JP2004352166A

JP2004352166A - Behavior control device for four-wheel drive vehicle

Info

Publication number: JP2004352166A
Application number: JP2003154918A
Authority: JP
Inventors: Masafumi Takagi; 雅史高木
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2003-05-30
Filing date: 2003-05-30
Publication date: 2004-12-16
Anticipated expiration: 2023-05-30
Also published as: JP4114065B2

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To prevent the behavior of a vehicle from contrarily worsening as a result of the implementation of behavior control, and effectively to perform the behavior control in a four-wheel drive vehicle. <P>SOLUTION: When constraint force of a center differential 20 is in a high state (S10), and spin control or drift-out control is implemented, an excess deceleration slip amount SL of an opposite wheel in a front and rear direction with respect to a prescribed wheel to which braking force is applied is calculated (S20 to 80). When the excess deceleration slip amount SL is larger than a reference value (S90), a torque up amount Teu of an engine 10 is calculated as a product of a coefficient Kc calculated to be larger as the excess deceleration slip amount SL is larger, and zero torque Teo of the engine 10 for having a slip ratio of at least the opposite wheel in the front and rear direction with respect to the prescribed wheel to be zero (S110 to 130), and output torque of the engine 10 is increased according to the torque up amount Teu (S140). <P>COPYRIGHT: (C)2005,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車輌の挙動制御装置に係り、更に詳細にはエンジンより前後輪への駆動力配分を制御するセンターディファレンシャルを備えた四輪駆動車の挙動制御装置に係る。
【０００２】
【従来の技術】
自動車等の車輌の挙動制御装置は、周知の如く、後輪の横力が低下し車輌がスピン状態にあるときには、旋回外側前輪に制動力を付与し左右前輪の制動力差によるスピン抑制方向のヨーモーメントを車輌に付与することによってスピンを抑制し、また前輪の横力が飽和し車輌がドリフトアウト状態にあるときには、左右の後輪に制動力を付与し車輌を減速させると共に左右後輪の制動力差による旋回補助方向のヨーモーメントを車輌に付与することによってドリフトアウトを抑制するようになっている。
【０００３】
特にエンジンより前後輪への駆動力配分を制御するセンターディファレンシャルを備えた四輪駆動車の挙動制御装置として、下記の特許文献１には所定の車輪に制動力を付与するときにはセンターディファレンシャルの拘束力を弱めて他の車輪の自由回転の拘束を低下させ、これにより車輌の安定性を向上させる構成が記載されている。
【０００４】
尚本願出願人の出願にかかる下記の特許文献２には、センターディファレンシャルを備えた四輪駆動車に於いて、車輌のヨーレートが目標ヨーレートになるよう所定の車輪に制動力を付与すると共に、制動力の付与に起因して車輌全体の制駆動力が増減しないようエンジンの出力を制御するヨーレート制御装置が記載されている。
【特許文献１】
特開平１１−１１５７１９号
【特許文献２】
特開２００２−２１９９５８号
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
車輌が四輪駆動車である場合にも所定の車輪に制動力を付与することにより車輌の挙動が安定化されるが、特に路面の摩擦係数が低く且つセンターディファレンシャルの拘束力が高い状態にあるときには、所定の車輪に付与される制動力の一部がセンターディファレンシャルを介して前後反対輪に伝達されることにより当該車輪の横力が低下し、そのため挙動制御によって却って車輌の挙動が悪化される場合があり、このことは路面の摩擦係数が低いほど顕著である。
【０００６】
例えば車輌がスピン状態になり旋回外側前輪に制動力が付与されると、その制動力の一部がセンターディファレンシャルを介して左右の後輪へ伝達され、これに起因して後輪の横力が更に低下し、車輌のスピン状態が悪化する場合がある。同様に、車輌がドリフトアウト状態になり左右の後輪に制動力が付与されると、その制動力の一部がセンターディファレンシャルを介して左右の前輪へ伝達され、これに起因して前輪の横力が更に低下し、車輌のドリフトアウト状態が悪化する場合がある。
【０００７】
上記特許文献１に記載の技術によれば、所定の車輪に制動力を付与するときにはセンターディファレンシャルの拘束力が弱められ他の車輪の回転が自由にされるので、所定の車輪に付与される制動力の一部がセンターディファレンシャルを介して前後反対輪に伝達されることを抑制し、挙動制御によって却って車輌の挙動が悪化される虞れを低減することができるが、センターディファレンシャルの拘束力が弱められるため、四輪駆動制御による駆動力の前後配分が阻害されるという問題がある。
【０００８】
また上記特許文献２に記載の技術によれば、所定の車輪に制動力を付与するときにはエンジンの出力が増大されるが、エンジンの出力は制動力の付与に起因して車輌全体の制駆動力が増減しないよう増大されるのであり、所定の車輪に付与される制動力の一部がセンターディファレンシャルを介して前後反対輪に伝達されることにより当該車輪の横力が低下することに着目し、これを抑制するためにエンジンの出力が増大される訳ではないので、この技術によっては所定の車輪に制動力を付与する挙動制御によって却って車輌の挙動が悪化されることを効果的に防止することができない。
【０００９】
本発明は、四輪駆動車に於いて挙動制御を行う従来の挙動制御装置に於ける上述の如き問題に鑑みてなされたものであり、本発明の主要な課題は、センターディファレンシャルを介して前後反対輪に伝達される制動力の少なくとも一部をエンジン出力の増大によって相殺することにより、挙動制御によって車輌の挙動が却って悪化されることを防止し、挙動制御を効果的に行うことである。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
上述の主要な課題は、本発明によれば、エンジンより前後輪への駆動力配分を制御するセンターディファレンシャルを備えた四輪駆動車に於いて、車輌が所定の挙動状態にあるときには所定の車輪に制動力を付与することにより車輌の挙動を安定化させる挙動制御を行う四輪駆動車の挙動制御装置にして、前記センターディファレンシャルの拘束力を判定する手段と、前記所定の車輪とは前後反対の車輪の過剰減速スリップ量を求める手段と、前記センターディファレンシャルの拘束力がその基準値以上の状況にて前記挙動制御が行われており且つ前記過剰減速スリップ量がその基準値以上であるときには、前記過剰減速スリップ量が減少するよう前記過剰減速スリップ量に応じて前記エンジンの出力トルクを増大させる制御手段とを有することを特徴とする四輪駆動車の挙動制御装置（請求項１の構成）、又はエンジンより前後輪への駆動力配分を制御するセンターディファレンシャルを備えた四輪駆動車に於いて、車輌が所定の挙動状態にあるときには所定の車輪に制動力を付与することにより車輌の挙動を安定化させる挙動制御を行う四輪駆動車の挙動制御装置にして、前記センターディファレンシャルの拘束力を判定する手段と、前記センターディファレンシャルの拘束力がその基準値以上の状況にて前記挙動制御が行われているときには、車輪の前後力が駆動側にならない範囲に於いて予め設定された増大量にて前記エンジンの出力トルクを増大させる制御手段とを有することを特徴とする四輪駆動車の挙動制御装置（請求項３の構成）によって達成される。
【００１１】
また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項１の構成に於いて、前記過剰減速スリップ量を求める手段は車輌が所定の挙動状態にあるときに車輌の挙動を安定化させるための各車輪の目標スリップ率を演算すると共に、前記所定の車輪とは前後反対の車輪の実スリップ率と目標スリップ率との偏差に基づき前記過剰減速スリップ量を求めるよう構成される（請求項２の構成）。
【００１２】
【発明の作用及び効果】
上記請求項１の構成によれば、センターディファレンシャルの拘束力が判定され、所定の車輪とは前後反対の車輪の過剰減速スリップ量が求められ、センターディファレンシャルの拘束力がその基準値以上の状況にて挙動制御が行われており且つ過剰減速スリップ量がその基準値以上であるときには、過剰減速スリップ量が減少するよう過剰減速スリップ量に応じてエンジンの出力トルクが増大されるので、センターディファレンシャルを介して所定の車輪とは前後反対の車輪に伝達される制動力の少なくとも一部をエンジン出力の増大によって相殺することができ、所定の車輪とは前後反対の車輪の減速スリップ量が過剰になることに起因する当該車輪の横力の低下を抑制し、これにより挙動制御によって車輌の挙動が却って悪化されることを防止し、挙動制御を効果的に行うことができる。
【００１３】
また上記請求項２の構成によれば、車輌が所定の挙動状態にあるときに車輌の挙動を安定化させるための各車輪の目標スリップ率が演算されると共に、所定の車輪とは前後反対の車輪の実スリップ率と目標スリップ率との偏差に基づき過剰減速スリップ量が求められるので、所定の車輪とは前後反対の車輪の過剰減速スリップ量を正確に求めることができ、これによりエンジンの出力トルクを適正に増大させることができる。
【００１４】
また上記請求項３の構成によれば、センターディファレンシャルの拘束力が判定され、センターディファレンシャルの拘束力がその基準値以上の状況にて挙動制御が行われているときには、車輪の前後力が駆動側にならない範囲に於いて予め設定された増大量にてエンジンの出力トルクが増大されるので、エンジンの出力トルクが過剰に増大されることを確実に防止しつつ、所定の車輪に付与される制動力の一部がセンターディファレンシャルを介して前後反対輪に伝達されることに起因して車輌の挙動が悪化される虞れが生じたときに応答性よくエンジンの出力トルクを増大させることができ、これにより上記請求項１の構成の場合に比して早期にエンジンの出力トルクを増大させることができる。
