JP2013071663A - 車両挙動制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】特別な対策や構造の変更を必要とすることなく、ブレーキを用いて車両挙動制御する際の油圧系や駆動系の振動騒音の発生を低減させる。
【解決手段】車速、ハンドル角に基づいて目標横加速度を算出し、目標横加速度と実横加速度とに基づいて車両に付加すべき第１、第２の付加ヨーモーメント、を算出し、第１、第２の制動力を算出する。更に、車両の左右輪間車輪速差を算出して第３の制動力を算出する。そして、これら第１、第２、第３の制動力に基づいて各輪に付加する制動力を、少なくとも左側の前後輪に付加する制動力と右側の前後輪に付加する制動力の大きな方の制動力の側の前輪と後輪のブレーキ液圧が同じ値となるように設定する。第３の制動力を出力する際には、トランスファクラッチを略直結状態とする。
【選択図】図２

Description

本発明は、各輪独立に制動力を付加して車両挙動を制御する車両挙動制御装置に関する。

近年、車両においては、各輪独立に制動力を付加して所望のヨーモーメントを発生させて安定性向上や運動性能向上を図る様々な車両挙動制御の技術が提案され実用化されてきている。例えば、特開２００７−１３１２５１号公報（以下、特許文献１）では、横転防止制御時において、実横加速度の絶対値が値Ｇy1以上値Ｇy2以下である比較的早期の段階では旋回方向内側の前輪にのみ内側前輪制動力を発生させ、値Ｇy2以上値Ｇy3以下になると内側前輪制動力に加えて旋回方向内側の後輪に内側後輪制動力を発生させ、更に、実横加速度の絶対値が値Ｇy3以上になると内側後輪制動力に加えて旋回方向外側の前輪に外側車輪制動力を発生させて、旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントを強制的に発生させてロール角の増大を抑制する車両の運動制御装置の技術が開示されている。

特開２００７−１３１２５１号公報

一般に、車両のアンダーステア傾向を検出して旋回内輪ブレーキによる車両回頭方向のヨーモーメントを付加することで、後輪にも十分なすべり角が付き、４輪トータルのコーナリングフォースをある程度高めることは可能である。この際、ブレーキ制御の加圧遅れを避けるため、ブレーキ液圧の応答性を高めるために、ブレーキ駆動部のハイドロリックユニット（Ｈ／Ｕ）のポンプモータの回転数を上げたり、Ｈ／Ｕのバルブを作動させると振動騒音が悪化するという問題がある。特に、上述の特許文献１に開示されるような、４輪加圧（旋回外輪にもブレーキをかける）制御の場合、４輪液圧の独立制御はＨ／Ｕのバルブの作動音が大きくなってしまう。すなわち、上述の特許文献１に開示される技術では、始めに旋回方向内輪側にブレーキ、更に横加速度等が大きくなると旋回方向外輪側にもブレーキ力を付加することで車体に働く減速度も大きくなり、前軸の接地荷重が増加して車両のアンダステアを改善する効果は期待できる。しかしながら、ブレーキ制御の目標液圧が４輪独立になってしまい、制御作動時の振動騒音を抑えるためには、ブレーキ油圧系のハードウェア（Ｈ／Ｕのポンプやバルブ、配管等）に対策が必要となり、構造の見直しや、コストの上昇を招くという課題を生じる。また、例えば、４輪駆動車におけるトラクションコントロール制御において、各車輪のスリップを抑えるブレーキ制御を各輪独立に実行すると、同様に、油圧系の振動騒音が問題になる他、駆動系の共振（前後軸逆位相の車輪回転変動）による車体振動が生じる虞がある。

本発明は上記事情に鑑みてなされたもので、特別な対策や構造の変更を必要とすることなく、ブレーキを用いて車両挙動制御する際の油圧系や駆動系の振動騒音の発生を低減させることが可能となる車両挙動制御装置を提供することを目的とする。

本発明の車両挙動制御装置の一態様は、車両の運転状態を検出する運転状態検出手段と、上記運転状態に基づいて車両の左側の前後輪に付加する制動力と右側の前後輪に付加する制動力を算出する制動力算出手段と、上記左側の前後輪に付加する制動力と上記右側の前後輪に付加する制動力の大きな方の制動力の側の前輪と後輪のブレーキ液圧を同じ値に設定して制動制御する制動制御手段とを備えた。

本発明による車両挙動制御装置によれば、特別な対策や構造の変更を必要とすることなく、ブレーキを用いて車両挙動制御する際の油圧系や駆動系の振動騒音の発生を低減させることが可能となる。

本発明の実施の一形態による、車両挙動制御装置を搭載した車両の概略構成を示す説明図である。 本発明の実施の一形態による、制御ユニットの機能ブロック図である。 本発明の実施の一形態による、ブレーキ駆動部の構成説明図である。 本発明の実施の一形態による、車両挙動制御プログラムのフローチャートである。 本発明の実施の一形態による、第１の目標ヨーモーメントと第２の目標ヨーモーメントの違いを説明するための、本制御を適用したときの定常円旋回テストにおける横加速度とハンドル角比の特性説明図である。 本発明の実施の一形態による、第１の目標ヨーモーメントと第２の目標ヨーモーメントの違いを説明するための、ブレーキ力を発生させる制御状態の説明図である。

