JP2007153278A - Braking force control device of vehicle - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、車両を安定して旋回走行可能にする車両の制動力制御装置に関する。 The present invention relates to a braking force control device for a vehicle that enables the vehicle to stably turn.
従来、車両旋回時の安定性を確保することを目的とした制動力制御装置としては、例えば特許文献1に記載した装置がある。この特許文献1に記載の制動力制御装置は、トラクションコントロールのように駆動輪の加速スリップを検知して単にその加速スリップを抑えるのではなく、車両の運転状態から車両の旋回状態量を検出し、その旋回状態量が、車両が安定して走行可能な旋回限界状態量に対し所定の制動作動しきい値まで接近した場合に、車両が安定した旋回走行を維持するのに必要な目標減速度を演算し、その目標減速度を実現する制動力を車両に付与している。
2. Description of the Related Art Conventionally, as a braking force control device aimed at ensuring stability during vehicle turning, for example, there is a device described in
これによって、車両旋回時に、運転者の意思に関わらず車両が安定して旋回可能な限界旋回量を越えないように制御される結果、運転者の予想に反してコーナが急な場合等にオーバースピードでコーナに進入した場合でも、すばやく適正な車両の減速が行われることによって、車両の安定性を確保することが出来るようになる。
しかしながら、車両に制動を付与するアクチュエータとして、例えば車輪に制動力を付与する液圧ブレーキ装置を想定し、その液圧ブレーキ装置の圧力発生源としてモータポンプを具備した液圧ブレーキ用アクチュエータ、所謂ポンプアップシステムにおいては、前記制動力制御が作動を開始しても、モータポンプが作動してホイールシリンダ側でブレーキ液が昇圧するまでに時間を要するため、初期応答性が遅れるという問題がある。
As a result, the vehicle is controlled so that it does not exceed the limit turning amount that allows the vehicle to turn stably regardless of the driver's intention, resulting in overshooting when the corner is suddenly contrary to the driver's expectation. Even when the vehicle enters the corner at a speed, the vehicle can be secured stably by quickly decelerating the vehicle appropriately.
However, as an actuator that applies braking to a vehicle, for example, a hydraulic brake device that applies a braking force to a wheel is assumed, and a hydraulic brake actuator including a motor pump as a pressure generation source of the hydraulic brake device, a so-called pump In the up system, even if the braking force control starts to operate, it takes time until the brake fluid is boosted on the wheel cylinder side after the motor pump is operated, so that there is a problem that the initial response is delayed.
この問題を解決するために、従来、例えば特許文献2に記載のような、制動液圧に予圧を印加する技術が知られている。
しかし、前記特許文献2に記載のように、単純に、目標とする第1作動しきい値よりも低い第2作動しきい値を設定しておき、その第2作動しきい値から第1作動しきい値の間の状態と判定したときに予圧制御を実行すると、制動を判定する手段からの出力値の変化が早い場合等にあっては、第2作動しきい値を越えたと判定してから予圧制御に移行したとしても予圧印加に充分な時間がとれることなく第1作動しきい値を越えてしまうことがあり、そのような場合には、予圧制御の効果が充分に得られないおそれがあるという課題がある。
また、第2作動しきい値と第1作動しきい値との間隔を大きく設定すると、不要に予圧制御が作動することになる。
本発明の課題は、旋回安定を目的とした制動力制御において、無駄なく確実に初期応答性を向上させることを可能にすることである。
However, as described in Patent Document 2, a second operation threshold lower than the target first operation threshold is simply set, and the first operation is determined from the second operation threshold. When the preload control is executed when it is determined that the state is between the threshold values, it is determined that the second operation threshold value has been exceeded in cases such as when the change in the output value from the means for determining braking is fast. Even if the preload control is shifted from the preload control, the first operation threshold value may be exceeded without taking sufficient time to apply the preload. In such a case, the effect of the preload control may not be sufficiently obtained. There is a problem that there is.
Further, if the interval between the second operation threshold and the first operation threshold is set large, the preload control is operated unnecessarily.
An object of the present invention is to make it possible to reliably improve initial responsiveness without waste in braking force control for the purpose of turning stability.
請求項1記載の発明に係る車両の制動力制御装置は、車両の旋回状態量が、車両が安定して走行可能な限界旋回状態量に応じて設定された制動作動しきい値を越えたと判定する判定手段と、車両の安定した旋回走行を維持するために必要な目標減速度を演算する演算手段と、前記判定手段で車両の旋回状態が前記制動作動しきい値を越えたと判定されたとき、前記演算手段で得られた前記目標減速度に応じた制動力を車両に付与する制御手段と、を備える。 In the vehicle braking force control device according to the first aspect of the present invention, it is determined that the turning state quantity of the vehicle has exceeded a braking operation threshold value set in accordance with a limit turning state quantity at which the vehicle can stably travel. Determining means for calculating, a calculating means for calculating a target deceleration required for maintaining a stable turning of the vehicle, and when the determining means determines that the turning state of the vehicle has exceeded the braking operation threshold value. Control means for applying a braking force according to the target deceleration obtained by the computing means to the vehicle.
この車両の制動力制御装置は、現在から所定時間経過後に車両の旋回状態量が前記制動作動しきい値を越えるか否かを推定手段により推定し、車両の走行状態に基づいて前記所定時間を設定手段により設定し、前記制御手段は、前記推定手段が前記所定時間経過後に前記制動作動しきい値を越えると推定すると、前記制動力の付与応答性を高くするための予備動作を開始する。 This vehicle braking force control device estimates whether or not the amount of turning state of the vehicle exceeds the braking operation threshold after a predetermined time has elapsed from the present time, and determines the predetermined time based on the running state of the vehicle. Set by setting means, the control means starts a preliminary operation for increasing the braking force application responsiveness when the estimation means estimates that the braking operation threshold is exceeded after the predetermined time has elapsed.
請求項1記載の発明によれば、制御の初期応答性を確実に向上させることができ、車両が安定して旋回走行可能な車速まで応答性良く減速することが可能となる。また、車両の走行状態に基づいて、所定時間を設定することで、制御の初期応答性を不要に高めることを防止できる。 According to the first aspect of the present invention, it is possible to reliably improve the initial response of the control, and it is possible to decelerate with good response to a vehicle speed at which the vehicle can stably turn. Moreover, it is possible to prevent the initial response of the control from being unnecessarily increased by setting the predetermined time based on the traveling state of the vehicle.
本発明を実施するための最良の形態(以下、実施形態という。)を図面を参照しながら詳細に説明する。
(第1の実施形態)
(構成)
図1は、本発明を適用した第1の実施形態となる制動力制御装置の概略構成を示すブロック図である。各車輪の車輪速度Vwi(i=FL,FR,RL,RR)を検出する電磁誘導式の車輪速センサ1と、ステアリングホイールの操舵角θを検出する光学式・非接触型の操舵角センサ2と、車体のヨーレイトφDを検出するヨーレイトセンサ3と、アクセルペダルのアクセル開度Accを検出するアクセルセンサ4と、横加速度センサ5がコントローラ6に接続される。
The best mode for carrying out the present invention (hereinafter referred to as an embodiment) will be described in detail with reference to the drawings.
(First embodiment)
(Constitution)
FIG. 1 is a block diagram showing a schematic configuration of a braking force control apparatus according to a first embodiment to which the present invention is applied. An electromagnetic induction type
コントローラ6は、例えばマイクロコンピュータで構成されており、各センサからの検出信号に基づいて後述する旋回走行制御処理を実行し、エンジン出力制御装置7と制動力制御装置9とを駆動制御して車両の旋回状態に応じた自動減速を行う。
ここで、エンジン出力制御装置7は、エンジン8におけるスロットルバルブの開度、燃料噴射量、点火時期などを調整することによって、エンジン出力(回転数やエンジントルク)を制御するように構成されている。
The
Here, the engine
図2は、制動力制御装置9の構成を示す。
図2に示すように、制動力制御装置9は、マスターシリンダ10と各ホイールシリンダ11i(i=FL,FR,RL,RR)との間に介装されている。
マスターシリンダ10は、運転者のペダル踏力に応じて2系統の液圧を作るタンデム式のもので、プライマリ側をフロント左・リア右のホイールシリンダ11FL・11RRに伝達し、セカンダリ側を右前輪・左後輪のホイールシリンダ11FR・11RLに伝達するダイアゴナルスプリット方式を採用している。
FIG. 2 shows the configuration of the braking
As shown in FIG. 2, the braking
The
各ホイールシリンダ11FL〜11RRは、ディスクロータをブレーキパッドで挟圧して制動力を発生させるディスクブレーキや、ブレーキドラムの内周面にブレーキシューを押圧して制動力を発生させるドラムブレーキに内蔵されている。
制動力制御装置9は、アンチスキッド制御(ABS)、トラクション制御(TCS)、スタビリティ制御(VDC:Vehicle Dynamics Control)等に用いられる制動流体圧制御回路を利用したものであり、運転者のブレーキ操作に係らず各ホイールシリンダ11FL〜11RRの液圧を増圧・保持・減圧できるように構成されている。
Each of the wheel cylinders 11FL to 11RR is incorporated in a disc brake that presses a disc rotor with a brake pad to generate a braking force, or a drum brake that generates a braking force by pressing a brake shoe against the inner peripheral surface of the brake drum. Yes.
