is turning clockwise (as viewed from above the vehicle) (regardless of whether the vehicle is traveling forward or backward).
[0044]
The shift lever SL can be moved to at least an R (reverse) position for moving the vehicle backward and a D (drive) position for moving the vehicle forward. An "R signal" is output when the SL is at the R position, and a "D signal" is output when the shift lever SL is at the D position.
[0045]
The electric control device 60 includes a CPU 61 connected to a bus, a routine (program) executed by the CPU 61, a table (look-up table, map), a ROM 62 in which constants and the like are stored in advance, and the CPU 61 temporarily stores data as needed. A microcomputer that includes a RAM 63 that temporarily stores data, a backup RAM 64 that stores data while the power is on, and retains the stored data even when the power is turned off, an interface 65 including an AD converter, and the like. . The interface 65 is connected to the sensors 51 to 57, supplies signals from the sensors 51 to 57 to the CPU 61, and controls the solenoid valves, the motor M, and the throttle valve of the brake fluid pressure control device 40 in accordance with instructions from the CPU 61. A drive signal is transmitted to the actuator 32 and the fuel injection device 33.
[0046]
Accordingly, the throttle valve actuator 32 drives the throttle valve TH so that the opening of the throttle valve TH becomes an opening corresponding to the operation amount Accp of the accelerator pedal AP, and the fuel injection device 33 controls the throttle valve TH. The required amount of fuel is injected to obtain a predetermined target air-fuel ratio (the stoichiometric air-fuel ratio) with respect to the intake air amount corresponding to the opening degree.
[0047]
(Overview of Vehicle Motion Control According to the Present Invention)
The vehicle motion control device 10 according to the present invention uses the target lateral acceleration Gyt (m / s) based on the following equation 1 which is a theoretical formula as a predetermined rule derived from a vehicle motion model. 2 ) Is calculated. The target lateral acceleration Gyt is obtained when the steering angle θs is a positive value (that is, when the vehicle is turning in a counterclockwise direction while traveling forward (as viewed from above the vehicle), and when the vehicle is traveling backward. (When the vehicle is turning clockwise) (when viewed from above the vehicle), and when the steering angle θs is a negative value (that is, the vehicle turns clockwise while traveling forward). When the vehicle is traveling backward and the vehicle is turning in the counterclockwise direction while traveling backward). Note that this theoretical formula is a formula for calculating a theoretical value of the lateral acceleration acting on the vehicle when the vehicle turns while the steering angle and the vehicle speed are both constant (at the time of steady circular turning).
[0048]
(Equation 1)
Gyt = (Vso 2 ・ Θs) / (n ・ l) ・ (1 / (1 + Kh ・ Vso) 2 ))
[0049]
In the above equation 1, Vso is an estimated vehicle speed (m / s) calculated as described later. Further, n is a gear ratio (constant value) which is a ratio of a change amount of the rotation angle of the steering wheel 21 to a change amount of the turning angle of the steered wheels FL and FR, and 1 is a vehicle which is a constant value determined by the vehicle body. (M) (a (predetermined) distance between the axles of the pair of steered wheels FL, FR and the axles of the pair of non-steered wheels RL, RR), and Kh is a constant value determined by the vehicle body. Stability factor (s 2 / M 2 ).
[0050]
In addition, the present apparatus provides a lateral acceleration deviation ΔGy which is a deviation between the absolute value of the target lateral acceleration Gyt calculated as described above and the absolute value of the actual lateral acceleration Gy detected by the lateral acceleration sensor 54 based on the following equation 2. (M / s 2 ) Is calculated.
[0051]
(Equation 2)
ΔGy = | Gyt | − | Gy |
[0052]
<Understeer suppression control>
When the value of the lateral acceleration deviation ΔGy is equal to or greater than the positive predetermined value Gy1, the vehicle has a state where the turning radius is larger than the turning radius when it is assumed that the target lateral acceleration Gyt is generated in the vehicle. (Hereinafter referred to as "understeer state"), the present apparatus determines that the turning state of the vehicle is in the understeer state, and performs understeer suppression control (hereinafter, "US suppression control") for suppressing the understeer state. Is also referred to as ".").
[0053]
Specifically, the present device generates a predetermined braking force in accordance with the value of the lateral acceleration deviation ΔGy only on the rear wheel in the traveling direction inside the turning direction to generate a yawing moment in the turning direction with respect to the vehicle. Force it to occur. As a result, the absolute value of the actual lateral acceleration Gy increases, and control is performed so that the actual lateral acceleration Gy approaches the target lateral acceleration Gyt.
[0054]
<Oversteer suppression control>
On the other hand, when the value of the lateral acceleration deviation ΔGy is equal to or less than the negative predetermined value −Gy1, the turning radius of the vehicle is smaller than the turning radius when it is assumed that the target lateral acceleration Gyt is generated in the vehicle. (Hereinafter referred to as "oversteer state"), the present apparatus determines that the turning state of the vehicle is in an oversteer state, and performs oversteer suppression control for suppressing the oversteer state. (Hereinafter also referred to as “OS suppression control”).
[0055]
Specifically, the present device generates a predetermined braking force in accordance with the value of the lateral acceleration deviation ΔGy only on the front wheels in the traveling direction outside the turning direction to yaw the vehicle in the direction opposite to the turning direction. Force the moment. As a result, the absolute value of the actual lateral acceleration Gy is reduced, and control is performed so that the actual lateral acceleration Gy approaches the target lateral acceleration Gyt.
[0056]
By executing the understeer suppression control or the oversteer suppression control in this way, the present apparatus controls the braking force to be applied to each wheel, and sets the actual lateral acceleration Gy according to the above equation (1). A predetermined yawing moment is generated for the vehicle in a direction approaching the lateral acceleration Gyt.
[0057]
<Overturn prevention control>
Further, in the present device, the absolute value of the actual lateral acceleration Gy detected by the lateral acceleration sensor 54 (the degree to which an excessive roll angle tends to occur in the vehicle) is equal to or greater than the rollover prevention control start reference value Gyth (a predetermined degree). At this time, since an excessive roll angle tends to occur in the vehicle, rollover prevention control for reducing the roll angle generated according to the absolute value of the actual lateral acceleration Gy is executed. When the anti-rollover control is executed (ie, when the absolute value of the actual lateral acceleration Gy is equal to or more than the anti-rollover control start reference value Gyth), the above-described understeer suppression control and oversteer suppression control are not executed. In other words, the rollover prevention control is executed prior to the understeer suppression control and the oversteer suppression control.
[0058]
Specifically, as shown in FIG. 3, the present device applies an actual lateral acceleration to a predetermined wheel on the outside in the turning direction, as shown in FIG. 3, which shows an example of a braking force applied to each wheel of the vehicle when the rollover prevention control is executed. A predetermined braking force corresponding to the absolute value of Gy is generated to forcibly generate a yawing moment in the direction opposite to the turning direction on the vehicle. Thus, the absolute value of the actual lateral acceleration Gy is reduced, and the roll angle generated on the vehicle body is controlled to be reduced. Here, the predetermined wheel at which the predetermined braking force is generated during the rollover prevention control, and the magnitude of the predetermined braking force are determined by whether the vehicle is traveling forward or backward, as described below. It depends on what you are doing.
[0059]
First, the case where the vehicle is traveling forward will be described. In the case where the anti-rollover control is executed in a state where the vehicle is turning counterclockwise while traveling forward (as viewed from above the vehicle). As shown in FIGS. 3A and 3B, each of which shows an example of the braking force applied to the front wheel FR and the rear wheel RR outside the turning direction, when the vehicle is traveling forward, the front and rear wheels outside the turning direction. A predetermined braking force is applied only to (a predetermined wheel).
