JP3817922B2

JP3817922B2 - Vehicle motion control device

Info

Publication number: JP3817922B2
Application number: JP25121298A
Authority: JP
Inventors: 亮田中; 竜昭横山
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 1998-09-04
Filing date: 1998-09-04
Publication date: 2006-09-06
Anticipated expiration: 2018-09-04
Also published as: JP2000079872A

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To carry out adequate movement control before the running condition of a vehicle enters a limit running area, as well as to carry out smooth movement control. SOLUTION: A car body slip angle β and its variation rate βd are operated (S100), an object car body slip angle βref and an object yaw rate γrefg after a guard processing are operated (S150), an object yaw moment YMhp, an object longitudinal force Fxt, and an object lateral force Fyt after a high-pass filter processing are operated (S200), object braking pressures Pwti of the wheels in order to accomplish the YNhp, Fxt, and Fyt are operated (S350), and the braking pressures of the wheels are controlled to make the braking pressure Pwi to an object braking pressure Pwti (S400). The object yaw moment YM before the high-pass filter processing is operated as the weight sum of the first object yaw moment Myr depending on a yaw rate deformation, and the second object yaw moment Msa depending on the car body slip angle, and the weight coefficient is set variable to make a weight coefficient Kt the smaller, as a limit condition evaluation amount A is made the larger.

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車輌の運動制御装置に係り、更に詳細には車輌が限界領域に達するまでの運動制御性能が改善された運動制御装置に係る。
【０００２】
【従来の技術】
自動車等の車輌の運動制御装置の一つとして、例えば特開平８−４０２３２号公報に記載されている如く、車輌の横加速度Ｇｙと車速及びヨーレートの積Ｖγとの偏差Ｇｙ−Ｖγを積分して車輌の横滑り速度Ｖy を演算し、車輌の前後速度Ｖx に対する横滑り速度Ｖy の比として車輌のスリップ角βを演算し、スリップ角βに基づき挙動制御のための制動制御量を演算し、車速及び操舵角に基づき車輌の目標ヨーレートγt を演算し、目標ヨーレートγt と車輌の実ヨーレートγとの偏差Δγを演算し、ヨーレート偏差の大きさが所定値以上であるときには制動制御量に基づき各輪の制動力を制御するよう構成された車輌の運動制御装置が従来より知られている。
【０００３】
かかる運動制御装置によれば、車輌の限界走行領域に於いて車輌のスリップ角が過剰になると、車輌のスリップ角の大きさが減小するよう各輪の制動力が制御されるので、スピンの如き車輌の好ましからざる挙動の悪化を確実に防止することができる。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかし上述の如き従来の運動制御装置に於いては、車輌の限界走行領域に於いてのみ制動力の制御による挙動制御が行われるようになっているため、車輌の走行状況が限界走行領域に入ると突然に制動制御が開始され、車輌の運動制御としての滑らかさに欠けるという不具合がある。またかかる不具合を解消すべく車輌の走行状況が限界走行領域に入る前に挙動制御を開始することが考えられるが、車輌のスリップ角の大きさが小さい領域に於いてはスリップ角の推定精度が悪いため、車輌の走行状況が限界走行領域に入る前に車輌の運動制御を適正に行うことは困難である。
【０００５】
本発明は、車輌の限界走行領域に於いてのみ挙動制御を行うよう構成された従来の運動制御装置に於ける上述の如き問題に鑑みてなされたものであり、本発明の主要な課題は、車輌の走行状況が限界走行領域に入る前に運動制御を開始すると共に車輌のスリップ角の変化率の大きさが小さい領域に於いては車輌のヨーレート偏差の大きさに基づき運動制御を行うことにより、滑らかな運動制御を行うと共に車輌の走行状況が限界走行領域に入る前の運動制御を適正に行うことである。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
上述の主要な課題は、本発明によれば、請求項１の構成、即ち車輌の運動状態量に基づき車輌に与える目標ヨーモーメントを制御する車輌の運動制御装置に於いて、車体のスリップ角及び車体の目標スリップ角を演算する手段と、車輌の目標ヨーレートを演算する手段と、前記スリップ角と前記目標スリップ角との偏差及び前記スリップ角の変化率に基づく車輌の限界状態評価量又は前記スリップ角及び前記スリップ角の変化率に基づく車輌の限界状態評価量を演算し、前記限界状態評価量の大きさが小さいときには前記目標ヨーレートと車輌の実ヨーレートとの偏差に基づき目標ヨーモーメントを演算し、前記限界状態評価量の大きさが大きいときには前記スリップ角に基づき目標ヨーモーメントを演算する手段と、目標前後力を演算する手段と、目標横力を演算する手段と、前記目標ヨーモーメント、前記目標前後力、前記目標横力を達成するための各輪の目標制動圧を演算する手段と、各輪の制動圧が前記目標制動圧になるよう制御する手段とを有し、前記目標横力を演算する手段は各輪のスリップ率が０であるときに発生する各輪の横力を演算し、各輪の横力の総和を前記目標横力に設定することを特徴とする車輌の運動制御装置によって達成される。
【０００７】
上記請求項１の構成によれば、車体のスリップ角と目標スリップ角との偏差及びスリップ角の変化率に基づく車輌の限界状態評価量又はスリップ角及びスリップ角の変化率に基づく車輌の限界状態評価量が演算され、限界状態評価量の大きさが小さいときには目標ヨーレートと車輌の実ヨーレートとの偏差に基づき目標ヨーモーメントが演算され、限界状態評価量の大きさが大きいときにはスリップ角に基づき目標ヨーモーメントが演算されるので、限界状態評価量の大きさが大きい領域に於ける車輌の挙動の悪化が効果的に防止されると共に限界状態評価量の大きさが小さい領域に於ける車輌の運動制御が適正に行われる。
また上記請求項１の構成によれば、目標前後力が演算され、目標横力が演算され、目標ヨーモーメント、目標前後力、目標横力を達成するための各輪の目標制動圧が演算され、各輪の制動圧が目標制動圧になるよう制御されるので、目標ヨーモーメント、目標前後力、目標横力が達成されるよう各輪の制動圧が制御され、また各輪のスリップ率が０であるときに発生する各輪の横力が演算され、各輪の横力の総和が目標横力に設定されるので、運動制御に起因する車輌の横力の低下を抑制し、目標横力が考慮されない場合に比して車輌の安定性を向上させることが可能になる。
【０００８】
また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項１の構成に於いて、前記目標ヨーモーメントを演算する手段は前記ヨーレート偏差に基づき車輌に与える第一の目標ヨーモーメントを演算し、前記スリップ角に基づき車輌に与える第二の目標ヨーモーメントを演算し、前記第一の目標ヨーモーメントと前記第二の目標ヨーモーメントとの重み和として前記目標ヨーモーメントを演算し、前記限界状態評価量の大きさが大きいほど前記第二の目標ヨーモーメントの重みが大きくなるよう重みを変更するよう構成される（請求項２の構成）。
【０００９】
請求項２の構成によれば、ヨーレート偏差に基づき演算される第一の目標ヨーモーメントと車輌のスリップ角に基づき演算される第二の目標ヨーモーメントとの重み和として車輌に与えるヨーモーメントが演算され、限界状態評価量の大きさが大きいほど第二の目標ヨーモーメントの重みが大きくなるよう重みが変更されるので、車輌に与えるヨーモーメントが限界状態評価量の大きさに応じて適正に演算される。
【００１０】
また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項１の構成に於いて、前記目標ヨーレートを演算する手段は操舵角及び車速に基づき目標車体スリップ角を演算し、該目標車体スリップ角に基づき前記目標ヨーレートを演算するよう構成される（請求項３の構成）。
【００１１】
一般に、目標ヨーレート及び目標スリップ角が相互に独立に演算され、目標ヨーレートと車輌の実ヨーレートとの偏差に基づく目標ヨーモーメント及び目標スリップ角に基づく目標ヨーモーメントが個別に演算されると、ヨーレート偏差に基づく目標ヨーモーメントによる制御領域とスリップ角に基づく目標ヨーモーメントによる制御領域との境界に於いて運動制御に段差が生じる虞れがある。
【００１２】
これに対し請求項３の構成によれば、操舵角及び車速に基づき目標車体スリップ角が演算され、該目標車体スリップ角に基づき目標ヨーレートが演算されるので、制御全体がスリップ角ベースの制御に統一され、これにより運動制御に段差が生じることが確実に防止される。
【００１３】
また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項１の構成に於いて、前記目標ヨーモーメントを演算する手段は演算した目標ヨーモーメントをハイパスフィルタ処理するよう構成される（請求項４の構成）。
【００１４】
請求項４の構成によれば、演算された目標ヨーモーメントがハイパスフィルタ処理されることにより目標ヨーモーメントの低周波成分が除去されるので、例えば高速での定常旋回時の如く長時間に亘り運動制御が行われることによる悪影響が確実に防止される。
【００１５】
【課題解決手段の好ましい態様】
本発明の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１の構成に於いて、目標ヨーモーメントは各輪の制駆動力が制御されることにより車輌に与えられるよう構成される（好ましい態様１）。
【００１８】
車輌の質量をｍとし、車輌の慣性ヨーモーメントをＩz とし、車速をＶとし、前輪及び後輪のコーナリングパワーをそれぞれＣｆ及びＣr とし、車輌のホイールベースをＬとし、車輌の重心より前輪車軸及び後輪車軸までの距離をそれぞれＬf 及びＬr とし、車体スリップ角及びその変化率をそれぞれβ及びβd とし、車輌のヨーレート及びその変化率をそれぞれγ及びγd とし、前輪の操舵角をδf とし、車輌のヨーモーメントをＹＭとすると、車輌の運動は線形２輪モデルとして下記の式（１ａ）及び式（１ｂ）の如く表される。これらの式より分かる如く、線形２輪モデルは制御量としてヨーモーメントＹＭを入力することによりヨーレートγが変化し、その後ヨーレートγの変化が車体スリップ角βの変化を生じさせる構造になっている。
【００１９】
【数１】