The braking
プライマリ側は、マスターシリンダ10及びホイールシリンダ11FL(11RR)間の流路を閉鎖可能なノーマルオープン型の第1ゲートバルブ12Aと、第1ゲートバルブ12A及びホイールシリンダ11FL(11RR)間の流路を閉鎖可能なノーマルオープン型のインレットバルブ13FL(13RR)と、ホイールシリンダ11FL(11RR)及びインレットバルブ13FL(13RR)間に連通したリザーバ14と、ホイールシリンダ11FL(11RR)及びリザーバ14間の流路を開放可能なノーマルクローズ型のアウトレットバルブ15FL(15RR)と、マスターシリンダ10及び第1ゲートバルブ12A間とリザーバ14及びアウトレットバルブ15FL(15RR)間とを連通した流路を開放可能なノーマルクローズ型の第2ゲートバルブ16Aと、リザーバ14及びアウトレットバルブ15FL(15RR)間に吸入側を連通し、且つ第1ゲートバルブ12A及びインレットバルブ13FL(13RR)間に吐出側を連通したポンプ17と、を備えている。また、ポンプ17の吐出側には、吐出されたブレーキ液の脈動を抑制し、ペダル振動を弱めるダンパー室18が配設されている。
The primary side has a normally open type
また、セカンダリ側も、プライマリ側と同様に、第1ゲートバルブ12Bと、インレットバルブ13FR(13RL)と、リザーバ14と、アウトレットバルブ15FR(15RL)と、第2ゲートバルブ16Bと、ポンプ17と、ダンパー室18と、を備えている。
第1ゲートバルブ12A・12Bと、インレットバルブ13FL〜13RRと、アウトレットバルブ15FL〜15RRと、第2ゲートバルブ16A・16Bとは、夫々、2ポート2ポジション切換・シングルソレノイド・スプリングオフセット式の電磁操作弁であって、第1ゲートバルブ12A・12B及びインレットバルブ13FL〜13RRは、非励磁のノーマル位置で流路を開放し、アウトレットバルブ15FL〜15RR及び第2ゲートバルブ16A・16Bは、非励磁のノーマル位置で流路を閉鎖するように構成されている。
Similarly to the primary side, the secondary side also has a
The
また、ポンプ17は、負荷圧力に係りなく略一定の吐出量を確保できる歯車ポンプ、ピストンポンプ等、容積形のポンプで構成されている。
以上の構成により、プライマリ側を例に説明すると、第1ゲートバルブ12A、インレットバルブ13FL(13RR)、アウトレットバルブ15FL(15RR)、及び第2ゲートバルブ16Aが全て非励磁のノーマル位置にあるときに、マスターシリンダ2からの液圧がそのままホイールシリンダ11FL(11RR)に伝達され、通常ブレーキとなる。
The
With the above configuration, the primary side will be described as an example. When the
また、ブレーキペダルが非操作状態であっても、インレットバルブ13FL(13RR)、及びアウトレットバルブ15FL(15RR)を非励磁のノーマル位置にしたまま、第1ゲートバルブ12Aを励磁して閉鎖すると共に、第2ゲートバルブ16Aを励磁して開放し、更にポンプ17を駆動することで、マスターシリンダ2の液圧を第2ゲートバルブ16Aを介して吸入し、吐出される液圧をインレットバルブ13FL(13RR)を介してホイールシリンダ11FL(11RR)に伝達し、増圧させることができる。
Even when the brake pedal is not operated, the
また、第1ゲートバルブ12A、アウトレットバルブ15FL(15RR)、及び第2ゲートバルブ16Aが非励磁のノーマル位置にあるときに、インレットバルブ13FL(13RR)を励磁して閉鎖すると、ホイールシリンダ11FL(11RR)からマスターシリンダ2及びリザーバ14への夫々の流路が遮断され、ホイールシリンダ11FL(11RR)の液圧が保持される。
If the inlet valve 13FL (13RR) is excited and closed when the
さらに、第1ゲートバルブ12A及び第2ゲートバルブ16Aが非励磁のノーマル位置にあるときに、インレットバルブ13FL(13RR)を励磁して閉鎖すると共に、アウトレットバルブ15FL(15RR)を励磁して開放すると、ホイールシリンダ11FL(11RR)の液圧がリザーバ14に流入して減圧される。リザーバ14に流入した液圧は、ポンプ17によって吸入され、マスターシリンダ2に戻される。
Further, when the
セカンダリ側に関しても、通常ブレーキ・増圧・保持・減圧の動作は、前記プライマリ側の動作と同様であるため、その詳細説明は省略する。
したがって、コントローラ6は、第1ゲートバルブ12A・12Bと、インレットバルブ13FL〜13RRと、アウトレットバルブ15FL〜15RRと、第2ゲートバルブ16A・16Bと、ポンプ17とを駆動制御することによって、各ホイールシリンダ11FL〜11RRの液圧を増圧・保持・減圧する。
なお、本実施形態では、ブレーキ系統をフロント左・リア右とフロント右・リア左とで分割するダイアゴナルスプリット方式を採用しているが、フロント左右とリア左右とで分割する前後スプリット方式を採用してもよい。
Regarding the secondary side, the normal braking, pressure increasing, holding, and pressure reducing operations are the same as the operations on the primary side, and thus detailed description thereof is omitted.
Therefore, the
In this embodiment, a diagonal split method is used that divides the brake system into front left / rear right and front right / rear left, but a front / rear split method that divides front left / right and rear left / right is adopted. May be.
また、本実施形態では、第1ゲートバルブ12A・12B及びインレットバルブ13FL〜13RRが、非励磁のノーマル位置で流路を開放し、アウトレットバルブ15FL〜15RR及び第2ゲートバルブ16A・16Bが、非励磁のノーマル位置で流路を閉鎖するように構成している。しかし、要は、各バルブの開閉を行うことができれば良いので、第1ゲートバルブ12A・12B及びインレットバルブ13FL〜13RRが、励磁したオフセット位置で流路を開放し、アウトレットバルブ15FL〜15RR及び第2ゲートバルブ16A・16Bが、励磁したオフセット位置で流路を閉鎖するようにしても良い。
In the present embodiment, the
次に、コントローラ6で実行する旋回走行制御処理を説明する。
図3は、その処理手順のフローチャートを示す。
この旋回走行制御処理は、所定時間(例えば10msec)毎のタイマ割込み処理として実行され、図3に示すように、先ずステップS1において、各車輪速Vwiと、操舵角θと、ヨーレイト検出値φDと、アクセル開度Accとを読込む。
Next, turning control processing executed by the
FIG. 3 shows a flowchart of the processing procedure.
The turning control process is executed as a timer interruption process at predetermined time intervals (for example, 10 msec). As shown in FIG. 3, first, in step S1, each wheel speed Vwi, steering angle θ, and yaw rate detection value φ D Then, the accelerator opening Acc is read.
続いてステップS2において、各車輪速度Vwiに基づいて旋回速度Vを算出する。なお、本実施形態では、各車輪速度Vwiに基づいて旋回速度Vを算出しているが、車体の前後加速度を加速度センサで検出し、この前後加速度を加味して旋回速度Vを算出しても良い。
続いてステップS3において、図4のブロック図に従って車体のヨーレイトφを算出する。
Subsequently, in step S2, the turning speed V is calculated based on each wheel speed Vwi. In this embodiment, the turning speed V is calculated based on each wheel speed Vwi. However, the longitudinal speed of the vehicle body is detected by an acceleration sensor, and the turning speed V is calculated by taking this longitudinal acceleration into account. good.
Subsequently, in step S3, the yaw rate φ of the vehicle body is calculated according to the block diagram of FIG.
先ず、図5に示すような制御マップを参照し、操舵角θと旋回速度Vとに応じてヨーレイト推定値φEを算出する。ここで、ヨーレイト推定値φEの算出に用いる制御マップは、図5に示すように、横軸を操舵角θ、縦軸をヨーレイト推定値φEとし、操舵角θが増加するほどヨーレイトφEが増加し、その増加率は旋回速度Vが大きいほど小さくなるように設定されている。 First, with reference to the control map shown in FIG. 5, to calculate the yaw rate estimated value phi E in accordance with the turning speed V and the steering angle theta. The control map used for calculating the yaw rate estimated value phi E, as shown in FIG. 5, the horizontal axis steering angle theta, the vertical axis is the yaw rate estimated value phi E, as steering angle theta increases yaw rate phi E The rate of increase is set so that the rate of increase decreases as the turning speed V increases.