以下、図面に基づいて本発明の実施の形態を説明する。

図１において、符号１は車両前部に配置されたエンジンを示し、このエンジン１による駆動力は、エンジン１後方の自動変速装置（トルクコンバータ等も含んで図示）２からトランスミッション出力軸２ａを経てトランスファ３に伝達される。

更に、このトランスファ３に伝達された駆動力は、リヤドライブ軸４、プロペラシャフト５、ドライブピニオン軸部６を介して後輪終減速装置７に入力される一方、リダクションドライブギヤ８、リダクションドリブンギヤ９、ドライブピニオン軸部となっているフロントドライブ軸１０を介して前輪終減速装置１１に入力される。ここで、自動変速装置２、トランスファ３および前輪終減速装置１１等は、一体にケース１２内に設けられている。

また、後輪終減速装置７に入力された駆動力は、後輪左ドライブ軸１３rlを経て左後輪１４rlに、後輪右ドライブ軸１３rrを経て右後輪１４rrに伝達される。前輪終減速装置１１に入力された駆動力は、前輪左ドライブ軸１３flを経て左前輪１４flに、前輪右ドライブ軸１３frを経て右前輪１４frに伝達される。

トランスファ３は、リダクションドライブギヤ８側に設けたドライブプレート１５ａとリヤドライブ軸４側に設けたドリブンプレート１５ｂとを交互に重ねて構成したトルク伝達容量可変型クラッチとしての湿式多板クラッチ（トランスファクラッチ）１５と、このトランスファクラッチ１５の締結力（後軸駆動トルク）を可変自在に付与するトランスファピストン１６とにより構成されている。従って、本車両は、トランスファピストン１６による押圧力を制御し、トランスファクラッチ１５の締結力を制御することで、トルク配分比が前輪と後輪で、例えば１００：０から５０：５０の間で可変できるフロントエンジン・フロントドライブ車ベース（ＦＦベース）の４輪駆動車となっている。

トランスファピストン１６の押圧力は、複数のソレノイドバルブ等を擁した油圧回路で構成するトランスファクラッチ駆動部３１ｂで与えられる。このトランスファクラッチ駆動部３１ｂを駆動させる制御信号（前後軸間の締結トルク：トランスファクラッチトルク）は、前後駆動力配分制御部３１ａから出力される。前後駆動力配分制御部３１ａは、前後駆動力配分制御手段として設けられ、例えば、公知のトランスファ３への入力トルクや車両のヨーレート等のパラメータに応じて前後軸間の駆動力配分を設定し、該設定した前後軸間の駆動力配分に応じたトランスファクラッチトルクをトランスファクラッチ駆動部３１ｂに出力する。

一方、符号３２ｂは車両のブレーキ駆動部を示し、このブレーキ駆動部３２ｂには、図３に示す、ドライバにより操作されるブレーキペダル４１と接続されたマスターシリンダ４２が接続されている。そして、ドライバがブレーキペダル４１を操作するとマスターシリンダ４２により、ブレーキ駆動部３２ｂを通じて、４輪１４fl，１４fr，１４rl，１４rrの各ホイールシリンダ（左前輪ホイールシリンダ１７fl，右前輪ホイールシリンダ１７fr，左後輪ホイールシリンダ１７rl，右後輪ホイールシリンダ１７rr）にブレーキ圧が導入され、これにより４輪が制動される。

ブレーキ駆動部３２ｂは、加圧源、減圧弁、増圧弁等を備えたハイドロリックユニットで、上述のドライバによるブレーキ操作以外にも、ブレーキ制御部３２ａからの信号に応じて、各ホイールシリンダ１７fl，１７fr，１７rl，１７rrに対して、それぞれ独立にブレーキ圧を導入自在に構成されている。

ブレーキ駆動部３２ｂは、具体的には、図３に示すように構成され、左後輪１４rlに左後輪ホイールシリンダ１７rlが、右後輪１４rrに右後輪ホイールシリンダ１７rrが、左前輪１４flに左前輪ホイールシリンダ１７flが、及び、右前輪１４frに右前輪ホイールシリンダ１７frが設けられている。左前輪１４flと右後輪１４rrに対するブレーキ駆動部３２ｂで第１のブレーキ回路４０ａを構成し、左前輪１４flと左後輪１４rlに対するブレーキ駆動部３２ｂで第２のブレーキ回路４０ｂを構成している。

ホイールシリンダ１７fl，１７fr，１７rl，１７rrの各々は、それぞれの出口弁４２fl，４２fr，４２rl，４２rr、及び、それぞれの入口弁４３fl，４３fr，４３rl，４３rrと結合されている。これらの各弁４２fl，４２fr，４２rl，４２rr，４３fl，４３fr，４３rl，４３rrは、ブレーキ制御部３２ａにより電気的に作動される。