【００２０】
式（１ａ）及び式（１ｂ）は下記の式（２ａ）及び式（２ｂ）の如く変形可能である。
【００２１】
【数２】

【００２２】
これらの式（２ａ）及び式（２ｂ）が車輌の定常状態（βd ＝γd ＝０）に於いてＹＭ＝０のときの関係として成立するとすると、下記の式（３）が成立し、従って操舵角δf及び目標車体スリップ角βref に基づき下記の式（３）により目標ヨーレートγref が演算される。
【００２３】
【数３】

【００２４】
従って本発明の更に他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項３の構成に於いて、目標ヨーレートを演算する手段は操舵角δf及び目標車体スリップ角βref に基づき上記式（３）に従って目標ヨーレートγref を演算するよう構成される（好ましい態様２）。
【００２５】
上記式（３）に従って演算される目標ヨーレートγref は、車輌の運転者が過剰に操舵した場合（例えば路面の摩擦係数μに対し操舵角が過剰であるような場合）には、車輌は物理的にその旋回を行うことが不可能であるため、車体スリップ角が増加してしまい車輌が不安定になる。このことは定常状態でのヨーレートと横加速度との関係を考えれば容易に理解できる。車輌のヨーレートが定常的に目標ヨーレートγref である場合に生じる横加速度Ｇyrefは目標ヨーレートγref と車速Ｖとの積に等しいので、加速度のディメンジョンにて表現された場合の路面の摩擦係数μが横加速度Ｇyrefの大きさよりも小さい場合には、目標ヨーレートγref がμ／Ｖにてガード処理される必要がある。
【００２６】
従って本発明の更に他の一つの好ましい態様によれば、上記好ましい態様２の構成に於いて、目標ヨーレートを演算する手段は加速度のディメンジョンにて表現された場合の路面摩擦係数μが横加速度Ｇyrefの大きさよりも小さい場合には、目標ヨーレートγref をμ／Ｖにてガード処理するよう構成される（好ましい態様３）。
【００２８】
本発明の更に他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１の構成に於いて、各輪の目標制動圧を演算する手段は車輌の目標ヨーモーメント、目標前後力、目標横力に基づきタイヤモデルを用いて各輪の目標制動圧を演算するよう構成される（好ましい態様４）。
【００２９】
例えばタイヤモデルとして制動時の横力の低下、荷重移動、タイヤスリップ角、路面の摩擦係数が考慮されるブラッシュタイヤモデルを例にして各輪の目標制動圧の演算について説明する。
【００３０】
まずブラッシュタイヤモデルに基づき、各輪のタイヤが発生する前後力Ｆtxi 及び横力Ｆtyi （ｉ＝fr、fl、rr、rl）を求め、また微小なスリップ率の変化によるタイヤ前後力変化及び横力変化を求める。
【００３１】
図６に示されている如く、各輪のタイヤ１００の発生力Ｆti、即ち前後力Ｆtxi 及び横力Ｆtyi の合力がタイヤの縦方向に対しなす角度をθi とし、タイヤのスリップ角をβi とし、タイヤのスリップ率をＳi （制動時が正、−∞＜Ｓ＜1.0 ）とし、路面の摩擦係数をμとし、タイヤの接地荷重をＷi とし、Ｋs 及びＫb を係数（正の定数）とすると、タイヤがロック状態にはない場合（ξi ≧０の場合）の前後力Ｆtxi 及び横力Ｆtyi はそれぞれ下記の式４及び５にて表され、タイヤがロック状態にある場合（ξ＜０の場合）の前後力Ｆtxi 及び横力Ｆtyi はそれぞれ下記の式６及び７にて表される。
【００３２】
【数４】

【００３３】
尚係数Ｋb は図７に示されている如く、スリップ率Ｓi が０であるときのタイヤのスリップ角βi に対する横力Ｆtyi のグラフの原点に於ける傾きであり、係数Ｋs は図８に示されている如く、スリップ角βi が０であるときのタイヤのスリップ率Ｓi に対する前後力Ｆtxi のグラフの原点に於ける傾きである。また cosθ、 sinθ、λ、ξはそれぞれ下記の式８〜１１にて表される。
【００３４】
【数５】