そして、下記(1)式に示すように、ヨーレイト検出値φDの絶対値とヨーレイト推定値φEの絶対値とのセレクトハイによって最終的なヨーレイトφを算出する。ここで、検出値φEと推定値φDとのセレクトハイを行うのは、例えば路面摩擦係数μの低い道路で操舵角θがあまり大きくないのにヨーレイトφが増加するスロースピンモードの場合には、減速制御をより早く介入させることができるためである。
φ= max[|φD|,|φE|] ・・・(1)
Then, as shown in the following (1) to calculate a final yaw rate phi by the select high between an absolute value of the absolute value and the yaw rate estimated value phi E of the yaw rate detection value phi D. Here, for performing select-high of the estimated value phi D and the detection value phi E, for example to the steering angle at low roads road surface friction coefficient mu theta is not too large when a slow spin mode in which yaw rate phi increases This is because the deceleration control can be intervened earlier.
φ = max [| φ D |, | φ E |] (1)
続いてステップS4において、下記(2)式に示すように、現在の旋回状態に対する目標旋回速度V*を算出する。ここで、μは路面摩擦係数であり、スリップ率とブレーキ操作量(マスターシリンダ圧)とに基づいて推定したり、路面の画像データと気温とに基づいて推定したり、路面判別センサ(GVS:Grand View Censor)の検出結果に基づいて推定したり、更にはインフラストラクチャから取得したりする。また、YgLは限界横加速度であり、ここでは車両が安定して旋回走行できる所定値(例えば、0.45G)に設定するが、各車輪のスリップ率に応じて可変としてもよい。
V*=μ×YgL/|φ| ・・・(2)
この(2)式によれば、ヨーレイトφが大きくなるほど、すなわち、操舵角θ又はその操舵角θに基づいて算出されるヨーレイト推定値φEが大きくなるほど、目標旋回速度V*は小さくなる。
Subsequently, in step S4, as shown in the following equation (2), a target turning speed V * for the current turning state is calculated. Here, μ is a road surface friction coefficient, which is estimated based on a slip ratio and a brake operation amount (master cylinder pressure), estimated based on road surface image data and air temperature, or a road surface discrimination sensor (GVS: It is estimated based on the detection result of (Grand View Censor), and further acquired from the infrastructure. Yg L is a limit lateral acceleration and is set to a predetermined value (eg, 0.45 G) at which the vehicle can stably turn, but may be variable according to the slip ratio of each wheel.
V * = μ × Yg L / | φ | (2)
According to the equation (2), the target turning speed V * decreases as the yaw rate φ increases, that is, as the steering angle θ or the estimated yaw rate value φ E calculated based on the steering angle θ increases.
続いてステップS5において、下記(3)式に示すように、目標減速度Xg*を算出する。ここで、ΔVは旋回速度Vと目標旋回速度V*との偏差(V−V*)であり、tは所定時間であり、kは係数である。
Xg*=k×ΔV/t ・・・(3)
なお、ここでは単に旋回速度Vと目標旋回速度V*との偏差ΔVに基づいて目標減速度Xg*を算出しているが、下記(4)式に示すように、偏差ΔVの増加方向への変化速度(単位時間あたりの変化量)dΔVを加味して目標減速度Xg*を算出しても良い。ここで、k1及びk2は係数である。また、変化速度dΔVは演算周期毎の変化量でもよいし、所定時間内の平均変化量でも良い。
Xg*=(k1×ΔV+k2×dΔV)/t ・・・(4)
なお、この(3)式又は(4)式によれば、ヨーレイトφが大きくなるほど、目標旋回速度V*が小さくなり、偏差ΔVが大きくなるから、目標減速度Xg*は大きくなる。
Subsequently, in step S5, the target deceleration Xg * is calculated as shown in the following equation (3). Here, ΔV is a deviation (V−V * ) between the turning speed V and the target turning speed V * , t is a predetermined time, and k is a coefficient.
Xg * = k × ΔV / t (3)
Here, the target deceleration Xg * is simply calculated based on the deviation ΔV between the turning speed V and the target turning speed V * . However, as shown in the following equation (4), the deviation ΔV increases in the increasing direction. The target deceleration Xg * may be calculated in consideration of the change speed (change amount per unit time) dΔV. Here, k1 and k2 are coefficients. Further, the change rate dΔV may be a change amount for each calculation cycle, or may be an average change amount within a predetermined time.
Xg * = (k1 × ΔV + k2 × dΔV) / t (4)
According to the equation (3) or (4), as the yaw rate φ increases, the target turning speed V * decreases and the deviation ΔV increases, so the target deceleration Xg * increases.
続いてステップS30において、制動液圧の予備動作である予圧制御を行う。この制動液圧の予圧制御の処理については、後で詳述する。
続いてステップS6において、目標減速度Xg*が0よりも大きいか否かを判断する。この判定結果がXg*≦0であるときには、減速制御つまり自動減速は不要であると判断して後述するステップS15に移行する。一方、判定結果がXg*>0であるときには、車両が安定して走行可能な限界旋回状態量に応じて設定した制動作動しきい値を越えたとして、減速制御が必要であると判断し、ステップS7に移行する。
Subsequently, in step S30, preload control, which is a preliminary operation for braking fluid pressure, is performed. The brake fluid pressure preload control process will be described in detail later.
Subsequently, in step S6, it is determined whether or not the target deceleration Xg * is greater than zero. When the determination result is Xg * ≦ 0, it is determined that deceleration control, that is, automatic deceleration is unnecessary, and the process proceeds to step S15 described later. On the other hand, when the determination result is Xg * > 0, it is determined that deceleration control is necessary because the braking operation threshold set in accordance with the limit turning state amount at which the vehicle can stably travel is exceeded, The process proceeds to step S7.
また、ヨーレイトφとの関係で判定をすると、前記(3)式又は(4)式によれば、ヨーレイトφが大きくなるほど、目標減速度Xg*が大きくなるから、目標減速度Xg*が0より大きいと判定され易くなる。後述するように、目標減速度Xg*が0よりも大きい場合、減速制御が作動するようになるから、ヨーレイトφが大きくなるほど、すなわち、操舵角θ又はヨーレイト推定値φEが大きくなるほど、減速制御が作動し易くなる。
ステップS7では、減速制御フラグFcを“1”にセットする。
続いてステップS8において、目標減速度Xg*を達成するために必要となる目標制動力F*を算出し増加させる。ただし、安定した車両挙動を維持できる程度に制動力が増加するよう、所定の変化速度で目標制動力F*を増加させる。
Further, when the determination in relation to the yaw rate phi, according to the above (3) or (4), the yaw rate phi increases, because the target deceleration Xg * becomes larger than the target deceleration Xg * is 0 It becomes easy to determine that it is large. As will be described later, since the deceleration control is activated when the target deceleration Xg * is greater than 0, the deceleration control increases as the yaw rate φ increases, that is, as the steering angle θ or the yaw rate estimated value φ E increases. Becomes easier to operate.
In step S7, the deceleration control flag Fc is set to “1”.
Subsequently, in step S8, the calculated increase the target braking force F * which is required to achieve the target deceleration Xg *. However, the target braking force F * is increased at a predetermined change speed so that the braking force increases to such an extent that a stable vehicle behavior can be maintained.
続いてステップS9において、下記(5)式に示すように、1サンプリング前の目標エンジントルクT* (n−1)から所定量Tdownを減じて目標エンジントルクT*を算出する。ただし、T* (n−1)の初期値は、運転者のアクセル開度Accに応じたドライバ要求エンジントルクTdriverに設定される。
T*=T* (n−1)−Tdown ・・・(5)
Subsequently, in step S9, as shown in the following equation (5), the target engine torque T * is calculated by subtracting a predetermined amount Tdown from the target engine torque T * (n-1) before one sampling. However, the initial value of T * (n−1) is set to the driver request engine torque T driver according to the accelerator opening Acc of the driver.
T * = T * (n−1) −T down (5)
続いてステップS10において、フローチャート内に示すような制御マップを参照し、旋回速度Vに応じて目標エンジントルクの下限値T* MINを算出する。ここで、制御マップは、横軸を旋回速度V、縦軸を目標エンジントルクの下限値T* MINとし、旋回速度Vが大きいほど目標エンジントルクの下限値T* MINが増加するように設定されている。 Subsequently, in step S10, a lower limit value T * MIN of the target engine torque is calculated according to the turning speed V with reference to a control map as shown in the flowchart. Here, the horizontal axis represents the turning speed V, the vertical axis represents the lower limit value T * MIN of the target engine torque, and the lower limit value T * MIN of the target engine torque increases as the turning speed V increases. ing.
