JP3690138B2 - Torque gradient estimation device and anti-lock brake control device - Google Patents

Description

ただし、Ｆ_i ’は、第ｉ輪に発生した制動力、Ｔ_biは踏力に対応して第ｉ輪に加えられたブレーキトルク、Ｍは車両質量、Ｒ_c は車輪の有効半径、Ｊは車輪慣性、ｖは車体速度である（図８参照）。なお、・は時間に関する微分を示す。(1) 式、(2) 式において、Ｆ_i ’はスリップ速度（ｖ／Ｒ_c −ω_i ）の関数として示されている。
【００１１】
ここで、車体速度を等価的な車体の角速度ω_v で表すと共に、制動トルクＲ_c Ｆ_i ’をスリップ速度の１次関数（傾きｋ_i 、ｙ切片Ｔ_i ）として記述する。
【００１２】
ｖ ＝ Ｒ_c ω_v (3)
Ｒ_c Ｆ_i ’（ω_v −ω_i ）＝ｋ_i ×（ω_v −ω_i ）＋Ｔ_i (4)
さらに、(3) 、(4) 式を(1) 、(2) 式へ代入し、車輪速度ω_i 及び車体速度ω_v をサンプル時間τ毎に離散化された時系列データω_i [k] 、ω_v [k] （ｋはサンプル時間τを単位とするサンプル時刻、ｋ＝1,2,.....)として表すと次式を得る。
【００１３】
【数２】

ここで、(5) 、(6) 式を連立し、車体の等価角速度ω_v を消去すると、
【００１４】
【数３】

を得る。
【００１５】
ところで、スリップ速度３rad/s という条件下でＲ_c Ｍｇ／４（ｇは重力加速度）の最大制動トルクの発生を仮定すると、
【００１６】
【数４】

を得る。ここで、具体的な定数として、τ＝0.005 (sec) 、Ｒ_c ＝0.3 (m) 、Ｍ＝1000(kg)を考慮すると、max(ｋ_i ) ＝245 となる。従って、
【００１７】
【数５】

となり、(7) 式は(8) 式のように近似することができる。
【００１８】
【数６】

このように整理することにより、(8) 式は未知係数ｋ_i 、ｆ_i に関し、線形の形で記述することが可能となる。即ち、(8) 式は、制動トルクをスリップ速度の一次関数で近似した車輪及び車体運動方程式となる。そして、(8) 式にオンラインのパラメータ同定手法を適用することにより、スリップ速度に対する制動トルク勾配ｋ_i を推定することもできる。
【００１９】
ところで、上記(8) 式を、車輪の加速度に着目して整理すると、
【００２０】
【数７】

となる。(9) 式からｋ_i とｆ_i の同定は、車輪加速度の特性根−ｋ_i ／ｊとオフセット−ｆ_i ／τを推定すると解釈することもできる。
【００２１】
ところで、車輪速信号を、車輪の加速度の定常成分が除去されるように処理すると、即ち、車輪速信号をハイパスフィルタに入れる（ハイパスフィルタ処理）と、オフセット項（−ｆ_i ／τ）を０にすることができる。例えば、減速度一定で制動しているときには一次以上のハイパスフィルタ（車輪の加速度の定常的な値がオフセット値とみなすことの可能なハイパスフィルタ）を入れることによりオフセット項を省略することができる。従って、車輪速信号をハイパスフィルタに入れることによりｆ_i ＝０と仮定することが可能となる。よって、車輪速信号をハイパスフィルタに入れて、トルク勾配を推定する場合には、(8) 式は、次のように変形することができる。即ち、車輪及び車体各々の運動方程式から得られかつ車輪の加速度を用いた運動方程式から車輪加速度の定常項を省略して得られるトルク勾配を未知数として含む関係式に変形することができる。
【００２２】
【数８】

ただし、ω_hi[k] はハイパスフィルタ処理後の車輪速度である。
【００２３】
そして、以下のステップ１及びステップ２を繰り返すことにより、検出された車輪速度の時系列データω_i [k] から制動トルク勾配の時系列データを推定することができる。
【００２４】
【数９】

とおく。なお、(10)式のφ_i [k] は、１サンプル時間での車輪速度の変化に関する物理量であり、(12)式は、１サンプル時間の車輪速度の変化の１サンプル時間での変化に関する物理量である。
【００２５】
【数１０】

という漸化式からθの推定値
【００２６】
【数１１】

即ち、制動トルクの勾配を推定する。ただし、λは過去のデータを取り除く度合いを示す忘却係数（例えばλ＝０．９８）であり、”^T ”は行列の転置を示す。
【００２７】
なお、(13)式の左辺は、車輪速度の変化に関する物理量の履歴及び車輪速度の変化の変化に関する物理量の履歴を表す物理量である。
【００２８】
以上のように、制動トルク勾配を推定ために従来必要であった未知係数ｆ_i を省略することができるので、制動トルク勾配の推定のための演算量を少なくすることができる。よって、制動トルク勾配の推定精度が向上することが期待できる。なお、制動トルクに代えて駆動トルクを適用することもできる。ここに示した推定法は最小自乗法を適用したものであるが、補助変数法など他のオンライン同定法を用いることも可能である。
【００２９】
（第２の発明のＡＢＳ制御の原理）
ブレーキ力は、路面と接するタイヤのトレッドの表面を介して路面に作用するが、実際には、このブレーキ力は路面と車輪との間の摩擦力を媒介として路面からの反力（制動トルク）として車体に作用する。車体がある速度で走行している時、ブレーキ力をかけていくと車輪と路面との間にスリップが生じるが、このときに路面からの反力として作用する制動トルクは、次式で表されるスリップ速度ω_s （角速度換算）に対して図２のように変化する。
【００３０】
ω_s ＝ ω_v − ω_i
ただし、ω_v は車体速度（等価的に角速度で表現したもの）、ω_i は第ｉ輪（ｉは車輪番号、ｉ＝1,2,3,4 ・・・（４輪車であれば、ｉ＝1,2,3,4 （以下、４輪車を例にとる））の角速度に換算した車輪速度である。
【００３１】
図２に示すように、制動トルクは、最初はスリップ速度の増大と共に増加し、スリップ速度ω₀ 時に最大値ｆ_i0に達し、ω₀ より大きいスリップ速度ではスリップ速度の増大と共に減少する。なお、スリップ速度ω₀ は車輪と路面との間の摩擦係数が最大値の時のスリップ速度に相当する。
【００３２】
従って、図２から明らかなように、スリップ速度に対する制動トルクの勾配（以下「制動トルク勾配」という）は、ω_s ＜ω₀ で正（＞０）、ω_s ＝ω₀ で０、ω_s ＞ω₀ で負（＜０）となる。すなわち、制動トルク勾配が正の時は車輪が路面にグリップしている状態、制動トルク勾配が０の時はピークμの状態、制動トルク勾配が負の時は車輪がロックされている状態、というように制動トルク勾配に応じて車輪運動の動特性が変化する。
【００３３】
そして、第２のの発明では、車体速度を推定せず、車輪速度の時系列データのみから現時点の制動トルク勾配を上記のように推定し、推定した制動トルク勾配が基準値を含む所定範囲の値となるように車輪に作用するブレーキ力を制御する。これによって、基準値を含む所定範囲の制動トルク勾配に対応した車輪運動の状態を保持できる。また、基準値をピークμに対応する０に設定すれば、車両の走行する路面状態によりピークμとなるスリップ速度が変化したとしても、ピークμで制動トルク勾配が０となることは変わらないので、制動トルク勾配を０にするように制御すれば完全にピークμ追従が可能となる。また、車体速度推定部が不要となるのでブレーキ力の増減を繰り返す必要がなく安定な走行が可能となる。
【００３４】
制御トルク勾配をフィードバック制御する制御系は、ＰＩＤ制御等により各車輪ごとに設計してもよいが、現代制御理論の適用により全輪の統合系としてシステマティックに設計することも可能である。この場合、全輪の干渉等も設計に考慮されるためよりきめ細かい制御が実現できる。
【００３５】
ところで、ＡＢＳ制御系はタイヤの特性の強い非線形特性を有するシステムであり、単純に現代制御理論を適用することはできない。そこで、この非線形特性は見かけ上等価的なプラント変動としてみなすことができる点に着眼し、このプラント変動を許容するような制御系設計を現代制御理論の一つであるロバスト制御理論の適用により達成し、４輪の干渉等も設計に考慮したきめ細かな制御系設計を行った。以下に制御系設計の詳細を記す。
【００３６】
各車輪の車輪運動および車体運動は次式の運動方程式によって記述される。
【００３７】
【数１２】