【００１５】
【課題解決手段の好ましい態様】
本発明の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１又は３の構成に於いて、所定の挙動状態はスピン状態であり、所定の車輪は少なくとも旋回外側前輪であり、挙動制御はスピン制御であるよう構成される（好ましい態様１）。
【００１６】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１又は３の構成に於いて、所定の挙動状態はドリフトアウト状態であり、所定の車輪は少なくとも旋回内側後輪であり、挙動制御はドリフトアウト制御であるよう構成される（好ましい態様２）。
【００１７】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１又は３の構成に於いて、四輪駆動車は前輪に対する後輪の駆動力分配比が車輌の運転状態に応じて自動的に制御されるフルタイム式の四輪駆動車であり、前輪に対する後輪の駆動力分配比がその基準値以上であるときにセンターディファレンシャルの拘束力がその基準値以上であると判定されるよう構成される（好ましい態様３）。
【００１８】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１又は３の構成に於いて、四輪駆動車は操作子により二輪駆動と四輪駆動との間に切換えられるパートタイム式の四輪駆動車であり、操作子が四輪駆動に切換えられているときにセンターディファレンシャルの拘束力がその基準値以上であると判定されるよう構成される（好ましい態様４）。
【００１９】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１の構成に於いて、過剰減速スリップ量を求める手段は所定の車輪とは前後反対の左右の車輪の過剰減速スリップ量を演算し、該左右の車輪の過剰減速スリップ量のうち大きい方の値を所定の車輪とは前後反対の車輪の過剰減速スリップ量とするよう構成される（好ましい態様５）。
【００２０】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１の構成に於いて、制御手段は少なくとも所定の車輪とは前後反対の車輪の前後力が実質的に０になるよう減速スリップ量に応じてエンジンの出力トルクを増大させるよう構成される（好ましい態様６）。
【００２１】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項２の構成に於いて、過剰減速スリップ量を求める手段は制動力が付与されない車輪の車輪速度に基づいて推定車体速度を演算し、推定車体速度及び所定の車輪とは前後反対の車輪の車輪速度に基づいて当該車輪の実スリップ率を演算するよう構成される（好ましい態様７）。
【００２２】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記好ましい態様７の構成に於いて、過剰減速スリップ量を求める手段は所定の時間毎に旋回内側前輪の車輪速度に基づいて車輌の重心に於ける推定車体速度を演算し、前回の推定車体速度及び車輌の前後加速度に基づき前回の推定車体速度に基づく推定車体速度を演算し、前回の推定車体速度に基づく推定車体速度及び今回の推定車体速度のうち小さい方の値を補正後の車輌の重心に於ける推定車体速度とし、補正後の車輌の重心に於ける推定車体速度に基づき所定の車輪とは前後反対の車輪位置に於ける推定車体速度を演算し、所定の車輪とは前後反対の車輪位置に於ける推定車体速度及び当該車輪の車輪速度に基づいて当該車輪の実スリップ率を演算するよう構成される（好ましい態様８）。
【００２３】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項３の構成に於いて、増大量はセンターディファレンシャルの拘束力が高いほど大きくなるよう、センターディファレンシャルの拘束力に応じて可変設定されるよう構成される（好ましい態様９）。
【００２４】
【発明の実施の形態】
以下に添付の図を参照しつつ、本発明を幾つかの好ましい実施の形態（以下単に実施形態という）について詳細に説明する。
【００２５】
第一の実施形態
図１はフルタイム式の四輪駆動車に適用された本発明による四輪駆動車の挙動制御装置の一つの実施形態を示す概略構成図である。
【００２６】
図１に於いて、１０は車輌１２に搭載された駆動源としてのエンジンを示しており、エンジン１０の駆動力はトルクコンバータ１４及びトランスミッション１６を介して出力軸１８へ伝達され、出力軸１８の駆動力はセンターディファレンシャル２０により前輪用プロペラシャフト２２及び後輪用プロペラシャフト２４へ伝達される。エンジン１０の出力は運転者により操作される図１には示されていないアクセルペダルの踏み込み量等に応じてエンジン制御装置２６により制御される。
【００２７】
前輪用プロペラシャフト２２の駆動力は前輪ディファレンシャル３０によりプロペラシャフト２２より左前輪車軸３２Ｌ及び右前輪車軸３２Ｒへ伝達され、これにより左右の前輪３４ＦＬ及び３４ＦＲが回転駆動される。同様に後輪用プロペラシャフト２４の駆動力は後輪ディファレンシャル３６によりプロペラシャフト２４より左後輪車軸３８Ｌ及び右後輪車軸３８Ｒへ伝達され、これにより左右の後輪４０ＲＬ及び４０ＲＲが回転駆動される。
【００２８】
かくしてトルクコンバータ１４、トランスミッション１６、センターディファレンシャル２０、前輪ディファレンシャル３０、後輪ディファレンシャル３６等は車輌の駆動系を構成している。特に図示の実施形態の駆動系に於いては、左右前輪３４ＦＬ、３４ＦＲ及び左右後輪４０ＲＬ、４０ＲＲに対するエンジン１０の駆動トルクの配分はセンターディファレンシャル２０によって周知の要領にて制御される。
【００２９】
左右の前輪３４ＦＬ、３４ＦＲ及び左右の後輪４０ＲＬ、４０ＲＲの制動力は制動装置４２の油圧回路４４により対応するホイールシリンダ４６ＦＬ、４６ＦＲ、４６ＲＬ、４６ＲＲの制動圧が制御されることによって制御される。図には示されていないが、油圧回路４４はリザーバ、オイルポンプ、種々の弁装置等を含み、各ホイールシリンダの制動圧は通常時には運転者によるブレーキペダル４７に対する踏力に応じて駆動されるマスタシリンダ４８により制御され、また必要に応じて後に詳細に説明する如く挙動制御用電子制御装置５０により個別に制御される。
【００３０】
尚図１に示されている如く、左右の前輪３４ＦＬ及び３４ＦＲは操舵輪であり、運転者によるステアリングホイール５２の操舵操作に応答して駆動される油圧式のパワーステアリング装置５４によりタイロッド５６Ｌ及び５６Ｒを介して操舵される。
【００３１】
電子制御装置５０には車速センサ５８より車速Ｖｘを示す信号、前後加速度センサ６０及び横加速度センサ６２よりそれぞれ車輌１２の前後加速度Ｇｘ及び横加速度Ｇｙを示す信号、ヨーレートセンサ６４より車輌のヨーレートγを示す信号、圧力センサ６６より運転者による制動操作量としてのマスタシリンダ圧力Ｐｍを示す信号、車輪速度センサ６８ｉ（ｉ＝ｆｌ、ｆｒ、ｒｌ、ｒｒ）より左右前輪及び左右後輪の車輪速度Ｖｗｉ（ｉ＝ｆｌ、ｆｒ、ｒｌ、ｒｒ）を示す信号、操舵角センサ７０より操舵角θを示す信号が入力される。尚運転者による制動操作量はブレーキペダル４７に対する踏力又はブレーキペダル４７の踏み込みストロークにより検出されてもよい。
【００３２】
一方エンジン制御装置２６にはエンジン回転数センサ７２よりエンジン回転数Ｎｅを示す信号、スロットル開度センサ７４よりスロットル開度Ｔａ（運転者による駆動力制御操作量）を示す信号、シフトポジション（ＳＰ）センサ７６よりトランスミッション１６のシフトポジションＰｓを示す信号が入力され、これらの信号はエンジン制御装置２６より電子制御装置５０にも入力される。尚運転者による駆動力制御操作量はアクセルペダルの踏み込みストロークにより検出されてもよい。
【００３３】
更にエンジン制御装置２６、駆動系制御装置２８、電子制御装置５０は相互に必要な信号の送受信を行い、特に駆動系制御装置２８は当技術分野に於いて公知の要領にてトランスミッション１６の変速段を制御すると共に、拘束力センサ７８により検出されたセンターディファレンシャル２０の拘束力Ｄｒを示す信号を電子制御装置５０へ出力する。
【００３４】
尚前後加速度センサ６０は車輌の加速方向を正として前後加速度を検出し、横加速度センサ６２、ヨーレートセンサ６４及び操舵角センサ７０はそれぞれ車輌の左旋回方向を正として横加速度等を検出する。またエンジン制御装置２６、駆動系制御装置２８、電子制御装置５０は実際にはそれぞれ例えばＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ、入出力装置を含むマイクロコンピュータ及び駆動回路にて構成されていてよい。
【００３５】
後に詳細に説明する如く、挙動制御用電子制御装置５０は、図４に示されたルーチンに従って、車輌の走行に伴い変化する車輌状態量に基づき車輌のスピンの程度を示すスピン状態量ＳＳ及び車輌のドリフトアウトの程度を示すドリフトアウト状態量ＤＳを演算し、スピン状態量ＳＳが基準値よりも大きいときにはスピン状態を低減して車輌を安定化させるための各車輪の目標スリップ率Ｒｓｔｉ（ｉ＝ｆｒ、ｆｌ、ｒｒ、ｒｌ）をスピン状態量ＳＳに基づいて演算し、ドリフトアウト状態量ＤＳが基準値よりも大きいときにはドリフトアウト状態を低減して車輌を安定化させるための各車輪の目標スリップ率Ｒｓｔｉ（ｉ＝ｆｒ、ｆｌ、ｒｒ、ｒｌ）をドリフトアウト状態量ＳＳに基づいて演算し、各車輪のスリップ率が目標スリップ率Ｒｓｔｉになるよう各車輪の制動力を制御し、これにより車輌の挙動を安定化させる。
【００３６】
また挙動制御用電子制御装置５０は、図３に示されたルーチンに従って、センターディファレンシャル２０の拘束力が高い状態であるか否かを判定し、センターディファレンシャル２０の拘束力が高い状態にてスピン制御が実行されているときには、所定の車輪（旋回外側前輪）とは前後反対の車輪である左右後輪の過剰減速スリップ量ＳＬｌ及びＳＬｒを演算し、センターディファレンシャル２０の拘束力が高い状態にてドリフトアウト制御が実行されているときには、所定の車輪（左右後輪）とは前後反対の車輪である左右前輪の過剰減速スリップ量ＳＬｌ及びＳＬｒを演算する。
【００３７】
そして過剰減速スリップ量ＳＬｌ及びＳＬｒのうち大きい方の値を所定の車輪とは前後反対の車輪の過剰減速スリップ量ＳＬとして演算し、過剰減速スリップ量ＳＬが基準値よりも大きいときには過剰減速スリップ量ＳＬが大きいほど係数Ｋｃが大きくなるよう過剰減速スリップ量ＳＬに基づき係数Ｋｃを演算し、所定の車輪とは前後反対側の車輪のスリップ率を０にするためのエンジン１０のゼロトルクＴｅｏを演算し、係数ＫｃとゼロトルクＴｅｏとの積としてエンジン１０のトルクアップ量Ｔｅｕを演算し、トルクアップ量Ｔｅｕを示す信号をエンジン制御装置２６へ出力する。尚エンジン制御装置２６は電子制御装置５０よりトルクアップ量Ｔｅｕを示す信号を受信したときには、トルクアップ量Ｔｅｕに基づいてエンジン１０の出力トルクを増大させる。
【００３８】
次に図３に示されたフローチャートを参照して第一の実施形態に於ける挙動制御のためのエンジンのトルクアップ制御について説明する。尚図３に示されたフローチャートによる制御は図には示されていないイグニッションスイッチの閉成により開始され、所定の時間毎に繰返し実行される。
【００３９】