【００３５】
上記式４〜７をスリップ率Ｓi にて偏微分することにより、微小なスリップ率の変化に対する前後力変化及び横力変化（タイヤ座標系）を演算する（下記の式１２及び１３）。
【００３６】
【数６】

【００３７】
次に下記の式１４〜２１に従って右前輪（fr）、左前輪（fl）、右後輪（rr）、左後輪（rl）の各タイヤの前後力及び横力（タイヤ座標系）を車輌座標系に変換して車輌に作用する力を演算すると共に、モーメントを演算する。尚下記の各式に於いて、φf 及びφr はそれぞれ前輪及び後輪の舵角であり、Ｔr は車輌のトレッド幅であり、Ｌf 及びＬr はそれぞれ車輌の重心から前輪車軸及び後輪車軸までの距離であり、Ｔ（φf ）及びＴ（φr ）はそれぞれ下記の式２２及び２３にて表される値である。
【００３８】
【数７】

【００３９】
【数８】

【００４０】
【数９】

【００４１】
【数１０】

【００４２】
【数１１】

【００４３】
同様に、下記の式２４〜３１に従って右前輪（fr）、左前輪（fl）、右後輪（rr）、左後輪（rl）の各タイヤの前後力及び横力の偏微分値（タイヤ座標系）を車輌座標系に変換して車輌に作用する力の偏微分値（微係数）を演算すると共に、モーメントの偏微分値（微係数）を演算する。
【００４４】
【数１２】

【００４５】
【数１３】

【００４６】
【数１４】

【００４７】
【数１５】

【００４８】
次にブラッシュモデルに基づき、各輪のスリップ率が目標スリップ率Ｓi であるときに発生する車輌の前後力Ｆx 、横力Ｆy 、モーメントＭを下記の式３２に従って推定演算する。
【００４９】
【数１６】

【００５０】
次に下記の（Ａ）及び（Ｂ）の考え方に基づき、下記の式３３及び３４に従って目標前後力Ｆxa、目標横力Ｆya、目標モーメントＭa を演算する。尚下記の式３３の右辺はスリップ率が０であるときに各輪に発生する前後力、横力、モーメントを表している。
【００５１】
（Ａ）車輌の運動制御により車輌の挙動を安定化させるための目標前後力Ｆxt及び目標モーメントＭt は運動制御していないとき（スリップ率Ｓi が０であるとき）に発生する前後力Ｆxso 及びモーメントＭsoに対する上乗せ量であると見なす。
【００５２】
（Ｂ）運動制御していないときの横力Ｆyso を目標横力Ｆyaとすることにより、運動制御時の横力の低下を極力減らす。
【００５３】
【数１７】

【００５４】
被制御４輪のスリップ率の微小な変化ｄＳi による車体に作用する前後力の変化ｄＦx 、横力の変化ｄＦy 、モーメントの変化ｄＭは下記の式３５により表される。尚下記の式３５に於いて、ｄＳfr、ｄＳfl、ｄＳrr、ｄＳrlはそれぞれ右前輪、左前輪、右後輪、左後輪のスリップ率の微小変化量であり、Ｊはヤコビ行列である。
【００５５】
【数１８】

【００５６】
次に目標前後力Ｆxa、目標横力Ｆya、目標モーメントＭa を実現するスリップ率Ｓi を演算する。ただしこのスリップ率を解析的に解くことは困難であるため、以下の収束演算により求める。
【００５７】
いま現在の前後力、横力、モーメントと目標前後力、目標横力、目標モーメントとの差をΔとすると、Δは下記の式３６により表され、このΔを０にするスリップ率修正量のうち、Ｔをトランスポートとして下記の式３７にて表される評価関数Ｌを最小化するスリップ率修正量δＳを求める。
【００５８】
【数１９】

【００５９】
Ｌe ＝δＳ^TＷdsδＳ＋（Ｓ＋δＳ）^TＷs （Ｓ＋δＳ）＋Ｅ^TＷf Ｅ……（３７）
【００６０】
式３７の評価関数Ｌe を最小化するスリップ率修正量δＳは下記の式３８の通りである。ただしＦx 、Ｆy 、Ｍはそれぞれ現在の被制御輪のスリップ率で発生している前後力、横力、モーメント（式３２）であり、Ｆxa、Ｆya、Ｍa はそれぞれ目標前後力、目標横力、目標モーメント（式３４）であり、Ｓ及びδＳはそれぞれ各輪のスリップ率（下記の式３９）及びスリップ率修正量（下記の式４０）であり、ＥはΔとδＳによる前後力、横力、モーメントの修正量との差（下記の式４１）であり、Ｗdsはスリップ率修正量δＳに対する重み（下記の式４２）であり、Ｗs はスリップ率Ｓに対する重み（下記の式４３）であり、Ｗf は各力に対する重み（下記の式４４）であり、各重みは０又は正の値である。
【００６１】
δＳ＝（Ｗds＋Ｗs ＋Ｊ^TＷf Ｊ）^-1（−Ｗs Ｓ＋Ｊ^TＷf Δ）……（３８）
【００６２】
【数２０】