ただし、Ｆ_i は第ｉ輪に発生した制動トルクでスリップ速度（ω_v −ω_i ）の関数として示されている。また、Ｔ_bi’はブレーキペダルを車輪ロック直前まで踏み込んだ場合の踏力に対応したブレーキトルク、ｕ_biは該ブレーキトルクが作用した状態で車輪がロック状態に陥らずにピークμ追従を行うように車輪に作用されるブレーキトルク（操作量）である。また、Ｍは車両質量、Ｒｃは車輪の有効半径、ω_v は車体速度（等価的に角速度で表現したもの）である。そして、(16)式は各車輪の制動トルク勾配ｋ_i は、スリップ速度の関数であることを示す出力方程式である。
【００３８】
ところで、Ｆ_i 、Ｇ_i は図３（ａ）、図３（ｂ）に各々示すようにωοでそれぞれピークおよび０となるスリップ速度の非線形関数であり、これらは実線によって示した直線２０、２３と所定範囲以内の変動という形式によって表すことができる。ここで、スリップ速度のωοからの擾乱をｘ_i とすると
Ｆ_i ＝（ｆ_i ＋Ｗ_fi△_fi）ｘ_i ＋ｆ_i0 (17)
Ｇ_i ＝（ｇ_i ＋Ｗ_gi△_gi）ｘ_i (18)
と表すことができる。
【００３９】
ここで、ｆ_i は図３（ａ）の直線２０の傾き、ｇ_i は図３（ｂ）の直線２３の傾きを示す。また、Ｗ_fi、Ｗ_giは変動を基準化するための重み係数であり、図３（ａ）の破線２１、破線２２及び図３（ｂ）の破線２４、２５は非線形変動の上下限を各々表しており、△_fi、△_giを±１とすることに対応している。
【００４０】
すなわち、(17)式は平衡点ω₀ 周りの攪乱ｘ_i に対する各車輪の制動トルクの非線形変動を、図３（ａ）の直線２０を含む破線２１から破線２２の範囲以内の変動で表した線形モデルである。また、(18)式は平衡点ω₀ 周りの攪乱ｘ_i に対する各車輪の制動トルク勾配の非線形変動を、図３（ｂ）の直線２３を含む破線２４から破線２５の範囲以内の変動で表した線形モデルである。
【００４１】
さらに、(17)、(18)式を(14)、(15)、(16)式に代入し、平衡点（ωο）周りの状態方程式として記述すると、次式を得る。
【００４２】
【数１３】

ただし、
【００４３】
【数１４】

また、
【００４４】
【数１５】

である。ここで、ｘはω₀ 周りの各車輪のスリップ速度攪乱、ｙはω₀ 周りの各車輪の制動トルク勾配、ｕはω₀ 周りの各車輪の操作量（(14)式のｕ_biに相当）を表している。
【００４５】
ここで、(21)式の構造をもつ任意の△（−１≦△_fi、△_gi≦１）を許容する制御系設計を行うことにより、４輪の干渉を考慮に入れたＡＢＳ制御系の設計ができる。この設計は、ロバスト制御の一手法であるμ設計法の適用により容易に行うことが可能である。
【００４６】
すなわち、(21)式の構造を持つ任意のΔ（−１≦△_fi、△_gi≦１）を許容する制御系をいわゆるμ設計法を用いて設計することにより、以下のコントローラを導出する。
【００４７】
【数１６】