まずステップ１０に於いては駆動系制御装置２８よりの信号に基づきセンターディファレンシャル２０の拘束力が高い状態であるか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはステップ１００へ進み、肯定判別が行われたときにはステップ２０へ進む。
【００４０】
ステップ２０に於いてはスピン制御が実行されているか否かの判別、即ちスピンを抑制すべく旋回外側前輪に制動力が付与されている状況であるか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはステップ４０へ進み、肯定判別が行われたときにはステップ３０に於いて左右後輪の過剰減速スリップ量ＳＬｌ及びＳＬｒが演算される。
【００４１】
この場合左右後輪の過剰減速スリップ量ＳＬｌ及びＳＬｒは、スピン制御及びドリフトアウト制御の何れの場合にも制動力が付与されない旋回内側前輪の車輪速度に基づいて車輌の重心に於ける推定車体速度Ｖｂが演算され、車輌の重心に於ける推定車体速度Ｖｂに基づき左右後輪の位置に於ける推定車体速度Ｖｂｒｌ、Ｖｂｒｒが演算されることにより、左右後輪の位置に於ける推定車体速度Ｖｂｒｌ、Ｖｂｒｒ及び左右後輪の車輪速度Ｖｗｒｌ、Ｖｗｒｒに基づいて演算される。
【００４２】
ステップ４０に於いてはドリフトアウト制御が実行されているか否かの判別、即ちドリフトアウトを抑制すべく左右後輪に制動力が付与されている状況であるか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはステップ１００へ進み、肯定判別が行われたときにはステップ５０に於いて左右前輪の過剰減速スリップ量ＳＬｌ及びＳＬｒが演算される。
【００４３】
この場合左右前輪の過剰減速スリップ量ＳＬｌ及びＳＬｒは、スピン制御及びドリフトアウト制御の何れの場合にも制動力が付与されない旋回内側前輪の車輪速度に基づいて車輌の重心に於ける推定車体速度Ｖｂが演算され、前回の推定車体速度ＶｂをＶｂｆとし、αを０．０５〜０．１程度の正の定数とし、Δｔを図３に示されたフローチャートのサイクルタイムとして、Ｖｂｆ＋（Ｇｘ＋α）Δｔにより前回の推定車体速度Ｖｂｆに基づく車輌の重心に於ける推定車体速度Ｖｂａが演算され、今回の推定車体速度Ｖｂ及び前回の推定車体速度に基づく推定車体速度Ｖｂａのうち小さい方の値を補正後の車輌の重心に於ける推定車体速度Ｖｂが演算され、補正後の車輌の重心に於ける推定車体速度Ｖｂに基づき左右前輪の位置に於ける推定車体速度Ｖｂｆｌ、Ｖｂｆｒが演算されることにより、左右前輪の位置に於ける推定車体速度Ｖｂｆｌ、Ｖｂｆｒ及び左右前輪の車輪速度Ｖｗｆｌ、Ｖｗｆｒに基づいて演算される。
【００４４】
ステップ６０に於いては左輪の過剰減速スリップ量ＳＬｌが右輪の過剰減速スリップ量ＳＬｒよりも大きいか否かの判別が行われ、肯定判別が行われたときには所定の車輪とは前後反対側の車輪の過剰減速スリップ量ＳＬが左輪の過剰減速スリップ量ＳＬｌに設定され、否定判別が行われたときには所定の車輪とは前後反対側の車輪の過剰減速スリップ量ＳＬが右輪の過剰減速スリップ量ＳＬｒに設定される。
【００４５】
ステップ９０に於いては過剰減速スリップ量ＳＬが基準値ＳＬｃ（正の定数）よりも大きいか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはステップ１００に於いてエンジン１０のトルクアップが禁止され、肯定判別が行われたときにはステップ１１０に於いて過剰減速スリップ量ＳＬに基づき図５に示されたグラフに対応するマップより係数Ｋｃが演算される。
【００４６】
ステップ１２０に於いては路面の摩擦係数をμとし、四輪の接地荷重の総和をＷｔとし、車輪の半径をＲｔとし、デフ比をＲｒとし、駆動系のギア比をＧｒとして、路面の摩擦係数がμである場合に於ける車輪のスリップ率を０にするためのエンジン１０のゼロトルクＴｅｏが下記の式１に従って演算される。尚路面の摩擦係数μ及び四輪の接地荷重の総和Ｗｔは当技術分野に於いて公知の任意の要領にて検出又は推定されてよい。
Ｔｅｏ＝（μ・Ｗｔ・Ｒｔ）／（Ｒｒ・Ｇｒ） ……（１）
【００４７】
ステップ１３０に於いてはエンジン１０のトルクアップ量Ｔｅｕが係数ＫｃとゼロトルクＴｅｏとの積として演算され、ステップ１４０に於いてはトルクアップ量Ｔｅｕを示す信号が挙動制御用電子制御装置５０よりエンジン制御装置２６へ出力され、これによりエンジン１０の出力トルクがゼロトルクＴｅｕに基づいて増大される。
【００４８】
次に図４に示されたフローチャートを参照して第一の実施形態に於ける制動力の制御による挙動制御について説明する。尚図４に示されたフローチャートによる制御も図には示されていないイグニッションスイッチの閉成により開始され、所定の時間毎に繰返し実行される。
【００４９】
まずステップ２１０に於いては横加速度Ｇｙと車速Ｖ及びヨーレートγの積γＶとの偏差Ｇｙ−γＶとして横加速度の偏差、即ち車輌の横すべり加速度Ｖｙｄが演算され、横すべり加速度Ｖｙｄが積分されることにより車体の横すべり速度Ｖｙが演算され、更に車体の前後速度Ｖｘ（＝車速Ｖ）に対する車体の横すべり速度Ｖｙの比Ｖｙ／Ｖｘとして車体のスリップ角βが演算される。
【００５０】
ステップ２２０に於いてはＫ１及びＫ２をそれぞれ正の定数として車体のスリップ角β及び横すべり加速度Ｖｙｄの線形和Ｋ１β＋Ｋ２Ｖｙｄとしてスピン量ＳＶが演算されると共に、ヨーレートγの符号に基づき車輌の旋回方向が判定され、スピン状態量ＳＳが車輌の左旋回時にはＳＶとして、車輌の右旋回時には−ＳＶとして演算され、演算結果が負の値であるときにはスピン状態量は０とされる。尚スピン量ＳＶは車体のスリップ角β及びその微分値βｄの線形和として演算されてもよい。
【００５１】
ステップ２３０に於いては操舵角θに基づき前輪の実舵角δが演算され、ＨをホイールベースとしＫｈをスタビリティファクタとして下記の式２に従って目標ヨーレートγｅが演算されると共に、Ｔを時定数としｓをラプラス演算子として下記の式３に従って車速Ｖ及び操舵角θに基づく車輌の基準ヨーレートγｔが演算される。尚目標ヨーレートγｅは動的なヨーレートを考慮すべく車輌の横加速度Ｇｙを加味して演算されてもよい。
γｅ＝Ｖδ／｛（１＋ＫｈＶ^２）Ｈ｝ ……（２）
γｔ＝γｅ／（１＋Ｔｓ） ……（３）
【００５２】
ステップ２４０に於いては下記の数４に従って車輌の基準ヨーレートγｔと車輌の実ヨーレートγとの偏差としてドリフトバリューＤＶが演算されると共に、ヨーレートγの符号に基づき車輌の旋回方向が判定され、ドリフトアウト状態量ＤＳが車輌の左旋回時にはＤＶとして、車輌の右旋回時には−ＤＶとして演算され、演算結果が負の値であるときにはドリフトアウト状態量は０とされる。尚ドリフトバリューＤＶは下記の数５に従って演算されてもよい。
ＤＶ＝（γｔ−γ） ……（４）
ＤＶ＝Ｈ（γｔ−γ）／Ｖ ……（５）
【００５３】
ステップ２５０に於いてはスピン状態量ＳＳがその基準値ＳＳｏ（正の定数）よりも大きいか否かの判別、即ちスピン制御が必要であるか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはステップ２７０へ進み、肯定判別が行われたときにはステップ２６０に於いてスピン状態量ＳＳに基づき図６に示されたグラフに対応するマップより旋回外側前輪の目標制動力Ｆｂｔｆｏが演算されると共に、旋回内側前輪、旋回外側後輪、旋回内側後輪の目標制動力Ｆｂｔｆｉ、Ｆｂｔｒｏ、Ｆｂｔｒｉがそれぞれ目標制動力Ｆｂｔｆｏに基づき車輌モデルを使用して演算される最適値又は０に設定される。
【００５４】
ステップ２７０に於いてはドリフトアウト状態量ＤＳがその基準値ＤＳｏ（正の定数）よりも大きいか否かの判別、即ちドリフトアウト制御が必要であるか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはそのまま図４に示されたルーチンによる制御を一旦終了し、肯定判別が行われたときにはステップ２８０に於いてドリフトアウト状態量ＤＳに基づき図７に示されたグラフに対応するマップより旋回内側後輪の目標制動力Ｆｂｔｒｉ及び旋回外側後輪の目標制動力Ｆｂｔｒｏが演算されると共に、旋回内側前輪及び旋回外側前輪の目標制動力Ｆｂｔｆｉ、Ｆｂｔｒｆｏがそれぞれ目標制動力Ｆｂｔｒｉ及びＦｂｔｒｏに基づき車輌モデルを使用して演算される最適値又は０に設定される。
【００５５】
ステップ２９０に於いては例えば車輌のヨーレートγに基づき車輌の旋回方向が判定されることにより旋回内外輪が特定されると共に、車輌が左旋回状態にあるときには各車輪の目標制動力Ｆｂｔｉ（ｉ＝ｆｌ、ｆｒ、ｒｌ、ｒｒ）が下記の数８に従って演算され、車輌が右旋回状態にあるときには各車輪の目標制動力Ｆｂｔｉが下記の数９に従って演算される。
Ｆｂｔｆｌ＝Ｆｂｔｆｉ
Ｆｂｔｆｒ＝Ｆｂｔｆｏ
Ｆｂｔｒｌ＝Ｆｂｔｒｉ
Ｆｂｔｒｒ＝Ｆｂｔｒｏ ……（８）
Ｆｂｔｆｌ＝Ｆｂｔｆｏ
Ｆｂｔｆｒ＝Ｆｂｔｆｉ
Ｆｂｔｒｌ＝Ｆｂｔｒｏ
Ｆｂｔｒｒ＝Ｆｂｔｒｉ ……（９）
【００５６】
ステップ３００に於いては各車輪の目標制動力Ｆｂｔｉに基づき各車輪の目標スリップ率Ｒｓｔｉ（ｉ＝ｆｌ、ｆｒ、ｒｌ、ｒｒ）が演算され、ステップ３１０に於いては各車輪のスリップ率がそれぞれ対応する目標スリップ率Ｒｓｔｉになるよう各車輪の制動圧が制御される。
【００５７】
かくして図示の第一の実施形態によれば、ステップ２１０及び２２０に於いて車輌のスピンの程度を示すスピン状態量ＳＳが演算され、ステップ２３０及び２４０に於いて車輌のドリフトアウトの程度を示すドリフトアウト状態量ＤＳが演算され、ステップ２５０に於いてスピン状態量ＳＳがその基準値ＳＳｏよりも大きくスピン制御が必要であるか否かの判別が行われ、スピン状態量ＳＳがその基準値ＳＳｏよりも大きいときにはステップ２６０に於いてスピン状態量ＳＳに基づきスピン状態を低減するための旋回外側前輪の目標制動力Ｆｂｔｆｏが演算されると共に、旋回内側前輪、旋回外側後輪、旋回内側後輪の目標制動力Ｆｂｔｆｉ、Ｆｂｔｒｏ、Ｆｂｔｒｉがそれぞれ目標制動力Ｆｂｔｆｏに応じた最適値又は０に設定される。
【００５８】
またステップ２５０に於いてスピン状態量ＳＳがその基準値ＳＳｏ以下であると判別されたときには、ステップ２７０に於いてドリフトアウト状態量ＤＳがその基準値ＤＳｏよりも大きくドリフトアウト制御が必要であるか否かの判別が行われ、ドリフトアウト状態量ＤＳがその基準値ＤＳｏよりも大きいときにはステップ２８０に於いてドリフトアウト状態量ＤＳに基づきドリフトアウト状態を低減するための旋回内側後輪の目標制動力Ｆｂｔｒｉ及び旋回外側後輪の目標制動力Ｆｂｔｒｏが演算されると共に、旋回内側前輪及び旋回外側前輪の目標制動力Ｆｂｔｆｉ、Ｆｂｔｒｆｏがそれぞれ目標制動力Ｆｂｔｒｉ及びＦｂｔｒｏに応じた最適値又は０に設定される。
【００５９】
そしてステップ２９０に於いて車輌の旋回方向が判定されると共に、車輌の旋回方向に応じて各車輪の目標制動力Ｆｂｔｉ演算され、ステップ３００に於いて各車輪の目標制動力Ｆｂｔｉに基づき各車輪の目標スリップ率Ｒｓｔｉが演算され、ステップ３１０に於いて各車輪のスリップ率がそれぞれ対応する目標スリップ率Ｒｓｔｉになるよう各車輪の制動圧が制御されることにより、所定の車輪に所要の制動力が付与され、車輌の挙動が安定化される。
【００６０】
また図示の第一の実施形態によれば、ステップ１０に於いてセンターディファレンシャル２０の拘束力が高い状態であるか否かの判別が行われ、センターディファレンシャル２０の拘束力が高い状態であるときにはステップ２０に於いてスピン制御が実行されているか否かの判別が行われ、スピン制御が実行されているときにはステップ３０に於いて左右後輪の過剰減速スリップ量ＳＬｌ及びＳＬｒが演算される。
【００６１】