【００６３】
【数２１】

【００６４】
【数２２】

【００６５】
【数２３】

【００６６】
【数２４】

【００６７】
【数２５】

【００６８】
従って前回の目標スリップ率Ｓi をスリップ率修正量δＳi にて修正することにより、目標前後力Ｆxa、目標横力Ｆya、目標モーメントＭa を達成する各輪の目標スリップ率Ｓi を演算することができる。
【００６９】
また周知の如く、各輪の慣性モーメントをＩtiとし、車輪の回転角速度ωi の変化率をωdiとし、タイヤが発生する前後力をＦtxi とし、車輪の有効半径をＲtiとし、ブレーキパッドの摩擦係数をμpiとし、ホイールシリンダの断面積をＳwiとし、ホイールシリンダの油圧をＰwiとし、ブレーキロータの有効半径をＲriとすると、タイヤの回転運動は下記の式（４５）により表される。
【００７０】
Ｉtiωdi＝ＦtxiＲti−μpiＳwiＰwiＲri ……（４５）
上記式（４５）に於いて、Ｉtiωdiが十分に小さく０と置けるとすると、前後力Ｆtxi を発生するためのホイールシリンダの目標油圧、即ち目標制動圧Ｐwtiは下記の式（４６）により求められる。
【００７１】
Ｐwti＝ＦtxiＲti／（μpiＳwiＲri） ……（４６）
従って目標スリップ率Ｓi を上記式（４）又は上記式（６）に代入することにより、各輪のタイヤが発生すべき前後力Ｆtxi（ｉ＝fr、fl、rr、rl）を演算し、前後力Ｆtxiを上記式（４６）に代入することにより、各輪の目標制動圧Ｐwtiを求めることができる。
【００７２】
【発明の実施の形態】
以下に添付の図を参照しつつ、本発明を好ましい実施形態について詳細に説明する。
【００７３】
図１は本発明による車輌の運動制御装置の一つの好ましい実施形態を示す概略構成図である。
【００７４】
図１に於て、１０FL及び１０FRはそれぞれ車輌１２の左右の前輪を示し、１０RL及び１０RRはそれぞれ車輌の駆動輪である左右の後輪を示している。従動輪であり操舵輪でもある左右の前輪１０FL及び１０FRは運転者によるステアリングホイール１４の転舵に応答して駆動されるラック・アンド・ピニオン式のパワーステアリング装置１６によりタイロッド１８L 及び１８R を介して操舵される。
【００７５】
各車輪の制動力は制動装置２０の油圧回路２２によりホイールシリンダ２４FR、２４FL、２４RR、２４RLの制動圧が制御されることによって制御されるようになっている。図には示されていないが、油圧回路２２はリザーバ、オイルポンプ、種々の弁装置等を含み、各ホイールシリンダの制動圧は通常時には運転者によるブレーキペダル２６の踏み込み操作に応じて駆動されるマスタシリンダ２８により制御され、また必要に応じて後に詳細に説明する如く電気式制御装置３０により制御される。
【００７６】
車輪１０FR〜１０RLに近接した位置にはそれぞれ各車輪のホイールシリンダ２４FR、２４FL、２４RR、２４RL内の圧力Ｐwi（ｉ＝fr、fl、rr、rl）を検出する圧力センサ３２FR、３２FL、３２RR、３２RLが設けられ、ステアリングホイール１４が連結されたステアリングコラムには操舵角δf を検出する操舵角センサ３４が設けられている。また車輌１２にはそれぞれ車輌のヨーレートγを検出するヨーレートセンサ３６、前後加速度Ｇx を検出する前後加速度センサ３８、横加速度Ｇy を検出する横加速度センサ４０、車速Ｖを検出する車速センサ４２、ブレーキペダルに対する踏力に対応する状態量としてマスタシリンダ２８内の圧力Ｐm を検出する圧力センサ４４が設けられている。尚操舵角センサ３４、ヨーレートセンサ３６及び横加速度センサ４０は車輌の左旋回方向を正としてそれぞれ操舵角、ヨーレート及び横加速度を検出する。
【００７７】
図示の如く、圧力センサ３２FR〜３２RLにより検出されたホイールシリンダ内圧力Ｐwiを示す信号、操舵角センサ３４により検出された操舵角δfを示す信号、ヨーレートセンサ３６により検出されたヨーレートγを示す信号、前後加速度センサ３８により検出された前後加速度Ｇx を示す信号、横加速度センサ４０により検出された横加速度Ｇy を示す信号、車速センサ４２により検出された車速Ｖを示す信号、圧力センサ４４により検出されたマスタシリンダ圧力Ｐm を示す信号は電気式制御装置３０に入力される。尚図には詳細に示されていないが、電気式制御装置３０は例えばＣＰＵとＲＯＭとＲＡＭと入出力ポート装置とを有し、これらが双方向性のコモンバスにより互いに接続された一般的な構成のマイクロコンピュータを含んでいる。
【００７８】
電気式制御装置３０は、後述の如く図２乃至図４に示されたフローチャートに従い、車輌の状態量として車体のスリップ角β及びその変化率βd を演算し、目標状態量として目標車体スリップ角βref 及びガード処理後の車輌の目標ヨーレートγrefgを演算し、目標運動量としてハイパスフィルタ処理後の車輌の目標ヨーモーメントＹＭhp、目標前後力Ｆxt、目標横力Ｆytを演算し、車輌の目標ヨーモーメントＹＭhp、目標前後力Ｆxt、目標横力Ｆytを達成するための各輪の目標制動圧Ｐwti を演算し、各輪の制動圧Ｐwiが目標制動圧Ｐwti になるよう油圧フィードバック制御により各輪の制動圧を制御し、これにより車輌の限界領域のみならず非線形領域に於いても車輌の運動を安定化させる。
【００７９】
次に図２乃至図４に示されたフローチャートを参照して図示の実施形態に於ける車輌の運動制御について説明する。尚図２に示されたゼネラルフローチャートによる制御は図には示されていないイグニッションスイッチの閉成により開始され、所定の時間毎に繰返し実行される。
【００８０】
まずステップ５０に於いてはホイールシリンダ内圧力Ｐwi等を示す信号の読み込みが行われ、ステップ１００に於いては車輌の状態量として車体のスリップ角β及びその変化率βd が演算される。具体的には、車輌の横加速度Ｇｙと車速及びヨーレートの積Ｖγとの偏差Ｇｙ−Ｖγが積分されることにより車輌の横滑り速度Ｖy が演算され、車輌の前後速度Ｖx （＝車速Ｖ）に対する横滑り速度Ｖy の比Ｖy ／Ｖx として車体のスリップ角βが演算され、スリップ角βの時間微分値としてスリップ角の変化率βdが演算される。
【００８１】
ステップ１５０に於いては図３に示されたフローチャートに従って目標状態量として目標車体スリップ角βref 及びガード処理後の車輌の目標ヨーレートγrefgが演算され、ステップ２００に於いては図４に示されたフローチャートに従って目標運動量としてハイパスフィルタ処理後の車輌の目標ヨーモーメントＹＭhp、目標前後力Ｆxt、目標横力Ｆytが演算される。
【００８２】
ステップ３５０に於いては車輌の目標ヨーモーメントＹＭhp、目標前後力Ｆxt、目標横力Ｆytに基づき上記式（３４）に対応する下記の式（４7）に従って目標前後力Ｆxa、目標横力Ｆya、目標モーメントＭa が演算され、上記式（３５）〜（４４）に従って各輪の目標スリップ率Ｓi が演算され、上記式（４６）に対応する下記の式（４８）に従って各輪の目標制動圧Ｐwti が演算される。
【００８３】
【数２６】