【００４８】
【発明の実施の形態】
以下、図面を参照して本発明の実施の形態に係るＡＢＳ制御装置を詳細に説明する。
【００４９】
本実施の形態に係るＡＢＳ制御装置の構成を図１に示す。
【００５０】
図１に示すように、本実施の形態に係るＡＢＳ制御装置は、所定のサンプル時間τ毎に車輪速度を検出する車輪速検出手段１０と、該車輪速検出手段１０により検出された車輪速度を、車輪の加速度との定常成分が除去されるように処理（ハイパスフィルタ処理）する処理手段（１次以上（本実施の形態では１次）のハイパスフィルタ）１１と、処理手段１１によりハイパスフィルタ処理された車輪速度の時系列データから制動トルク勾配を推定するトルク勾配推定手段１２と、該トルク勾配推定手段１２で推定された制動トルク勾配に基づいてＡＢＳ制御のための各車輪毎の操作信号を演算するＡＢＳ制御手段１４と、該ＡＢＳ制御手段１４により演算された操作信号に基づいて各車輪毎にブレーキ圧を操作することによりＡＢＳ制御を行うＡＢＳ制御弁１６と、から構成される。
【００５１】
図１の車輪速検出手段１０は、例えば、図４（ａ）の構成により実現できる。図４（ａ）に示すように、車輪速検出手段１０は、所定数の歯が等間隔に切られかつ車輪と共に回転するように取り付けられたシグナルロータ３０と、車体に固定されたピックアップコイル３２と、該ピックアップコイル３２の内部に磁束を貫通させるように配置された永久磁石３４と、ピックアップコイル３２に接続されると共にサンプル時間τ毎に該ピックアップコイル３２に発生した交流電圧の周波数を検出して出力する周波数検出器３６と、から構成される。
【００５２】
車輪の回転と共にシグナルロータ３０が回転すると、シグナルロータ３０とピックアップコイル３２の間のエアギャップが回転速度に応じた周期で変化する。このため、ピックアップコイル３２を貫通する永久磁石３４の磁束が変化しピックアップコイル３２に交流電圧が発生する。ここで、ピックアップコイル３２に発生した交流電圧の時間的変化を図４（ｂ）に示す。
【００５３】
図４（ｂ）に示すように、ピックアップコイル３２に発生した交流電圧は、シグナルロータ３０の回転速度が低速時には周波数が低くなりシグナルロータ３０の回転速度が高速時には周波数が高くなる。この交流電圧の周波数はシグナルロータ３０の回転速度、すなわち車輪速度に比例するため、周波数検出器３６の出力信号は、サンプル時間τ毎の車輪速度に比例する。
【００５４】
なお、図４（ａ）の車輪速検出手段１０は第１輪〜第４輪のすべてに取り付けられ、各車輪毎に周波数検出器３６の出力信号から第ｉ輪（ｉは車輪番号、ｉ＝1,2,3,4 ）の車輪速度の時系列データω_i [k] （ｋはサンプル時刻；ｋ＝1 、2 、..... ) が検出される。
【００５５】
次に、ＡＢＳ制御弁１６の構成を図５を用いて説明する。
【００５６】
図５に示すように、ＡＢＳ制御弁１６は、右前輪用の制御ソレノイドバルブ１３２（以下、「バルブＳＦＲ」）と、左前輪用の制御ソレノイドバルブ１３４（以下、「バルブＳＦＬ」）と、右後輪用の制御ソレノイドバルブ１４０（以下、「バルブＳＲＲ」）と、左後輪用の制御ソレノイドバルブ１４２（以下、「バルブＳＲＬ」）と、を含んで構成される。
【００５７】
バルブＳＦＲ、バルブＳＦＬ、バルブＳＲＲ、バルブＳＲＬは、各々、増圧側バルブ１３２ａ、１３４ａ、１４０ａ、１４２ａ及び減圧側バルブ１３２ｂ、１３４ｂ、１４０ｂ、１４２ｂを備えると共に、それぞれフロントホイールシリンダ１４４、１４６、及びリヤホイールシリンダ１４８、１５０に接続されている。
【００５８】
増圧側バルブ１３２ａ、１３４ａ、１４０ａ、１４２ａ及び減圧側バルブ１３２ｂ、１３４ｂ、１４０ｂ、１４２ｂは、それぞれバルブの開閉を制御するＳＦＲコントローラ１３１、ＳＦＬコントローラ１３３、ＳＲＲコントローラ１３９、ＳＲＬコントローラ１４１に接続されている。
【００５９】
ＳＦＲコントローラ１３１、ＳＦＬコントローラ１３３、ＳＲＲコントローラ１３９、ＳＲＬコントローラ１４１は、ＡＢＳ制御手段１４から送られてきた各車輪毎の操作信号に基づいて、各制御ソレノイドバルブの増圧側バルブと減圧側バルブの開閉を制御する。
【００６０】
ここで、ＡＢＳ制御弁１６を含むシステム油圧回路の構成を図６を用いて詳細に説明する。
【００６１】
図６に示すように、システム油圧回路には、マスターシリンダー系及びパワーサプライ系のブレーキフルードを蓄えるリザーバー１００が設けられている。このリザーバー１００には、内部に蓄えられたブレーキフルードの液面低下を検出するレベルウォーニングスイッチ１０２と、パワーサプライ系の異常高圧時にブレーキフルードをリザーバー１００へリリーフするためのリリーフバルブ１０４が設けられている。
【００６２】
また、リザーバー１００のリリーフバルブ１０４側から配設された配管には、リザーバー１００からブレーキフルードを汲み上げ、高油圧のフルードを吐出するポンプ１０６が設けられ、さらにフルード吐出側には、該ポンプで発生させた油圧（パワーサプライ系）を蓄圧するアキュームレーター１０８と該アキュームレータ１０８の油圧を検出する圧力センサー１１０とが設けられている。この圧力センサー１１０は、アキュームレーター１１０の油圧に基づいてポンプ１０６の制御信号を出力し、低圧時にはウォーニング信号（ＡＢＳ、ＴＲＣ制御の禁止信号）を出力する。
【００６３】
また、アキュームレータ１０８の高油圧側の配管には、アキュームレーター１１０の油圧低圧時にポンプ１０６の制御信号を出力すると共に油圧低圧時のウォーニング信号（ＡＢＳ、ＴＲＣ制御の禁止信号）を出力する圧力スイッチ１１２が設けられている。
【００６４】
また、リザーバー１００から延設された他の配管には、ブレーキペダル１１８にかかった踏力に応じた油圧を発生させるマスターシリンダー１１４が接続されている。このマスターシリンダー１１４とブレーキペダル１１８との間には、アキュームレーター１１０の高油圧を踏力に応じた油圧に調圧・導入しブレーキの助勢力を発生させるブレーキブースター１１６が配置されている。
【００６５】
このブレーキブースター１１６には、アキュームレーターの高油圧側の配管とリザーバー１００から直接延設された配管とが接続されており、ブレーキペダル１１８の踏み込み量が一定値以下の場合、リザーバー１００からの通常の油圧が導入され、踏み込み量が一定値を越えるとアキュームレーター１０８からの高油圧が導入される。
【００６６】
また、マスターシリンダー１１４からは該マスターシリンダーの油圧（マスタ圧）を前後輪に各々供給するためのフロント用マスタ圧配管１６４及びリヤ用マスタ圧配管１６６が設けられている。そして、フロント用マスタ圧配管１６４及びリヤ用マスタ圧配管１６６には、前後輪で適正な制動力の配分となるようにリヤ系統のブレーキ油圧を調圧するＰ＆Ｂバルブ１２０が介在されている。なお、Ｐ＆Ｂバルブ１２０は、フロント系統欠損時にはリヤ系統の調圧を中止する。
【００６７】
また、Ｐ＆Ｂバルブ１２０から延びたフロント用マスタ圧配管１６４には、パワーサプライ系の油圧が低下した場合にフロントホイールシリンダー油圧を増圧して高い制動力を確保するための増圧装置１２２が設けられている。この増圧装置１２２には、ブレーキブースター１１６のブースター室に接続されたブースター配管１６８が接続されており、このブースター配管１６８と増圧装置１２２との間には、圧力リミッター１２４及び差圧スイッチ１２６が介在されている。
【００６８】
圧力リミッター１２４は、システム正常時にブレーキブースター１１６の助勢力限界以上の入力付加に対し、増圧装置１２２及び差圧スイッチ１２６を作動させないようにブースター室との経路を閉じる。また、差圧スイッチ１２６はマスターシリンダー１１４とブースター室との油圧差を検出する。
【００６９】
このブースター配管１６８には、上述した右前輪用の制御ソレノイドバルブ１３２（「バルブＳＦＲ」）の増圧側バルブ１３２ａと、左前輪用の制御ソレノイドバルブ１３４（「バルブＳＦＬ」）の増圧側バルブ１３４ａが接続されている。さらにバルブＳＦＲの減圧側バルブ１３２ｂ及びバルブＳＦＬの減圧側バルブ１３４ｂには、リザーバー１００から直接延設された低圧配管１６２が接続されている。
【００７０】
バルブＳＦＲ及びバルブＳＦＬの圧力供給側の配管には、切り換えソレノイドバルブ１３６（以下、「バルブＳＡ１」）及び切り換えソレノイドバルブ１３８（以下、「バルブＳＡ２」）が各々接続されており、このバルブＳＡ１及びバルブＳＡ２には、さらに増圧装置１２２の増圧側配管が接続されている。そして、バルブＳＡ１の圧力供給側の配管は、左前輪のブレーキディスク１５２にブレーキ圧を加えるフロントホイールシリンダー１４４に接続されており、バルブＳＡ２は、右前輪のブレーキディスク１５４にブレーキ圧を加えるフロントホイールシリンダー１４６に接続されている。
【００７１】
バルブＳＡ１及びバルブＳＡ２は、通常のブレーキモード時には、増圧装置１２２からの圧力が、各々フロントホイールシリンダー１４４、１４６にかかるように弁を切り換え、ＡＢＳ制御モード時には、バルブＳＦＲ及びバルブＳＦＬからの圧力が各々フロントホイールシリンダー１４４、１４６にかかるように弁を切り換える。すなわち、前輪では、通常ブレーキモードとＡＢＳ制御モードとの切り換えは左右輪毎に独立して行うことが可能となっている。
【００７２】
また、ブースター配管１６８には、切り換えソレノイドバルブ１３０（以下、「ＳＡ３」）を介して、上述した右後輪用の制御ソレノイドバルブ１４０（「バルブＳＲＲ」）の増圧側バルブ１４０ａと、左後輪用の制御ソレノイドバルブ１４２（「バルブＳＲＬ」）の増圧側バルブ１４０ｂが接続されている。さらにバルブＳＲＲの減圧側バルブ１４０ｂ及びバルブＳＲＬの減圧側バルブ１４２ｂには、リザーバー１００から直接延設された低圧配管１６２が接続されている。
【００７３】
バルブＳＲＲの圧力供給側の配管は、右後輪のブレーキディスク１５６にブレーキ圧を加えるリヤホイールシリンダー１４８に接続されており、バルブＳＲＬは、左後輪のブレーキディスク１５８にブレーキ圧を加えるリヤホイールシリンダー１５０に接続されている。
【００７４】
バルブＳＡ３は、通常のブレーキモード時には、リヤ用マスタ圧配管１６６からのマスタ圧が、バルブＳＲＬ及びバルブＳＲＲにかかるように弁を切り換え、ＡＢＳ制御モード時には、ブースター配管１６８の高油圧がバルブＳＲＬ及びバルブＳＲＲにかかるように弁を切り換える。すなわち、後輪では、通常ブレーキモードとＡＢＳ制御モードとの切り換えは左右まとめて行われる。
【００７５】
次に、本実施の形態の作用を説明する。なお、ＡＢＳモード時には、図６のバルブＳＡ１及びバルブＳＡ２が増圧装置１２２側の弁を閉じバルブＳＦＲ及びバルブＳＦＬ側の弁を開ける。また、バルブＳＡ３がリヤ用マスタ圧配管１６６側の弁を閉じブースター配管１６８側の弁を開ける。
【００７６】
まず、車輪速検出手段１０が、各輪各々についてサンプル時間τ毎に車輪速を検出し、各車輪毎の車輪速度の時系列データω_i [k] を出力する。処理手段１１は、各車輪毎の車輪速度の時系列データω_i [k] をハイパスフィルタ処理する。
【００７７】
次に、トルク勾配推定手段１２が、上記ステップ１において、ハイパスフィルタ処理された車輪速度の時系列データω_hi [k]に基づき(10)式、(12)式を計算し、次に上記ステップ２において(13)式の漸化式から制動トルク勾配を推定する。このステップ１及びステップ２を順次繰り返すことにより、推定された制動トルク勾配の時系列データを得る。
【００７８】
そして、ＡＢＳ制御手段１４が図７のフローチャートの流れで処理を行う。
【００７９】
図７に示すように、ＡＢＳ制御手段１４は、トルク勾配推定手段１２が推定した各サンプル時刻の制動トルク勾配を用いて各サンプル時刻における各車輪の操作量ｕ（ｕ_i ：ｉ＝１、２、３、４）を演算する（ステップ２００）。
【００８０】
すなわち、(14)式〜(18)式から(19)式、(20)式の状態方程式を導出し、(19)式、(20)式で現れる(21)式の構造を持つ任意のΔ（−１≦△_fi、△_gi≦１）を許容する制御系をいわゆるμ設計法を用いて設計することにより、(23)式、(24)式のコントローラを導出する。そして、(24)式のｘ_c にコントローラの状態値を、同式のｙにトルク勾配推定手段１２が推定した制動トルク勾配の値を代入することによりＡＢＳ制御弁１６の操作量ｕを得る。
【００８１】
次に、車輪番号ｉを１に設定し（ステップ２０２）、第ｉ輪の操作量ｕ_i が正の基準値＋ｅより大きいか否かを判定する（ステップ２０４）。操作量ｕ_i が正の基準値＋ｅより大きい場合（ステップ２０４肯定判定）、第ｉ輪のＡＢＳ制御弁の操作信号を、増圧信号に設定する（ステップ２０６）。
【００８２】
操作量ｕ_i が正の基準値＋ｅより大きくない場合（ステップ２０４否定判定）、操作量ｕ_i が負の基準値−ｅより小さいか否かを判定する（ステップ２０８）。操作量ｕ_i が負の基準値−ｅより小さい場合（ステップ２０８肯定判定）、第ｉ輪のＡＢＳ制御弁の操作信号を、減圧信号に設定する（ステップ２１０）。
【００８３】
操作量ｕ_i が負の基準値−ｅより小さくない場合（ステップ２０８否定判定）、すなわち、操作量ｕ_i が負の基準値−ｅ以上であってかつ正の基準値＋ｅ以下の場合には、第ｉ輪のＡＢＳ制御弁の操作信号を、保持信号に設定する（ステップ２１２）。
【００８４】
このように第１輪の操作量ｕ₁ についての操作信号を設定すると、車輪番号ｉを１だけインクリメントし（ステップ２１４）、次にｉが４を越えているか否かを判定する（ステップ２１６）。ｉが４を越えていない場合（ステップ２１６否定判定）、ステップ２０４に戻り、同様にしてインクリメントした車輪番号ｉの操作量ｕ_i について操作信号の設定を行う。
【００８５】
車輪番号ｉが４を越えた場合（ステップ２１６肯定判定）、すなわち、第１輪〜第４輪すべてのＡＢＳ制御弁の操作信号が設定されると、設定された操作信号をＡＢＳ制御弁１６へ送出する（ステップ２１８）。なお、以上のような操作信号の設定及び操作信号の送出は、各サンプル時刻毎に行われる。
【００８６】
このように各車輪毎の操作信号が送出されると、ＡＢＳ制御弁１６では、図５のＳＦＲコントローラ１３１、ＳＦＬコントローラ１３３、ＳＲＲコントローラ１３９、ＳＲＬコントローラ１４１が、各操作信号に応じてバルブＳＦＲ、バルブＳＦＬ、バルブＳＲＲ、バルブＳＲＬの開閉の制御を行う。