続いてステップS11において、目標エンジントルクT*が下限値T* MINよりも小さいか否かを判定する。この判定結果がT*<T* MINであるときには、目標エンジントルクT*を絞り過ぎであると判断してステップS12に移行する。
ステップS12では、下記(6)式に示すように、目標エンジントルクT*を下限値T* MINに制限してからステップS13に移行する。
T* ← T* MIN ・・・(6)
Subsequently, in step S11, it is determined whether or not the target engine torque T * is smaller than the lower limit value T * MIN . When the determination result is T * <T * MIN , it is determined that the target engine torque T * is too narrow, and the process proceeds to step S12.
In step S12, as shown in the following formula (6), the target engine torque T * is limited to the lower limit value T * MIN , and then the process proceeds to step S13.
T * ← T * MIN (6)
一方、前記ステップS11の判定結果がT*≧T* MINであるときには、そのままステップS13に移行する。
ステップS13では、下記(7)式に示すように、目標エンジントルクT*と、運転者のアクセル開度Accに応じたドライバ要求エンジントルクTdraiverとのセレクトローによって最終的な目標エンジントルクT*を算出する。
T*= min[T* ,Tdraiver] ・・・(7)
On the other hand, when the determination result in step S11 is T * ≧ T * MIN , the process proceeds to step S13 as it is.
In step S13, as shown in the following equation (7), the target engine torque T *, the final target engine torque by select low and the driver required engine torque T Draiver corresponding to the accelerator opening Acc by the driver T * Is calculated.
T * = min [T * , T driver ] (7)
続いてステップS14では、目標エンジントルクT*と目標制動力F*とを制御指令として出力することにより、エンジン出力制御装置7と制動力制御装置9と駆動制御してから所定のメインプログラムに復帰する。
一方、前記ステップS6から移行するステップS15では、減速制御フラグFcが“1”にセットされているか否かを判定する。この判定結果がFc=0であるときには、減速制御つまり自動減速が開始されていない又は既に終了していると判断して所定のメインプログラムに復帰する。一方、判定結果がFc=1であるときには、減速制御が開始されていると判断してステップS16に移行する。
Subsequently, in step S14, the target engine torque T * and the target braking force F * are output as control commands to drive the engine
On the other hand, in step S15 which moves from the step S6, it is determined whether or not the deceleration control flag Fc is set to “1”. When the determination result is Fc = 0, it is determined that the deceleration control, that is, the automatic deceleration has not been started or has already ended, and the process returns to the predetermined main program. On the other hand, when the determination result is Fc = 1, it is determined that the deceleration control is started, and the process proceeds to step S16.
ステップS16では、前記ステップS8の処理で増加させた分だけ目標制動力F*を減少させる。ただし、安定した車両挙動を維持できる程度に制動力が減少するよう、所定の変化速度で目標制動力F*を減少させる。
続いてステップS17において、下記(8)式に示すように、1サンプリング前の目標エンジントルクT* (n−1)に所定量Tupを加算して目標エンジントルクT*を算出する。
T*=T* (n−1)+Tup ・・・(8)
In step S16, the target braking force F * is decreased by the amount increased in the process of step S8. However, the target braking force F * is reduced at a predetermined change speed so that the braking force is reduced to such an extent that a stable vehicle behavior can be maintained.
Subsequently, in step S17, as shown in the following equation (8), the target engine torque T * is calculated by adding a predetermined amount Tup to the target engine torque T * (n-1) before one sampling.
T * = T * (n−1) + T up (8)
続いてステップS18では、減速制御が終了したか否か、つまり前記ステップS16により目標制動力F*の増加分が解除され、且つ前記ステップS17の処理により目標エンジントルクT*が現時点でのドライバ要求エンジントルクTdriverに復帰したか否かを判定する。ここで、目標制動力F*の増加分が解除され、且つ目標エンジントルクT*がTdriverに復帰しているときには、減速制御が終了したと判断してステップS19に移行する。 Subsequently, in step S18, whether or not the deceleration control is completed, that is, the increase in the target braking force F * is canceled in step S16, and the target engine torque T * is determined as a current driver request by the processing in step S17. It is determined whether or not the engine torque has returned to T driver . Here, when the increase in the target braking force F * is released and the target engine torque T * is restored to T driver , it is determined that the deceleration control is completed, and the process proceeds to step S19.
ステップS19では、減速制御フラグFcを“0”にリセットしてから前記ステップS14に移行する。
一方、前記ステップS18で、目標制動力F*の増加分が解除されていない、又は目標エンジントルクT*がTdriverに復帰していないときには、減速制御が終了していないと判断してそのまま前記ステップS14に移行する。
In step S19, the deceleration control flag Fc is reset to “0”, and then the process proceeds to step S14.
On the other hand, when the increase in the target braking force F * is not canceled or the target engine torque T * has not returned to T driver in step S18, it is determined that the deceleration control has not ended, and the above-described process continues. The process proceeds to step S14.
次に、コントローラ6で実行する予圧制御処理を説明する。
図6は、その処理手順のフローチャートを示す。
図6に示すように、先ずステップS31で、車速Vを読込む。例えば、前記ステップS2で算出した旋回速度Vを読込む。
続いてステップS32において、目標旋回速度(目標車速)V*を読込む。例えば、前記ステップS4で算出した目標旋回速度V*を読込む。
Next, the preload control process executed by the
FIG. 6 shows a flowchart of the processing procedure.
As shown in FIG. 6, first, in step S31, the vehicle speed V is read. For example, the turning speed V calculated in step S2 is read.
Subsequently, in step S32, the target turning speed (target vehicle speed) V * is read. For example, the target turning speed V * calculated in step S4 is read.
続いてステップS33において、横加速度Ygを読込む。例えば、横加速度センサ5により車両に発生している横加速度を検出する。
続いてステップS34において、予圧制御に必要な所定時間Δtを設定する。予圧制御によりその効果が発揮されるような値として所定時間Δtを設定する。例えば、Δtは300msecである。
In step S33, the lateral acceleration Yg is read. For example, the lateral acceleration generated in the vehicle is detected by the
Subsequently, in step S34, a predetermined time Δt necessary for the preload control is set. The predetermined time Δt is set as a value that exhibits the effect by the preload control. For example, Δt is 300 msec.
また、前記ステップS33で読込んだ横加速度Ygに基づいて、所定時間Δtを設定する。具体的には、横加速度Ygが大きくなるほど、所定時間Δtを大きい値にする。なお、ヨーレイトφに基づいて、所定時間Δtを設定しても良い。この場合、ヨーレイトφが大きくなるほど、所定時間Δtを大きい値にする。
図7は、横加速度Yg(又はヨーレイトφ)に基づいて所定時間Δtを設定するための特性図(テーブル)の例を示す。図7に示すように、所定時間Δtは、横加速度Ygが小さい領域で小さい値になり、横加速度Ygがある値になると、横加速度Ygとともに増加する比例関係になり、その後ある横加速度Ygに達すると大きい値で一定値になる。このように、概略として、横加速度Ygが大きくなるほど、所定時間Δtを大きい値にしている。
Further, a predetermined time Δt is set based on the lateral acceleration Yg read in step S33. Specifically, the predetermined time Δt is increased as the lateral acceleration Yg increases. Note that the predetermined time Δt may be set based on the yaw rate φ. In this case, the predetermined time Δt is increased as the yaw rate φ increases.
FIG. 7 shows an example of a characteristic diagram (table) for setting the predetermined time Δt based on the lateral acceleration Yg (or yaw rate φ). As shown in FIG. 7, the predetermined time Δt becomes a small value in a region where the lateral acceleration Yg is small, and when the lateral acceleration Yg becomes a certain value, it has a proportional relationship that increases with the lateral acceleration Yg, and then increases to a certain lateral acceleration Yg. When it reaches, it becomes a constant value with a large value. Thus, as a rule, the larger the lateral acceleration Yg, the larger the predetermined time Δt.
続いてステップS35において、所定時間Δt後の目標旋回車速(目標車速、以下、推定目標旋回車速という。)V* prefillを下記(9)式を用いて算出する。
V* prefill=V*+dV*/dt×Δt ・・・(9)
続いてステップS36において、前記ステップS32で読込んだ車速Vと前記ステップS35で算出した推定目標旋回車速V* prefillとを比較する。ここで、車速Vが推定目標旋回車速V* prefillよりも大きい場合(V>V* prefill)、ステップS37に進み、車速Vが推定目標旋回車速V* prefill以下の場合(V≦V* prefill)、ステップS39に進む。
Subsequently, in step S35, a target turning vehicle speed (target vehicle speed, hereinafter referred to as an estimated target turning vehicle speed) V * prefill after a predetermined time Δt is calculated using the following equation (9).