そして、これら各弁４２fl，４２fr，４２rl，４２rr，４３fl，４３fr，４３rl，４３rrは、それらの作動位置において、出口弁４２fl，４２fr，４２rl，４２rrは、それぞれのブレーキ回路内において、ホイールシリンダ１７fl，１７fr，１７rl，１７rrを、それぞれの逆止弁４４ａ、４４ｂを介して、モータ４５により共に駆動される、それぞれのポンプ４６ａ、４６ｂと連通されている。励磁されていない基本位置においては、出口弁４２fl，４２fr，４２rl，４２rrは、この流路が遮断されている。

また、各ブレーキ回路４０ａ、４０ｂの出口弁４２fl，４２fr，４２rl，４２rrとポンプ４６ａ、４６ｂとの間には、低圧貯蔵容器４７ａ、４７ｂが設けられている。入口弁４３fl，４３fr，４３rl，４３rrは、それが励磁されていない基本位置において、各ブレーキ回路４０ａ、４０ｂに対しマスターシリンダ４２から切換弁４８ａ、４８ｂを介してホイールシリンダ１７fl，１７fr，１７rl，１７rrへの圧力媒体（オイル）の妨害されない流れを可能にする。入口弁４３fl，４３fr，４３rl，４３rrが作動されたときには、このオイルの流れが遮断される。

更に、各ブレーキ回路４０ａ、４０ｂには、制御弁４９ａ、４９ｂが介装されており、制御弁４９ａ、４９ｂは、切換弁４８ａ、４８ｂと組合わされて、ドライバによるブレーキペダル４１の操作とは独立してブレーキ圧力の上昇が可能となっている。これらブレーキ駆動部３２ｂに設けられた各弁の制御は、ブレーキ制御部３２ａにより行われる。

次に、制御ユニット３０について説明する。
制御ユニット３０には、運転状態検出手段としての、各車輪１４fl，１４fr，１４rl，１４rrの車輪速センサ（左前輪車輪速センサ２１fl，右前輪車輪速センサ２１fr，左後輪車輪速センサ２１rl，右後輪車輪速センサ２１rr）、ハンドル角センサ２２、横加速度センサ２３から、各車輪の車輪速（左前輪車輪速ωfl，右前輪車輪速ωfr，左後輪車輪速ωrl，右後輪車輪速ωrr）、ハンドル角θＨ、車体横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）等の各信号が入力される。

そして、制御ユニット３０は、車速Ｖ（例えば、４輪車輪速の平均）、ハンドル角θＨに基づいて車両横運動の目標とする車両挙動としての目標横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）ｔを算出し、この目標横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）ｔと実際の車両挙動としての実際の横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）とに基づいて車両に付加すべき第１の付加ヨーモーメントＭzt1を算出し、目標横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）ｔと実際の横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）とに基づいて第１の付加ヨーモーメントＭzt1に加えて車両に付加すべき第２の付加ヨーモーメントＭzt2を算出し、第１の付加ヨーモーメントＭzt1に基づいて旋回内側車輪に付加する制動力を第１の制動力ＦB1として算出し、第２の付加ヨーモーメントＭzt2に基づいて旋回内側車輪と旋回外側車輪との間の制動力差を変えることなく車両に付加する制動力を第２の制動力ＦB2として算出する。更に、車両の左右輪間車輪速差（スリップ量）Δωを算出し、該車両の左右輪間車輪速差（スリップ量）の絶対値｜Δω｜が予め設定した値ｅ３より大きい場合に、該車両の左右輪間車輪速差（スリップ量）Δωに基づいて車両に付加する第３の制動力ＦB3を算出する。そして、これら第１、第２、第３の制動力ＦB1、ＦB2、ＦB3に基づいて各輪に付加する制動力を、少なくとも左側の前後輪に付加する制動力と右側の前後輪に付加する制動力の大きな方の制動力の側の前輪と後輪のブレーキ液圧を同じ値となるように設定してブレーキ制御部３２ａに対して出力する。この際、第３の制動力ＦB3を出力する際には、前後駆動力配分制御部３１ａにトランスファクラッチスリップ防止制御指令の信号を出力して、トランスファクラッチ１５を略直結状態とさせる。このように、制御ユニット３０は、制動力算出手段、制動制御手段としての機能を有して構成されている。

このため、制御部ユニット３０は、図２に示すように、目標横加速度算出部３０ａ、横加速度偏差算出部３０ｂ、目標ヨーモーメント算出部３０ｃ、第１、２の制動力算出部３０ｄ、左右輪間車輪速差算出部３０ｅ、左右輪間車輪速差判定部３０ｆ、第３の制動力算出部３０ｇ、各輪の制動力算出部３０ｈ、各輪のブレーキ液圧算出部３０ｉから主要に構成されている。

目標横加速度算出部３０ａは、４輪車輪速センサ２１fl，２１fr，２１rl，２１rrから４輪車輪速ωfl，ωfr，ωrl，ωrrが入力され、ハンドル角センサ２２からハンドル角θＨが入力される。そして、例えば、以下の（１）式により、車両横運動の目標とする車両挙動としての目標横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）ｔを算出し、横加速度偏差算出部３０ｂに出力する。
（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）ｔ＝（１／（１＋Ａ・Ｖ^２））・（Ｖ^２／ｌ）・（θＨ／ｎ）…（１）
ここで、Ａはスタビリティファクタ、ｌはホイールベース、ｎはステアリングギヤ比である。