【００８７】
すなわち、増圧信号のときは増圧側バルブを開き、減圧側バルブを閉じる。これによって、図６のブースター配管１６８の高油圧が対応するホイールシリンダに加えられて制動力が増加する。逆に、減圧信号のときは増圧側バルブを閉じ、減圧側バルブを開く。これによって、図６の低圧配管１６２の低油圧が対応するホイールシリンダに加えられて制動力が減少する。また、保持信号のときは増圧側バルブ及び減圧側バルブを同時に閉じる。これによって、対応するホイールシリンダに加えられた油圧が保持されて制動力が保持される。
【００８８】
以上説明したように本実施の形態では、制動トルク勾配を推定ために従来必要であった未知係数ｆ_i を省略することができるので、制動トルク勾配の推定のための演算量を少なくすることができる。よって、制動トルク勾配の推定精度が向上することが期待できる。
【００８９】
即ち、図９（Ｂ）に示すように、タイヤ発生力特性に余裕がある制動の時、即ち、ホイールシリンダ油圧が０．５Ｐｂ以下の非常に弱い制動の時、図９（Ａ）に示すように、車輪速度及び車体速度が徐々に減少する。そして、本実施の形態における新推定法及び従来推定法ともにμ勾配推定値５０Ｎｍｓ／ｒａｄ付近となっており、新推定法及び従来推定法ともにタイヤ発生力に余裕が残されていることを示している。
【００９０】
また、図１０（Ｂ）に示すように、タイヤ発生力限界付近の制動の時、即ち、車輪がロックするぎりぎりの時、図１０（Ａ）に示すように、車輪速度及び車体速度が徐々に減少する。そして、本実施の形態における新推定法及び従来推定法ともにμ勾配推定値２０Ｎｍｓ／ｒａｄ付近となっており、新推定法及び従来推定法ともにタイヤ発生力に余裕がなくタイヤ発生力限界に近いことを示している。
【００９１】
また、上記のように推定した制動トルク勾配に基づいて、車輪に作用するブレーキ力を制御するので、精度のよいアンチロックブレーキ制御を期待できる。
【００９２】
なお、本実施の形態では、車輪速の時系列データのみから制動トルク勾配を推定し、この制動トルク勾配が０となるようにＡＢＳ制御を行うので、車両の走行する路面状態によりピークμとなるスリップ速度が変化したとしても、安定にＡＢＳ制御を行うことができる。
【００９３】
また、本実施の形態では、車体速度を推定する必要が無いので、従来のように、車体速度の推定のために車輪速度から求めた速度ｖ_w と実車体速度ｖ_v*とが一致もしくは近い値になるまでブレーキ力の増圧減圧を比較的低周波で繰り返したり、基準速度と比較する車体速度が実際の車体速度と大きく異なる場合等で、車輪が長時間ロック状態に陥るとか復帰のためブレーキ力を極端に減少させてしまうなどの問題を回避でき、快適なＡＢＳ制御を実現できる。
【００９４】
さらに、本実施の形態では、タイヤの特性の強い非線形特性を有するシステムに対し単純に現代制御理論を適用するのでなく、この非線形特性を見かけ上等価的なプラント変動としてみなすことができる点に着眼し、このプラント変動を許容するようなＡＢＳ制御系設計をロバスト制御理論の適用により達成したので、４輪の干渉等も考慮されたきめ細かなＡＢＳ制御を実現できる。
【００９５】
以上が、本発明の実施の形態であるが、上記例にのみ限定されるものではない。例えば、上記実施の形態では、制動トルク勾配を０又は０に近い値とするようにピークμ追随するように設計したが、制動トルク勾配を０以外の基準値に制御するように設計することも可能である。
【００９６】
【発明の効果】
以上説明したように本発明は、トルク勾配を推定ために従来必要であった未知係数（オフセット項）を省略することができるので、トルク勾配の推定のための演算量を少なくすることができ、トルク勾配の推定精度が向上することが期待できる、という効果を有する。
【００９７】
また、本発明は、上記のように推定した制動トルク勾配に基づいて、車輪に作用するブレーキ力を制御するので、精度のよいアンチロックブレーキ制御を期待できる、という効果を有する。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態に係るアンチロックブレーキ制御装置の構成を示す図である。
【図２】スリップ速度と、制動トルク及び制動トルク勾配との関係を示す図である。
【図３】スリップ速度の関数としての制動トルクＦ_i 及び制動トルク勾配Ｇ_i の変化を示す図であって、（ａ）は制動トルクＦ_i の変動の上限下限を、（ｂ）は制動トルク勾配Ｇ_i の変動の上限下限を示す図である。
【図４】本実施の形態に係る車輪速検出手段の構成を説明するための図であって、（ａ）は車輪速検出手段の構成図、（ｂ）はピックアップコイルに発生する交流電圧の時間的変化を示す図である。
【図５】本実施の形態に係るＡＢＳ制御弁の構成を示す図である。
【図６】本実施の形態に係るＡＢＳ制御弁を含むシステム油圧回路の構成を示す図である。
【図７】本実施の形態に係るＡＢＳ制御の流れを示すフローチャートである。
【図８】本実施の形態に係るＡＢＳ制御が適用される車両の力学モデルを示す図である。
【図９】本実施の形態及び従来の推定方法における余裕のある制動時の実験結果を示したグラフである。
【図１０】本実施の形態及び従来の推定方法におけるタイヤ発生力限界付近の制動時の実験結果を示したグラフである。
【符号の説明】
１０ 車輪速検出手段
１１ 処理手段
１２ トルク勾配推定手段
１４ ＡＢＳ制御手段
１６ ＡＢＳ制御弁[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a torque gradient estimation device and an anti-lock brake control device, and more specifically, a torque gradient estimation device for estimating a torque gradient with respect to a slip speed from time-series data of wheel speeds and a wheel based on a braking torque gradient. The present invention relates to an anti-lock brake control device that controls a brake force acting on the vehicle.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, wheel speed time-series data is detected at predetermined sampling intervals, and wheel speed change history and wheel acceleration change history are calculated based on the detected wheel speed time-series data. There has been proposed an anti-lock brake control device that estimates a braking torque gradient (gradient of braking torque with respect to a slip speed) based on a value and controls a braking force acting on a wheel based on the estimated braking torque gradient (Japanese Patent Application No. JP-A-2006-133206). Hei 8-218828).
[0003]
By the way, this anti-lock brake control device estimates a braking torque gradient based on a wheel and a vehicle body motion equation obtained by approximating a braking torque with a linear function of a slip speed. In the linear function, one of the two unknown coefficients is a braking torque gradient.
[0004]
However, since the linear function includes two unknown coefficients, a large amount of calculation is required for estimating the braking torque gradient.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
The present invention has been made in view of the above-described facts, and an object of the present invention is to propose a torque gradient estimation device and an antilock brake control device capable of estimating a torque gradient with a small amount of calculation.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, the first invention provides a detecting means for detecting a wheel speed at every predetermined sample time, and a wheel speed detected by the detecting means, so that a steady component of wheel acceleration is removed. A processing means for processing, a relational expression including a torque gradient obtained from the equations of motion of the wheel and the vehicle body, and obtained by omitting the steady term of wheel acceleration from the equation of motion using the acceleration of the wheel, and the processing means Estimation means for estimating a torque gradient based on the processed time-series data of the wheel speed.
[0007]
According to a second aspect of the present invention, there is provided a detecting means for detecting a wheel speed every predetermined sample time, and a processing means for processing the wheel speed detected by the detecting means so that a steady component of wheel acceleration is removed. , A relational expression including a torque gradient obtained from the equations of motion of the wheels and the vehicle body, and obtained by omitting the steady term of the wheel acceleration from the equations of motion using the acceleration of the wheels, and the wheel speed processed by the processing means On the basis of the time series data, and the braking force acting on the wheels so that the braking torque gradient estimated by the estimating means becomes a value within a predetermined range including a reference value. Control means for controlling.
[0008]
In the first invention or the second invention, the processing means may be composed of a first-order or higher-order high-pass filter. Further, the processing means can be constituted by, for example, a high-pass filter that can consider a steady value of wheel acceleration as an offset value.
[0009]
(Estimation principle of torque gradient of the first invention)
The wheel motion and vehicle body motion of each wheel are described by the following equation of motion.
[0010]
[Expression 1]