V * prefill = V * + dV * / dt × Δt (9)
Subsequently, in step S36, the vehicle speed V read in step S32 is compared with the estimated target turning vehicle speed V * prefill calculated in step S35. If the vehicle speed V is higher than the estimated target turning vehicle speed V * prefill (V> V * prefill ), the process proceeds to step S37, and if the vehicle speed V is equal to or less than the estimated target turning vehicle speed V * prefill (V ≦ V * prefill ). The process proceeds to step S39.
ステップS37では、予圧制御判断フラグFprefillをONに設定する(Fprefill=ON)。
続いてステップS38において、予圧制御(制動液圧増加制御)を行う。そして、当該図6に示す処理を終了する。
ここで、予圧制御(制動液圧増加制御)では、制動液圧を増加させた場合に、運転者に車両の減速感を与えない程度、又はブレーキ装置のブレーキパッドがロータに力を伝達しないで接触する程度に制動液圧を上昇させる。
ステップS39では、予圧制御判断フラグFprefillをOFFに設定する(Fprefill=OFF)。そして、前記ステップS38の予圧制御を行うことなく、当該図6に示す処理を終了する。
In step S37, the preload control determination flag Fprefill is set to ON ( Fprefill = ON).
Subsequently, in step S38, preload control (braking fluid pressure increase control) is performed. Then, the process shown in FIG. 6 ends.
Here, in the preload control (braking fluid pressure increase control), when the brake fluid pressure is increased, the driver does not give a feeling of deceleration of the vehicle, or the brake pad of the brake device does not transmit force to the rotor. Increase the brake fluid pressure to the extent of contact.
In step S39, the preload control determination flag Fprefill is set to OFF ( Fprefill = OFF). And the process shown in the said FIG. 6 is complete | finished, without performing the preload control of the said step S38.
以上のように制動液圧の予圧制御を行う。
なお、既に予圧制御が実行されている場合(前記ステップS38で予圧制御が実行されている場合)には、前記ステップS39に進む条件(予圧制御の終了条件)を、車速Vが、推定目標旋回車速V* prefillに所定値V* offset1を加算した値以下になること(V≦V* prefill+V* offset1)としても良い。
As described above, the preload control of the brake fluid pressure is performed.
If the preload control has already been executed (if the preload control has been executed in step S38), the condition for proceeding to step S39 (the preload control end condition) is the vehicle speed V is the estimated target turn. The vehicle speed V * prefill may be equal to or less than a value obtained by adding a predetermined value V * offset1 (V ≦ V * prefill + V * offset1 ).
また、次のような条件のときには、予圧制御は必要でないとして、予圧制御を禁止する(Fprefill=OFF)。
(1)旋回走行制御自体がOFFモード状態の場合。
(2)車速Vが所定の低車速Vlow1(例えば、30km/h)以下であり、かつ各車輪速のうち、一の車輪速度Vwiが低車速Vlow2(例えば、3km/h)の場合。ただし、この条件を、予圧制御開始時のみの条件として、予圧制御中には、この条件を除外する。
(3)運転者がブレーキペダルを踏み込んでいる場合。例えば、マスターシリンダ圧Pmが所定値Pminよりも大きい場合(Pm>Pmin)。
Further, under the following conditions, preload control is prohibited because it is not necessary (F prefill = OFF).
(1) When the turning control itself is in the OFF mode state.
(2) The vehicle speed V is equal to or lower than a predetermined low vehicle speed V low1 (for example, 30 km / h), and one wheel speed Vwi is a low vehicle speed V low2 (for example, 3 km / h) among the wheel speeds. However, this condition is a condition only at the start of the preload control, and this condition is excluded during the preload control.
(3) The driver is depressing the brake pedal. For example, when the master cylinder pressure Pm is larger than a predetermined value Pmin (Pm> Pmin ).
なお、この第1の実施形態の説明において、コントローラ6のステップS6〜ステップS14の処理は、車両の旋回状態量が、車両が安定して走行可能な限界旋回状態量に応じて設定された制動作動しきい値を越えたと判定する判定手段と、車両の安定した旋回走行を維持するために必要な目標減速度を演算する演算手段と、判定手段で車両の旋回状態が制動作動しきい値を越えたと判定されたとき、演算手段で得られた目標減速度に応じた制動力を車両に付与する制御手段とを実現しており、コントローラ6のステップS36の処理は、現在から所定時間経過後に車両の旋回状態量が前記制動作動しきい値を越えるか否かを推定する推定手段を実現しており、コントローラ6のステップS34の処理は、車両の走行状態に基づいて前記所定時間を設定する設定手段を実現しており、これにより、前記制御手段が、前記推定手段が前記所定時間経過後に制動作動しきい値を越えると推定すると、制動力の付与応答性を高めるための予備動作を開始することを実現している。
In the description of the first embodiment, the processing of step S6 to step S14 of the
ここで、目標旋回車速V*が前記制動作動しきい値であり、旋回車速Vが前記車両の旋回状態量であり、Δtが前記所定時間であり、推定目標旋回車速V* prefillが所定時間経過後の制動作動しきい値であり、横加速度Yg(又はヨーレイトφ)が前記車両の走行状態を示す値である。 Here, the target turning vehicle speed V * is the braking operation threshold value, the turning vehicle speed V is the turning state quantity of the vehicle, Δt is the predetermined time, and the estimated target turning vehicle speed V * prefill has passed the predetermined time. It is a later braking operation threshold value, and the lateral acceleration Yg (or yaw rate φ) is a value indicating the running state of the vehicle.
(動作、作用及び効果)
次に、動作、作用及び効果を説明する。
今、車両が旋回走行しているとする。このとき、目標減速度Xg*が0以下であるときには(前記ステップS6の判定が“No”)、安定した旋回走行が維持されているので、減速制御つまり自動減速の必要はないと判断する。そこで、運転者のアクセル操作に応じた通常のエンジントルクとなるようにエンジン出力制御装置7を非駆動状態にすると共に、運転者のブレーキ操作に応じた通常ブレーキとなるように制動力制御装置9を非駆動状態にする。
(Operation, action and effect)
Next, the operation, action, and effect will be described.
Now assume that the vehicle is turning. At this time, when the target deceleration Xg * is 0 or less (determination in Step S6 is “No”), it is determined that deceleration control, that is, automatic deceleration is not necessary because stable turning is maintained. Therefore, the engine
この状態から、運転者のステアリング操作量が増加する、或いは運転者のアクセル操作量が増加して目標減速度Xg*が0よりも大きくなったとき(前記ステップS6の判定が“Yes”)、すなわち、車両の旋回状態量である旋回車速Vが制動作動しきい値である目標旋回車速V*に達したときには、車両の旋回状態が旋回性能の限界に接近しているので、減速制御つまり自動減速を要すると判断する。 From this state, when the driver's steering operation amount increases or the driver's accelerator operation amount increases and the target deceleration Xg * becomes larger than 0 (the determination in step S6 is “Yes”). That is, when the turning vehicle speed V that is the amount of turning state of the vehicle reaches the target turning vehicle speed V * that is the braking operation threshold value, the turning state of the vehicle is approaching the limit of turning performance. Judge that deceleration is required.
そこで、目標減速度Xg*を達成するために、制動力制御装置9を駆動制御して各ホイールシリンダ11iの液圧を増加させると共に、エンジン出力制御装置7を駆動制御してエンジントルクを減少させることによって、自動減速を行い、安定した旋回走行を図る(前記ステップS8、ステップS9、ステップS14)。
このとき、運転者がアクセルペダルを踏込んでいるとすると、自動減速によって制動力を発生させる際に、エンジントルクを零にすることも考えられるが、エンジントルクを零まで減少させると、アクセルペダルを踏込んでいた運転者に失速感を与えてしまう。逆に、運転者の加速意思を優先して減速制御を終了すると、車両の安定した旋回走行を確保できなくなってしまうおそれがある。
Therefore, in order to achieve the target deceleration Xg * , the braking
At this time, if the driver is stepping on the accelerator pedal, the engine torque may be reduced to zero when the braking force is generated by automatic deceleration, but if the engine torque is reduced to zero, the accelerator pedal is It gives a driver a feeling of stall. Conversely, if the deceleration control is terminated with priority given to the driver's intention to accelerate, there is a risk that stable turning of the vehicle cannot be ensured.
車速は低いときよりも高いときの方が、その車速を維持するために必要となるエンジントルクは大きい。そこで、エンジントルクを下限値T* MINまで減少させる際、自車両の旋回速度Vが高いほどエンジントルクの下限値T* MINを高い値に設定する(前記ステップS10)。
これにより、エンジントルクが下限値T* MINまで減少するときに、過大なトルクダウンを防止し、アクセル操作を行っていた運転者に無用な失速感を与えることがない。逆に、旋回速度Vが低いほどエンジントルクの下限値T* MINを低い値に設定することで、過剰なエンジントルクを排除することができ、車両の安定した旋回走行を確保することができる。
The engine torque required to maintain the vehicle speed is higher when the vehicle speed is higher than when the vehicle speed is low. Therefore, in reducing the engine torque to the lower limit value T * MIN, it sets the lower limit value T * MIN engine torque as turning velocity V of the vehicle is high to a high value (step S10).