横加速度偏差算出部３０ｂは、横加速度センサ２３から実際の横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）が入力され、目標横加速度算出部３０ａから目標横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）ｔが入力される。そして、以下の（２）式により、横加速度偏差Δ（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）を算出して目標ヨーモーメント算出部３０ｃに出力する。
Δ（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）＝（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）−（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）ｔ …（２）
目標ヨーモーメント算出部３０ｃは、ハンドル角センサ２２からハンドル角θＨが入力され、横加速度偏差算出部３０ｂから横加速度偏差Δ（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）が入力される。

そして、横加速度偏差の絶対値｜Δ（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）｜が予め設定しておいた第１の横加速度偏差閾値ｅ１よりも大きく（｜Δ（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）｜＞ｅ１）、且つ、横加速度偏差Δ（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）とハンドル角θＨが異符号の場合で、車両がアンダーステア傾向にある条件の場合には、車両に旋回方向へのヨーモーメントを付加する必要があると判定して、この付加ヨーモーメントを第１の付加ヨーモーメントＭzt1として、例えば、以下の（３）式により、算出する。
Ｍzt1＝ＧMZ1・Δ（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２） …（３）
ここで、ＧMZ1は予め実験・計算等で設定しておいたヨーモーメントゲインである。

また、上述の条件が成立せず、車両に旋回方向へのヨーモーメントを付加する必要がないと判定できる場合には、第１の付加ヨーモーメントＭzt1を０に設定する。

更に、目標ヨーモーメント算出部３０ｃでは、以下のようにして、第１の付加ヨーモーメントＭzt1に加えて車両に付加すべき第２の付加ヨーモーメントＭzt2を算出する。すなわち、横加速度偏差の絶対値｜Δ（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）｜が予め設定しておいた第２の横加速度偏差閾値ｅ２（＞ｅ１）よりも大きく（｜Δ（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）｜＞ｅ２）、且つ、横加速度偏差Δ（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）とハンドル角θＨが異符号の場合で、車両がアンダーステア傾向にある条件の場合には、第１の付加ヨーモーメントＭzt1に加えて車両に旋回方向へのヨーモーメントを付加する必要があると判定して、この付加ヨーモーメントを第２の付加ヨーモーメントＭzt2として、例えば、以下の（４）式により、算出する。
Ｍzt2＝ＧMZ2・Δ（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２） …（４）
ここで、ＧMZ2は予め実験・計算等で設定しておいたヨーモーメントゲインである。

また、上述の条件が成立せず、第１の付加ヨーモーメントＭzt1に加えて車両に旋回方向へのヨーモーメントを付加する必要がないと判定できる場合には、第２の付加ヨーモーメントＭzt2を０に設定する。

尚、ここで、算出される第１の付加ヨーモーメントＭzt1と第２の付加ヨーモーメントＭzt2の詳細については、後述する。

こうして、目標ヨーモーメント算出部３０ｃで算出された第１の付加ヨーモーメントＭzt1と第２の付加ヨーモーメントＭzt2は、第１、２の制動力算出部３０ｄに出力される。

第１、２の制動力算出部３０ｄは、目標ヨーモーメント算出部３０ｃから第１の付加ヨーモーメントＭzt1と第２の付加ヨーモーメントＭzt2が入力される。そして、例えば、以下の（５）式により、旋回内側車輪に付加する制動力を第１の制動力ＦB1として算出し、また、例えば、以下の（６）式により、旋回内側車輪と旋回外側車輪との間の制動力差を変えることなく車両に付加する制動力を第２の制動力ＦB2として算出する。
ＦB1＝｜Ｍzt1｜／（ｗ／２） …（５）
ここで、ｗは、トレッドである。

ＦB2＝ＧFb・｜Ｍzt2｜ …（６）
ここで、ＧFbは、制動力への換算ゲイン（所定値）である。こうして算出された第１の制動力ＦB1と第２の制動力ＦB2は、各輪の制動力算出部３０ｈに出力される。

ここで、第１の制動力ＦB1と第２の制動力ＦB2の差異を、図５により説明する。
図５の定常円旋回テストにおける横加速度とハンドル角比の特性説明図は、所定の一定の半径の円に沿って車両が旋回走行する際の、横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）：横軸とハンドル角比（＝ハンドル角θＨ／極低速でのハンドル角θＨ０）：縦軸の特性の一例を示すもので、図５中の破線で示すラインＬ０は基準ステア特性のラインである。そして、この基準ステア特性のラインＬ０から、横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）が小さくなる方向に横軸に対して第１の横加速度偏差閾値ｅ１だけ平行移動したラインがＬ１、第２の横加速度偏差閾値ｅ２だけ平行移動したラインがＬ２となっている。

通常の車両では、車速Ｖが高速になり横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）が大きくなっていくに従い、極低速でのハンドル角θＨ０よりもハンドル角θＨを切り足さなければ、所定の一定の半径の円に沿って旋回走行することが困難になるため、ハンドル角比が大きくなっていく傾向にある。