[0060]
More specifically, as shown in FIG. 3A, the absolute value of the actual acceleration deviation Gy is determined by the braking force generated on the front wheel (wheel FR) outside the turning direction based on the rollover prevention control start reference value Gyth. As it increases from a certain forward reference value Gyf, it increases with a predetermined gradient from "0" to the forward front wheel side upper limit value ff, and after reaching the forward front wheel side upper limit value ff, the same actual lateral acceleration. Even if the absolute value of Gy increases, the front wheel upper limit value ff at the time of forward movement is set to be constant.
[0061]
Further, as shown in FIG. 3B, the braking force generated on the rear wheel (wheel RR) outside the turning direction is the same as the braking force generated during the forward running when the absolute value of the actual acceleration deviation Gy is the rollover prevention control start reference value Gyth. As the value increases from the reference value Gyf, it increases with a predetermined gradient from "0" to reach a forward rear wheel side upper limit value fb (smaller than the forward front wheel side upper limit value ff). After reaching the upper limit value fb, the rear wheel upper limit value fb is set to be constant during forward movement even if the absolute value of the actual lateral acceleration Gy increases.
[0062]
Next, a description will be given of a case where the vehicle is traveling backward. In a case where the vehicle is turning backward and clockwise (as viewed from above the vehicle) and the rollover prevention control is executed. As shown in FIG. 3C showing an example of the braking force applied to the rear wheel RR outside the turning direction, when the vehicle is traveling backward, the rear wheel which is the front wheel in the traveling direction outside the turning direction. A predetermined braking force is applied only to (a predetermined wheel, an outer wheel in a turning direction of a pair of non-steered wheels).
[0063]
More specifically, as shown in FIG. 3 (c), the absolute value of the actual acceleration deviation Gy is the braking force generated on the rear wheel (wheel RR) outside the turning direction. As it increases from the reference value Gyb at the time of reverse movement which is smaller than the reference value Gyf at the time of forward movement, it increases with a predetermined gradient from "0" to reach the rear wheel upper limit value fr at the time of reverse movement, and the rear wheel side at the time of reverse movement. After reaching the upper limit fr, even if the absolute value of the actual lateral acceleration Gy increases, the rear wheel side upper limit fr during the backward travel is set to be constant.
[0064]
As described above, during the rollover prevention control, the present device reduces the rollover prevention control start reference value Gyth, which corresponds to the predetermined degree, when the vehicle travels backward, compared to when the vehicle travels forward. Set to be. Further, the present device applies a predetermined braking force to the front and rear wheels on the outside in the turning direction when the vehicle travels forward, and applies the predetermined braking force only to the rear wheels on the outside in the turning direction when the vehicle travels backward. , The yaw moment in the direction opposite to the turning direction of the vehicle is generated to prevent the vehicle from generating an excessive roll angle.
[0065]
In this way, the present device executes the US suppression control, the OS suppression control, and the rollover prevention control (hereinafter, these are collectively referred to as “turning stability control”) to secure the stability of the vehicle. Thus, a predetermined braking force is applied to each wheel. Also, when performing the turning stability control, when it is necessary to also execute any one of anti-skid control, front-rear braking force distribution control, and traction control described later, The braking force to be applied to each wheel is finally determined in consideration of the braking force to be applied to each wheel in order to execute the one control. The outline of the vehicle motion control according to the present invention has been described above.
[0066]
(Actual operation)
Next, regarding the actual operation of the vehicle motion control device 10 according to the present invention configured as described above, a routine executed by the CPU 61 of the electric control device 60 will be described with reference to flowcharts of FIGS. explain. In addition, "**" appended to the end of each variable, flag, sign, etc. is used to indicate which variable, flag, sign, etc. is related to each wheel FR, etc. -Comprehensive notation such as "fl" or "fr" added to the end of a sign or the like. For example, the wheel speed Vw ** is the left front wheel speed Vwfl, the right front wheel speed Vwfr, the left rear wheel speed Vwrl, the right The rear wheel speed Vwrr is comprehensively shown.
[0067]
The CPU 61 repeatedly executes a routine for calculating the wheel speed Vw ** and the like shown in FIG. 4 every time a predetermined time elapses. Accordingly, at a predetermined timing, the CPU 61 starts the process from step 400 and proceeds to step 405 to calculate the wheel speeds (the outer peripheral speeds of the respective wheels) Vw ** (m / s) of the respective wheels FR and the like. . Specifically, the CPU 61 calculates the wheel speed Vw ** of each wheel FR or the like based on the time interval of the pulse included in the signal output from each wheel speed sensor 51 **. Therefore, the value of the wheel speed Vw ** is set to a value equal to or greater than "0" regardless of whether the vehicle is traveling forward or backward.
[0068]
Next, the CPU 61 proceeds to step 410, and calculates the maximum value of the wheel speeds Vw ** of the wheels FR and the like as the estimated vehicle speed Vso. The average value of the wheel speeds Vw ** of the respective wheels FR may be calculated as the estimated vehicle speed Vso.
[0069]
Next, the CPU 61 proceeds to step 415, and describes the value of the estimated vehicle body speed Vso calculated in step 410, the value of the wheel speed Vw ** of each wheel FR etc. calculated in step 405, and the description in step 415. The actual slip ratio Sa ** for each wheel is calculated based on the equation. The actual slip ratio Sa ** is used when calculating a braking force to be applied to each wheel, as described later.
[0070]
Next, the CPU 61 proceeds to step 420 and calculates an estimated vehicle acceleration DVso which is a time differential value of the estimated vehicle speed Vso based on the following equation (3). In the following equation 3, Vso1 is the previous estimated vehicle body speed calculated in step 410 when the previous routine was executed, and Δt is the predetermined time corresponding to the calculation cycle of this routine.
[0071]
[Equation 3]
DVso = (Vso−Vso1) / Δt
[0072]
Next, the CPU 61 proceeds to step 425 to determine whether or not the value of the actual lateral acceleration Gy detected by the lateral acceleration sensor 54 is equal to or greater than “0”, and the value of the actual lateral acceleration Gy is equal to or greater than “0”. In this case, “Yes” is determined in step 425, and the process proceeds to step 430, where the value of the turning direction display flag L is set to “1”, and then the process proceeds to step 440. If the value of the actual lateral acceleration Gy is a negative value in the determination at step 425, the CPU 61 makes a “No” determination at step 425, proceeds to step 435, and sets the value of the turning direction display flag L to “0”. ”, And then proceeds to step 440.
[0073]
Here, when the value of the turning direction display flag L is “1”, it indicates that the vehicle is turning in a counterclockwise direction (as viewed from above the vehicle), and when the value is “0”, the turning direction display flag L is the same. Indicates that the vehicle is turning clockwise (as viewed from above the vehicle). Therefore, the turning direction of the vehicle is specified by the value of the turning direction display flag L.
[0074]
When proceeding to step 440, the CPU 61 determines whether or not the shift lever SL is at the R position. Specifically, it is determined whether or not shift position sensor 57 outputs an “R signal”. As a result, when the CPU 61 determines that the shift lever SL is at the R position, it determines “Yes” in step 440, proceeds to step 445, sets the value of the reverse display flag BACK to “1”, and continues. After storing the reverse reference value Gyb as the rollover prevention control start reference value Gyth in step 450, the routine proceeds to step 495, where the present routine is temporarily terminated. On the other hand, when it is determined in step 440 that the shift lever SL is not at the R position, the CPU 61 determines “No” in step 440 and proceeds to step 455 to set the value of the reverse display flag BACK to “0”. At the same time, in the following step 460, the forward reference value Gyf is stored as the rollover prevention control start reference value Gyth, and then the routine proceeds to step 495, where the present routine is ended once.