またステップ１０に於いてセンターディファレンシャル２０の拘束力が高い状態であると判別されても、ステップ２０に於いてスピン制御が実行されていない旨の判別が行われた場合には、ステップ４０に於いてドリフトアウト制御が実行されているか否かの判別が行われ、ドリフトアウト制御が実行されているときにはステップ５０に於いて左右前輪の過剰減速スリップ量ＳＬｌ及びＳＬｒが演算される。
【００６２】
そしてステップ６０〜８０に於いて左右の車輪の過剰減速スリップ量ＳＬｌ及びＳＬｒのうち大きい方の値が所定の車輪とは前後反対の車輪の過剰減速スリップ量ＳＬとして演算され、ステップ９０に於いて過剰減速スリップ量ＳＬが基準値よりも大きいと判定されたときには、ステップ１１０に於いて過剰減速スリップ量ＳＬが大きいほど係数Ｋｃが大きくなるよう過剰減速スリップ量ＳＬに基づき係数Ｋｃが演算され、ステップ１２０に於いて現状の路面の摩擦係数に於ける車輪のスリップ率を０にするためのエンジン１０のゼロトルクＴｅｏが演算され、ステップ１３０に於いて係数ＫｃとゼロトルクＴｅｏとの積としてエンジン１０のトルクアップ量Ｔｅｕが演算され、ステップ１４０に於いてトルクアップ量Ｔｅｕを示す信号がエンジン制御装置２６へ出力され、これによりトルクアップ量Ｔｅｕに基づいてエンジン１０の出力トルクが増大される。
【００６３】
従って図示の第一の実施形態によれば、センターディファレンシャル２０の拘束力が高い状態である状況にてスピン制御又はドリフトアウト制御が実行されているときには、所定の車輪とは前後反対の車輪の過剰減速スリップ量ＳＬが演算され、過剰減速スリップ量ＳＬが基準値よりも大きいときには、過剰減速スリップ量ＳＬに基づきエンジン１０のトルクアップ量Ｔｅｕが演算され、トルクアップ量Ｔｅｕに基づいてエンジン１０の出力トルクが増大されるので、センターディファレンシャル２０を介して所定の車輪とは前後反対の車輪に伝達される制動力の少なくとも一部をエンジン１０の出力の増大によって相殺することができ、所定の車輪とは前後反対の車輪の減速スリップ量が過剰になることに起因する当該車輪の横力の低下を抑制し、これにより挙動制御によって車輌の挙動が却って悪化されることを防止し、挙動制御を効果的に行うことができる。
【００６４】
また図示の第一の実施形態によれば、過剰減速スリップ量ＳＬが大きいほど係数Ｋｃが大きくなるよう過剰減速スリップ量ＳＬに基づき係数Ｋｃが演算され、少なくとも所定の車輪とは前後反対側の車輪のスリップ率を０にするためのエンジン１０のゼロトルクＴｅｏが演算され、係数ＫｃとゼロトルクＴｅｏとの積としてエンジン１０のトルクアップ量Ｔｅｕが演算されるので、過剰減速スリップ量ＳＬが演算されず、所定の車輪とは前後反対側の車輪のスリップの程度に関係なくエンジン１０のトルクアップ量Ｔｅｕが一定量にて増大される場合に比して、車輌の挙動状態及びセンターディファレンシャル２０の拘束力に応じてエンジン１０のトルクアップを適正に制御することができる。
【００６５】
特に図示の第一の実施形態によれば、スピン状態又はドリフトアウト状態にあるときには、スピン状態又はドリフトアウト状態を低減して車輌の挙動を安定化させるための各車輪の目標スリップ率Ｒｓｔｉが演算され、所定の車輪とは前後反対の車輪の過剰減速スリップ量ＳＬは当該車輪の実スリップ率と目標スリップ率Ｒｓｔｉとの偏差に基づいて演算されるので、所定の車輪とは前後反対の車輪の過剰減速スリップ量ＳＬを正確に求めることができ、これによりエンジンの出力トルクを適正に増大させることができる。
【００６６】
また図示の第一の実施形態によれば、所定の車輪とは前後反対の左右の車輪の過剰減速スリップ量が演算され、該左右の車輪の過剰減速スリップ量のうち大きい方の値が所定の車輪とは前後反対の車輪の過剰減速スリップ量とされるので、所定の車輪とは前後反対の車輪の過剰減速スリップ量が過小評価されることを確実に防止することができる。
【００６７】
また図示の第一の実施形態によれば、所定の時間毎に旋回内側前輪の車輪速度に基づいて車輌の重心に於ける推定車体速度Ｖｂが演算され、前回の推定車体速度Ｖｂｆ及び車輌の前後加速度Ｇｘに基づき前回の推定車体速度に基づく推定車体速度Ｖｂａが演算され、前回の推定車体速度に基づく推定車体速度Ｖｂａ及び今回の推定車体速度Ｖｂのうち小さい方の値が補正後の車輌の重心に於ける推定車体速度Ｖｂとされ、補正後の車輌の重心に於ける推定車体速度Ｖｂに基づき所定の車輪とは前後反対の車輪位置に於ける推定車体速度が演算され、所定の車輪とは前後反対の車輪位置に於ける推定車体速度及び当該車輪の車輪速度に基づいて当該車輪の実スリップ率が演算されるので、例えば車速Ｖを基準に実スリップ率が演算される場合に比して、路面の摩擦係数が低い状況にて車輌の挙動が悪化し且つセンターディファレンシャル２０の拘束力が高い状況に於いて、推定車体速度が高くなり所定の車輪とは前後反対の車輪の過剰減速スリップ量が過剰に高い値に演算されることを確実に防止することができ、これによりエンジンの出力トルクを過剰に増大させることを確実に防止することができる。
【００６８】
第二の実施形態
図８は本発明による四輪駆動車の挙動制御装置の第二の実施形態に於ける挙動制御のためのエンジンのトルクアップ制御ルーチンを示すフローチャートである。尚図８に於いて、図２に示されたステップと同一のステップには図２に於いて付されたステップ番号と同一のステップ番号が付されている。
【００６９】
この第二の実施形態に於いては、ステップ１０に於いてセンターディファレンシャル２０の拘束力が高い状態であると判別されると、ステップ９５に於いて各種センサや制動装置４２等が正常でありスピン制御及びドリフトアウト制御の実行が許可される状況であるか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはステップ１００へ進み、肯定判別が行われたときにはステップ１４０に於いては予め設定されたトルクアップ量Ｔｅｕｏを示す信号が挙動制御用電子制御装置５０よりエンジン制御装置２６へ出力され、これによりエンジン１０の出力トルクがトルクアップ量Ｔｅｕｏに基づいて増大される。尚トルクアップ量Ｔｅｕｏは例えば実験等により車輪の前後力が駆動側にならない範囲に於いて予め一定の値に設定される。
【００７０】
かくして図示の第二の実施形態によれば、センターディファレンシャル２０の拘束力が高い状態であると判別され且つスピン制御及びドリフトアウト制御の実行が許可される状況であるときには、所定の車輪とは前後反対の車輪の減速スリップ量が過剰であるか否かに拘らず、エンジン１０の出力トルクが予め設定されたトルクアップ量Ｔｅｕｏに基づいて増大されるので、エンジン１０の出力トルクが過剰に増大されることを確実に防止しつつ、所定の車輪に付与される制動力の一部がセンターディファレンシャル２０を介して前後反対輪に伝達されることに起因して車輌の挙動が悪化される虞れが生じたときに応答性よくエンジン１０の出力トルクを増大させることができ、これにより上述の第一の実施形態の構成の場合に比して早期にエンジンの出力トルクを増大させることができる。
【００７１】
特に図示の第二の実施形態によれば、センターディファレンシャル２０の拘束力が高い状態であると判別されても、スピン制御及びドリフトアウト制御の実行が許可されない状況であるときには、エンジン１０の出力トルクは増大されないので、スピン制御及びドリフトアウト制御が行われず、従って所定の車輪に付与される制動力の一部がセンターディファレンシャル２０を介して前後反対輪に伝達されることがない状況に於いて、エンジン１０の出力トルクが不必要に増大されることを確実に防止することができる。
【００７２】
尚図示の第二の実施形態に於いては、トルクアップ量Ｔｅｕｏは予め一定値に設定されるようになっているが、センターディファレンシャル２０の拘束力が高いほど大きくなるよう、センターディファレンシャル２０の拘束力に応じて可変設定されるよう修正されてもよく、その場合にはセンターディファレンシャル２０を介して前後反対の車輪に伝達される制動力に応じてエンジン１０の出力トルクの増大量を制御することができ、従って予め設定された増大量が一定値である場合に比してエンジン１０の出力トルクを適正に増大させることができる。
【００７３】
以上に於いては本発明を特定の実施形態について詳細に説明したが、本発明は上述の実施形態に限定されるものではなく、本発明の範囲内にて他の種々の実施形態が可能であることは当業者にとって明らかであろう。
【００７４】
例えば上述の第一の実施形態に於いては、挙動制御としてスピン制御及びドリフトアウト制御の両者が実行可能であるが、挙動制御はスピン制御及びドリフトアウト制御の一方のみであってもよい。
【００７５】
また上述の第一の実施形態に於いては、所定の車輪とは前後反対の左右の車輪の過剰減速スリップ量ＳＬｌ及びＳＬｒが演算され、該左右の車輪の過剰減速スリップ量ＳＬｌ及びＳＬｒのうち大きい方の値が所定の車輪とは前後反対の車輪の過剰減速スリップ量ＳＬとされるようになっているが、左右の車輪の過剰減速スリップ量ＳＬｌ及びＳＬｒの平均値が所定の車輪とは前後反対の車輪の過剰減速スリップ量ＳＬとされるよう修正されてもよい。
【００７６】
また上述の各実施形態に於いては、四輪駆動車はフルタイム式の四輪駆動車であるが、四輪駆動車は操作子により二輪駆動と四輪駆動との間に切換えられるパートタイム式の四輪駆動車であってもよく、四輪駆動車はパートタイム式の四輪駆動車である場合には、操作子が四輪駆動に切換えられているときにセンターディファレンシャルの拘束力がその基準値以上であると判定されてよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】フルタイム式の四輪駆動車に適用された本発明による四輪駆動車の挙動制御装置の第一の実施形態を示す概略構成図である。
【図２】第一の実施形態の制御系を示すブロック線図である。
【図３】第一の実施形態に於ける挙動制御のためのエンジンのトルクアップ制御ルーチンを示すフローチャートである。
【図４】第一の実施形態に於ける制動力の制御による挙動制御ルーチンを示すフローチャートである。
【図５】過剰スリップ量ＳＬと係数Ｋｃとの間の関係を示すグラフである。
【図６】スピン状態量ＳＳと旋回外側前輪の目標制動力Ｆｓｓｆｏとの間の関係を示すグラフである。
【図７】ドリフトアウト状態量ＤＳと左右後輪の目標制動力Ｆｄｒｉ、Ｆｄｒｏとの間の関係を示すグラフである。
【図８】フルタイム式の四輪駆動車に適用された本発明による四輪駆動車の挙動制御装置の第二の実施形態に於ける挙動制御のためのエンジンのトルクアップ制御ルーチンを示すフローチャートである。
【符号の説明】
１０…エンジン
１２…車輌
１６…トランスミッション
２０…センターディファレンシャル
２６…エンジン制御装置
４２…制動装置
４４…油圧回路
５０…挙動制御用電子制御装置
５８…車速センサ
６０…前後加速度センサ
６２…横加速度センサ
６４…ヨーレートセンサ
６６…圧力センサ
６８ｉ…車輪速度センサ
７０…操舵角センサ
７８…拘束力センサ[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a behavior control device for a vehicle, and more particularly to a behavior control device for a four-wheel drive vehicle provided with a center differential for controlling distribution of driving force from an engine to front and rear wheels.