すなわち、一般の車両の特性では、破線Ｎsu0に示すように、横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）が大きくなると、タイヤコーナリングフォースの非線形性により、基準ステア特性のラインから外れ、横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）に対してハンドル角比がより大きな特性を描いていく。

本実施の形態の制御では、基準ステア特性のラインＬ０から第１の横加速度偏差閾値ｅ１だけ外れた点Ｐ１以降の状態となると、旋回内側前後輪にＦBfi、ＦBriの制動力が発生されて第１の付加ヨーモーメントＭzt1が付加され、車両のアンダーステア傾向が防止される。これにより車両の特性はＮsu1で示すようなラインＬ１に近づいた特性に改善されることになる。

そして、車両の特性がＮsu1に改善されても、基準ステア特性のラインＬ０から第２の横加速度偏差閾値ｅ２だけ外れた点Ｐ２以降の状態になると、上述の旋回内側前後輪の制動力ＦBfi、ＦBriに加え、旋回内側車輪と旋回外側車輪との間の制動力差を変えることなく４輪に制動力が発生されて、第２の付加ヨーモーメントＭzt2が付加されて、車両のアンダーステア傾向が防止される。これにより車両の特性はＮsu2で示すようなラインＬ２に近づいた特性に改善されることになる。

左右輪間車輪速差算出部３０ｅは、４輪車輪速センサ２１fl，２１fr，２１rl，２１rrから４輪車輪速ωfl，ωfr，ωrl，ωrrが入力される。そして、例えば、以下の（７）式により、車両の左右輪間車輪速差（スリップ量）Δωを算出して左右輪間車輪速差判定部３０ｆに出力する。
Δω＝max（ωfi，ωri）−max（ωfo，ωro） …（７）
ここで、ωfiは旋回内側前輪の車輪速、ωriは旋回内側後輪の車輪速、ωfoは旋回外側前輪の車輪速、ωroは旋回外側後輪の車輪速であり、max（ωfi，ωri）は、ωfiとωriの大きな方の値、max（ωfo，ωro）は、ωfoとωroの大きな方の値である。この車両の左右輪間車輪速差（スリップ量）Δωは、左右輪間車輪速差判定部３０ｆに出力される。

左右輪間車輪速差判定部３０ｆは、左右輪間車輪速差算出部３０ｅから車両の左右輪間車輪速差（スリップ量）Δωが入力される。そして、車両の左右輪間車輪速差（スリップ量）の絶対値｜Δω｜と予め設定した値ｅ３とを比較して、車両の左右輪間車輪速差（スリップ量）の絶対値｜Δω｜がｅ３よりも大きい場合（｜Δω｜＞ｅ３の場合）は、前後駆動力配分制御部３１ａにトランスファクラッチスリップ防止制御指令の信号を出力して、トランスファクラッチ１５を略直結状態とさせる。また、左右輪間車輪速差判定部３０ｆは、車両の左右輪間車輪速差（スリップ量）の絶対値｜Δω｜と予め設定した値ｅ３との比較結果を、第３の制動力算出部３０ｇに出力する。

第３の制動力算出部３０ｇは、左右輪間車輪速差判定部３０ｆから車両の左右輪間車輪速差（スリップ量）の絶対値｜Δω｜と予め設定した値ｅ３との比較結果、及び、車両の左右輪間車輪速差（スリップ量）Δωが入力される。そして、車両の左右輪間車輪速差（スリップ量）の絶対値｜Δω｜がｅ３よりも大きい場合（｜Δω｜＞ｅ３の場合）は、例えば、以下の（８）式により、スリップ補正値Δωｄを算出する。
Δωｄ＝Δω−ｅ３・（Δω／｜Δω｜） …（８）
また、｜Δω｜＞ｅ３以外の場合は、スリップ補正値Δωｄを０に設定する。

左右輪間車輪速差判定部３０ｆは、算出（設定）したスリップ補正値Δωｄを基に、例えば、以下の（９）式により、左右輪間（旋回内側車輪と旋回外側車輪との間）で生じるスリップを補正する制動力（旋回内側前後輪に付加する制動力の和）を第３の制動力ＦB3として算出し、各輪の制動力算出部３０ｈに出力する。
ＦB3＝ＧFd・Δωｄ …（９）
ここで、ＧFdは、予め設定しておいた制動力への換算ゲイン（所定値）である。

各輪の制動力算出部３０ｈは、第１、２の制動力算出部３０ｄから第１の制動力ＦB1と第２の制動力ＦB2が入力され、第３の制動力算出部３０ｇから第３の制動力ＦB3が入力される。そして、例えば、以下の（１０）、（１１）式により旋回外側車輪の制動力（旋回外側前輪の制動力ＦBfo、旋回外側後輪の制動力ＦBro）、旋回内側車輪の制動力（旋回内側前輪の制動力ＦBfi、旋回内側後輪の制動力ＦBri）を算出して、各輪のブレーキ液圧算出部３０ｉに出力する。
ＦBfo＝ＦBro＝ＦB2／２＋max（−ＦB3，０） …（１０）
ＦBfi＝ＦBri＝ＦB1＋ＦB2／２＋max（ＦB3，０） …（１１）
ここで、max（−ＦB3，０）は、−ＦB3と０の大きな方の値、max（ＦB3，０）は、ＦB3と０の大きな方の値である。