[0075]
Here, when the value of the reverse display flag BACK is "1", it indicates that the vehicle is traveling backward, and when the value is "0", it indicates that the vehicle is traveling forward. Accordingly, the traveling direction of the vehicle is specified by the value of the reverse display flag BACK.
[0076]
Next, the calculation of the lateral acceleration deviation will be described. The CPU 61 repeatedly executes the routine shown in FIG. 5 every time a predetermined time elapses. Accordingly, at a predetermined timing, the CPU 61 starts the process from step 500 and proceeds to step 505, where the value of the steering angle θs detected by the steering angle sensor 52 and the estimated vehicle speed calculated in step 410 of FIG. The target lateral acceleration Gyt is calculated based on the value of Vso and the equation described in step 505 corresponding to the right side of the above equation (1). Here, step 505 corresponds to the target lateral acceleration related amount calculating means.
[0077]
Next, the CPU 61 proceeds to step 510, where the value of the target lateral acceleration Gyt calculated in step 505, the value of the actual lateral acceleration Gy detected by the lateral acceleration sensor 54, and the step 510 corresponding to the right side of the above equation (2). The lateral acceleration deviation ΔGy is calculated based on the equation described in the above. Then, the CPU 61 proceeds to step 595 to end this routine once.
[0078]
Next, the calculation of the target slip ratio of each wheel, which is necessary to determine the braking force to be applied to each wheel when executing only the above-described OS-US suppression control, will be described. The routine is repeatedly executed every elapse of a predetermined time. Therefore, at a predetermined timing, the CPU 61 starts the process from step 600, proceeds to step 605, and sets the absolute value of the actual lateral acceleration Gy detected by the lateral acceleration sensor 54 in either step 450 or step 460. It is determined whether or not the value is smaller than the determined rollover prevention control start reference value Gyth. If the determination is “No”, the process immediately proceeds to step 695 to temporarily end the present routine. This case corresponds to a case where the OS-US suppression control is not executed.
[0079]
Now, assuming that the absolute value of the actual lateral acceleration Gy is smaller than the rollover prevention control start reference value Gyth, the CPU 61 determines “Yes” in step 605 and proceeds to step 610, and proceeds to step 510 in FIG. The control amount G corresponding to the magnitude of the yawing moment to be generated in the vehicle by the OS-US suppression control is calculated based on the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy calculated in and the table described in step 610.
[0080]
As shown in the table described in step 610, the control amount G is set to “0” when the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy is equal to or smaller than the value Gy1, and the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy is set to the value Gy1. When the value is not less than the value Gy2 and the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy increases from the value Gy1 to the value Gy2, it is set to linearly increase from “0” to a positive constant value G1. When the absolute value of ΔGy is equal to or more than the value Gy2, the value is set so as to be maintained at the positive constant value G1. In other words, when the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy is equal to or less than the value Gy1, the OS-US suppression control is not executed, while when the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy is equal to or more than the value Gy1, the control is performed based on the table described in step 610. , The control amount G is determined according to the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy.
[0081]
Next, the CPU 61 proceeds to step 615, and determines whether or not the value of the lateral acceleration deviation ΔGy calculated in step 510 of FIG. 5 is “0” or more. Here, when the value of the lateral acceleration deviation ΔGy is equal to or greater than “0” (actually, when the value of the lateral acceleration deviation ΔGy is equal to or greater than the value Gy1), the CPU 61 determines whether the vehicle has understeered as described above. It is determined that the vehicle is in the state, and the process proceeds to step 620 and thereafter to calculate the target slip ratio of each wheel when executing the understeer suppression control.
[0082]
When the CPU 61 proceeds to step 620, the CPU 61 determines whether or not the value of the reverse display flag BACK is “1”. When the CPU 61 determines “Yes” in step 620, the process proceeds to step 625, where the turning direction display flag L If it is determined whether the value is “1” or “Yes” in step 625 (that is, if the vehicle is turning in the counterclockwise direction while traveling backward), Proceeding to 630, a value obtained by multiplying the coefficient Kb, which is a positive constant value, by the control amount G calculated in step 610 is set as the target slip ratio Stfr of the right front wheel FR, and the values of the other wheels FL, RL, RR are set. The target slip ratios Stfl, Strl, and Strr are all set to "0", and the routine proceeds to step 695, where the present routine is temporarily ended. Accordingly, when the vehicle is turning counterclockwise while traveling backward, only the right front wheel FR corresponding to the rear wheel (front wheel) in the traveling direction inside the turning direction has the same direction as the turning direction. The target slip ratio is set according to the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy for generating the yawing moment.
[0083]
On the other hand, when the turning direction display flag L is “0” in the determination at step 625, the CPU 61 determines “No” at step 625 and proceeds to step 635, where the CPU 61 multiplies the coefficient Kb by the control amount G. Is set as the target slip ratio Stfl of the left front wheel FL, and the target slip ratios Stfr, Strl, Strr of the other wheels FR, RL, RR are all set to “0”, and the routine proceeds to step 695 to once execute this routine. finish. Accordingly, when the vehicle is turning in the clockwise direction while traveling backward, only the left front wheel FL corresponding to the rear wheel (front wheel) in the traveling direction inside the turning direction has the same direction as the turning direction. A target slip ratio is set according to the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy for generating the yawing moment.
[0084]
If the value of the reverse display flag BACK is “0” in the determination at step 620, the CPU 61 determines “No” at step 620 and proceeds to step 640 to set the value of the turning direction display flag L to “1”. And if it is determined to be “Yes” in step 640 (that is, the vehicle is turning counterclockwise while traveling forward), the process proceeds to step 645. , The value obtained by multiplying the coefficient Kb by the control amount G is set as the target slip ratio Strl of the left rear wheel RL, and the target slip ratios Stfl, Stfr, Strr of the other wheels FL, FR, RR are all set to “0”. ”, The routine proceeds to step 695, and this routine is temporarily ended. Accordingly, when the vehicle is turning in the counterclockwise direction while traveling forward, only the left rear wheel RL corresponding to the rear wheel (rear wheel) in the traveling direction inside the turning direction has the turning direction. A target slip ratio is set according to the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy for generating a yawing moment in the same direction.
[0085]
On the other hand, when the turning direction display flag L is “0” in the determination at step 640, the CPU 61 determines “No” at step 640, proceeds to step 650, and multiplies the coefficient Kb by the control amount G. The value is set as the target slip ratio Strr of the right rear wheel RR, and the target slip ratios Stfl, Stfr, Strl of the other wheels FL, FR, RL are all set to “0”, and the routine proceeds to step 695 to execute this routine. Is temporarily terminated. Thus, when the vehicle is turning in the clockwise direction while traveling forward, only the right rear wheel RR corresponding to the rear wheel (rear wheel) in the traveling direction inside the turning direction is the same as the turning direction. A target slip ratio is set according to the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy for generating a yawing moment in the direction.
[0086]
On the other hand, if it is determined in step 615 that the value of the lateral acceleration deviation ΔGy is a negative value (actually, the value of the lateral acceleration deviation ΔGy is equal to or less than the value −Gy1), the CPU 61 described above. Thus, it is determined that the vehicle is in the oversteer state, and the process proceeds to step 655 and thereafter to calculate the target slip ratio of each wheel when executing the oversteer suppression control.