However, F_i′ Is the braking force generated in the i-th wheel, T_biIs the brake torque applied to the i-th wheel in response to the pedal effort, M is the vehicle mass, R_cIs the effective radius of the wheel, J is the wheel inertia, and v is the vehicle speed (see FIG. 8). In addition, * shows the differentiation regarding time. In equations (1) and (2), F_i'Is the slip speed (v / R_c−ω_i) As a function.
[0011]
Where the vehicle body speed is the equivalent vehicle body angular speed ω_vAnd braking torque R_cF_i′ Is a linear function of the slip speed (slope k_i, Y intercept T_i).
[0012]
v = R_cω_v                                           (3)
R_cF_i’(Ω_v−ω_i) = K_i× (ω_v−ω_i) + T_i       (Four)
Furthermore, substituting Eqs. (3) and (4) into Eqs. (1) and (2), the wheel speed ω_iAnd body speed ω_vIs the time series data ω discretized at each sample time τ_i[k], ω_v[k] (k is a sample time with a sample time τ as a unit, k = 1, 2,...), the following expression is obtained.
[0013]
[Expression 2]

Here, Equations (5) and (6) are combined and the equivalent angular velocity ω_vIf you delete
[0014]
[Equation 3]

Get.
[0015]
By the way, under the condition of a slip speed of 3 rad / s, R_cAssuming that the maximum braking torque of Mg / 4 (g is gravitational acceleration) is generated,
[0016]
[Expression 4]

Get. Here, as specific constants, τ = 0.005 (sec), R_c= 0.3 (m) and M = 1000 (kg), max (k_i) = 245 Therefore,
[0017]
[Equation 5]

Thus, Equation (7) can be approximated as Equation (8).
[0018]
[Formula 6]

By organizing in this way, Eq. (8) becomes unknown coefficient k_i, F_iCan be described in a linear form. That is, Equation (8) is a wheel and body motion equation that approximates the braking torque with a linear function of the slip speed. Then, by applying an online parameter identification method to Eq. (8), the braking torque gradient k against the slip speed_iCan also be estimated.
[0019]
By the way, when the above equation (8) is arranged focusing on the acceleration of the wheel,
[0020]
[Expression 7]

It becomes. From equation (9), k_iAnd f_iIs identified by the characteristic root of the wheel acceleration -k_i/ J and offset -f_iIt can also be interpreted as estimating / τ.
[0021]
By the way, if the wheel speed signal is processed so that the steady component of the wheel acceleration is removed, that is, if the wheel speed signal is put into a high-pass filter (high-pass filter processing), the offset term (−f_i/ Τ) can be set to zero. For example, when braking at a constant deceleration, an offset term can be omitted by inserting a first-order or higher-order high-pass filter (a high-pass filter in which a steady value of wheel acceleration can be regarded as an offset value). Therefore, by putting the wheel speed signal into the high-pass filter, f_i= 0 can be assumed. Therefore, when the wheel speed signal is input to the high-pass filter and the torque gradient is estimated, the equation (8) can be modified as follows. That is, it can be transformed into a relational expression including a torque gradient obtained from the equations of motion of the wheel and the vehicle body and obtained by omitting the steady term of wheel acceleration from the equation of motion using the acceleration of the wheel as an unknown.
[0022]
[Equation 8]

Where ω_hi[k] is the wheel speed after high-pass filtering.
[0023]
Then, by repeating Step 1 and Step 2 below, time-series data ω of the detected wheel speed_iFrom [k], the time series data of the braking torque gradient can be estimated.
[0024]
[Equation 9]

far. Note that φ in equation (10)_i[k] is a physical quantity related to a change in wheel speed at one sample time, and equation (12) is a physical quantity related to a change in wheel speed at one sample time at one sample time.
[0025]
[Expression 10]

Estimated value of θ from the recurrence formula
[0026]
## EQU11 ##

That is, the gradient of the braking torque is estimated. Where λ is a forgetting factor (eg, λ = 0.98) indicating the degree to which past data is removed,^T"" Indicates transposition of the matrix.
[0027]
Note that the left side of the equation (13) is a physical quantity representing a history of physical quantities relating to changes in wheel speed and a history of physical quantities relating to changes in wheel speed.
[0028]
As described above, the unknown coefficient f conventionally required for estimating the braking torque gradient_iTherefore, the amount of calculation for estimating the braking torque gradient can be reduced. Therefore, it can be expected that the estimation accuracy of the braking torque gradient is improved. A driving torque can be applied instead of the braking torque. The estimation method shown here applies the least square method, but other online identification methods such as the auxiliary variable method can also be used.
[0029]
(Principle of ABS control of the second invention)
The braking force acts on the road surface via the surface of the tire tread in contact with the road surface. Actually, this braking force acts as a reaction force (braking torque) from the road surface through the frictional force between the road surface and the wheels. Acts on the car body. When the vehicle is traveling at a certain speed, if braking force is applied, slip occurs between the wheel and the road surface. At this time, the braking torque acting as a reaction force from the road surface is expressed by the following equation. Slip speed ω_sIt changes as shown in FIG. 2 with respect to (angular velocity conversion).
[0030]
ω_s  = Ω_v  − Ω_i
Where ω_vIs the vehicle speed (equivalently expressed in angular velocity), ω_iIs the i-th wheel (i is a wheel number, i = 1, 2, 3, 4... (If a four-wheeled vehicle, i = 1, 2, 3, 4 (hereinafter, a four-wheeled vehicle is taken as an example)) ) Is the wheel speed converted to the angular speed.
[0031]
As shown in FIG. 2, the braking torque initially increases with increasing slip speed, and the slip speed ω₀Sometimes the maximum value f_i0Reach ω₀Larger slip speeds decrease with increasing slip speed. Slip speed ω₀Corresponds to the slip speed when the friction coefficient between the wheel and the road surface is the maximum value.
[0032]
Therefore, as is apparent from FIG. 2, the braking torque gradient with respect to the slip speed (hereinafter referred to as “braking torque gradient”) is represented by ω_s<Ω₀And positive (> 0), ω_s= Ω₀0, ω_s> Ω₀Becomes negative (<0). That is, when the braking torque gradient is positive, the wheel is gripped on the road surface, when the braking torque gradient is 0, the peak μ state, and when the braking torque gradient is negative, the wheel is locked. Thus, the dynamic characteristics of the wheel motion change according to the braking torque gradient.
[0033]
In the second invention, the vehicle body speed is not estimated, but the current braking torque gradient is estimated only from the time-series data of the wheel speed as described above, and the estimated braking torque gradient is within a predetermined range including the reference value. The braking force acting on the wheel is controlled so as to be a value. As a result, it is possible to maintain the state of wheel motion corresponding to the braking torque gradient within a predetermined range including the reference value. If the reference value is set to 0 corresponding to the peak μ, even if the slip speed at which the peak μ changes due to the road surface condition on which the vehicle travels, the braking torque gradient at the peak μ does not change. If the braking torque gradient is controlled to be zero, the peak μ tracking can be completely achieved. In addition, since the vehicle body speed estimation unit is not required, it is not necessary to repeatedly increase and decrease the braking force, and stable traveling is possible.
[0034]
A control system that feedback-controls the control torque gradient may be designed for each wheel by PID control or the like, but can also be systematically designed as an integrated system for all wheels by applying modern control theory. In this case, since the interference of all the wheels is taken into consideration in the design, finer control can be realized.
[0035]
By the way, the ABS control system is a system having non-linear characteristics with strong tire characteristics, and it is not possible to simply apply modern control theory. Therefore, we focused on the fact that this nonlinear characteristic can be regarded as an apparently equivalent plant fluctuation, and achieved control system design that allowed this plant fluctuation by applying a robust control theory that is one of the modern control theories. In addition, a fine control system design that takes into account the four-wheel interference and the like was also carried out. Details of the control system design are described below.
[0036]
The wheel motion and body motion of each wheel are described by the following equation of motion.
[0037]
[Expression 12]