各輪のブレーキ液圧算出部３０ｉは、各輪の制動力算出部３０ｈから、各輪の制動力ＦBfo、ＦBro、ＦBfi、ＦBriが入力される。そして、例えば、以下の（１２）、（１３）式により、各輪のブレーキ液圧（旋回外側前輪ブレーキ液圧ＰBfo、旋回内側前輪ブレーキ液圧ＰBfi、旋回外側後輪ブレーキ液圧ＰBro、旋回内側後輪ブレーキ液圧ＰBri）を算出してブレーキ制御部３２ａに出力する。
ＰBfo＝ＰBro＝ＦBfo・ＣＢ＝ＦBro・ＣＢ …（１２）
ＰBfi＝ＰBri＝ＦBfi・ＣＢ＝ＦBri・ＣＢ …（１３）
ここで、ＣＢはブレーキ諸元（ホイールシリンダ径等）によって定まる定数である。

上述の（１０）、（１１）式からも明らかなように、本実施の形態では、図６に示すように、まず、横加速度偏差の絶対値｜Δ（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）｜が第１の横加速度偏差閾値ｅ１以上となって、第１の付加ヨーモーメントＭzt1を付加する状況となると、旋回内側前後輪にＦBfi、ＦBriの制動力が発生される（図５中、Ｃv1の状態）。

その後、横加速度偏差の絶対値｜Δ（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）｜が第２の横加速度偏差閾値ｅ２以上となって、第２の付加ヨーモーメントＭzt2を付加する状況となると、上述の旋回内側前後輪の制動力ＦBfi、ＦBriに加え、旋回内側車輪と旋回外側車輪との間の制動力差を変えることなく４輪に制動力が発生される（図５中、Ｃv2の状態）。

この際、車輪のスリップを防止するための制動力ＦB3は、何れの制動力も付加されていない状態、旋回内側前後輪にのみ制動力が付加されている状態、全ての車輪に制動力が付加されている状態の何れの状態においても、車両のスリップ状態に応じて付加される。この車輪のスリップを防止するための制動力ＦB3が付加される場合には、トランスファクラッチ１５を略直結状態とさせて、前後軸間の差回転を抑止してスリップを確実に防止するようになっている。

そして、上述の（１０）〜（１３）式に示すように、左側の前後輪に付加する制動力と右側の前後輪に付加する制動力の大きな方の制動力の側の前輪と後輪のブレーキ液圧が同じ値に設定される（すなわち、ＰBfi＝ＰBri、或いは、ＰBfo＝ＰBro）ようになっている（尚、本実施の形態では、左側の前後輪に付加する制動力と右側の前後輪に付加する制動力の小さな方の制動力の側の前輪と後輪のブレーキ液圧も同じ値に設定される）。このため、図３に示すような、ハイドロリックユニットで構成されるブレーキ駆動部３２ｂにおいて、高圧輪側の昇圧弁は開放状態として、モータ４５の吐出圧をモータ回転数のみで制御することができるので、ブレーキ駆動部３２ｂの各弁の作動や駆動系振動等による振動騒音の悪化を抑制することができるようになるのである。

次に、上述の制御ユニット３０で実行される車両挙動制御プログラムを、図４のフローチャートで説明する。
まず、ステップ（以下、「Ｓ」と略称）Ｓ１０１で、必要パラメータ、すなわち、４輪車輪速ωfl，ωfr，ωrl，ωrr、ハンドル角θＨ、車体横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）等の各信号を読み込む。

次に、Ｓ１０２に進み、目標横加速度算出部３０ａで、例えば、前述の（１）式により、車両横運動の目標とする車両挙動としての目標横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）ｔを算出する。

次いで、Ｓ１０３に進み、横加速度偏差算出部３０ｂで、前述の（２）式により、横加速度偏差Δ（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）を算出する。

次に、Ｓ１０４に進み、目標ヨーモーメント算出部３０ｃで、横加速度偏差の絶対値｜Δ（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）｜が予め設定しておいた第１の横加速度偏差閾値ｅ１よりも大きく（｜Δ（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）｜＞ｅ１）、且つ、横加速度偏差Δ（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）とハンドル角θＨが異符号の場合で、車両がアンダーステア傾向にある条件の場合には、車両に旋回方向へのヨーモーメントを付加する必要があると判定して、この付加ヨーモーメントを第１の付加ヨーモーメントＭzt1として、例えば、上述の（３）式により、算出する。また、上述の条件が成立せず、車両に旋回方向へのヨーモーメントを付加する必要がないと判定できる場合には、第１の付加ヨーモーメントＭzt1を０に設定する。