【００８４】
Ｐwi＝ＦtxiＲti／（μpiＳiＲri） ……（４８）
【００８５】
ステップ４００に於いては各輪の制動圧Ｐwiが目標制動圧Ｐwti になるよう油圧フィードバック制御により各輪の制動圧が制御される。尚各輪の目標制動圧Ｐwti の演算自体は本発明の要旨をなすものではなく、当技術分野に於いて知られた任意の要領にて行われてよい。
【００８６】
図３に示された目標状態量演算ルーチンのステップ１６０に於いては、操舵角δf 及び車速Ｖに基づき任意の伝達関数Ｇβ(s) ＝βref(s)／δf(s)（例えばＫ(V) を車速の関数である係数とし、τ(V) を車速の関数である時定数とし、ｓをラプラス演算子として、Ｋ(V) ／（τ(V) ｓ＋１））を用いて目標車体スリップ角βref が演算される。
【００８７】
ステップ１７０に於いては操舵角δf 及び目標車体スリップ角βref に基づき上記式（３）に従って目標ヨーレートγref が演算され、ステップ１８０に於いては前後加速度Ｇx 及び横加速度Ｇy に基づき下記の式（４９）に従って車輌の合成加速度Ｇxyが演算され、合成加速度Ｇxy及び０．１０のうちの小さい方の値として路面の摩擦係数μが演算される。尚路面の摩擦係数μが合成加速度Ｇxy及び０．１０のうちの小さい方の値として演算されるのは、操舵初期の前後加速度Ｇx 及び横加速度Ｇy の大きさが小さい状況に於いて後述のステップ１９０によるガード処理が行われることを防止するためである。
【００８８】
Ｇxy＝（Ｇx²＋Ｇy²）^1/2 ……（４９）
【００８９】
ステップ１９０に於いては目標ヨーレートγref の絶対値がμ／Ｖ以下であるか否かの判別が行われ、肯定判別が行われたときにはガード処理後の車輌の目標ヨーレートγrefgがγref に設定され、否定判別が行われたときにはsign（Ｇy ）を横加速度Ｇy の符号として、ガード処理後の車輌の目標ヨーレートγrefgが下記の式（５０）に従って演算され、しかる後ステップ２００へ進む。
【００９０】
γrefg＝sign（Ｇy ）μ／Ｖ ……（５０）
【００９１】
また図４に示された目標運動量演算ルーチンのステップ２１０に於いては、車速Ｖに基づき図には示されていないマップより係数Ｋyrが演算されると共に、下記の式（５１）に従ってヨーレート偏差に基づく第一の目標ヨーモーメントＭyrが演算される。
【００９２】
Ｍyr＝Ｋyr（γrefg−γ） ……（５１）
【００９３】
ステップ２２０に於いては車速Ｖに基づき図には示されていないマップより係数Ｋsaが演算されると共に、Ｋ1 及びＫ2 をそれぞれ正の定数として下記の式（５２）に従って車体スリップ角に基づく第二の目標ヨーモーメントＭsaが演算される。尚スリップ角βの推定精度が十分ではない場合には、目標ヨーモーメントＭsaは下記の式（５３）に従って演算されてもよい。
【００９４】
Ｍsa＝Ｋsa{Ｋ1 βd＋Ｋ2（β−βref）} ……（５２）
Ｍsa＝Ｋsa（Ｋ1 βd＋Ｋ2β） ……（５３）
【００９５】
ステップ２３０に於いては下記の式（５４）に従って車輌の限界状態評価量Ａが演算される。尚スリップ角βの推定精度が十分ではない場合には、限界状態評価量Ａは下記の式（５５）に従って演算されてもよい。
【００９６】
Ａ＝|Ｋ1 βd＋Ｋ2（β−βref）| ……（５４）
Ａ＝|Ｋ1 βd＋Ｋ2 β| ……（５５）
【００９７】
ステップ２４０に於いては限界状態評価量Ａに基づき図５に示されたグラフに対応するマップより後述のステップ２５０に於ける目標ヨーモーメントＹＭの演算に於ける重み係数Ｋt が演算される。
【００９８】
ステップ２５０に於いては下記の式（５６）に従って目標ヨーモーメントＹＭが演算され、ステップ２６０に於いては目標ヨーモーメントＹＭがハイパスフィルタ処理されることによりハイパスフィルタ処理後の目標ヨーモーメントＹＭhpが演算される。
【００９９】
ＹＭ＝Ｋt Ｍyr＋（１−Ｋt ）Ｍsa ……（５６）
【０１００】
ステップ２７０に於いてはハイパスフィルタ処理後の目標ヨーモーメントＹＭhpに基づきＫymx を正の定数として下記の式（５７）に従って目標制動力Ｆymが演算される。
【０１０１】
Ｆym＝Ｋymx ＹＭhp ……（５７）
【０１０２】
ステップ２８０に於いてはマスタシリンダ圧力Ｐm に基づきＫm を正の定数として下記の式（５８）に従って運転者による要求制動力Ｆdxが演算される。尚要求制動力Ｆdxはマスタシリンダ圧Ｐm に基づき図には示されていないマップより演算されてもよい。
【０１０３】
Ｆdx＝Ｋm Ｐm ……（５８）
【０１０４】
ステップ２９０に於いては目標制動力Ｆym及び要求制動力Ｆdxのうち大きい方の値が目標前後力Ｆxtに設定される。
【０１０５】
ステップ３００に於いては制動による横力の減少を低減すべく、各輪のスリップ率が０であるときに発生する各輪の横力がブラッシュタイヤモデルの如きタイヤモデルを使用して演算されると共に、それらの総和が目標横力Ｆytに設定され、しかる後ステップ３５０へ進む。
【０１０６】
かくして図示の実施形態によれば、ステップ１００に於いて車輌の状態量として車体のスリップ角β及びその変化率βd が演算され、ステップ１５０に於いて目標状態量として目標車体スリップ角βref 及びガード処理後の車輌の目標ヨーレートγrefgが演算され、ステップ２００に於いて目標運動量としてハイパスフィルタ処理後の車輌の目標ヨーモーメントＹＭhp、目標前後力Ｆxt、目標横力Ｆytが演算され、ステップ３５０に於いて車輌の目標ヨーモーメントＹＭhp、目標前後力Ｆxt、目標横力Ｆytを達成するための各輪の目標制動圧Ｐwti が演算され、ステップ４００に於いて各輪の制動圧Ｐwiが目標制動圧Ｐwti になるよう油圧フィードバック制御により各輪の制動圧が制御される。
【０１０７】
この場合、ハイパスフィルタ処理前の車輌の目標ヨーモーメントＹＭはステップ２５０に於いてヨーレート偏差に基づく第一の目標ヨーモーメントＭyrと車体スリップ角に基づく第二の目標ヨーモーメントＭsaとの重み和として演算され、第一の目標ヨーモーメントＭyrに対する重み係数Ｋt はステップ２４０に於いて限界状態評価量Ａが大きいほど小さくなるよう可変設定され、これにより車体スリップ角β若しくはその変化率βd の大きさが大きいほど第二の目標ヨーモーメントＭsaに対する重み（１−Ｋt ）が大きく設定される。
【０１０８】
従って図示の実施形態によれば、車体スリップ角β若しくはその変化率βd の大きさが大きい限界領域に於ける車輌の挙動の悪化を効果的に防止することができると共に車体スリップ角β若しくはその変化率βdの大きさが小さい非線型領域に於ける車輌の運動制御を適正に行うことができる。
【０１０９】
特に図示の実施形態によれば、限界状態評価量Ａはステップ２３０に於いて式（５４）に従って車体スリップ角の偏差β−βref と車体スリップ角の変化率βd との線形和として又は式（５５）に従って車体スリップ角βと車体スリップ角の変化率βd との線形和として演算されるので、限界状態評価量Ａが車体スリップ角β又はその偏差β−βref又は車体スリップ角の変化率βd のみに基づき演算される場合に比して、限界状態評価量Ａを車輌の実際の状態に応じて適正に演算することができ、これにより車輌の目標ヨーモーメントＹＭを車輌の実際の状態に応じて適正に演算することができる。
【０１１０】
また図示の実施形態によれば、目標ヨーレートγref はステップ１７０に於いて操舵角δf 及び目標車体スリップ角βref に基づき上記式（３）に従って演算され、この目標ヨーレートγref のガード処理値γrefgに基づきステップ２１０に於いて第一の目標ヨーモーメントＭyrが演算され、従って第一及び第二の何れの目標ヨーモーメントも車体スリップ角をベースに演算されるので、限界状態評価量Ａの変化に伴う重み係数Ｋt の変化により車輌の目標ヨーモーメントＹＭが急激に変化することを確実に防止することができる。
【０１１１】
目標ヨーモーメントＹＭがハイパスフィルタ処理されない場合には、例えば高速での定常旋回時等に於いて目標ヨーモーメントＹＭの大きさが比較的長い時間に亘り大きい値になり、そのため比較的長い時間に亘り運動制御が行われるので、運動制御のための制動が比較的長い時間に亘り行われ、そのためブレーキパッドの過熱や過剰な摩耗が生じ易い。
【０１１２】
これに対し図示の実施形態によれば、目標ヨーモーメントＹＭはステップ２６０に於いてハイパスフィルタ処理されることによって低周波成分が除去され、ステップ２７０に於いてハイパスフィルタ処理後の目標ヨーモーメントＹＭhpに基づき目標制動力Ｆymが演算されるので、高速での定常旋回時等に於いて運動制御のための制動が比較的長い時間に亘り行われることに起因するブレーキパッドの過熱や過剰な摩耗を確実に防止することができる。
【０１１３】
また図示の実施形態によれば、ステップ３００に於いて各輪のスリップ率が０であるときに発生する各輪の横力が演算されると共に、それらの総和が目標横力Ｆytに設定され、その横力が達成されるようステップ３５０に於いて各輪の目標制動圧Ｐwti が演算されるので、運動制御に起因する車輌の横力の低下を抑制し、目標横力Ｆytが考慮されない場合に比して車輌の安定性を向上させることができる。
【０１１４】
以上に於いては本発明を特定の実施形態について詳細に説明したが、本発明は上述の実施形態に限定されるものではなく、本発明の範囲内にて他の種々の実施形態が可能であることは当業者にとって明らかであろう。
【０１１５】
例えば上述の実施形態に於いては、目標ヨーモーメントＹＭは式（５６）に従ってヨーレート偏差に基づく第一の目標ヨーモーメントＭyrと車体スリップ角に基づく第二の目標ヨーモーメントＭsaとの重み和として演算され、重み係数Ｋt は限界状態評価量Ａが大きいほど小さくなるよう可変設定されるようになっているが、目標ヨーモーメントＹＭは限界状態評価量Ａが予め設定された基準値以下のときには第一の目標ヨーモーメントＭyrに設定され、限界状態評価量Ａが基準値を超えるときには第二の目標ヨーモーメントＭsaに設定されてもよい。
【０１１７】
また上述の実施形態に於いては、目標前後力Ｆxa、目標横力Ｆya、目標モーメントＭa は上記式（４７）に従って演算されるようになっているが、これらはそれぞれ目標前後力Ｆxt、目標横力Ｆyt、目標ヨーモーメントＹＭhpに設定されてもよい。
【０１１８】
また上述の実施形態に於いては、車輌の目標ヨーモーメントＹＭhp、目標前後力Ｆxt、目標横力Ｆytを達成するための各輪の目標制動圧Ｐwti が演算され、各輪の制動圧Ｐwiが目標制動圧Ｐwti になるよう油圧フィードバック制御により各輪の制動圧が制御されるようになっているが、車輌の目標ヨーモーメントＹＭhp、目標前後力Ｆxt、目標横力Ｆytを達成するための各輪の目標スリップ率が演算され、各輪のスリップ率が目標スリップ率になるよう車輪速度フィードバック制御により各輪の制動圧が制御されてもよい。
【０１１９】
更に上述の実施形態に於いては、運転者の制動要求量を検出する手段はマスタシリンダ圧Ｐm を検出する圧力センサ４４であるが、ブレーキペダル２６に対する踏力を検出する踏力センサやブレーキペダル２６のストロークを検出するストロークセンサであってもよい。
【０１２０】
【発明の効果】
以上の説明より明らかである如く、本発明の請求項１の構成によれば、車輌の限界状態評価量の大きさが大きい領域に於ける車輌の挙動の悪化を効果的に防止することができると共に限界状態評価量の大きさが小さい領域に於ける車輌の運動制御を適正に行うことができ、また目標ヨーモーメント、目標前後力、目標横力が達成されるよう各輪の制動圧を制御することができると共に、運動制御に起因する車輌の横力の低下を抑制し、目標横力が考慮されない場合に比して車輌の安定性を向上させることができる。
また請求項２の構成によれば、限界状態評価量の大きさが大きいほど第二の目標ヨーモーメントの重みが大きくなるよう重みが変更されるので、車輌に与えるヨーモーメントを限界状態評価量の大きさに応じて適正に制御することができる。
【０１２１】
また請求項３の構成によれば、操舵角及び車速に基づき目標車体スリップ角が演算され、該目標車体スリップ角に基づき目標ヨーレートが演算され、これにより制御全体がスリップ角ベースの制御に統一されるので、運動制御に段差が生じることを確実に防止することができる。
【０１２２】
また請求項４の構成によれば、目標ヨーモーメントがハイパスフィルタ処理されることにより目標ヨーモーメントの低周波成分が除去されるので、高速での定常旋回時の如く長時間に亘り運動制御が行われることによる悪影響、例えばブレーキパッドの過熱や過剰な摩耗を確実に防止することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明による車輌の運動制御装置の一つの好ましい実施形態を示す概略構成図である。