However, F_iIs the braking torque generated on the i-th wheel and the slip speed (ω_v−ω_i) As a function. T_bi'Represents the brake torque corresponding to the pedaling force when the brake pedal is depressed just before the wheel locks, u_biIs a brake torque (amount of operation) that is applied to the wheel so as to follow the peak μ without the wheel falling into the locked state in a state where the brake torque is applied. M is the vehicle mass, Rc is the effective radius of the wheel, ω_vIs the vehicle speed (equivalently expressed in angular velocity). Equation (16) is the braking torque gradient k of each wheel._iIs an output equation indicating a function of slip speed.
[0038]
By the way, F_i, G_i3 (a) and 3 (b) are non-linear functions of the slip velocity at which ωο peaks and 0 respectively, as shown in FIGS. 3 (a) and 3 (b). These are the straight lines 20 and 23 indicated by the solid lines and fluctuations within a predetermined range. Can be represented by format. Here, the disturbance of the slip speed from ωο is x_iIf
F_i= (F_i+ W_fi△_fi) X_i+ F_i0                            (17)
G_i= (G_i+ W_gi△_gi) X_i                                  (18)
It can be expressed as.
[0039]
Where f_iIs the slope of the straight line 20 in FIG._iIndicates the slope of the straight line 23 in FIG. W_fi, W_giIs a weighting coefficient for standardizing the fluctuation, and the broken line 21 and broken line 22 in FIG. 3A and the broken lines 24 and 25 in FIG._fi, △_giCorresponds to ± 1.
[0040]
That is, Equation (17) is the equilibrium point ω₀Surrounding disturbance x_i3 is a linear model in which the non-linear fluctuation of the braking torque of each wheel is represented by the fluctuation within the range of the broken line 21 to the broken line 22 including the straight line 20 in FIG. Equation (18) is the equilibrium point ω₀Surrounding disturbance x_iIs a linear model in which the non-linear fluctuation of the braking torque gradient of each wheel is represented by the fluctuation within the range of the broken line 24 to the broken line 25 including the straight line 23 of FIG.
[0041]
Further, when the equations (17) and (18) are substituted into the equations (14), (15), and (16) and described as a state equation around the equilibrium point (ωο), the following equation is obtained.
[0042]
[Formula 13]

However,
[0043]
[Expression 14]

Also,
[0044]
[Expression 15]

It is. Where x is ω₀Slip speed disturbance of each wheel around, y is ω₀Braking torque gradient of each wheel around, u is ω₀Operating amount of each wheel around (u in (14)_biEquivalent).
[0045]
Here, an arbitrary Δ (−1 ≦ Δ having the structure of the formula (21)_fi, △_giBy designing a control system that allows ≦ 1), it is possible to design an ABS control system that takes into account the interference of four wheels. This design can be easily performed by applying the μ design method which is one method of robust control.
[0046]
That is, an arbitrary Δ (−1 ≦ Δ) having the structure of the formula (21)._fi, △_giBy designing a control system that allows ≦ 1) using the so-called μ design method, the following controller is derived.
[0047]
[Expression 16]