[0087]
The processing of steps 655 to 685 is processing equivalent to the processing of steps 620 to 650 described above, and the CPU 61 proceeds to step 665 (that is, the vehicle turns counterclockwise while traveling backward). ), The value obtained by multiplying the control amount G calculated in step 610 by the coefficient Kf (> coefficient Kb), which is a positive constant value, is set as the target slip ratio Strl of the left rear wheel RL, and the other wheels FL , FR, RR, the target slip ratios Stfl, Stfr, Strr are all set to "0", and the routine proceeds to step 695, where the present routine is temporarily terminated. Accordingly, when the vehicle is turning counterclockwise while traveling backward, only the left rear wheel RL corresponding to the front wheel (rear wheel) in the traveling direction outside the turning direction is opposite to the turning direction. A target slip ratio is set according to the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy for generating a yawing moment in the direction.
[0088]
When the process proceeds to step 670 (that is, when the vehicle is turning clockwise while traveling backward), the CPU 61 calculates the value obtained by multiplying the coefficient Kf by the control amount G as the target of the right rear wheel RR. The slip ratio Strr is set, and the target slip ratios Stfl, Stfr, Strl of the other wheels FL, FR, RL are all set to "0", and the routine proceeds to step 695 to end this routine once. Accordingly, when the vehicle is turning in the clockwise direction while traveling backward, only the right rear wheel RR corresponding to the front wheel (rear wheel) in the traveling direction outside the turning direction has a direction opposite to the turning direction. The target slip ratio is set according to the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy for generating the yawing moment.
[0089]
When the process proceeds to step 680 (that is, when the vehicle is turning in the counterclockwise direction while traveling forward), the CPU 61 calculates the value obtained by multiplying the coefficient Kf by the control amount G as the target of the right front wheel FR. The slip ratio Stfr is set, and the target slip ratios Stfl, Strl, Strr of the other wheels FL, RL, RR are all set to "0", and the routine proceeds to step 695 to end this routine once. Thereby, when the vehicle is turning in the counterclockwise direction while traveling forward, only the right front wheel FR corresponding to the front wheel (front wheel) in the traveling direction outside the turning direction has the opposite direction to the turning direction. A target slip ratio is set according to the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy for generating the yawing moment.
[0090]
When the process proceeds to step 685 (that is, when the vehicle is turning in the clockwise direction while traveling forward), the CPU 61 calculates the value obtained by multiplying the coefficient Kf by the control amount G as the target slip of the left front wheel FL. The ratio is set as Stfl, and the target slip ratios Stfr, Strl, Strr of the other wheels FR, RL, RR are all set to "0", and the routine proceeds to step 695 to end this routine once. Thereby, when the vehicle is turning in the clockwise direction while traveling forward, only the left front wheel FL corresponding to the front wheel (front wheel) in the traveling direction outside the turning direction is yawed in the direction opposite to the turning direction. A target slip ratio is set according to the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy for generating a moment. As described above, the target slip ratio of each wheel required to determine the braking force to be applied to each wheel when executing only the OS-US suppression control is determined.
[0091]
Next, the calculation of the target slip ratio of each wheel required to determine the braking force to be applied to each wheel when executing only the above-described rollover prevention control will be described. The CPU 61 executes the routine shown in FIG. Is repeatedly executed every elapse of a predetermined time. Accordingly, at a predetermined timing, the CPU 61 starts the process from step 700, proceeds to step 705, and sets the absolute value of the actual lateral acceleration Gy detected by the lateral acceleration sensor 54 in either step 450 or step 460. It is determined whether or not the value is equal to or greater than the determined rollover prevention control start reference value Gyth. If the determination is “No”, the process immediately proceeds to step 795 to temporarily end the present routine. In this case, the rollover prevention control is not executed (OS-US suppression control can be executed).
[0092]
Now, assuming that the absolute value of the actual lateral acceleration Gy is equal to or larger than the rollover prevention control start reference value Gyth, the CPU 61 determines “Yes” in step 705 and proceeds to step 710, where the lateral acceleration sensor 54 Control based on the magnitude of the yawing moment to be generated in the vehicle by the rollover prevention control based on the detected absolute value of the actual lateral acceleration Gy and the table described in step 710 corresponding to each graph shown in FIG. The quantity G is calculated.
[0093]
As shown in the table described in step 710, the control amount G is determined when the value of the reverse display flag BACK is “0” (that is, when the vehicle is traveling forward. FIG. (Corresponding to (b)), as the absolute value of the actual lateral acceleration Gy increases from the forward reference value Gyf, which is the rollover prevention control start reference value Gyth, until it reaches a positive constant value G2 from “0”. After increasing with a predetermined gradient, after reaching the positive constant value G2, it is set to be constant at the same positive constant value G2 even if the absolute value of the actual lateral acceleration Gy increases, while the reverse display is performed. When the value of the flag BACK is “1” (that is, when the vehicle is traveling backward, corresponding to FIG. 3C), the absolute value of the actual lateral acceleration Gy is determined by the rollover prevention control start reference. The reverse reference value Gy that is the value Gyth As it increases from (<Gyf), it increases with a predetermined gradient from “0” to reach the positive constant value G2, and after reaching the positive constant value G2, the absolute value of the actual lateral acceleration Gy Is set so that the positive constant value G2 is constant even if increases. In other words, when the absolute value of the actual lateral acceleration Gy is equal to or smaller than the rollover prevention control start reference value Gyth, the rollover prevention control is not executed, while when the absolute value of the actual lateral acceleration Gy is equal to or larger than the rollover prevention control start reference value Gyth, step Based on the table described in 710, the control amount G is determined according to the absolute value of the actual lateral acceleration Gy.
[0094]
Next, the CPU 61 proceeds to step 715 to determine whether or not the value of the reverse display flag BACK is “1”. If the determination in step 715 is “Yes”, the flow proceeds to step 720 to proceed to step 720 to turn the turning direction display flag. It is determined whether or not the value of L is "1", and when "Yes" is determined in step 720 (that is, when the vehicle is turning counterclockwise while traveling backward). , The value obtained by multiplying the coefficient Kr, which is a positive constant value, by the control amount G calculated in step 710 is set as the target slip ratio Strl of the left rear wheel RL, and the other wheels FL, FR are set. , RR, the target slip ratios Stfl, Stfr, Strr are all set to "0", and the routine proceeds to step 795, where the present routine is temporarily terminated. Accordingly, when the vehicle is turning counterclockwise while traveling backward, only the left rear wheel RL corresponding to the front wheel (rear wheel) in the traveling direction outside the turning direction is opposite to the turning direction. A target slip ratio is set according to the absolute value of the actual lateral acceleration Gy for generating the yawing moment in the direction.
[0095]
On the other hand, when the turning direction display flag L is “0” in the determination in step 720, the CPU 61 determines “No” in step 720 and proceeds to step 730 to multiply the coefficient Kr by the control amount G. Is set as the target slip rate Strr of the right rear wheel RR, and the target slip rates Stfl, Stfr, Strl of the other wheels FL, FR, RL are all set to “0”, and the routine proceeds to step 795 to execute this routine. Stop once. Accordingly, when the vehicle is turning in the clockwise direction while traveling backward, only the right rear wheel RR corresponding to the front wheel (rear wheel) in the traveling direction outside the turning direction has a direction opposite to the turning direction. The target slip ratio is set according to the absolute value of the actual lateral acceleration Gy for generating the yawing moment.