[0002]
[Prior art]
As is well known, a behavior control device for a vehicle such as an automobile applies a braking force to a turning outer front wheel when a lateral force of a rear wheel is reduced and the vehicle is in a spin state, and a spin suppression direction due to a difference in braking force between left and right front wheels. The spin is suppressed by applying a yaw moment to the vehicle, and when the lateral force of the front wheels is saturated and the vehicle is in a drift-out state, the braking force is applied to the left and right rear wheels to decelerate the vehicle and the left and right rear wheels are decelerated. Drift-out is suppressed by applying a yaw moment in the turning assist direction due to the braking force difference to the vehicle.
[0003]
Particularly, as a behavior control device of a four-wheel drive vehicle having a center differential for controlling distribution of driving force from an engine to front and rear wheels, Patent Document 1 below discloses a restraining force of a center differential when a braking force is applied to a predetermined wheel. A configuration is described which reduces the restraint of free rotation of other wheels by reducing the force, thereby improving the stability of the vehicle.
[0004]
Patent Document 2 below filed by the applicant of the present application discloses that in a four-wheel drive vehicle equipped with a center differential, braking force is applied to predetermined wheels so that the yaw rate of the vehicle becomes a target yaw rate, and control is performed. A yaw rate control device that controls the output of an engine so that the braking / driving force of the entire vehicle does not increase or decrease due to the application of power is described.
[Patent Document 1]
JP-A-11-115719
[Patent Document 2]
JP-A-2002-219958
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
Even when the vehicle is a four-wheel drive vehicle, the behavior of the vehicle is stabilized by applying a braking force to predetermined wheels, but particularly in a state where the friction coefficient of the road surface is low and the restraining force of the center differential is high. At times, a part of the braking force applied to a predetermined wheel is transmitted to the front and rear opposite wheels via the center differential, so that the lateral force of the wheel is reduced, and the behavior of the vehicle is rather deteriorated by the behavior control. In some cases, this is more pronounced as the road surface has a lower coefficient of friction.
[0006]
For example, when the vehicle is in a spin state and a braking force is applied to the front wheel on the outside of the turn, a part of the braking force is transmitted to the left and right rear wheels via the center differential, and as a result, the lateral force of the rear wheel is reduced. It may further decrease, and the spin state of the vehicle may worsen. Similarly, when the vehicle drifts out and braking force is applied to the left and right rear wheels, a portion of the braking force is transmitted to the left and right front wheels via the center differential, and as a result, the lateral The power may further decrease, and the drift-out state of the vehicle may worsen.
[0007]
According to the technique described in Patent Document 1, when a braking force is applied to a predetermined wheel, the restraining force of the center differential is weakened and the rotation of the other wheels is made free. It is possible to suppress a part of the power from being transmitted to the front and rear opposite wheels via the center differential, and to reduce the possibility that the behavior of the vehicle may be worsened by the behavior control, but the binding force of the center differential is weakened. Therefore, there is a problem that the front-rear distribution of the driving force by the four-wheel drive control is hindered.
[0008]
According to the technique described in Patent Document 2, when a braking force is applied to a predetermined wheel, the output of the engine is increased. However, the output of the engine is controlled by the braking / driving force of the entire vehicle due to the application of the braking force. Is increased so as not to increase or decrease, paying attention to the fact that a part of the braking force applied to a predetermined wheel is transmitted to the front and rear opposite wheels via the center differential, thereby reducing the lateral force of the wheel, Since the output of the engine is not increased to suppress this, it is necessary to effectively prevent the behavior of the vehicle from being deteriorated by the behavior control for applying the braking force to a predetermined wheel by this technology. Can not.
[0009]
The present invention has been made in view of the above-described problem in the conventional behavior control device that performs behavior control in a four-wheel drive vehicle, and a main problem of the present invention is that a front-rear operation is performed through a center differential. By offsetting at least a part of the braking force transmitted to the opposite wheel by increasing the engine output, it is possible to prevent the behavior of the vehicle from being deteriorated by the behavior control, and to effectively perform the behavior control.
[0010]
[Means for Solving the Problems]
According to the present invention, there is provided a four-wheel drive vehicle having a center differential for controlling the distribution of driving force from an engine to front and rear wheels. A four-wheel-drive vehicle behavior control device that performs behavior control to stabilize the behavior of the vehicle by applying a braking force to the vehicle, wherein the means for determining the restraining force of the center differential and the predetermined wheel are opposite to each other. Means for calculating the excessive deceleration slip amount of the wheel, and when the behavior control is performed in a situation where the constraint force of the center differential is equal to or more than its reference value, and the excessive deceleration slip amount is equal to or more than the reference value, Control means for increasing the output torque of the engine in accordance with the excessive deceleration slip amount so that the excessive deceleration slip amount decreases. In a four-wheel drive vehicle behavior control device (constitution of claim 1) or a four-wheel drive vehicle provided with a center differential for controlling distribution of driving force from an engine to front and rear wheels, A behavior control device for a four-wheel drive vehicle that performs behavior control for stabilizing the behavior of the vehicle by applying a braking force to predetermined wheels when the vehicle is in the behavior state, and means for determining the restraining force of the center differential. When the behavior control is performed in a situation where the restraining force of the center differential is equal to or more than the reference value, the engine is controlled by a predetermined increase amount in a range in which the longitudinal force of the wheels is not on the driving side. A control device for increasing the output torque is provided by a behavior control device for a four-wheel drive vehicle.
[0011]
Further, according to the present invention, in order to effectively achieve the above-mentioned main problem, in the configuration of the above-mentioned claim 1, the means for obtaining the excessive deceleration slip amount is determined when the vehicle is in a predetermined behavior state. The target slip ratio of each wheel for stabilizing the behavior of the vehicle is calculated, and the excessive deceleration slip amount is calculated based on the deviation between the actual slip ratio of the wheel opposite to the predetermined wheel and the target slip ratio. (The configuration of claim 2).
[0012]
Function and effect of the present invention
According to the configuration of the first aspect, the restraining force of the center differential is determined, the excessive deceleration slip amount of the wheel opposite to the predetermined wheel is calculated, and the restraining force of the center differential is equal to or more than the reference value. When the behavior control is performed and the excessive deceleration slip amount is equal to or more than the reference value, the output torque of the engine is increased according to the excessive deceleration slip amount so that the excessive deceleration slip amount is reduced. At least a part of the braking force transmitted to the wheel opposite to the predetermined wheel via the predetermined wheel can be offset by the increase in engine output, and the amount of deceleration slip of the wheel opposite to the predetermined wheel is excessive. This prevents the lateral force of the wheel from lowering due to the Preventing, it is possible to perform the behavior control effectively.
[0013]
According to the configuration of the second aspect, when the vehicle is in the predetermined behavior state, the target slip ratio of each wheel for stabilizing the behavior of the vehicle is calculated, and the target slip ratio is opposite to the predetermined wheel. Since the excessive deceleration slip amount is obtained based on the deviation between the actual slip ratio of the wheel and the target slip ratio, the excessive deceleration slip amount of the wheel that is opposite to the predetermined wheel can be accurately obtained. The torque can be appropriately increased.
[0014]
Further, according to the configuration of the third aspect, the restraining force of the center differential is determined, and when the behavior control is performed in a situation where the restraining force of the center differential is equal to or more than the reference value, the longitudinal force of the wheel is reduced on the drive side. The output torque of the engine is increased by a preset increase amount in a range where the output torque does not become too large. When a part of the power is transmitted to the front and rear opposite wheels via the center differential, there is a possibility that the behavior of the vehicle may be deteriorated, so that the output torque of the engine can be increased with good responsiveness, As a result, the output torque of the engine can be increased earlier than in the case of the configuration of the first aspect.
[0015]
Preferred embodiments of the means for solving the problems
According to one preferred aspect of the present invention, in the configuration of claim 1 or 3, the predetermined behavior state is a spin state, the predetermined wheel is at least a turning outer front wheel, and the behavior control is a spin control. It is configured as such (preferred embodiment 1).
[0016]
According to another preferred aspect of the present invention, in the configuration according to claim 1 or 3, the predetermined behavior state is a drift-out state, and the predetermined wheel is at least a turning inner rear wheel. Is configured to be drift-out control (preferred embodiment 2).
[0017]
According to another preferred embodiment of the present invention, in the configuration of claim 1 or 3, in the four-wheel drive vehicle, the driving force distribution ratio of the rear wheels to the front wheels is automatically adjusted according to the driving state of the vehicle. A controlled full-time four-wheel drive vehicle that is configured so that when the driving force distribution ratio of the rear wheels to the front wheels is equal to or greater than the reference value, the restraining force of the center differential is determined to be equal to or greater than the reference value. (Preferred embodiment 3).