As a result, when the engine torque is reduced to the lower limit value T * MIN , excessive torque reduction is prevented, and the driver who has performed the accelerator operation is not given a sense of unnecessary stall. Conversely, by setting the lower limit value T * MIN of the engine torque to a lower value as the turning speed V is lower, excessive engine torque can be eliminated and stable turning traveling of the vehicle can be ensured.
このように、制動力の増加とエンジントルクの減少とによる減速制御によって、目標減速度Xg*が0以下になり安定した旋回走行が可能な状態に復帰したら(前記ステップS6の判定が“No”)、減速制御によって増加させた分の制動力を徐々に減少させると共に、エンジントルクをドライバ要求エンジントルクTdriverまで徐々に増加させる(前記ステップS16、ステップS17)。 Thus, when the target deceleration Xg * is reduced to 0 or less and the vehicle can return to a stable turning state by the deceleration control by increasing the braking force and decreasing the engine torque (the determination in step S6 is “No”). ) The braking force increased by the deceleration control is gradually decreased, and the engine torque is gradually increased to the driver request engine torque T driver (steps S16 and S17).
そして、減速制御によって増加させた分の制動力が解除され、且つエンジントルクがドライバ要求エンジントルクTdriverまで復帰したときに(前記ステップS18の判定が“Yes”)、制動力制御装置9とエンジン出力制御装置7とを共に非駆動状態にして、減速制御を終了する。
以上のように、車両が旋回走行しているときのその旋回状態に基づいて、減速制御している。
When the braking force increased by the deceleration control is released and the engine torque returns to the driver request engine torque T driver (determination in step S18 is “Yes”), the braking
As described above, deceleration control is performed based on the turning state when the vehicle is turning.
そして、所定時間Δt後の目標旋回車速V*である推定目標旋回車速V* prefillよりも車速Vが大きいときには(前記ステップS36の判定が“Yes”)、制動液圧の予圧制御を行う。ここで、予圧制御(制動液圧増加制御)では、制動力を増加させた場合に、運転者に車両の減速感を与えない程度、又はブレーキ装置のブレーキパッドがロータに力を伝達しないで接触する程度に制動液圧を上昇させる。一方、車速Vが推定目標旋回車速V* prefill以下のときには(前記ステップS3の判定が“No”)、そのような制動液圧の予圧制御は行わない。 When the vehicle speed V is larger than the estimated target turning vehicle speed V * prefill, which is the target turning vehicle speed V * after a predetermined time Δt (determination in Step S36 is “Yes”), the brake fluid pressure preload control is performed. Here, in the preload control (brake hydraulic pressure increase control), when the braking force is increased, the driver does not give the driver a feeling of deceleration of the vehicle, or the brake pad of the brake device makes contact without transmitting the force to the rotor. Increase the brake fluid pressure to the extent you want. On the other hand, when the vehicle speed V is equal to or less than the estimated target turning vehicle speed V * prefill (determination in Step S3 is “No”), such preload control of the brake fluid pressure is not performed.
減速制御が有効に減速度を発生するまで(制動液圧が昇圧可能となるまで)の初期の遅れ時間が存在する。この遅れ時間を小さくして初期応答性を向上させるために、本実施形態では予圧制御を行っている。本実施形態の予圧制御では、単純に予圧開始時期を設定するのではなく、減速制御移行までに目標の予圧を確保できる遅れ時間Δtを想定し、図8のように、その時間Δt後までに、車両の旋回車速V(実車速)が、目標旋回車速V* prefillを超えると推定されたときに制動液圧の予圧を作動開始している。 There is an initial delay time until the deceleration control effectively generates deceleration (until the brake fluid pressure can be increased). In this embodiment, preload control is performed to reduce the delay time and improve the initial response. In the preload control of the present embodiment, a preload start timing is not simply set, but a delay time Δt that can ensure the target preload before the shift to the deceleration control is assumed, and as shown in FIG. When the turning vehicle speed V (actual vehicle speed) of the vehicle is estimated to exceed the target turning vehicle speed V * prefill , the brake fluid pressure preload is started.
すなわち、そのときの旋回状態や、目標とする旋回状態によらず、安定して減速制御を作動開始させたいタイミングよりも所定時間Δtだけ前に減速制御の予圧制御が作動することにより、効果的に制動液圧が上昇され、減速制御を作動させたい初期における液圧応答性が著しく向上する。なお、図9に、本実施形態に基づく制御のタイムチャート例を示す。 In other words, regardless of the turning state at that time or the target turning state, the preload control of the deceleration control is effectively activated by a predetermined time Δt before the timing at which the deceleration control is to be started stably. As a result, the brake hydraulic pressure is increased, and the hydraulic pressure responsiveness at the initial stage where the deceleration control is to be activated is remarkably improved. FIG. 9 shows an example of a time chart of control based on this embodiment.
そして、本実施形態では、横加速度Yg(又はヨーレイトφ)に基づいて所定時間Δtを設定している。具体的には、横加速度Ygが大きくなるほど、所定時間Δtを大きい値にしている。ここで、所定時間Δtが大きくなるほど、推定目標旋回車速V* prefillを大きく設定して(前記(9)式)、車速Vがその推定目標旋回車速V* prefillよりも大きい場合に、制動液圧の予圧を行うようにしていることから、横加速度Ygが大きくなるほど、制動液圧の予圧が作動し易くなり、横加速度Ygが小さくなるほど、制動液圧の予圧が作動し難くなる。 In this embodiment, the predetermined time Δt is set based on the lateral acceleration Yg (or yaw rate φ). Specifically, the predetermined time Δt is increased as the lateral acceleration Yg increases. Here, as the predetermined time Δt increases, the estimated target turning vehicle speed V * prefill is set to be larger (formula (9)), and when the vehicle speed V is higher than the estimated target turning vehicle speed V * prefill , the brake fluid pressure Therefore, as the lateral acceleration Yg increases, the braking fluid pressure preload becomes easier to operate, and as the lateral acceleration Yg decreases, the braking fluid pressure preload becomes difficult to operate.
例えば、直進走行、ワンダリング路や凹凸路等の悪路を走行する場合、運転者は微小な修正操舵を与えながら走行状態を維持している。その一方で、操舵中立点付近では、操舵反力が小さくなる。このようなことから、操舵中立点付近で運転者が前記修正操舵をすると、操舵速度が瞬間的に大きくなり、前述のように、操舵角θに基づいてヨーレイト推定値φDを算出し、そのヨーレイト推定値φDに基づいて目標旋回速度V*を算出していることで(ヨーレイト推定値φDが大きくなるほど、目標旋回速度V*が小さくなることで)、車速Vが推定目標旋回車速V* prefillよりも大きくなってしまい、この結果、直進走行等をしているのにもかかわらず、不要に制動液圧を予圧してしまう。この場合、アクチュエータの耐久性や音振等に影響を与えてしまう。 For example, when driving on a straight road, a rough road such as a wandering road or an uneven road, the driver maintains the driving state while giving minute correction steering. On the other hand, the steering reaction force becomes small near the steering neutral point. For this reason, when the driver near the steering neutral point is the modified steering, the steering speed is momentarily increased, as described above, calculates a yaw rate estimated value phi D based on the steering angle theta, the by calculates the target turning velocity V * on the basis of the yaw rate estimated value phi D (larger yaw rate estimated value phi D is by the target turning velocity V * decreases), the vehicle speed V is estimated target turning vehicle speed V * becomes larger than the prefill, as a result, in spite of being a straight-ahead driving, etc., resulting in preload the unnecessary braking fluid pressure. In this case, the durability and sound vibration of the actuator are affected.
しかし、本実施形態のように、横加速度Ygが小さくなるほど、制動液圧の予圧を作動し難くして、直進走行時のように、そもそも減速制御が必要でない走行場面での制動液圧の予圧の作動を抑制することで、前述のように、操舵中立点付近で運転者が前記修正操舵することで、操舵速度が瞬間的に大きくなり、その結果、制動液圧を予圧してしまう、といった制動液圧の予圧制御の誤作動を防止できる。 However, as the lateral acceleration Yg becomes smaller as in the present embodiment, the braking fluid pressure preload becomes harder to operate, and the braking fluid pressure preload in the traveling scene where deceleration control is not necessary in the first place, such as during straight traveling. As described above, the driver performs the correction steering near the steering neutral point, so that the steering speed is instantaneously increased, and as a result, the braking hydraulic pressure is preloaded. The malfunction of the preload control of the brake fluid pressure can be prevented.