[0048]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, an ABS control apparatus according to an embodiment of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
[0049]
The configuration of the ABS control apparatus according to the present embodiment is shown in FIG.
[0050]
As shown in FIG. 1, the ABS control device according to this embodiment includes a wheel speed detection unit 10 that detects a wheel speed every predetermined sample time τ, and a wheel speed detected by the wheel speed detection unit 10. , Processing means (high-pass filter processing of the first order or higher (first order in the present embodiment)) 11 that performs processing (high-pass filter processing) so as to remove a steady component from the wheel acceleration, and high-pass filter processing by the processing means 11 Torque gradient estimating means 12 for estimating the braking torque gradient from the time-series data of the wheel speeds obtained, and an operation signal for each wheel for ABS control based on the braking torque gradient estimated by the torque gradient estimating means 12. ABS control means 14 for calculating, and ABS control is performed by operating the brake pressure for each wheel based on the operation signal calculated by the ABS control means 14. And the ABS control valve 16, and from.
[0051]
The wheel speed detection means 10 of FIG. 1 can be realized by the configuration of FIG. As shown in FIG. 4A, the wheel speed detecting means 10 includes a signal rotor 30 having a predetermined number of teeth cut at equal intervals and mounted so as to rotate with the wheel, and a pickup coil 32 fixed to the vehicle body. And a permanent magnet 34 disposed so as to penetrate the magnetic flux inside the pickup coil 32, and a frequency of the AC voltage generated in the pickup coil 32 connected to the pickup coil 32 and generated at each sampling time τ. And a frequency detector 36 for outputting.
[0052]
When the signal rotor 30 rotates together with the rotation of the wheel, the air gap between the signal rotor 30 and the pickup coil 32 changes at a period corresponding to the rotation speed. For this reason, the magnetic flux of the permanent magnet 34 that penetrates the pickup coil 32 changes, and an AC voltage is generated in the pickup coil 32. Here, FIG. 4B shows a temporal change in the AC voltage generated in the pickup coil 32.
[0053]
As shown in FIG. 4B, the AC voltage generated in the pickup coil 32 has a low frequency when the rotation speed of the signal rotor 30 is low, and a high frequency when the rotation speed of the signal rotor 30 is high. Since the frequency of the AC voltage is proportional to the rotation speed of the signal rotor 30, that is, the wheel speed, the output signal of the frequency detector 36 is proportional to the wheel speed for each sampling time τ.
[0054]
The wheel speed detecting means 10 in FIG. 4A is attached to all of the first to fourth wheels, and the i-th wheel (i is the wheel number, i = 1,2,3,4) Wheel speed time series data ω_i[k] (k is sample time; k = 1, 2,...) is detected.
[0055]
Next, the structure of the ABS control valve 16 will be described with reference to FIG.
[0056]
As shown in FIG. 5, the ABS control valve 16 includes a control solenoid valve 132 for the right front wheel (hereinafter “valve SFR”), a control solenoid valve 134 for the left front wheel (hereinafter “valve SFL”), A rear-wheel control solenoid valve 140 (hereinafter “valve SRR”) and a left rear-wheel control solenoid valve 142 (hereinafter “valve SRL”) are included.
[0057]
The valve SFR, the valve SFL, the valve SRR, and the valve SRL include pressure-increasing side valves 132a, 134a, 140a, 142a and pressure-reducing side valves 132b, 134b, 140b, 142b, respectively, and front wheel cylinders 144, 146, and rear, respectively. The wheel cylinders 148 and 150 are connected.
[0058]
The pressure-increasing side valves 132a, 134a, 140a, 142a and the pressure-reducing side valves 132b, 134b, 140b, 142b are respectively connected to an SFR controller 131, an SFL controller 133, an SRR controller 139, and an SRL controller 141 that control opening and closing of the valves. .
[0059]
The SFR controller 131, the SFL controller 133, the SRR controller 139, and the SRL controller 141 open and close the pressure increasing side valve and the pressure reducing side valve of each control solenoid valve based on the operation signal for each wheel sent from the ABS control means 14. To control.
[0060]
Here, the configuration of the system hydraulic circuit including the ABS control valve 16 will be described in detail with reference to FIG.
[0061]
As shown in FIG. 6, the system hydraulic circuit is provided with a reservoir 100 for storing the brake fluid of the master cylinder system and the power supply system. The reservoir 100 is provided with a level warning switch 102 for detecting a decrease in the level of the brake fluid stored inside, and a relief valve 104 for releasing the brake fluid to the reservoir 100 when the power supply system is abnormally high in pressure. Yes.
[0062]
In addition, a pipe disposed from the relief valve 104 side of the reservoir 100 is provided with a pump 106 that pumps up brake fluid from the reservoir 100 and discharges high hydraulic fluid. An accumulator 108 for accumulating the hydraulic pressure (power supply system) is provided, and a pressure sensor 110 for detecting the hydraulic pressure of the accumulator 108 is provided. The pressure sensor 110 outputs a control signal of the pump 106 based on the hydraulic pressure of the accumulator 110, and outputs a warning signal (ABS, TRC control inhibition signal) at a low pressure.
[0063]
Further, a pressure switch 112 for outputting a control signal for the pump 106 when the hydraulic pressure of the accumulator 110 is low, and a warning signal (ABS, TRC control prohibition signal) when the hydraulic pressure is low, is connected to the high hydraulic pressure side pipe of the accumulator 108. Is provided.
[0064]
In addition, a master cylinder 114 that generates hydraulic pressure corresponding to the pedaling force applied to the brake pedal 118 is connected to another pipe extending from the reservoir 100. Between the master cylinder 114 and the brake pedal 118, there is disposed a brake booster 116 that adjusts and introduces the high hydraulic pressure of the accumulator 110 into a hydraulic pressure corresponding to the pedal effort to generate a brake assisting force.
[0065]
The brake booster 116 is connected to a pipe on the high hydraulic pressure side of the accumulator and a pipe directly extending from the reservoir 100. When the amount of depression of the brake pedal 118 is less than a certain value, When the amount of depression exceeds a certain value, the high hydraulic pressure from the accumulator 108 is introduced.
[0066]
The master cylinder 114 is provided with a front master pressure pipe 164 and a rear master pressure pipe 166 for supplying hydraulic pressure (master pressure) of the master cylinder to the front and rear wheels. The front master pressure pipe 164 and the rear master pressure pipe 166 have a P & B valve 120 that regulates the brake hydraulic pressure of the rear system so that an appropriate braking force is distributed between the front and rear wheels. The P & B valve 120 stops the pressure regulation of the rear system when the front system is missing.
[0067]
Further, the front master pressure pipe 164 extending from the P & B valve 120 is provided with a pressure increasing device 122 for increasing the front wheel cylinder hydraulic pressure and ensuring a high braking force when the hydraulic pressure of the power supply system decreases. ing. A booster pipe 168 connected to the booster chamber of the brake booster 116 is connected to the pressure booster 122. Between the booster pipe 168 and the pressure booster 122, a pressure limiter 124 and a differential pressure switch 126 are connected. Is intervened.
[0068]
The pressure limiter 124 closes the path to the booster chamber so that the pressure booster 122 and the differential pressure switch 126 are not operated in response to an input addition exceeding the assisting force limit of the brake booster 116 when the system is normal. The differential pressure switch 126 detects a hydraulic pressure difference between the master cylinder 114 and the booster chamber.
[0069]
The booster pipe 168 includes the pressure increase side valve 132a of the control solenoid valve 132 for the right front wheel (“valve SFR”) and the pressure increase side valve 134a of the control solenoid valve 134 for the left front wheel (“valve SFL”). It is connected. Further, a low pressure pipe 162 extending directly from the reservoir 100 is connected to the pressure reducing side valve 132b of the valve SFR and the pressure reducing side valve 134b of the valve SFL.
[0070]
A switching solenoid valve 136 (hereinafter referred to as “valve SA1”) and a switching solenoid valve 138 (hereinafter referred to as “valve SA2”) are connected to the piping on the pressure supply side of the valves SFR and SFL, respectively. Further, the pressure increasing side pipe of the pressure increasing device 122 is connected to the valve SA2. The pipe on the pressure supply side of the valve SA1 is connected to a front wheel cylinder 144 that applies brake pressure to the brake disk 152 of the left front wheel, and the valve SA2 is a front wheel that applies brake pressure to the brake disk 154 of the right front wheel. Connected to cylinder 146.
[0071]
The valves SA1 and SA2 are switched so that the pressure from the pressure booster 122 is applied to the front wheel cylinders 144 and 146, respectively, in the normal brake mode, and the pressures from the valves SFR and SFL in the ABS control mode. Switch the valves so that they are on the front wheel cylinders 144 and 146, respectively. That is, on the front wheels, switching between the normal brake mode and the ABS control mode can be performed independently for each of the left and right wheels.
[0072]
Further, the booster pipe 168 is connected to a pressure increasing side valve 140a of the right rear wheel control solenoid valve 140 ("valve SRR") and the left rear wheel via a switching solenoid valve 130 (hereinafter "SA3"). The pressure increasing side valve 140b of the control solenoid valve 142 ("valve SRL") is connected. Further, a low pressure pipe 162 extending directly from the reservoir 100 is connected to the pressure reducing side valve 140b of the valve SRR and the pressure reducing side valve 142b of the valve SRL.
[0073]
The piping on the pressure supply side of the valve SRR is connected to a rear wheel cylinder 148 that applies brake pressure to the brake disk 156 of the right rear wheel, and the valve SRL is a rear wheel that applies brake pressure to the brake disk 158 of the left rear wheel. It is connected to the cylinder 150.
[0074]
In the normal brake mode, the valve SA3 switches the valve so that the master pressure from the rear master pressure pipe 166 is applied to the valve SRL and the valve SRR. In the ABS control mode, the high hydraulic pressure of the booster pipe 168 is changed to the valve SRL and the valve SRL. The valve is switched so as to be applied to the valve SRR. That is, at the rear wheel, the switching between the normal brake mode and the ABS control mode is performed collectively on the left and right.
[0075]
Next, the operation of the present embodiment will be described. In the ABS mode, the valves SA1 and SA2 in FIG. 6 close the valve on the pressure booster 122 side and open the valves SFR and SFL side. Further, the valve SA3 closes the valve on the rear master pressure pipe 166 side and opens the valve on the booster pipe 168 side.
[0076]
First, the wheel speed detection means 10 detects the wheel speed at each sample time τ for each wheel, and the time-series data ω of the wheel speed for each wheel._i[k] is output. The processing means 11 is the time series data ω of the wheel speed for each wheel._i[k] is high-pass filtered.
[0077]
Next, the torque gradient estimating means 12 performs the time series data ω of the wheel speed subjected to the high-pass filter processing in the above step 1._hi Based on [k], equations (10) and (12) are calculated, and then in step 2, the braking torque gradient is estimated from the recurrence equation of equation (13). By repeating step 1 and step 2 in sequence, time series data of the estimated braking torque gradient is obtained.
[0078]
Then, the ABS control means 14 performs processing according to the flow chart of FIG.
[0079]
As shown in FIG. 7, the ABS control unit 14 uses the braking torque gradient at each sample time estimated by the torque gradient estimation unit 12 to manipulate the operation amount u (u) of each wheel at each sample time._i: I = 1, 2, 3, 4) is calculated (step 200).
[0080]
That is, the state equations of the equations (19) and (20) are derived from the equations (14) to (18), and any Δ having the structure of the equation (21) appearing in the equations (19) and (20) (-1 ≦ △_fi, △_giBy designing a control system that allows ≦ 1) using the so-called μ design method, the controllers of equations (23) and (24) are derived. And x in equation (24)_cThe operation amount u of the ABS control valve 16 is obtained by substituting the state value of the controller into y and the value of the braking torque gradient estimated by the torque gradient estimating means 12 into y in the equation.
[0081]
Next, the wheel number i is set to 1 (step 202), and the operation amount u of the i-th wheel is set._iIs greater than the positive reference value + e (step 204). Operation amount u_iIs greater than the positive reference value + e (step 204: affirmative determination), the operation signal for the ABS control valve for the i-th wheel is set to a pressure increase signal (step 206).
[0082]
Operation amount u_iIs not greater than the positive reference value + e (No at step 204), the manipulated variable u_iIs smaller than the negative reference value -e (step 208). Operation amount u_iIs smaller than the negative reference value -e (Yes in Step 208), the operation signal for the ABS control valve for the i-th wheel is set to the pressure reduction signal (Step 210).
[0083]
Operation amount u_iIs not smaller than the negative reference value −e (step 208 negative determination), that is, the operation amount u_iIf is greater than or equal to the negative reference value −e and less than or equal to the positive reference value + e, the operation signal of the ABS control valve for the i-th wheel is set as the holding signal (step 212).
[0084]
Thus, the operation amount u of the first wheel u₁When the operation signal for is set, wheel number i is incremented by 1 (step 214), and it is then determined whether i exceeds 4 (step 216). If i does not exceed 4 (No in step 216), the process returns to step 204, and the operation amount u of the wheel number i incremented in the same manner._iSet the operation signal for.
[0085]
When the wheel number i exceeds 4 (step 216 affirmative determination), that is, when the operation signals of the ABS control valves of all the first to fourth wheels are set, the set operation signals are sent to the ABS control valve 16. Send out (step 218). The setting of the operation signal and the transmission of the operation signal as described above are performed at each sample time.
[0086]
When the operation signal for each wheel is sent in this way, in the ABS control valve 16, the SFR controller 131, the SFL controller 133, the SRR controller 139, and the SRL controller 141 in FIG. Control of opening / closing of the valve SFL, the valve SRR, and the valve SRL is performed.
[0087]
That is, when the signal is a pressure increasing signal, the pressure increasing side valve is opened and the pressure reducing side valve is closed. As a result, the high hydraulic pressure of the booster pipe 168 in FIG. 6 is applied to the corresponding wheel cylinder to increase the braking force. On the other hand, when the pressure is reduced, the pressure increasing side valve is closed and the pressure reducing side valve is opened. As a result, the low hydraulic pressure of the low-pressure pipe 162 in FIG. 6 is applied to the corresponding wheel cylinder to reduce the braking force. When the holding signal is received, the pressure increasing side valve and the pressure reducing side valve are simultaneously closed. As a result, the hydraulic pressure applied to the corresponding wheel cylinder is maintained, and the braking force is maintained.
[0088]
As described above, in the present embodiment, the unknown coefficient f conventionally required for estimating the braking torque gradient is used._iTherefore, the amount of calculation for estimating the braking torque gradient can be reduced. Therefore, it can be expected that the estimation accuracy of the braking torque gradient is improved.
[0089]
That is, as shown in FIG. 9B, as shown in FIG. 9A, when braking with sufficient tire generating force characteristics, that is, when braking is very weak with a wheel cylinder hydraulic pressure of 0.5 Pb or less. In addition, the wheel speed and the vehicle body speed gradually decrease. Both the new estimation method and the conventional estimation method in the present embodiment are near the μ gradient estimated value of 50 Nms / rad, and both the new estimation method and the conventional estimation method show that there is a margin in the tire generation force. Yes.
[0090]
Further, as shown in FIG. 10B, when braking near the tire generation force limit, that is, when the wheel is locked, the wheel speed and the vehicle body speed gradually increase as shown in FIG. Decrease. Both the new estimation method and the conventional estimation method in the present embodiment are near the μ gradient estimated value of 20 Nms / rad, and both the new estimation method and the conventional estimation method have no margin in tire generation force and are close to the tire generation force limit. Is shown.
[0091]
Further, since the braking force acting on the wheel is controlled based on the braking torque gradient estimated as described above, high-precision antilock brake control can be expected.
[0092]
In the present embodiment, the braking torque gradient is estimated only from the time-series data of the wheel speed, and the ABS control is performed so that the braking torque gradient becomes 0. Therefore, the peak μ is obtained depending on the road surface condition on which the vehicle travels. Even if the slip speed changes, the ABS control can be performed stably.
[0093]
In the present embodiment, since it is not necessary to estimate the vehicle body speed, the speed v obtained from the wheel speed for estimating the vehicle body speed as in the prior art._wAnd actual vehicle speed v_{v *}The wheel is locked for a long time when the braking force is repeatedly increased or decreased at a relatively low frequency until the vehicle speed becomes equal or close, or the vehicle speed compared to the reference speed is significantly different from the actual vehicle speed. It is possible to avoid problems such as falling or extremely reducing the braking force due to return, and comfortable ABS control can be realized.
[0094]
Furthermore, this embodiment focuses on the fact that modern control theory is not simply applied to a system having nonlinear characteristics with strong tire characteristics, but can be regarded as an apparently equivalent plant variation. In addition, since the ABS control system design that allows the plant fluctuation is achieved by applying the robust control theory, it is possible to realize fine ABS control in consideration of interference of four wheels.
[0095]
The above is the embodiment of the present invention, but is not limited to the above example. For example, in the above embodiment, the braking torque gradient is designed to follow the peak μ so that the braking torque gradient is 0 or a value close to 0. However, the braking torque gradient may be designed to be controlled to a reference value other than 0. Is possible.
[0096]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, since an unknown coefficient (offset term) conventionally required for estimating the torque gradient can be omitted, the amount of calculation for estimating the torque gradient can be reduced. It has the effect that the estimation accuracy of the torque gradient can be expected to improve.
[0097]
In addition, the present invention controls the braking force acting on the wheel based on the braking torque gradient estimated as described above, and thus has an effect that an antilock brake control with high accuracy can be expected.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram showing a configuration of an antilock brake control device according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a diagram illustrating a relationship between a slip speed, a braking torque, and a braking torque gradient.
FIG. 3 shows braking torque F as a function of slip speed._iAnd braking torque gradient G_i(A) shows the braking torque F_i(B) is the braking torque gradient G_iIt is a figure which shows the upper limit and lower limit of fluctuation | variation of.
4A and 4B are diagrams for explaining the configuration of a wheel speed detection unit according to the present embodiment, in which FIG. 4A is a configuration diagram of the wheel speed detection unit, and FIG. 4B is a diagram of an AC voltage generated in a pickup coil. It is a figure which shows a time change.
FIG. 5 is a diagram showing a configuration of an ABS control valve according to the present embodiment.
FIG. 6 is a diagram showing a configuration of a system hydraulic circuit including an ABS control valve according to the present embodiment.
FIG. 7 is a flowchart showing a flow of ABS control according to the present embodiment.
FIG. 8 is a diagram showing a dynamic model of a vehicle to which ABS control according to the present embodiment is applied.
FIG. 9 is a graph showing experimental results during braking with a margin in the present embodiment and a conventional estimation method.
FIG. 10 is a graph showing experimental results during braking near the tire generation force limit in the present embodiment and the conventional estimation method.
[Explanation of symbols]
10 Wheel speed detection means
11 Processing means
12 Torque gradient estimation means
14 ABS control means
16 ABS control valve