[0096]
On the other hand, if the value of the reverse display flag BACK is “0” in the determination of step 715, the CPU 61 determines “No” in step 715 and proceeds to step 735 to set the value of the turning direction display flag L to “1”. , And if it is determined “Yes” in step 735 (ie, the vehicle is turning counterclockwise while traveling forward), the process proceeds to step 740. The value obtained by multiplying the coefficient Kf by the control amount G calculated in step 710 is set as the target slip ratio Stfr of the right front wheel FR, and the value obtained by multiplying the coefficient Kb by the same control amount G is set to the value of the right rear wheel RR. The target slip rate Strr is set as the target slip rate, and the target slip rates Stfl and Strl of the other wheels FL and RL are both set to “0”. Once completed. Accordingly, when the vehicle is turning in the counterclockwise direction while traveling forward, only the right front wheel FR and the right rear wheel RR corresponding to the front and rear wheels on the outside in the turning direction have yawing moments in the opposite direction to the turning direction. Is set in accordance with the absolute value of the actual lateral acceleration Gy for generating.
[0097]
On the other hand, when the turning direction display flag L is “0” in the determination of step 735, the CPU 61 determines “No” in step 735 and proceeds to step 745 to multiply the coefficient Kf by the control amount G. The value is set as the target slip rate Stfl of the left front wheel FL, and a value obtained by multiplying the coefficient Kb by the same control amount G is set as the target slip rate Strl of the left rear wheel RL, and the target slip rates of the other wheels FR and RR are set. Both Stfr and Strr are set to "0", and the routine proceeds to step 795, where the present routine is temporarily ended. Thus, when the vehicle is turning in the clockwise direction while traveling forward, only the left front wheel FL and the left rear wheel RL corresponding to the front and rear wheels outside the turning direction generate a yawing moment in the direction opposite to the turning direction. A target slip ratio according to the absolute value of the actual lateral acceleration Gy to be generated is set. As described above, the target slip ratio of each wheel required to determine the braking force to be applied to each wheel when executing only the rollover prevention control is determined.
[0098]
Next, the control mode setting of the vehicle will be described. The CPU 61 repeatedly executes the routine shown in FIG. 8 every time a predetermined time elapses. Therefore, at a predetermined timing, the CPU 61 starts the process from step 800 and proceeds to step 805 to determine whether anti-skid control is necessary at the present time. The anti-skid control is a control for reducing the braking force of a specific wheel when a specific wheel is locked while the brake pedal BP is operated. Since the details of the anti-skid control are well known, a detailed description thereof will be omitted here.
[0099]
Specifically, the CPU 61 determines in step 805 that the brake switch BP is operated by the brake switch 55, and the CPU 61 calculates the actual value of the specific wheel calculated in step 415 in FIG. When the value of the slip ratio Sa ** is equal to or more than a positive predetermined value, it is determined that anti-skid control is necessary.
[0100]
If it is determined in step 805 that the anti-skid control is necessary, the CPU 61 proceeds to step 810 and sets a variable Mode for setting a control mode in which the turning stability control and the anti-skid control are superimposed and executed. Is set to “1”, and the process proceeds to subsequent step 850.
[0101]
On the other hand, when it is determined in step 805 that the anti-skid control is not necessary, the CPU 61 proceeds to step 815 and determines whether the front-rear braking force distribution control is necessary at the present time. The front-rear braking force distribution control is a control for reducing the ratio (distribution) of the braking force of the rear wheels to the braking force of the front wheels in accordance with the magnitude of the deceleration in the front-rear direction of the vehicle when the brake pedal BP is operated. is there. Since the details of the longitudinal braking force distribution control are well known, a detailed description thereof will be omitted here.
[0102]
More specifically, the CPU 61 determines in step 815 that the brake switch BP is being operated by the brake switch 55, and the value of the estimated vehicle body acceleration DVso calculated in step 420 of FIG. Is a negative value and the absolute value of the estimated vehicle body acceleration DVso is equal to or greater than a predetermined value, it is determined that the longitudinal braking force distribution control is necessary.
[0103]
When it is determined in step 815 that the longitudinal braking force distribution control is necessary, the CPU 61 proceeds to step 820 and sets a control mode in which the turning stability control and the longitudinal braking force distribution control are performed in a superimposed manner. Then, the variable Mode is set to “2”, and the process proceeds to step 850.
[0104]
If it is determined in step 815 that the front-rear braking force distribution control is not required, the CPU 61 proceeds to step 825 and determines whether traction control is necessary at the present time. The traction control is a control or an engine for increasing the braking force of the specific wheel when the specific wheel is spinning in the direction in which the driving force of the engine 31 is generated in a state where the brake pedal BP is not operated. 31 is a control for reducing the driving force. Since the details of the traction control are well known, a detailed description thereof will be omitted here.
[0105]
Specifically, the CPU 61 determines in step 825 that the brake switch BP is not operated by the brake switch 55, and the CPU 61 calculates the actual value of the specific wheel calculated in step 415 in FIG. When the value of the slip ratio Sa ** is a negative value and the absolute value of the actual slip ratio Sa ** is equal to or greater than a predetermined value, it is determined that traction control is necessary.
[0106]
When it is determined in step 825 that traction control is necessary, the CPU 61 proceeds to step 830, and sets the variable Mode to “mode” in order to set a control mode in which the turning stability control and the traction control are performed in a superimposed manner. 3 "is set, and the process proceeds to the subsequent step 850.
[0107]
When it is determined in step 825 that traction control is not necessary, the CPU 61 proceeds to step 835 to determine whether or not the turning stability control is necessary at the present time. Specifically, in step 835, the CPU 61 determines that the absolute value of the actual lateral acceleration Gy detected by the lateral acceleration sensor 54 is less than the reference value Gyth for anti-lateral overturn control and that the lateral acceleration calculated in step 510 in FIG. When the absolute value of the acceleration deviation ΔGy is equal to or larger than the value Gy1 (that is, when the OS-US suppression control is executed), and when the absolute value of the actual lateral acceleration Gy is equal to the reference value Gyth In this case (that is, when the rollover prevention control is executed), since there is a specific wheel whose target slip ratio St ** set in FIG. 6 or 7 is not “0”, turning is performed. It is determined that time stability control is necessary.
[0108]
When it is determined in step 835 that the turning stability control is necessary, the CPU 61 proceeds to step 840 and performs the turning stability control (actually, either of the OS-US suppression control or the rollover prevention control). (4) is set to the variable Mode in order to set a control mode in which only one of them is executed. On the other hand, when it is determined in step 835 that the turning stability control is not necessary, the CPU 61 proceeds to step 845 and sets “0” to the variable Mode to set the non-control mode in which the vehicle motion control is not executed. After setting, the process proceeds to step 850. In this case, there is no specific wheel to control.
[0109]
When the CPU 61 proceeds to step 850, it sets “1” to the flag CONT ** corresponding to the wheel to be controlled and sets “0” to the flag CONT ** corresponding to the non-controlled wheel that is not the wheel to be controlled. The control target wheel in step 850 is a wheel that needs to control at least one of the corresponding pressure increasing valve PU ** and the pressure reducing valve PD ** shown in FIG.