【図２】図示の実施形態に於ける運動制御ルーチンを示すゼネラルフローチャートである。
【図３】図２に示されたフローチャートのステップ１５０に於ける目標状態量の演算ルーチンを示すフローチャートである。
【図４】図２に示されたフローチャートのステップ２００に於ける目標運動量の演算ルーチンを示すフローチャートである。
【図５】限界状態評価量Ａと重み係数Ｋt との間の関係を示すグラフである。
【図６】タイヤの発生力Ｆtiがタイヤの横方向に対しなす角度θi 等を示す説明図である。
【図７】スリップ率が０であるときのタイヤのスリップ角βi に対する横力Ｆtyi の関係を示すグラフである。
【図８】スリップ角βi が０であるときのタイヤのスリップ率Ｓi に対する前後力Ｆtxi の関係を示すグラフである。
【符号の説明】
１０FR〜１０RL…車輪
２０…制動装置
２８…マスタシリンダ
３０…電気式制御装置
３２FR〜３２RL…圧力センサ
３４……操舵角センサ
３６…ヨーレートセンサ
３８…前後加速度センサ
４０…横加速度センサ
４２…車速センサ
４４…圧力センサ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a vehicle motion control device, and more particularly, to a motion control device with improved motion control performance until the vehicle reaches a limit region.
[0002]
[Prior art]
As one of motion control devices for vehicles such as automobiles, for example, as described in JP-A-8-40232, a deviation Gy−Vγ between a lateral acceleration Gy of a vehicle and a product Vγ of vehicle speed and yaw rate is integrated. The side slip speed Vy of the vehicle is calculated, the vehicle slip angle β is calculated as the ratio of the side slip speed Vy to the vehicle longitudinal speed Vx, the braking control amount for behavior control is calculated based on the slip angle β, the vehicle speed and steering The target yaw rate γt of the vehicle is calculated based on the angle, and the deviation Δγ between the target yaw rate γt and the actual yaw rate γ of the vehicle is calculated. When the yaw rate deviation is greater than or equal to a predetermined value, 2. Description of the Related Art A vehicle motion control apparatus configured to control power is conventionally known.
[0003]
According to such a motion control device, if the slip angle of the vehicle becomes excessive in the limit travel region of the vehicle, the braking force of each wheel is controlled so that the size of the slip angle of the vehicle is reduced. It is possible to reliably prevent the deterioration of the undesirable behavior of such a vehicle.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the conventional motion control apparatus as described above, the behavior control by the control of the braking force is performed only in the limit travel region of the vehicle, so that the travel state of the vehicle enters the limit travel region. Suddenly, the braking control is started and there is a problem that the smoothness as the motion control of the vehicle is lacking. In addition, it is conceivable that the behavior control is started before the vehicle traveling state enters the limit traveling region in order to eliminate such a problem. However, in the region where the slip angle of the vehicle is small, the estimation accuracy of the slip angle is low. Since it is bad, it is difficult to properly control the movement of the vehicle before the traveling state of the vehicle enters the limit traveling region.
[0005]
The present invention has been made in view of the above-described problems in the conventional motion control apparatus configured to perform behavior control only in the limit travel region of the vehicle, and the main problem of the present invention is By starting the motion control before the vehicle driving situation enters the limit driving region, and in the region where the rate of change of the slip angle of the vehicle is small, by controlling the motion based on the yaw rate deviation of the vehicle In addition, smooth motion control is performed and motion control before the traveling state of the vehicle enters the limit traveling region is appropriately performed.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
  According to the present invention, in the vehicle motion control apparatus for controlling the target yaw moment applied to the vehicle based on the motion state quantity of the vehicle, according to the present invention, the slip angle of the vehicle body and Means for calculating a target slip angle of the vehicle body, means for calculating a target yaw rate of the vehicle, a deviation between the slip angle and the target slip angle, and a vehicle limit state evaluation amount based on the rate of change of the slip angle or the slip A vehicle limit state evaluation amount is calculated based on a change rate of an angle and the slip angle, and a target yaw moment is calculated based on a deviation between the target yaw rate and the actual yaw rate of the vehicle when the limit state evaluation amount is small. Means for calculating a target yaw moment based on the slip angle when the limit state evaluation amount is largeMeans for calculating a target longitudinal force; means for calculating a target lateral force; means for calculating a target braking pressure of each wheel for achieving the target yaw moment, the target longitudinal force, and the target lateral force; And means for controlling the braking pressure of each wheel to be the target braking pressureAnd haveThe means for calculating the target lateral force calculates the lateral force of each wheel generated when the slip ratio of each wheel is 0, and sets the total lateral force of each wheel as the target lateral force.This is achieved by a vehicle motion control device.
[0007]