[0018]
According to another preferred aspect of the present invention, in the configuration according to claim 1 or 3, the four-wheel drive vehicle is a part-time type four-wheel drive that is switched between two-wheel drive and four-wheel drive by an operator. The vehicle is a wheel drive vehicle, and is configured to determine that the restraining force of the center differential is equal to or more than its reference value when the operation element is switched to four-wheel drive (preferred mode 4).
[0019]
According to another preferred aspect of the present invention, in the configuration of the first aspect, the means for obtaining the excessive deceleration slip amount calculates the excessive deceleration slip amount of the right and left wheels opposite to the predetermined wheel. The larger value of the excessive deceleration slip amounts of the left and right wheels is configured to be the excessive deceleration slip amount of the wheel opposite to the predetermined wheel (preferred mode 5).
[0020]
According to another preferred aspect of the present invention, in the configuration according to claim 1, the control means controls the amount of deceleration slip so that the longitudinal force of at least a wheel opposite to the predetermined wheel is substantially zero. (Preferred mode 6).
[0021]
According to another preferred aspect of the present invention, in the configuration of claim 2, the means for obtaining the excessive deceleration slip amount calculates an estimated vehicle speed based on the wheel speed of the wheel to which the braking force is not applied, It is configured to calculate the actual slip ratio of the wheel based on the estimated vehicle speed and the wheel speed of the wheel opposite to the predetermined wheel (preferred mode 7).
[0022]
According to another preferred embodiment of the present invention, in the configuration of the above-described preferred embodiment 7, the means for determining the excessive deceleration slip amount is provided at the center of gravity of the vehicle based on the wheel speed of the inner front wheel every predetermined time. The estimated vehicle speed is calculated based on the previous estimated vehicle speed, and the estimated vehicle speed based on the previous estimated vehicle speed is calculated based on the previous estimated vehicle speed and the longitudinal acceleration of the vehicle. The smaller value is the estimated vehicle speed at the center of gravity of the vehicle after the correction, and the estimated vehicle body at the wheel position opposite to the predetermined wheel based on the estimated vehicle speed at the center of gravity of the vehicle after the correction. The speed is calculated, and the actual slip ratio of the wheel is calculated based on the estimated vehicle speed at the wheel position opposite to the predetermined wheel and the wheel speed of the wheel (preferred mode 8).
[0023]
According to another preferred aspect of the present invention, in the configuration of the third aspect, the increase amount is variably set according to the constraint force of the center differential so that the increase amount increases as the constraint force of the center differential increases. (Preferred mode 9).
[0024]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, the present invention will be described in detail with reference to the accompanying drawings with reference to some preferred embodiments (hereinafter simply referred to as embodiments).
[0025]
First embodiment
FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing one embodiment of a behavior control device of a four-wheel drive vehicle according to the present invention applied to a full-time four-wheel drive vehicle.
[0026]
In FIG. 1, reference numeral 10 denotes an engine as a drive source mounted on a vehicle 12. The driving force of the engine 10 is transmitted to an output shaft 18 via a torque converter 14 and a transmission 16. The driving force is transmitted to the front wheel propeller shaft 22 and the rear wheel propeller shaft 24 by the center differential 20. The output of the engine 10 is controlled by the engine control device 26 according to the amount of depression of an accelerator pedal (not shown in FIG. 1) operated by the driver.
[0027]
The driving force of the front wheel propeller shaft 22 is transmitted from the propeller shaft 22 to the left front wheel axle 32L and the right front wheel axle 32R by the front wheel differential 30, whereby the left and right front wheels 34FL and 34FR are rotationally driven. Similarly, the driving force of the rear wheel propeller shaft 24 is transmitted from the propeller shaft 24 to the left rear wheel axle 38L and the right rear wheel axle 38R by the rear wheel differential 36, whereby the left and right rear wheels 40RL and 40RR are rotationally driven. .
[0028]
Thus, the torque converter 14, the transmission 16, the center differential 20, the front wheel differential 30, the rear wheel differential 36, and the like constitute a drive system of the vehicle. In particular, in the drive system of the illustrated embodiment, the distribution of the drive torque of the engine 10 to the left and right front wheels 34FL, 34FR and the left and right rear wheels 40RL, 40RR is controlled by the center differential 20 in a known manner.
[0029]
The braking force of the left and right front wheels 34FL, 34FR and the left and right rear wheels 40RL, 40RR is controlled by controlling the braking pressure of the corresponding wheel cylinders 46FL, 46FR, 46RL, 46RR by the hydraulic circuit 44 of the braking device 42. Although not shown in the figure, the hydraulic circuit 44 includes a reservoir, an oil pump, various valve devices, and the like, and the braking pressure of each wheel cylinder is normally a master that is driven according to the depression force on the brake pedal 47 by the driver. It is controlled by a cylinder 48 and, if necessary, individually by a behavior control electronic control unit 50 as will be described in detail later.
[0030]
As shown in FIG. 1, left and right front wheels 34FL and 34FR are steering wheels, and tie rods 56L and 56R are provided by a hydraulic power steering device 54 driven in response to a steering operation of a steering wheel 52 by a driver. Is steered through.
[0031]
A signal indicating the vehicle speed Vx from the vehicle speed sensor 58, a signal indicating the longitudinal acceleration Gx and the lateral acceleration Gy of the vehicle 12 from the longitudinal acceleration sensor 60 and the lateral acceleration sensor 62, respectively, and the yaw rate γ of the vehicle from the yaw rate sensor 64 are sent to the electronic control unit 50. A signal indicating the master cylinder pressure Pm as a driver's braking operation amount from the pressure sensor 66, and a wheel speed sensor 68i (i = fl, fr, rl, rr) indicating a wheel speed Vwi ( i = fl, fr, rl, rr) and a signal indicating the steering angle θ from the steering angle sensor 70 are input. The amount of braking operation by the driver may be detected based on the pedaling force on the brake pedal 47 or the depression stroke of the brake pedal 47.
[0032]
On the other hand, a signal indicating the engine speed Ne from the engine speed sensor 72, a signal indicating the throttle opening Ta (driving force control operation amount by the driver) from the throttle opening sensor 74, and the shift position (SP) are sent to the engine control device 26. Signals indicating the shift position Ps of the transmission 16 are input from the sensor 76, and these signals are also input from the engine control device 26 to the electronic control device 50. The driving force control operation amount by the driver may be detected by the depression stroke of the accelerator pedal.
[0033]
Further, the engine control device 26, the drive system control device 28, and the electronic control device 50 mutually transmit and receive necessary signals. In particular, the drive system control device 28 controls the speed of the transmission 16 in a manner known in the art. And outputs a signal indicating the restraining force Dr of the center differential 20 detected by the restraining force sensor 78 to the electronic control unit 50.
[0034]
The longitudinal acceleration sensor 60 detects longitudinal acceleration with the vehicle acceleration direction being positive, and the lateral acceleration sensor 62, the yaw rate sensor 64, and the steering angle sensor 70 detect lateral acceleration and the like with the vehicle's left turning direction as positive. In addition, the engine control device 26, the drive system control device 28, and the electronic control device 50 may be each actually configured by a microcomputer including a CPU, a ROM, a RAM, and an input / output device, and a drive circuit.
[0035]
As will be described later in detail, the behavior control electronic control device 50 includes a spin state amount SS indicating the degree of spin of the vehicle and a vehicle state based on the vehicle state amount that changes as the vehicle travels, in accordance with the routine shown in FIG. Is calculated, and when the spin state amount SS is larger than the reference value, the target slip ratio Rsti (i = i) of each wheel for reducing the spin state and stabilizing the vehicle. fr, fl, rr, rl) based on the spin state amount SS, and when the drift out state amount DS is larger than the reference value, the target slip of each wheel for reducing the drift out state and stabilizing the vehicle. The rate Rsti (i = fr, fl, rr, rl) is calculated based on the drift-out state amount SS, and the slip rate of each wheel is calculated as the target slip rate R. And controlling the braking force of each wheel so as to be ti, thereby stabilizing the behavior of the vehicle.
[0036]
Further, the behavior control electronic control device 50 determines whether or not the restraining force of the center differential 20 is in a high state according to the routine shown in FIG. Is executed, the excessive deceleration slip amounts SLl and SLr of the right and left rear wheels, which are opposite wheels to the predetermined wheel (turning front front wheel), are calculated, and the drift is performed in a state where the restraining force of the center differential 20 is high. When the out control is being executed, the excessive deceleration slip amounts SLl and SLr of the left and right front wheels which are opposite to the predetermined wheel (the left and right rear wheels) are calculated.
[0037]
The larger value of the excessive deceleration slip amounts SLl and SLr is calculated as the excessive deceleration slip amount SL of the wheel opposite to the predetermined wheel, and when the excessive deceleration slip amount SL is larger than the reference value, the excessive deceleration slip amount is calculated. The coefficient Kc is calculated based on the excessive deceleration slip amount SL so that the coefficient Kc increases as the SL increases, and the zero torque Teo of the engine 10 for setting the slip ratio of the wheel on the opposite side to the predetermined wheel to 0 is calculated. , And calculates the torque up amount Teu of the engine 10 as a product of the coefficient Kc and the zero torque Teo, and outputs a signal indicating the torque up amount Teu to the engine control device 26. When the engine control device 26 receives a signal indicating the torque increase amount Teu from the electronic control device 50, the engine control device 26 increases the output torque of the engine 10 based on the torque increase amount Teu.
[0038]
Next, with reference to the flowchart shown in FIG. 3, the engine torque-up control for behavior control in the first embodiment will be described. The control according to the flowchart shown in FIG. 3 is started by closing an ignition switch (not shown) and is repeatedly executed at predetermined time intervals.
[0039]
First, in step 10, it is determined whether or not the restraining force of the center differential 20 is high based on a signal from the drive system control device 28. If a negative determination is made, the process proceeds to step 100, and an affirmative determination is made. When the determination is made, the process proceeds to step 20.
[0040]
In step 20, it is determined whether or not the spin control is being performed, that is, whether or not the braking force is being applied to the front wheel on the outer side of the turn to suppress the spin, and a negative determination is made. When the determination is made, the process proceeds to step 40. When the determination is affirmative, in step 30, the excessive deceleration slip amounts SLl and SLr of the left and right rear wheels are calculated.
[0041]
In this case, the excessive deceleration slip amounts SLl and SLr of the right and left rear wheels are estimated vehicle speeds at the center of gravity of the vehicle based on the wheel speeds of the front wheels inside the turning where no braking force is applied in any of the spin control and the drift-out control. Vb is calculated, and the estimated vehicle speeds Vbrl and Vbrr at the left and right rear wheel positions are calculated based on the estimated vehicle speed Vb at the center of gravity of the vehicle, thereby obtaining the estimated vehicle speed Vbrl at the right and left rear wheel positions. , Vbrr and the wheel speeds Vwrl, Vwrr of the left and right rear wheels.