[0110]
Therefore, for example, when the brake pedal BP is not operated and the process proceeds to step 630 (or step 680) in FIG. 6 described above, only the brake fluid pressure in the wheel cylinder Wfr of the right front wheel FR needs to be increased. In this case, the control valve SA1, the switching valve STR, and the pressure-intensifying valve PUfl shown in FIG. 2 are both switched to the second position, and the pressure-increasing valve PUfr and the pressure-reducing valve PDfr are controlled, respectively. With the hydraulic pressure maintained at the current hydraulic pressure, only the brake hydraulic pressure in the wheel cylinder Wfr is increased using the high pressure generated by the high-pressure generating unit 41. Therefore, the control target wheels in this case include not only the right front wheel FR but also the left front wheel FL. Then, after executing Step 850, the CPU 61 proceeds to Step 895 and temporarily ends the present routine. In this way, the control mode is specified and the wheel to be controlled is specified.
[0111]
Next, the control of the braking force to be applied to each wheel will be described. The CPU 61 repeatedly executes the routine shown in FIG. 9 every time a predetermined time elapses. Therefore, at a predetermined timing, the CPU 61 starts the process from step 900, proceeds to step 905, determines whether the variable Mode is not “0”, and if the variable Mode is “0”, proceeds to step 905. Is determined to be "No", and the process proceeds to step 910. Since it is not necessary to execute the brake control for each wheel, all the electromagnetic valves in the brake fluid pressure control device 40 are turned off (non-excited state). Proceeding to step 995, the present routine is temporarily ended. As a result, brake fluid pressure corresponding to the operation force of the brake pedal BP by the driver is supplied to each wheel cylinder W **.
[0112]
On the other hand, if the variable Mode is not “0” in the determination of step 905, the CPU 61 determines “Yes” in step 905 and proceeds to step 915 to determine whether the variable Mode is “4”. If the variable Mode is not “4” (that is, if anti-skid control or the like other than the turning stability control is necessary), the CPU 61 determines “No” in step 915 and proceeds to step 920. 8 is required when executing only the turning stability control previously set in FIG. 6 or 7 for the control target wheel for which the value of the flag CONT ** is set to “1” in step 850 of FIG. After correcting the value of the target slip ratio St ** of each wheel, the process proceeds to step 925. Thus, the target slip rate of each wheel already set in FIG. 6 or FIG. 7 by the target slip rate of each wheel required when executing the control corresponding to the value of the variable Mode superimposed on the stability control during turning is required. The value of the slip ratio St ** is corrected for each wheel to be controlled.
[0113]
If the variable Mode is “4” in the determination in step 915, the CPU 61 determines “Yes” in step 915, and corrects the target slip ratio St ** of each wheel already set in FIG. 6 or FIG. Since there is no need, the process proceeds directly to step 925. When the CPU 61 proceeds to step 925, the value of the target slip ratio St ** for the control target wheel for which the value of the flag CONT ** is set to “1” in step 850 of FIG. The slip ratio deviation ΔSt ** is calculated for each wheel to be controlled based on the value of the actual slip ratio Sa ** calculated in 415 and the expression described in step 925.
[0114]
Next, the CPU 61 proceeds to step 930, and sets a hydraulic control mode for each of the control target wheels. Specifically, the CPU 61 calculates the slip ratio deviation ΔSt for each control target wheel based on the value of the slip ratio deviation ΔSt ** calculated for each control target wheel calculated in step 925 and the table described in step 930. When the value of ** exceeds a predetermined positive reference value, the hydraulic pressure control mode is set to “pressure increase”, and the value of the slip ratio deviation ΔSt ** is equal to or more than a predetermined negative reference value and When the value is equal to or less than the positive reference value, the hydraulic pressure control mode is set to “hold”, and when the value of the slip ratio deviation ΔSt ** falls below the predetermined negative reference value, the hydraulic pressure control mode is set to “pressure reduction”. Set.
[0115]
Next, the CPU 61 proceeds to step 935 to control the control valves SA1, SA2 and the switching valve STR shown in FIG. 2 based on the hydraulic pressure control mode for each control target wheel set in step 930, and to control the control target wheel. Each time, the pressure increasing valve PU ** and the pressure reducing valve PD ** are controlled in accordance with the same hydraulic control mode.
[0116]
Specifically, the CPU 61 sets the corresponding pressure increasing valve PU ** and the pressure reducing valve PD ** to the first position (the position in the non-excited state) for the wheel in which the hydraulic pressure control mode is “pressure increasing”. ), The corresponding pressure-intensifying valve PU ** is controlled to the second position (the position in the excited state) and the corresponding pressure-reducing valve PD * for the wheel in which the hydraulic control mode is set to “hold”. * To the first position, and for a wheel in which the hydraulic control mode is "depressurized", both the corresponding pressure increasing valve PU ** and the pressure reducing valve PD ** are moved to the second position (in the excited state). Position).
[0117]
As a result, the brake hydraulic pressure in the wheel cylinder W ** of the control target wheel whose hydraulic pressure control mode is set to “increase pressure” increases, and the control target whose hydraulic pressure control mode is set to “decrease pressure” As the brake fluid pressure in the wheel cylinder W ** of the wheel decreases, the actual slip ratio Sa ** of each control wheel is controlled so as to approach the target slip ratio St **. As a result, FIG. Control corresponding to the set control mode is achieved.
[0118]
When the control mode set by executing the routine of FIG. 8 is the control mode for executing traction control (variable Mode = 3) or the control mode for executing only turning stability control (variable Mode = 4), In order to reduce the driving force of the engine 31, the CPU 61 determines that the throttle valve TH is required to have an opening smaller by a predetermined amount than the opening corresponding to the operation amount Accp of the accelerator pedal AP, if necessary. The actuator 32 is controlled. Then, the CPU 61 proceeds to step 995 to end this routine once.
[0119]
As described above, according to the vehicle motion control device according to the present invention, during the rollover prevention control, when the vehicle is traveling backward, the predetermined degree is smaller than when the vehicle is traveling forward. Is set so that the anti-lateral overturn control start reference value Gyth corresponding to. Therefore, when the vehicle is in a reverse running state in which an excessive roll angle is likely to occur in the vehicle, or when the vehicle is in a forward running state in which an excessive roll angle is relatively unlikely to occur in the vehicle. The braking force for generating a yawing moment in the direction opposite to the turning direction of the vehicle is started from an earlier stage as compared with the case of the first embodiment. As a result, the rollover prevention control start reference value Gyth applied when the vehicle is traveling forward (ie, the forward reference value Gyf) and the rollover prevention control start reference value applied when the vehicle is traveling backward. Gyth (that is, the reverse reference value Gyb) can be individually set to an optimum value, so that an excessive roll angle occurs in the vehicle regardless of whether the vehicle is traveling forward or backward. Was properly prevented.
[0120]
Further, when the vehicle is running backward during the rollover prevention control, the braking force for generating the yawing moment in the direction opposite to the turning direction of the vehicle can effectively function as a deceleration force for decelerating the vehicle. To the front wheels (ie, rear wheels) in the traveling direction outside the turning direction. Therefore, the action of the yawing moment in the direction opposite to the turning direction of the vehicle and the action of the deceleration force are combined, so that the absolute value of the actual lateral acceleration Gy acting on the vehicle is further reduced, and the vehicle has an excessively large absolute value. The occurrence of a roll angle was more reliably prevented.
[0121]
The present invention is not limited to the above embodiments, and various modifications can be adopted within the scope of the present invention. For example, in the above embodiment, the slip ratio of each wheel is used as a control target for controlling the braking force applied to each wheel of the vehicle. Any physical quantity that changes according to the braking force applied to each wheel, such as brake fluid pressure, may be used as the control target.