  According to the configuration of the first aspect, the vehicle limit state evaluation amount based on the deviation between the slip angle of the vehicle body and the target slip angle and the rate of change of the slip angle, or the vehicle limit state based on the rate of change of the slip angle and slip angle. When the evaluation amount is calculated and the limit state evaluation amount is small, the target yaw moment is calculated based on the deviation between the target yaw rate and the actual yaw rate of the vehicle. When the limit state evaluation amount is large, the target yaw moment is calculated based on the slip angle. Since the yaw moment is calculated, the deterioration of the vehicle behavior in the region where the limit state evaluation amount is large is effectively prevented, and the vehicle motion in the region where the limit state evaluation amount is small. Control is performed properly.
  AlsoConfiguration of claim 1According to the target longitudinal forceButCalculationAndTarget lateral forceButCalculationThe eyesStandard yaw moment,EyeFore-and-aft force,EyeTarget braking pressure for each wheel to achieve lateral forceButCalculationAndControl the braking pressure of each wheel to the target braking pressureTherefore, the braking pressure of each wheel is controlled so that the target yaw moment, the target longitudinal force and the target lateral force are achieved, and the lateral force of each wheel generated when the slip ratio of each wheel is zero.Is the operationIsThe total lateral force of each wheel is set as the target lateral forceTherefore, it is possible to suppress the decrease in the lateral force of the vehicle due to the motion control and improve the stability of the vehicle as compared with the case where the target lateral force is not considered.
[0008]
  According to the present invention, in order to effectively achieve the main problems described above,1In the configuration, the means for calculating the target yaw moment calculates a first target yaw moment to be given to the vehicle based on the yaw rate deviation, and calculates a second target yaw moment to be given to the vehicle based on the slip angle. The target yaw moment is calculated as a sum of weights of the first target yaw moment and the second target yaw moment, and the weight of the second target yaw moment increases as the limit state evaluation amount increases. It is configured to change the weight so as to increase (claims)2Configuration).
[0009]
  Claim2With this configuration, the yaw moment to be given to the vehicle is calculated as a weight sum of the first target yaw moment calculated based on the yaw rate deviation and the second target yaw moment calculated based on the slip angle of the vehicle, and the limit Since the weight is changed so that the weight of the second target yaw moment increases as the state evaluation amount increases, the yaw moment applied to the vehicle is appropriately calculated according to the size of the limit state evaluation amount.
[0010]
  According to the present invention, in order to effectively achieve the main problems described above,1The means for calculating the target yaw rate is configured to calculate a target vehicle body slip angle based on a steering angle and a vehicle speed, and to calculate the target yaw rate based on the target vehicle body slip angle.3Configuration).
[0011]
In general, when the target yaw rate and the target slip angle are calculated independently of each other, and the target yaw moment based on the deviation between the target yaw rate and the actual yaw rate of the vehicle and the target yaw moment based on the target slip angle are calculated separately, the yaw rate deviation There is a possibility that a step may be generated in the motion control at the boundary between the control region based on the target yaw moment based on the control angle and the control region based on the target yaw moment based on the slip angle.
[0012]
  On the other hand, the claim3With this configuration, the target vehicle body slip angle is calculated based on the steering angle and the vehicle speed, and the target yaw rate is calculated based on the target vehicle body slip angle. It is reliably prevented that a step is generated in the control.
[0013]
  According to the present invention, in order to effectively achieve the main problems described above,1The means for calculating the target yaw moment is configured to perform high-pass filtering on the calculated target yaw moment.4Configuration).
[0014]
  Claim4With this configuration, the low-frequency component of the target yaw moment is removed by high-pass filtering the calculated target yaw moment, so that motion control is performed for a long time, for example, during steady turning at high speed. The adverse effects caused by this are surely prevented.
[0015]
[Preferred embodiment of the problem solving means]
According to one preferable aspect of the present invention, in the configuration of claim 1, the target yaw moment is configured to be given to the vehicle by controlling the braking / driving force of each wheel (Preferred aspect 1). .
[0018]
The vehicle mass is m, the vehicle inertia yaw moment is Iz, the vehicle speed is V, the front and rear wheel cornering powers are Cf and Cr, the vehicle wheelbase is L, and the front wheel axle and The distances to the rear axle are Lf and Lr, respectively, the vehicle body slip angle and its rate of change are β and βd, the vehicle yaw rate and its rate of change are γ and γd, respectively, and the front wheel steering angle is δf. If the yaw moment of Y is YM, the motion of the vehicle is expressed as the following two equations (1a) and (1b) as a linear two-wheel model. As can be seen from these equations, the linear two-wheel model has a structure in which the yaw rate γ is changed by inputting the yaw moment YM as the control amount, and then the change in the yaw rate γ causes the change in the vehicle body slip angle β.
[0019]
[Expression 1]