また、前述のように、予圧制御の終了条件として、車速Vが推定目標旋回車速V* prefillに所定値V* offset1を加算した値以下(V≦V* prefill+V* offset1)になることとすることで、予圧制御の開始の条件と終了の条件との間にヒステリシスを持たせることができ、これにより、予圧制御の作動状態と非作動状態の繰り返しによるハンチングを防止できる。 Further, as described above, as the preload control termination condition, the vehicle speed V is equal to or less than a value obtained by adding a predetermined value V * offset1 to the estimated target turning vehicle speed V * prefill (V ≦ V * prefill + V * offset1 ). Thus, hysteresis can be provided between the start condition and the end condition of the preload control, thereby preventing hunting due to repetition of the preload control operating state and non-operating state.
(第2の実施形態)
次に第2の実施形態を説明する。
(構成)
第2の実施形態は、本発明を適用した制動力制御装置である。第2の実施形態の制動力制御装置の構成は、前記第1の実施形態の制動力制御装置の構成(前記図1)と同じである。また、第2の実施形態の制動力制御装置は、旋回走行制御処理を行っており、その処理内容は、前記第1の実施形態の制動力制御装置による旋回走行制御処理(前記図3)と同じである。しかし、第2の実施形態の制動力制御装置では、ステップS30の予圧制御の処理内容が前記第1の実施形態におけるステップS30の予圧制御の処理内容(前記図6)と異なっている。
(Second Embodiment)
Next, a second embodiment will be described.
(Constitution)
The second embodiment is a braking force control device to which the present invention is applied. The configuration of the braking force control device of the second embodiment is the same as the configuration of the braking force control device of the first embodiment (see FIG. 1). Further, the braking force control device of the second embodiment performs a turning traveling control process, and the content of the processing is the turning traveling control processing by the braking force control device of the first embodiment (FIG. 3). The same. However, in the braking force control apparatus of the second embodiment, the processing content of the preload control in step S30 is different from the processing content of the preload control in step S30 in the first embodiment (see FIG. 6).
図10は、第2の実施形態の制動力制御装置による予圧制御処理の処理手順のフローチャートを示す。第2の実施形態では、前記第1の実施形態におけるステップS35及びステップS36の処理に換えて、ステップS41〜ステップS45の処理を設けている。以下の説明では、第2の実施形態の制動力制御装置の処理において、第1の実施形態の制動力制御装置の処理と同一符号を付してあるものについては、特に言及しない限りは同一であるとして、説明を省略する。 FIG. 10 shows a flowchart of a processing procedure of preload control processing by the braking force control apparatus of the second embodiment. In the second embodiment, steps S41 to S45 are provided instead of the steps S35 and S36 in the first embodiment. In the following description, in the processing of the braking force control device of the second embodiment, the same reference numerals as those of the processing of the braking force control device of the first embodiment are the same unless otherwise specified. The explanation is omitted as it is.
図10に示すように、ステップS41において、前記ステップS1で読込んだ車速Vの逆数1/Vを算出し、続いてステップS42において、前記ステップS32で読込んだ目標旋回速度V*の逆数1/V*を算出し、さらに続いてステップS43において、前記ステップS42で算出した目標旋回速度V*の逆数1/V*の変化量d(1/V*)/dtを算出する。 As shown in FIG. 10, in step S41, the reciprocal 1 / V of the vehicle speed V read in step S1 is calculated. Subsequently, in step S42, the reciprocal 1 of the target turning speed V * read in step S32. / V * is calculated, and then, in step S43, a change amount d (1 / V * ) / dt of the reciprocal 1 / V * of the target turning speed V * calculated in step S42 is calculated.
続いてステップS44において、前記ステップS42で算出した目標旋回速度V*の逆数1/V*と前記ステップS43で算出した前記変化量d(1/V*)/dtとを用いて、下記(10)式により、所定時間Δt後の目標旋回車速V*の逆数推定値1/V* prefillを算出する。
1/V* prefill=1/V*+d(1/V*)/dt×Δt ・・・(10)
続いてステップS45において、前記ステップS41で算出した車速Vの逆数1/Vと前記ステップS45で算出した逆数推定値1/V* prefillとを比較する。ここで、前記逆数1/Vが逆数推定値1/V* prefillよりも大きい場合(1/V>1/V* prefill)、前記ステップS37に進み、前記逆数1/Vが逆数推定値1/V* prefill以下の場合(1/V≦1/V* prefill)、前記ステップS39に進む。
Then at step S44, by using the amount of change d (1 / V *) / dt of the calculated target turning velocity V * reciprocal 1 / V * and the calculated at the step S43 in step S42, the following (10 ) To calculate the reciprocal estimated
1 / V * prefill = 1 / V * + d (1 / V * ) / dt × Δt (10)
Subsequently, in step S45, the reciprocal 1 / V of the vehicle speed V calculated in step S41 is compared with the reciprocal estimated
そして、前記第1の実施形態と同様に、ステップS37では、予圧制御判断フラグFprefillをONに設定し(Fprefill=ON)、続くステップS38において、予圧制御(制動液圧増加制御)を行う。また、ステップS39では、予圧制御判断フラグFprefillをOFFに設定し(Fprefill=OFF)前記ステップS38の予圧制御を行うことなく、当該図6に示す処理を終了する。 As in the first embodiment, in step S37, the preload control determination flag Fprefill is set to ON ( Fprefill = ON), and in the subsequent step S38, preload control (brake hydraulic pressure increase control) is performed. . In step S39, the preload control determination flag Fprefill is set to OFF ( Fprefill = OFF), and the processing shown in FIG. 6 ends without performing the preload control in step S38.
なお、この第2の実施形態でも、既に予圧制御が実行されている場合(前記ステップS38で予圧制御が実行されている場合)には、前記ステップS39に進む条件(予圧制御の終了条件)を、前記逆数1/Vが前記逆数推定値1/V* prefillに所定値V* offset2を加算した値以下になること(V≦V* prefill+V* offset2)としても良い。これにより、予圧制御の開始の条件と終了の条件との間にヒステリシスを持たせることができ、予圧制御の作動状態と非作動状態の繰り返しによるハンチングを防止できる。
In the second embodiment as well, when the preload control is already executed (when the preload control is executed in step S38), the condition for proceeding to step S39 (condition for terminating the preload control) is set. The reciprocal 1 / V may be equal to or less than a value obtained by adding a predetermined value V * offset2 to the reciprocal estimated
(動作、作用及び効果)
次に、動作、作用及び効果を説明する。
特に、第2の実施形態では、前述のように、所定時間Δt後の目標旋回車速V*の逆数推定値1/V* prefillよりも車速Vの逆数1/Vが大きいときには(前記ステップS45の判定が“Yes”)、制動液圧の予圧制御を行っている。
ここで、推定目標旋回車速V* prefillの算出に用いた目標旋回速度V*は、直進走行している場合、無限大相当の値になってしまう場合がある。例えば、前記(2)式によれば、ヨーレイトφが小さくなるほど、目標旋回速度V*が大きくなるから、直進走行している場合(ヨーレイトφが略0の場合)、目標旋回速度V*は無限大相当の値になる。
(Operation, action and effect)
Next, the operation, action, and effect will be described.
In particular, in the second embodiment, as described above, when the reciprocal 1 / V of the vehicle speed V is larger than the reciprocal estimated
Here, the estimated target turning vehicle speed V * prefill target turning velocity V used to calculate the *, when running straight, it may become infinite equivalent value. For example, according to the equation (2), the target turning speed V * increases as the yaw rate φ decreases. Therefore, when the vehicle is traveling straight (when the yaw rate φ is approximately 0), the target turning speed V * is infinite. It becomes a considerable value.
このような目標旋回速度V*を用いて所定時間Δt後の目標旋回速度V*である推定目標旋回車速V* prefillを予測しようとすると、車両が直進から僅かに旋回状態に行こうしたときに大きく推定目標旋回車速V* prefillが変化することになり、その後の推定目標旋回車速V* prefillの変化を精度よく予測できない。
このようなことから、第2の実施形態では、直進走行から旋回走行になる場合、目標旋回車速V*の逆数推定値1/V* prefillが0から増加する値になるから、線形近似などの簡単な予測手法により精度よく所定時間Δt後の目標旋回速度V*である推定目標旋回車速V* prefillを予測できるようになる。また、無限大になることもないため、リミッタなどに当たって傾きが不連続になることもなく、この領域でも精度よい予測が可能となる。
If an estimated target turning vehicle speed V * prefill , which is a target turning speed V * after a predetermined time Δt is to be predicted using such a target turning speed V * , the vehicle goes straight from a straight drive to a slightly turning state, and is greatly increased. The estimated target turning vehicle speed V * prefill changes, and the subsequent change in the estimated target turning vehicle speed V * prefill cannot be accurately predicted.