[0122]
In the above embodiment, the maximum value G1 of the control amount G calculated in step 610 of FIG. 6 and the maximum value G2 of the control amount G calculated in step 710 of FIG. 7 are different from each other. However, the maximum value G1 of the control amount G and the maximum value G2 of the control amount G may be the same value.
[0123]
In the above embodiment, whether the vehicle is traveling forward or backward is determined based on the output of the shift position sensor 57. However, the sign of the steering angle θs indicated by the output value of the steering angle sensor 52 is used. It is determined whether the vehicle is traveling forward or backward based on the relationship between the positive value or the negative value and the sign of the actual lateral acceleration Gy indicated by the output value of the lateral acceleration sensor 54. May be. Specifically, when the sign of the steering angle θs and the sign of the actual lateral acceleration Gy are the same, it is determined that the vehicle is traveling forward, and the same sign as the sign of the steering angle θs is used. When the sign of the lateral acceleration Gy is different from the sign of the lateral acceleration Gy, it can be determined that the vehicle is traveling backward.
[0124]
In the above-described embodiment, when the vehicle is traveling backward during the rollover prevention control, the braking force for generating the yawing moment in the direction opposite to the turning direction of the vehicle is increased by the braking force on the front side in the traveling direction outside the turning direction. Although the braking force is applied only to the wheels (that is, the rear wheels), the braking force may be applied only to the front and rear wheels on the outside in the turning direction.
[0125]
Further, in the above embodiment, as shown in step 710 of FIG. 7, the anti-rollover control is performed in accordance with the absolute value of the actual lateral acceleration Gy as the excessive roll angle occurrence tendency index value indicated by the output value of the lateral acceleration sensor 54. Is determined, the control amount G at the time of rollover prevention control may be determined according to the absolute value of the roll angle θroll generated in the vehicle as the excessive roll angle occurrence tendency index value. Good.
[0126]
More specifically, the CPU 61 repeatedly executes a routine for calculating the roll angle θroll shown in FIG. 10 every predetermined time. Accordingly, at a predetermined timing, the CPU 61 starts the process from step 1000, and proceeds to step 1005, where the vehicle heights Hfl, Hfr, Hrl, Hrr of the respective wheel portions obtained by the vehicle height sensors 56fl, 56fr, 56rl, and 56rr. Is calculated on the basis of the above values and the equation described in step 1005.
[0127]
Here, the vehicle height difference ΔH is an average value of the vehicle height difference between the front left portion of the vehicle body and the front right portion of the vehicle body, and the vehicle height difference between the rear left portion of the vehicle body and the rear right portion of the vehicle body. The vehicle height difference ΔH is a positive value when the vehicle height on the left side of the vehicle body is higher than the vehicle height on the right side of the vehicle body, that is, when the vehicle is turning counterclockwise (as viewed from above the vehicle). When the vehicle height on the left side of the vehicle body is lower than the vehicle height on the right side of the vehicle body, that is, when the vehicle is turning clockwise (as viewed from above the vehicle), the value is set to be a negative value. .
[0128]
Next, the CPU 61 proceeds to step 1010, in which the value of the vehicle height difference ΔH calculated in step 1005 and the center of the contact surface of the left and right wheels (for example, the left and right rear wheels RL, RR) with the road surface of each tire tread surface. After calculating the roll angle θroll of the vehicle body on the basis of the value of the wheel tread T, which is the distance in the lateral direction of the vehicle body, and the equation described in step 1010, the routine proceeds to step 1095 and ends this routine once. Here, as is clear from the equation described in step 1010, the sign of the roll angle θroll is the same as the sign of the vehicle height difference ΔH, so that the roll angle θroll is determined by the counterclockwise direction of the vehicle (as viewed from above the vehicle). The value is set to be a positive value when the vehicle is turning in the surrounding direction, and to be a negative value when the vehicle is turning in the clockwise direction (as viewed from above the vehicle).
[0129]
Then, the CPU 61 sets the horizontal axis of the table described in step 710 of FIG. 7 as the absolute value of the roll angle θroll calculated in step 1010 of FIG. 10 instead of the absolute value of the actual lateral acceleration Gy, and sets the forward reference value. The control amount G is calculated in place of the forward reference value θrollf and the reverse reference value θrollb corresponding to Gyf and the reverse reference value Gyb. In this manner, the control amount G during the rollover prevention control (therefore, the braking force applied to a predetermined wheel in the rollover prevention control) is changed according to the absolute value of the roll angle θroll generated in the vehicle. Further, the roll angular velocity θ ′ roll which is a value obtained by time-differentiating the calculated roll angle θ roll is used as an excessive roll angle occurrence tendency index value, and the process proceeds to step 710 in FIG. 7 according to the absolute value of the roll angular velocity θ ′ roll. The control amount G at the time of the rollover prevention control calculated as described above may be determined.
[0130]
Further, the control amount G calculated in step 710 of FIG. 7 is changed according to the absolute value of the actual yaw rate detected by a yaw rate sensor (not shown) generated in the vehicle as an excessive roll angle occurrence tendency index value. May be. Further, the control amount G calculated in step 710 in FIG. 7 is changed according to the absolute value of the steering angle θs (steering operation amount) acquired by the steering angle sensor 52 as the excessive roll angle occurrence tendency index value. You may comprise. Further, the control amount G calculated in step 710 in FIG. 7 is configured to be changed according to the absolute value of the rotation speed (steering operation speed) of the steering 21 as the excessive roll angle occurrence tendency index value. Is also good. In this case, the steering rotation speed θ's is calculated by the following equation (4).
[0131]
(Equation 4)
θ ′s = (θs−θs1) / Δt
[0132]
In the above formula 4, θs1 is the previous steering angle obtained by the steering angle sensor 52 last time when the process of step 505 in FIG. 5 was executed, and Δt is the above-mentioned predetermined time which is the calculation cycle of each routine.
[0133]
The “excessive roll angle occurrence tendency index value” is an absolute value of the actual lateral acceleration Gy, an absolute value of the actual yaw rate, an absolute value of the roll angle θroll, a roll angular velocity θ′roll, a steering angle θs, and a steering rotation velocity θ. It may be the sum of absolute values of 's, or the sum of values (weighted values) obtained by multiplying each of these absolute values by a predetermined coefficient. Among these absolute values, those having a value exceeding the reference value corresponding to the rollover prevention control start reference value Gyth (values exceeding the corresponding reference value among the absolute values) If there are a plurality of roll angles, the degree of deviation from the corresponding reference value is the greatest) may be adopted as the “excessive roll angle occurrence tendency index value”.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a vehicle equipped with a vehicle motion control device according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a schematic configuration diagram of a brake fluid pressure control device shown in FIG.
FIG. 3 is a diagram illustrating an example of a braking force applied to each wheel of the vehicle when a rollover prevention control is executed, separately for a case where the vehicle is moving forward and a case where the vehicle is moving backward.
FIG. 4 is a flowchart illustrating a routine for calculating a wheel speed and the like executed by a CPU illustrated in FIG. 1;
FIG. 5 is a flowchart showing a routine for calculating a lateral acceleration deviation executed by a CPU shown in FIG. 1;
FIG. 6 is a flowchart showing a routine for the CPU shown in FIG. 1 to calculate a target slip ratio during OS-US suppression control.
FIG. 7 is a flowchart illustrating a routine for the CPU shown in FIG. 1 to calculate a target slip ratio during rollover prevention control.
FIG. 8 is a flowchart showing a routine for the CPU shown in FIG. 1 to set a control mode.