次いで、Ｓ１０５に進み、目標ヨーモーメント算出部３０ｃで、横加速度偏差の絶対値｜Δ（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）｜が予め設定しておいた第２の横加速度偏差閾値ｅ２（＞ｅ１）よりも大きく（｜Δ（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）｜＞ｅ２）、且つ、横加速度偏差Δ（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）とハンドル角θＨが異符号の場合で、車両がアンダーステア傾向にある条件の場合には、第１の付加ヨーモーメントＭzt1に加えて車両に旋回方向へのヨーモーメントを付加する必要があると判定して、この付加ヨーモーメントを第２の付加ヨーモーメントＭzt2として、例えば、上述の（４）式により、算出する。また、上述の条件が成立せず、第１の付加ヨーモーメントＭzt1に加えて車両に旋回方向へのヨーモーメントを付加する必要がないと判定できる場合には、第２の付加ヨーモーメントＭzt2を０に設定する。

次に、Ｓ１０６に進み、左右輪間車輪速差算出部３０ｅで、例えば、上述の（７）式により、車両の左右輪間車輪速差（スリップ量）Δωを算出する。

次いで、Ｓ１０７に進み、左右輪間車輪速差判定部３０ｆは、車両の左右輪間車輪速差（スリップ量）の絶対値｜Δω｜と予め設定した値ｅ３とを比較する。この比較の結果、車両の左右輪間車輪速差（スリップ量）の絶対値｜Δω｜がｅ３よりも大きい場合（｜Δω｜＞ｅ３の場合）は、前後駆動力配分制御部３１ａにトランスファクラッチスリップ防止制御指令の信号を出力して、トランスファクラッチ１５を略直結状態とさせて、Ｓ１０９に進む。また、｜Δω｜≦ｅ３の場合は、そのまま、Ｓ１０９に進む。

Ｓ１０７、或いは、Ｓ１０８からＳ１０９へと進むと、第１、２の制動力算出部３０ｄで、例えば、上述の（５）式により、旋回内側車輪に付加する制動力を第１の制動力ＦB1として算出する。

その後、Ｓ１１０に進み、第１、２の制動力算出部３０ｄで、例えば、上述の（６）式により、旋回内側車輪と旋回外側車輪との間の制動力差を変えることなく車両に付加する制動力を第２の制動力ＦB2として算出する。

次いで、Ｓ１１１に進むと、第３の制動力算出部３０ｇで、車両の左右輪間車輪速差（スリップ量）の絶対値｜Δω｜がｅ３よりも大きい場合（｜Δω｜＞ｅ３の場合）は、例えば、上述の（８）式により、スリップ補正値Δωｄを算出する。また、｜Δω｜＞ｅ３以外の場合は、スリップ補正値Δωｄを０に設定する。

そして、左右輪間車輪速差判定部３０ｆで、算出（設定）したスリップ補正値Δωｄを基に、例えば、上述の（９）式により、左右輪間（旋回内側車輪と旋回外側車輪との間）で生じるスリップを補正する制動力（旋回内側前後輪に付加する制動力の和）を第３の制動力ＦB3として算出する。

次に、Ｓ１１２に進み、各輪の制動力算出部３０ｈで、上述の（１０）、（１１）式により旋回外側車輪の制動力（旋回外側前輪の制動力ＦBfo、旋回外側後輪の制動力ＦBro）、旋回内側車輪の制動力（旋回内側前輪の制動力ＦBfi、旋回内側後輪の制動力ＦBri）を算出する。

次いで、Ｓ１１３に進んで、各輪のブレーキ液圧算出部３０ｉで、上述の（１２）、（１３）式により、各輪のブレーキ液圧（旋回外側前輪ブレーキ液圧ＰBfo、旋回内側前輪ブレーキ液圧ＰBfi、旋回外側後輪ブレーキ液圧ＰBro、旋回内側後輪ブレーキ液圧ＰBri）を算出してブレーキ制御部３２ａに出力してプログラムを抜ける。

このように、本発明の実施の形態によれば、車速Ｖ、ハンドル角θＨに基づいて車両横運動の目標とする車両挙動としての目標横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）ｔを算出し、この目標横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）ｔと実際の横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）とに基づいて車両に付加すべき第１、第２の付加ヨーモーメントＭzt1、Ｍzt2を算出し、第１、第２の付加ヨーモーメントＭzt1、Ｍzt2に基づいて第１、第２の制動力ＦB1、ＦB2を算出する。更に、車両の左右輪間車輪速差（スリップ量）Δωを算出し、該車両の左右輪間車輪速差（スリップ量）の絶対値｜Δω｜が予め設定した値ｅ３より大きい場合に、該車両の左右輪間車輪速差（スリップ量）Δωに基づいて車両に付加する第３の制動力ＦB3を算出する。そして、これら第１、第２、第３の制動力ＦB1、ＦB2、ＦB3に基づいて各輪に付加する制動力を、少なくとも左側の前後輪に付加する制動力と右側の前後輪に付加する制動力の大きな方の制動力の側の前輪と後輪のブレーキ液圧を同じ値となるように設定してブレーキ制御部３２ａに対して出力する。この際、第３の制動力ＦB3を出力する際には、トランスファクラッチ１５を略直結状態とさせる。このため、図３に示すような、ハイドロリックユニットで構成されるブレーキ駆動部３２ｂにおいて、高圧輪側の昇圧弁は開放状態として、モータ４５の吐出圧をモータ回転数のみで制御することができるので、ブレーキ駆動部３２ｂの各弁の作動や駆動系振動等による振動騒音の悪化を抑制することができ、特別な対策や構造の変更を必要とすることなく、ブレーキを用いて車両挙動制御する際の油圧系や駆動系の振動騒音の発生を低減させることが可能となる。