For this reason, in the second embodiment, when going straight from turning straight, the reciprocal estimated
以上、本発明の実施形態を説明した。しかし、本発明は、次のような構成により実施形態として実現しても良い。
すなわち、前記実施形態では、横加速度Ygやヨーレイトφに基づいて、所定時間Δtを設定している。これに対して、例えば、車速Vに基づいて、所定時間Δtを設定しても良い。図11は、車速(旋回車速)Vをパラメータとして、横加速度Yg(又はヨーレイトφ)に基づいて所定時間Δtを設定するための特性図(テーブル)の例を示す。
The embodiments of the present invention have been described above. However, the present invention may be realized as an embodiment with the following configuration.
That is, in the embodiment, the predetermined time Δt is set based on the lateral acceleration Yg and the yaw rate φ. On the other hand, for example, the predetermined time Δt may be set based on the vehicle speed V. FIG. 11 shows an example of a characteristic diagram (table) for setting the predetermined time Δt based on the lateral acceleration Yg (or yaw rate φ) using the vehicle speed (turning vehicle speed) V as a parameter.
図11に示すように、横加速度Yg(又はヨーレイトφ)が大きくなるほど、所定時間Δtを大きい値にするとともに、同図で実線から点線への変化として示すように、特に低横加速の領域において、度車速Vが大きくなるほど、所定時間Δtを大きい値にする。これにより、車速Vが大きくなるほど、制動液圧の予圧が作動し易くなり、車速Vが小さくなるほど、制動液圧の予圧が作動し難くなる。 As shown in FIG. 11, as the lateral acceleration Yg (or yaw rate φ) increases, the predetermined time Δt is increased, and as shown by a change from a solid line to a dotted line in FIG. The predetermined time Δt is increased as the vehicle speed V increases. As a result, as the vehicle speed V increases, the braking fluid pressure preload becomes easier to operate, and as the vehicle speed V decreases, the braking fluid pressure preload becomes difficult to operate.
例えば、車速が大きい場合は、小さい場合と比べて、車両挙動変化が早いので、応答性を高くした減速制御がより必要になる。一方、車速が大きい場合は、小さい場合と比べて、暗騒音が大きくなることで、音振に対する運転者の違和感が軽減する。このようなことから、本実施形態のように、車速Vが大きくなるほど、制動液圧の予圧を作動し易くすることで、車速が大きい場合の減速制御の応答性を確保しつつ、音振に対する運転者の違和感を軽減できる。 For example, when the vehicle speed is high, the vehicle behavior changes more quickly than when the vehicle speed is low, and therefore deceleration control with higher responsiveness is required. On the other hand, when the vehicle speed is high, background noise becomes larger than when the vehicle speed is low, thereby reducing the driver's uncomfortable feeling with respect to sound vibration. For this reason, as in the present embodiment, as the vehicle speed V increases, it becomes easier to operate the preload of the brake fluid pressure, thereby ensuring the responsiveness of the deceleration control when the vehicle speed is high, and against the vibration. The driver's uncomfortable feeling can be reduced.
また、前記実施形態では、エンジントルクを減少させることで、駆動輪に作用する駆動トルクを減少させている。これに対して、例えば、トランスミッションでの伝達トルクを制御することで、駆動輪に作用する駆動トルクを減少させるようにしても良い。
また、前記実施形態では、旋回速度Vと目標旋回速度V*との偏差ΔVに基づいて目標減速度Xg*を算出し、この目標減速度Xg*が0より大きくなるときに、減速制御つまり自動減速を行っている。これに対して、例えば、旋回速度Vが目標旋回速度V*よりも大きくなったとき(V>V*)に減速制御を行うようにしても良い。また、旋回速度のみならず、旋回半径と目標旋回半径も算出し、旋回半径が目標旋回半径よりも小さくなったときに自動減速を行うようにしても良く、要は、車両の旋回状態が、安定して旋回できる旋回性能の限界を超えないように減速制御を行うことができれば良い。
Moreover, in the said embodiment, the drive torque which acts on a drive wheel is reduced by reducing an engine torque. On the other hand, for example, the drive torque acting on the drive wheels may be reduced by controlling the transmission torque in the transmission.
In the above-described embodiment, the target deceleration Xg * is calculated based on the deviation ΔV between the turning speed V and the target turning speed V * . When the target deceleration Xg * is greater than 0, deceleration control, that is, automatic It is slowing down. On the other hand, for example, the deceleration control may be performed when the turning speed V becomes larger than the target turning speed V * (V> V * ). Further, not only the turning speed but also the turning radius and the target turning radius may be calculated, and automatic deceleration may be performed when the turning radius becomes smaller than the target turning radius. It is only necessary that the deceleration control can be performed so as not to exceed the limit of the turning performance capable of stably turning.
また、前記実施形態では、ブレーキをかける制動機構として、液圧を伝達媒体にしたハイドリックブレーキを採用している。これに対して、伝達媒体にケーブルやリンク、或いは空気圧を利用した他の如何なる制動機構を採用しても良い。更には、ディスクロータをブレーキパッドで挟圧する、或いはブレーキドラムの内周面にブレーキシューを押圧する等、摩擦抵抗によって制動力を発生する摩擦ブレーキでなくとも、磁力抵抗によって制動力を発生する電磁ブレーキ、空気抵抗によって制動力を発生する空力ブレーキ、発電によって制動力を発生する回生ブレーキ等、他の如何なる制動機構を採用しても良い。 Moreover, in the said embodiment, the hydric brake which used hydraulic pressure as the transmission medium is employ | adopted as a braking mechanism which applies a brake. On the other hand, a cable, a link, or any other braking mechanism using air pressure may be adopted as the transmission medium. Furthermore, even if the disc rotor is not a friction brake that generates a braking force by a frictional resistance, such as pressing the disc rotor with a brake pad or pressing a brake shoe against the inner peripheral surface of the brake drum, an electromagnetic that generates a braking force by a magnetic resistance. Any other braking mechanism such as a brake, an aerodynamic brake that generates a braking force by air resistance, and a regenerative brake that generates a braking force by power generation may be employed.
1 車輪速センサ、2 操舵角センサ、3 ヨーレイトセンサ、4 アクセルセンサ、5 横加速度センサ、6 コントローラ、7 エンジン出力制御装置、9 制動力制御装置、10 マスターシリンダ、11FL〜11RR ホイールシリンダ、12A・12B 第1ゲートバルブ、13FL〜13RR インレットバルブ、14 アキュムレータ、15FL〜15RR アウトレットバルブ、16A・16B 第2ゲートバルブ、17 ポンプ、18 ダンパー室
1 wheel speed sensor, 2 steering angle sensor, 3 yaw rate sensor, 4 accelerator sensor, 5 lateral acceleration sensor, 6 controller, 7 engine output control device, 9 braking force control device, 10 master cylinder, 11FL to 11RR wheel cylinder,
Claims (6)
現在から所定時間経過後に車両の旋回状態量が前記制動作動しきい値を越えるか否かを推定する推定手段と、車両の走行状態に基づいて前記所定時間を設定する設定手段と、を備え、
前記制御手段は、前記推定手段が前記所定時間経過後に前記制動作動しきい値を越えると推定すると、前記制動力の付与応答性を高くするための予備動作を開始することを特徴とする車両の制動力制御装置。 A determination means for determining that the turning state amount of the vehicle has exceeded a braking threshold value set in accordance with a limit turning state amount at which the vehicle can stably travel; and for maintaining stable turning of the vehicle And a calculation means for calculating a required target deceleration, and when the determination means determines that the turning state of the vehicle has exceeded the braking operation threshold value, the control according to the target deceleration obtained by the calculation means. A control means for applying power to the vehicle, and a braking force control device for the vehicle,
An estimation means for estimating whether a turning state amount of the vehicle exceeds the braking operation threshold after a predetermined time has elapsed from the present time, and a setting means for setting the predetermined time based on the running state of the vehicle,
The control means starts a preparatory operation for increasing the braking force application responsiveness when the estimating means estimates that the braking operation threshold is exceeded after the lapse of the predetermined time. Braking force control device.
現在から所定時間経過後に車両の旋回状態量が前記制動作動しきい値を越えると推定されたとき、前記制動力の付与応答性を高くするための予備動作を開始するとともに、前記所定時間を車両の走行状態に基づいて設定することを特徴とする車両の制動力制御装置。 When it is determined that the turning state of the vehicle has exceeded a braking operation threshold value set in accordance with a limit turning state amount at which the vehicle can stably travel, a vehicle braking force control device that applies a braking force to the vehicle is provided. And
When it is estimated that the amount of turning state of the vehicle exceeds the braking operation threshold after a predetermined time has elapsed from the present time, a preliminary operation for increasing the braking force application responsiveness is started, and the predetermined time is A braking force control device for a vehicle, wherein the braking force control device is set based on a traveling state of the vehicle.
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