FIG. 9 is a flowchart showing a routine for controlling a braking force applied to each wheel by the CPU shown in FIG. 1;
FIG. 10 is a flowchart showing a routine for calculating a roll angle by a CPU of a vehicle motion control device according to a modification of the embodiment shown in FIG. 1;
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 ... Vehicle motion control apparatus, 20 ... Front wheel steering mechanism part, 30 ... Drive force transmission mechanism part, 40 ... Brake fluid pressure control apparatus, 50 ... Sensor part, 51 ** ... Wheel speed sensor, 52 ... Steering Angle sensor, 54: lateral acceleration sensor, 57: shift position sensor, 60: electric control device, 61: CPU

Claims (3)

車体の前後方向に所定距離だけ離れてそれぞれ配置された一対の操舵輪と一対の非操舵輪とを少なくとも備えた車両に適用されるとともに、
前記車両に過大なロール角が発生する傾向の程度を示す過大ロール角発生傾向指標値を取得する指標値取得手段と、
前記車両が旋回状態にあって、前記取得された過大ロール角発生傾向指標値により示される前記車両に過大なロール角が発生する傾向の程度が所定の程度以上となったとき同車両に対して同車両の旋回方向と反対の方向にヨーイングモーメントを発生させるための制動力を前記各車輪のうちの所定の車輪に付与する制動力制御手段と、を備えた車両の運動制御装置であって、
前記車両が前記一対の操舵輪が同車両の進行方向における前側の車輪となる状態で走行しているか前記一対の非操舵輪が同進行方向における前側の車輪となる状態で走行しているかを判定する進行方向判定手段を備え、
前記制動力制御手段は、前記車両が前記一対の非操舵輪が前記進行方向における前側の車輪となる状態で走行していると判定された場合、同車両が前記一対の操舵輪が同進行方向における前側の車輪となる状態で走行していると判定された場合に比して前記所定の程度を小さくするように構成された車両の運動制御装置。The present invention is applied to a vehicle having at least a pair of steered wheels and a pair of non-steered wheels arranged at a predetermined distance apart in the longitudinal direction of the vehicle body,
Index value obtaining means for obtaining an excessive roll angle occurrence tendency index value indicating the degree of tendency of the vehicle to generate an excessive roll angle,
When the vehicle is in a turning state and the degree of the tendency of the vehicle to generate an excessive roll angle indicated by the obtained excessive roll angle occurrence tendency index value is equal to or greater than a predetermined degree, Braking force control means for applying a braking force for generating a yawing moment in a direction opposite to the turning direction of the vehicle to predetermined wheels of the wheels, a vehicle motion control device comprising:
It is determined whether the vehicle is traveling with the pair of steered wheels being front wheels in the traveling direction of the vehicle or the pair of non-steered wheels is traveling with front wheels in the traveling direction of the vehicle. Traveling direction determining means,
The braking force control unit may determine that the vehicle is traveling in a state where the pair of non-steered wheels are the front wheels in the traveling direction. The motion control device for a vehicle configured to reduce the predetermined degree as compared with a case where it is determined that the vehicle is running in a state of being a front wheel in the vehicle. 請求項１に記載の車両の運動制御装置において、
前記指標値取得手段が取得する過大ロール角発生傾向指標値は、前記車両に働く加速度の車体左右方向の成分である横加速度、同車両に働くヨーレイト、同車両に発生するロール角、同ロール角の時間的変化率であるロール角速度、前記一対の操舵輪の転舵角を変更するステアリングの操作量、及び同ステアリングの操作速度の少なくとも一つに基づいた値である車両の運動制御装置。The vehicle motion control device according to claim 1,
The excessive roll angle occurrence tendency index value acquired by the index value acquiring means is a lateral acceleration which is a component of the acceleration acting on the vehicle in a lateral direction of the vehicle, a yaw rate acting on the vehicle, a roll angle occurring on the vehicle, a roll angle occurring on the vehicle. A motion control device for a vehicle, which is a value based on at least one of a roll angular velocity which is a temporal change rate of a steering wheel, a steering operation amount for changing a steering angle of the pair of steered wheels, and an operation speed of the steering wheel. 請求項１又は請求項２に記載の車両の運動制御装置において、
前記車両が前記一対の非操舵輪が前記進行方向における前側の車輪となる状態で走行していると判定された場合、前記制動力制御手段が前記車両の旋回方向と反対の方向にヨーイングモーメントを発生させるための制動力を付与する前記所定の車輪は、同一対の非操舵輪のうち前記旋回方向における外側の車輪である車両の運動制御装置。The motion control device for a vehicle according to claim 1 or 2,
When it is determined that the vehicle is running in a state where the pair of non-steered wheels are front wheels in the traveling direction, the braking force control unit generates a yawing moment in a direction opposite to a turning direction of the vehicle. The motion control device for a vehicle, wherein the predetermined wheel that applies the braking force to generate is an outer wheel in the turning direction among the same pair of non-steered wheels.
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Cited By (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2006335191A (en) * 2005-06-01 2006-12-14 Advics:Kk Vehicular motion stabilization controller
JP2012171516A (en) * 2011-02-22 2012-09-10 Nissin Kogyo Co Ltd Brake fluid pressure control apparatus for vehicle
JP2014088078A (en) * 2012-10-30 2014-05-15 Nissan Motor Co Ltd Braking force controller
US9260096B2 (en) 2011-02-22 2016-02-16 Nissin Kogyo Co., Ltd. Brake fluid pressure control apparatus for vehicle
US20220388485A1 (en) * 2019-09-27 2022-12-08 Hitachi Astemo, Ltd. Vehicle motion control appratus

Family Cites Families (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE19655388B4 (en) * 1996-08-16 2008-08-14 Daimler Ag Vehicle dynamics control system and method
JPH10250546A (en) * 1997-03-10 1998-09-22 Mazda Motor Corp Attitude control device of vehicle
JP3649007B2 (en) * 1998-11-27 2005-05-18 トヨタ自動車株式会社 Vehicle reverse determination method and vehicle control apparatus
JP2000318588A (en) * 1999-05-10 2000-11-21 Toyota Motor Corp Behavior control device for vehicle
JP2000351362A (en) * 1999-06-09 2000-12-19 Unisia Jecs Corp Brake control device
JP3463622B2 (en) * 1999-09-14 2003-11-05 トヨタ自動車株式会社 Vehicle behavior control device

Cited By (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2006335191A (en) * 2005-06-01 2006-12-14 Advics:Kk Vehicular motion stabilization controller
JP4631549B2 (en) * 2005-06-01 2011-02-16 株式会社アドヴィックス Vehicle motion stabilization control device
JP2012171516A (en) * 2011-02-22 2012-09-10 Nissin Kogyo Co Ltd Brake fluid pressure control apparatus for vehicle
US9260096B2 (en) 2011-02-22 2016-02-16 Nissin Kogyo Co., Ltd. Brake fluid pressure control apparatus for vehicle
US10328916B2 (en) 2011-02-22 2019-06-25 Autoliv Nissin Brake Systems Japan Co., Ltd. Brake fluid pressure control apparatus for vehicle
US10676074B2 (en) 2011-02-22 2020-06-09 Autoliv Nissin Brake Systems Japan Co., Ltd. Brake fluid pressure control apparatus for vehicle
JP2014088078A (en) * 2012-10-30 2014-05-15 Nissan Motor Co Ltd Braking force controller
US20220388485A1 (en) * 2019-09-27 2022-12-08 Hitachi Astemo, Ltd. Vehicle motion control appratus
US11945428B2 (en) * 2019-09-27 2024-04-02 Hitachi Astemo, Ltd. Vehicle motion control apparatus

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