Claims (4)

Detecting means for detecting the wheel speed every predetermined sample time τ ;
Processing means for processing the wheel speed detected by the detection means so that a steady component of wheel acceleration is removed;
Estimating means for estimating a torque gradient k _i that is a gradient of the torque with respect to the slip speed based on the following relational expression and the time-series data ω _hi of the wheel speed processed by the processing means;
A torque gradient estimation device comprising:
k _i (τ / J) [ ω _hi [k-1] −ω _hi [k-2]] = −ω _hi [k] + 2ω _hi [k-1] −ω _hi [k-2]
Here, J represents wheel inertia, i represents identification information for identifying a wheel, and k represents a sample time with a sample time τ as a unit.   The torque gradient estimation apparatus according to claim 1, wherein the processing means is configured by a first-order or higher-order high-pass filter.   3. The torque gradient estimation device according to claim 2, wherein the processing means is constituted by a high-pass filter capable of considering a steady value of wheel acceleration as an offset value. Detecting means for detecting the wheel speed every predetermined sample time τ ;
Processing means for processing the wheel speed detected by the detection means so that a steady component of wheel acceleration is removed;
Estimating means for estimating a braking torque gradient k _i which is a gradient of the braking torque with respect to the slip speed , based on the following relational expression and the time series data ω _hi of the wheel speed processed by the processing means;
Control means for controlling the braking force acting on the wheels such that the braking torque gradient estimated by the estimating means is a value within a predetermined range including a reference value;
Anti-lock brake control device.
k _i (τ / J) [ ω _hi [k-1] −ω _hi [k-2]] = −ω _hi [k] + 2ω _hi [k-1] −ω _hi [k-2]
Here, J represents wheel inertia, i represents identification information for identifying a wheel, and k represents a sample time with a sample time τ as a unit.

Images