[0042]
In step 40, it is determined whether or not the drift-out control is being performed, that is, whether or not the braking force is being applied to the left and right rear wheels to suppress the drift-out. When the determination is made, the routine proceeds to step 100, and when the affirmative determination is made, in step 50, the excessive deceleration slip amounts SLl and SLr of the left and right front wheels are calculated.
[0043]
In this case, the excessive deceleration slip amounts SLl and SLr of the left and right front wheels are calculated based on the estimated vehicle speed Vb at the center of gravity of the vehicle based on the wheel speed of the front wheel inside the turning where no braking force is applied in any of the spin control and the drift-out control. Is calculated by Vbf + (Gx + α) Δt, where the previous estimated vehicle speed Vb is Vbf, α is a positive constant of about 0.05 to 0.1, and Δt is the cycle time of the flowchart shown in FIG. The estimated vehicle speed Vba at the center of gravity of the vehicle based on the previous estimated vehicle speed Vbf is calculated, and the smaller value of the current estimated vehicle speed Vb and the estimated vehicle speed Vba based on the previous estimated vehicle speed is corrected. The estimated vehicle speed Vb at the center of gravity of the vehicle is calculated, and the estimated vehicle at the position of the left and right front wheels is calculated based on the corrected estimated vehicle speed Vb at the center of gravity of the vehicle. Speed Vbfl, by Vbfr is calculated, at the estimated vehicle speed Vbfl the position of the left and right front wheels, Vbfr and right front wheel speeds Vwfl, is calculated based on Vwfr.
[0044]
In step 60, it is determined whether or not the excessive deceleration slip amount SLl of the left wheel is larger than the excessive deceleration slip amount SLr of the right wheel. The excessive deceleration slip amount SL of the wheel is set to the excessive deceleration slip amount SLl of the left wheel, and when a negative determination is made, the excessive deceleration slip amount SL of the wheel on the opposite side to the predetermined wheel is the excessive deceleration slip amount of the right wheel. Set to SLr.
[0045]
In step 90, it is determined whether or not the excessive deceleration slip amount SL is larger than a reference value SLc (positive constant). When a negative determination is made, in step 100, the torque of the engine 10 is increased. When the determination is affirmative and a positive determination is made, in step 110, the coefficient Kc is calculated from the map corresponding to the graph shown in FIG.
[0046]
In step 120, the road surface friction coefficient is μ, the sum of the ground contact loads of the four wheels is Wt, the wheel radius is Rt, the differential ratio is Rr, the gear ratio of the drive system is Gr, and the road surface friction is The zero torque Teo of the engine 10 for setting the wheel slip ratio to 0 when the coefficient is μ is calculated according to the following equation 1. Incidentally, the friction coefficient μ of the road surface and the sum Wt of the ground contact loads of the four wheels may be detected or estimated in any manner known in the art.
Teo = (μ · Wt · Rt) / (Rr · Gr) (1)
[0047]
In step 130, the torque up amount Teu of the engine 10 is calculated as the product of the coefficient Kc and the zero torque Teo. In step 140, a signal indicating the torque up amount Teu is sent from the behavior control electronic control unit 50 to the engine control. The output torque is output to the device 26, whereby the output torque of the engine 10 is increased based on the zero torque Teu.
[0048]
Next, behavior control by controlling the braking force in the first embodiment will be described with reference to the flowchart shown in FIG. The control according to the flowchart shown in FIG. 4 is also started by closing an ignition switch (not shown), and is repeatedly executed at predetermined time intervals.
[0049]
First, in step 210, the deviation of the lateral acceleration, that is, the lateral slip acceleration Vyd of the vehicle is calculated as the deviation Gy-γV between the lateral acceleration Gy and the product γV of the vehicle speed V and the yaw rate γ, and the lateral slip acceleration Vyd is integrated. The vehicle body slip angle Vy is calculated, and the vehicle body slip angle β is calculated as the ratio Vy / Vx of the vehicle body slip speed Vy to the vehicle body front-rear speed Vx (= vehicle speed V).
[0050]
In step 220, the spin amount SV is calculated as the linear sum K1β + K2Vyd of the slip angle β and the skid acceleration Vyd of the vehicle body with K1 and K2 as positive constants, respectively, and the turning direction of the vehicle is determined based on the sign of the yaw rate γ. Then, the spin state amount SS is calculated as SV when the vehicle turns left, and as −SV when the vehicle turns right. When the calculation result is a negative value, the spin state amount is set to 0. The spin amount SV may be calculated as a linear sum of the vehicle body slip angle β and its differential value βd.
[0051]
In step 230, the actual steering angle δ of the front wheels is calculated based on the steering angle θ, the target yaw rate γe is calculated according to the following equation 2 using H as a wheel base and Kh as a stability factor, and T is a time constant. Then, the reference yaw rate γt of the vehicle is calculated based on the vehicle speed V and the steering angle θ using s as a Laplace operator according to the following equation 3. The target yaw rate γe may be calculated in consideration of the lateral acceleration Gy of the vehicle in consideration of a dynamic yaw rate.
γe = Vδ / ｛(1 + KhV²) H｝ …… (2)
γt = γe / (1 + Ts) (3)
[0052]
In step 240, the drift value DV is calculated as the deviation between the reference yaw rate γt of the vehicle and the actual yaw rate γ of the vehicle according to the following equation 4, and the turning direction of the vehicle is determined based on the sign of the yaw rate γ. The out state amount DS is calculated as DV when the vehicle turns left, and as -DV when the vehicle turns right. When the calculation result is a negative value, the drift out state amount is set to 0. The drift value DV may be calculated according to the following equation (5).
DV = (γt−γ) (4)
DV = H (γt−γ) / V (5)
[0053]
In step 250, it is determined whether or not the spin state amount SS is greater than its reference value SSo (positive constant), that is, whether or not spin control is necessary, and a negative determination is made. When the determination is affirmative, the process proceeds to step 270. When the determination is affirmative, in step 260, the target braking force Fbtfo of the front wheel on the outside of the turn is calculated from the map corresponding to the graph shown in FIG. , The target braking forces Fbtfi, Fbtro, Fbtri of the turning inside front wheel, turning outside rear wheel, and turning inside rear wheel are respectively set to the optimum values calculated using the vehicle model based on the target braking force Fbtfo or 0.
[0054]
In step 270, it is determined whether or not the drift-out state amount DS is larger than the reference value DSo (positive constant), that is, whether or not drift-out control is required. When the control is performed, the control according to the routine shown in FIG. 4 is once terminated, and when an affirmative determination is made, a map corresponding to the graph shown in FIG. The target braking force Fbtri of the turning inside rear wheel and the target braking force Fbtro of the turning outside rear wheel are calculated, and the target braking forces Fbtfi and Fbtrfo of the turning inside front wheel and the turning outside front wheel are respectively based on the target braking forces Fbtri and Fbtro. The optimal value calculated using the model or set to 0.
[0055]
In step 290, the turning inner and outer wheels are specified by determining the turning direction of the vehicle based on, for example, the yaw rate γ of the vehicle, and when the vehicle is in the left turning state, the target braking force Fbti (i = fl, fr, rl, rr) are calculated according to the following equation 8, and when the vehicle is turning right, the target braking force Fbti of each wheel is calculated according to the following equation 9.
Fbtfl = Fbtfi
Fbtfr = Fbtfo
Fbtrl = Fbtri
Fbtrr = Fbtro (8)
Fbtfl = Fbtfo
Fbtfr = Fbtfi
Fbtrl = Fbtro
Fbtrr = Fbtri (9)
[0056]
In step 300, the target slip ratio Rsti (i = fl, fr, rl, rr) of each wheel is calculated based on the target braking force Fbti of each wheel, and in step 310, the slip ratio of each wheel is calculated. The braking pressure of each wheel is controlled so as to attain the corresponding target slip ratio Rsti.
[0057]
Thus, according to the illustrated first embodiment, in steps 210 and 220, the spin state quantity SS indicating the degree of spin of the vehicle is calculated, and in steps 230 and 240, the drift amount indicating the degree of drift out of the vehicle is calculated. The out state amount DS is calculated, and in step 250, it is determined whether the spin state amount SS is larger than the reference value SSo and spin control is necessary, and the spin state amount SS is determined from the reference value SSo. Is larger, the target braking force Fbtfo of the turning outer front wheel for reducing the spin state is calculated based on the spin state amount SS in step 260, and the target of the turning inner front wheel, the turning outer rear wheel, and the turning inner rear wheel is calculated. The braking forces Fbtfi, Fbtro, Fbtri are each set to an optimum value or 0 according to the target braking force Fbtfo.
[0058]
When it is determined in step 250 that the spin state amount SS is equal to or smaller than the reference value SSo, in step 270, the drift-out state amount DS is larger than the reference value DSo, and it is necessary to perform the drift-out control. If the drift-out state amount DS is larger than the reference value DSo, the target braking force of the turning inner rear wheel for reducing the drift-out state based on the drift-out state amount DS is determined in step 280. Fbtri and the target braking force Fbtro of the turning outer rear wheel are calculated, and the target braking forces Fbtfi and Fbtrfo of the turning inner front wheel and the turning outer front wheel are set to optimal values or 0 according to the target braking forces Fbtri and Fbtro, respectively. .
[0059]
Then, in step 290, the turning direction of the vehicle is determined, and the target braking force Fbti of each wheel is calculated according to the turning direction of the vehicle. In step 300, the target braking force Fbti of each wheel is calculated based on the target braking force Fbti of each wheel. The target slip ratio Rsti is calculated, and in step 310, the braking pressure of each wheel is controlled such that the slip ratio of each wheel becomes the corresponding target slip ratio Rsti. And the behavior of the vehicle is stabilized.
[0060]
Further, according to the first embodiment shown in the drawing, it is determined in step 10 whether or not the restraining force of the center differential 20 is high. In step 20, it is determined whether or not the spin control is being executed. When the spin control is being executed, in step 30, the excessively decelerated slip amounts SLl and SLr of the left and right rear wheels are calculated.
[0061]
Even if it is determined in step 10 that the restraining force of the center differential 20 is high, if it is determined in step 20 that the spin control is not being performed, the process proceeds to step 40. Then, it is determined whether or not the drift-out control is being executed. When the drift-out control is being executed, the excessively decelerated slip amounts SLl and SLr of the left and right front wheels are calculated in step 50.
[0062]
In steps 60 to 80, the larger value of the excess deceleration slip amounts SLl and SLr of the left and right wheels is calculated as the excess deceleration slip amount SL of the wheel opposite to the predetermined wheel. When it is determined that the excessive deceleration slip amount SL is larger than the reference value, the coefficient Kc is calculated based on the excessive deceleration slip amount SL in step 110 so that the coefficient Kc increases as the excessive deceleration slip amount SL increases. In step 120, the zero torque Teo of the engine 10 for making the wheel slip ratio at the current road surface friction coefficient zero is calculated. In step 130, the torque of the engine 10 is calculated as the product of the coefficient Kc and the zero torque Teo. The amount of increase Teu is calculated, and in step 140, a signal indicating the amount of torque increase Teu is output. Is output to the gin control unit 26, thereby the output torque of the engine 10 based on the torque up quantity Teu is increased.