尚、本発明の実施の形態では、車両横運動の目標とする車両挙動として目標目標横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）ｔを用いて、この目標横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）ｔと実際の横加速度（ｄ^２ｙ／ｄｔ^２）を基に、第１の付加ヨーモーメントＭzt1、第２の付加ヨーモーメントＭzt2を算出するようになっているが、例えば、以下の（１４）式により、目標ヨーレートγｔを算出し、この目標ヨーレートγｔと実際のヨーレートγ（ヨーレートセンサからの検出値）を基に、ヨーレート偏差Δγを求めて第１の付加ヨーモーメントＭzt1、第２の付加ヨーモーメントＭzt2を算出するようにしても良い。
γｔ＝（１／（１＋Ａ・Ｖ^２））・（Ｖ／ｌ）・（θＨ／ｎ） …（１４）
また、本発明の実施の形態では、旋回内側車輪に第１の制動力ＦB1を付加することにより、第１の付加ヨーモーメントＭzt1を発生させるようになっているが、これは、旋回外側車輪の制動力を０とする場合の例であり、他に、旋回内側車輪に付加する制動力と旋回外側車輪に付加する制動力との間に所定の制動力差を設けて第１の付加ヨーモーメントＭzt1を発生させる制御においても同様に適用できる。

更に、本発明の実施の形態では、第１、第２、第３の制動力ＦB1、ＦB2、ＦB3を算出し、これら第１、第２、第３の制動力ＦB1、ＦB2、ＦB3に基づいて各輪に付加する制動力を求めるようにしているが、これに限ることなく、たとえば、第１、第２、第３の制動力ＦB1、ＦB2、ＦB3の何れか一つ、或いは、何れか２つの制動力に基づいて各輪に付加する制動力を求める場合についても本発明が適用できることは言うまでもない。

１ エンジン
２ 自動変速装置
３ トランスファ
１４fl、１４fr、１４rl、１４rr 車輪
１５ トランスファクラッチ
１７fl，１７fr，１７rl，１７rr ホイールシリンダ
２１fl、２１fr、２１rl、２１rr 車輪速センサ（運転状態検出手段）
２２ ハンドル角センサ（運転状態検出手段）
２３ 横加速度センサ（運転状態検出手段）
３０ 制御ユニット（制動力算出手段、制動制御手段）
３０ａ 目標横加速度算出部
３０ｂ 横加速度偏差算出部
３０ｃ 目標ヨーモーメント算出部
３０ｄ 第１、２の制動力算出部
３０ｅ 左右輪間車輪速差算出部
３０ｆ 左右輪間車輪速差判定部
３０ｇ 第３の制動力算出部
３０ｈ 各輪の制動力算出部
３０ｉ 各輪のブレーキ液圧算出部
３１ａ 前後駆動力配分制御部
３１ｂ トランスファクラッチ駆動部
３２ａ ブレーキ制御部
３２ｂ ブレーキ駆動部

Claims (4)

1. 車両の運転状態を検出する運転状態検出手段と、
   上記運転状態に基づいて車両の左側の前後輪に付加する制動力と右側の前後輪に付加する制動力を算出する制動力算出手段と、
   上記左側の前後輪に付加する制動力と上記右側の前後輪に付加する制動力の大きな方の制動力の側の前輪と後輪のブレーキ液圧を同じ値に設定して制動制御する制動制御手段とを備えたことを特徴とする車両挙動制御装置。
2. 上記制動力算出手段は、少なくとも上記車両の運転状態に基づいて車両横運動の目標とする車両挙動を算出し、上記車両横運動の実際の車両挙動を検出して、上記車両横運動の目標とする車両挙動と上記車両横運動の実際の車両挙動とに基づいて車両に付加すべきヨーモーメントを算出し、該付加ヨーモーメントに基づいて上記車両の左側の前後輪に付加する制動力と上記右側の前後輪に付加する制動力を算出することを特徴とする請求項１記載の車両挙動制御装置。
3. 上記制動力算出手段は、少なくとも上記車両の運転状態に基づいて車両の左右輪間のスリップ量を算出し、該スリップ量に基づいて上記車両の左側の前後輪に付加する制動力と上記右側の前後輪に付加する制動力を算出することを特徴とする請求項１又は請求項２記載の車両挙動制御装置。
4. 前後軸間の駆動力配分を可変制御自在な前後駆動力配分制御手段を有し、
   上記制動力算出手段が、上記スリップ量に基づいた制動力を設定して上記制動制御手段で制動制御する場合は、上記前後駆動力配分制御手段は、上記前後軸間を略直結とすることを特徴とする請求項３記載の車両挙動制御装置。

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