[0063]
Therefore, according to the illustrated first embodiment, when the spin control or the drift-out control is performed in a state where the restraining force of the center differential 20 is in a high state, the excess of the wheels opposite to the predetermined wheels in the front and rear directions is obtained. When the deceleration slip amount SL is calculated and the excessive deceleration slip amount SL is larger than the reference value, the torque increase amount Teu of the engine 10 is calculated based on the excessive deceleration slip amount SL, and the output of the engine 10 is calculated based on the torque increase amount Teu. Since the torque is increased, at least a portion of the braking force transmitted to the wheel opposite to the predetermined wheel via the center differential 20 can be offset by the increase in the output of the engine 10, and the predetermined wheel Reduces the lateral force of the opposite wheel due to the excessive amount of deceleration slip of the opposite wheel. Won, thereby preventing the vehicle behavior is deteriorated rather by the behavior control, it is possible to perform behavior control effectively.
[0064]
According to the illustrated first embodiment, the coefficient Kc is calculated based on the excessive deceleration slip amount SL so that the coefficient Kc increases as the excessive deceleration slip amount SL increases. The zero torque Teo of the engine 10 for setting the slip ratio of the engine 10 to zero is calculated, and the torque increase amount Teu of the engine 10 is calculated as the product of the coefficient Kc and the zero torque Teo. As compared with the case where the torque increase amount Teu of the engine 10 is increased by a fixed amount regardless of the degree of slip of the wheels opposite to the predetermined wheel, the behavior state of the vehicle and the restraining force of the center differential 20 are reduced. Accordingly, torque increase of engine 10 can be appropriately controlled.
[0065]
In particular, according to the illustrated first embodiment, when in the spin state or the drift-out state, the target slip ratio Rsti of each wheel for reducing the spin state or the drift-out state and stabilizing the behavior of the vehicle is calculated. The excess deceleration slip amount SL of the wheel opposite to the predetermined wheel is calculated based on the deviation between the actual slip rate of the wheel and the target slip rate Rsti. Excessive deceleration slip amount SL can be accurately obtained, whereby the output torque of the engine can be appropriately increased.
[0066]
According to the illustrated first embodiment, the excessive deceleration slip amounts of the left and right wheels opposite to the predetermined wheel are calculated, and the larger value of the excessive deceleration slip amounts of the left and right wheels is determined by the predetermined value. Since the excessive deceleration slip amount of the wheel opposite to the front and rear wheels is set as the excessive deceleration slip amount, the excessive deceleration slip amount of the wheel opposite to the predetermined wheel can be reliably prevented from being underestimated.
[0067]
According to the illustrated first embodiment, the estimated vehicle speed Vb at the center of gravity of the vehicle is calculated based on the wheel speed of the inside front wheel every predetermined time, and the last estimated vehicle speed Vbf and the front and rear of the vehicle are calculated. An estimated vehicle speed Vba based on the previous estimated vehicle speed is calculated based on the acceleration Gx, and the smaller one of the estimated vehicle speed Vba based on the previous estimated vehicle speed and the current estimated vehicle speed Vb is the corrected center of gravity of the vehicle. The estimated vehicle speed at the wheel position opposite to the predetermined wheel is calculated based on the corrected estimated vehicle speed Vb at the center of gravity of the vehicle. Since the actual slip rate of the wheel is calculated based on the estimated vehicle speed at the wheel position opposite to the front and rear and the wheel speed of the wheel, for example, when the actual slip rate is calculated based on the vehicle speed V, Then, in a situation where the behavior of the vehicle is deteriorated in a situation where the friction coefficient of the road surface is low and the restraining force of the center differential 20 is high, the estimated vehicle speed is increased and excessive deceleration of wheels opposite to the predetermined wheel is performed. It is possible to reliably prevent the slip amount from being calculated to an excessively high value, and to thereby reliably prevent the output torque of the engine from being excessively increased.
[0068]
Second embodiment
FIG. 8 is a flowchart showing an engine torque up control routine for behavior control in the second embodiment of the behavior control device for a four-wheel drive vehicle according to the present invention. In FIG. 8, the same steps as those shown in FIG. 2 have the same step numbers as those shown in FIG.
[0069]
In the second embodiment, when it is determined in step 10 that the restraining force of the center differential 20 is high, in step 95, various sensors and the braking device 42 are normal and the spin It is determined whether or not the execution of the control and the drift-out control is permitted. If the determination is negative, the process proceeds to step 100. If the determination is affirmative, the process proceeds to step 140. A signal indicating the obtained torque increase amount Teuo is output from the behavior control electronic control device 50 to the engine control device 26, whereby the output torque of the engine 10 is increased based on the torque increase amount Teuo. The torque-up amount Teuo is set to a constant value in advance in a range where the front-rear force of the wheel is not on the driving side, for example, by an experiment.
[0070]
Thus, according to the illustrated second embodiment, when it is determined that the restraining force of the center differential 20 is in a high state and the execution of the spin control and the drift-out control is permitted, the predetermined wheel is located in front of and behind the predetermined wheel. Regardless of whether the deceleration slip amount of the opposite wheel is excessive or not, the output torque of the engine 10 is increased based on the preset torque-up amount Teuo, so that the output torque of the engine 10 is excessively increased. While a certain portion of the braking force applied to the predetermined wheel is transmitted to the front and rear opposite wheels via the center differential 20, there is a possibility that the behavior of the vehicle may be deteriorated. When this occurs, the output torque of the engine 10 can be increased with good responsiveness, whereby the output torque can be reduced earlier than in the case of the configuration of the above-described first embodiment. It is possible to increase the output torque of the engine.
[0071]
In particular, according to the illustrated second embodiment, even if it is determined that the restraining force of the center differential 20 is high, when the execution of the spin control and the drift-out control is not permitted, the output torque of the engine 10 is determined. Is not increased, the spin control and the drift-out control are not performed, and therefore, a part of the braking force applied to a predetermined wheel is not transmitted to the front and rear opposite wheels via the center differential 20. It is possible to reliably prevent the output torque of the engine 10 from being unnecessarily increased.
[0072]
In the illustrated second embodiment, the torque up amount Teuo is set to a constant value in advance. However, the higher the constraint force of the center differential 20 is, the larger the constraint of the center differential 20 is. It may be modified so as to be variably set according to the force, in which case controlling the amount of increase in the output torque of the engine 10 according to the braking force transmitted to the front and rear opposite wheels via the center differential 20. Therefore, the output torque of the engine 10 can be appropriately increased as compared with the case where the preset increase amount is a constant value.
[0073]
In the above, the present invention has been described in detail with respect to a specific embodiment. However, the present invention is not limited to the above embodiment, and various other embodiments are possible within the scope of the present invention. Some will be apparent to those skilled in the art.
[0074]
For example, in the above-described first embodiment, both the spin control and the drift-out control can be executed as the behavior control, but the behavior control may be only one of the spin control and the drift-out control.
[0075]
In the first embodiment described above, the excessive deceleration slip amounts SLl and SLr of the right and left wheels opposite to the predetermined wheel are calculated, and the excessive deceleration slip amounts SLl and SLr of the left and right wheels are calculated. The larger value is set as the excessive deceleration slip amount SL of the wheel opposite to the predetermined wheel, but the average value of the excessive deceleration slip amounts SLl and SLr of the left and right wheels is different from the predetermined wheel. It may be corrected so as to be the excessive deceleration slip amount SL of the opposite wheels.
[0076]
In each of the above embodiments, the four-wheel drive vehicle is a full-time four-wheel drive vehicle, but the four-wheel drive vehicle is a part-time vehicle that is switched between two-wheel drive and four-wheel drive by an operator. If the four-wheel drive vehicle is a part-time four-wheel drive vehicle, the restraining force of the center differential when the operator is switched to four-wheel drive may be used. It may be determined that the value is equal to or more than the reference value.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing a first embodiment of a behavior control device of a four-wheel drive vehicle according to the present invention applied to a full-time four-wheel drive vehicle.
FIG. 2 is a block diagram illustrating a control system according to the first embodiment.
FIG. 3 is a flowchart illustrating an engine torque-up control routine for behavior control according to the first embodiment;
FIG. 4 is a flowchart showing a behavior control routine by controlling a braking force in the first embodiment.
FIG. 5 is a graph showing a relationship between an excess slip amount SL and a coefficient Kc.
FIG. 6 is a graph showing a relationship between a spin state amount SS and a target braking force Fssfo of a turning outer front wheel.
FIG. 7 is a graph showing a relationship between a drift-out state amount DS and target braking forces Fdri and Fdro of right and left rear wheels.
FIG. 8 is a flowchart showing an engine torque-up control routine for behavior control in a second embodiment of the behavior control device for a four-wheel drive vehicle according to the present invention applied to a full-time four-wheel drive vehicle. It is.
[Explanation of symbols]
10 ... Engine
12 ... Vehicle
16 ... Transmission
20… Center differential
26 ... Engine control device
42 ... Brake device
44… Hydraulic circuit
50 ... Electronic control device for behavior control
58… Vehicle speed sensor
60 ... longitudinal acceleration sensor
62 ... lateral acceleration sensor
64 ... Yaw rate sensor
66… Pressure sensor
68i: Wheel speed sensor
70 ... steering angle sensor
78 ... restraint force sensor

Claims

In a four-wheel drive vehicle equipped with a center differential that controls the distribution of driving force from the engine to the front and rear wheels, the vehicle's behavior is stabilized by applying braking force to predetermined wheels when the vehicle is in a predetermined behavior state Means for determining the restraining force of the center differential, means for determining an excessive deceleration slip amount of wheels opposite to the predetermined wheel, When the behavior control is performed in a situation where the restraining force of the center differential is equal to or more than the reference value, and the excessive deceleration slip amount is equal to or more than the reference value, the excessive deceleration slip is reduced so that the excessive deceleration slip amount is reduced. Control means for increasing the output torque of the engine according to the amount of the vehicle. Location.

The means for obtaining the excessive deceleration slip amount calculates a target slip ratio of each wheel for stabilizing the behavior of the vehicle when the vehicle is in a predetermined behavior state, and calculates a target slip ratio of wheels opposite to the predetermined wheel. The four-wheel drive vehicle behavior control device according to claim 1, wherein the excessive deceleration slip amount is obtained based on a deviation between an actual slip ratio and a target slip ratio.

In a four-wheel drive vehicle equipped with a center differential that controls the distribution of driving force from the engine to the front and rear wheels, the vehicle's behavior is stabilized by applying braking force to predetermined wheels when the vehicle is in a predetermined behavior state Means for determining a restraining force of the center differential, wherein the behavior control is performed in a situation where the restraining force of the center differential is equal to or more than a reference value. Control means for increasing the output torque of the engine by a preset increase amount within a range in which the longitudinal force of the wheels does not become the drive side, the behavior control of a four-wheel drive vehicle. apparatus.