[0020]
Expressions (1a) and (1b) can be modified as in the following expressions (2a) and (2b).
[0021]
[Expression 2]

[0022]
If these equations (2a) and (2b) are established as a relationship when YM = 0 in the steady state of the vehicle (βd = γd = 0), the following equation (3) is established, and therefore steering is performed. Based on the angle δf and the target vehicle body slip angle βref, the target yaw rate γref is calculated by the following equation (3).
[0023]
[Equation 3]

[0024]
  Therefore, according to yet another preferred embodiment of the present invention, the above claims3In this configuration, the means for calculating the target yaw rate is configured to calculate the target yaw rate γref according to the above equation (3) based on the steering angle δf and the target vehicle body slip angle βref (preferred aspect 2).
[0025]
The target yaw rate γref calculated according to the above equation (3) is such that when the vehicle driver steers excessively (for example, when the steering angle is excessive with respect to the friction coefficient μ of the road surface), the vehicle Since it is impossible to turn the vehicle, the vehicle body slip angle increases and the vehicle becomes unstable. This can be easily understood by considering the relationship between the yaw rate and the lateral acceleration in a steady state. Since the lateral acceleration Gyref generated when the vehicle yaw rate is constantly the target yaw rate γref is equal to the product of the target yaw rate γref and the vehicle speed V, the friction coefficient μ of the road surface expressed in the acceleration dimension is the lateral acceleration. When it is smaller than the magnitude of Gyref, it is necessary to perform guard processing at the target yaw rate γref at μ / V.
[0026]
  Therefore, according to still another preferred embodiment of the present invention, the preferred embodiment described above.2When the road surface friction coefficient μ expressed by the acceleration dimension is smaller than the lateral acceleration Gyref, the means for calculating the target yaw rate is guarded at the target yaw rate γref by μ / V. Configured to process (preferred embodiments3).
[0028]
  According to yet another preferred embodiment of the present invention, the above claims1In the configuration, the means for calculating the target braking pressure of each wheel is configured to calculate the target braking pressure of each wheel using a tire model based on the target yaw moment, target longitudinal force, and target lateral force of the vehicle. (Preferred embodiment 4).
[0029]
For example, the calculation of the target braking pressure of each wheel will be described by taking as an example a brushed tire model in which a reduction in lateral force, load movement, tire slip angle, and road friction coefficient are taken into account as a tire model.
[0030]
First, based on the brush tire model, the longitudinal force Ftxi and lateral force Ftyi (i = fr, fl, rr, rl) generated by the tires of each wheel are obtained, and the tire longitudinal force change and lateral force due to minute changes in the slip ratio are obtained. Seek change.
[0031]
As shown in FIG. 6, the generated force Fti of each wheel tire 100, that is, the angle formed by the resultant force of the longitudinal force Ftxi and the lateral force Ftyi with respect to the longitudinal direction of the tire is θi, and the slip angle of the tire is βi, When the tire slip ratio is Si (positive during braking, −∞ <S <1.0), the road friction coefficient is μ, the tire ground load is Wi, and Ks and Kb are coefficients (positive constants), When the tire is not in the locked state (when ξi ≧ 0), the longitudinal force Ftxi and the lateral force Ftyi are expressed by the following equations 4 and 5, respectively, and the tire is in the locked state (when ξ <0). The longitudinal force Ftxi and lateral force Ftyi are expressed by the following equations 6 and 7, respectively.
[0032]
[Expression 4]

[0033]
As shown in FIG. 7, the coefficient Kb is the slope at the origin of the graph of the lateral force Ftyi with respect to the tire slip angle βi when the slip ratio Si is 0, and the coefficient Ks is shown in FIG. As shown, the slope at the origin of the graph of the longitudinal force Ftxi with respect to the slip ratio Si of the tire when the slip angle βi is zero. Further, cos θ, sin θ, λ, and ξ are expressed by the following equations 8 to 11, respectively.
[0034]
[Equation 5]

[0035]
The front and rear force changes and the lateral force changes (tire coordinate system) with respect to a minute change in the slip ratio are calculated by partially differentiating the above expressions 4 to 7 with the slip ratio Si (the following expressions 12 and 13).
[0036]
[Formula 6]

[0037]
Next, according to the following formulas 14 to 21, the vehicle calculates the longitudinal force and lateral force (tire coordinate system) of each tire on the right front wheel (fr), left front wheel (fl), right rear wheel (rr), and left rear wheel (rl). It converts to a coordinate system and calculates the force acting on the vehicle and calculates the moment. In the following equations, φf and φr are the steering angles of the front and rear wheels, Tr is the tread width of the vehicle, and Lf and Lr are respectively the center of gravity of the vehicle from the front wheel axle and the rear wheel axle. It is a distance, and T (φf) and T (φr) are values represented by the following equations 22 and 23, respectively.
[0038]
[Expression 7]

[0039]
[Equation 8]

[0040]
[Equation 9]

[0041]
[Expression 10]

[0042]
## EQU11 ##

[0043]
Similarly, according to the following formulas 24-31, the front / rear force and lateral force partial differential values (tire of the right front wheel (fr), left front wheel (fl), right rear wheel (rr), left rear wheel (rl)) A partial differential value (derivative) of the force acting on the vehicle is calculated by converting the coordinate system) to the vehicle coordinate system, and a partial differential value (derivative) of the moment is calculated.
[0044]
[Expression 12]

[0045]
[Formula 13]

[0046]
[Expression 14]

[0047]
[Expression 15]

[0048]
Next, based on the brush model, the longitudinal force Fx, lateral force Fy, and moment M of the vehicle generated when the slip rate of each wheel is the target slip rate Si are estimated and calculated according to the following equation 32.
[0049]
[Expression 16]

[0050]
Next, based on the following concepts (A) and (B), the target longitudinal force Fxa, the target lateral force Fya, and the target moment Ma are calculated according to the following equations 33 and 34. The right side of the following Expression 33 represents the longitudinal force, lateral force, and moment generated in each wheel when the slip ratio is zero.
[0051]
(A) The target longitudinal force Fxt and the target moment Mt for stabilizing the vehicle behavior by the vehicle motion control are the longitudinal force Fxso and moment generated when the motion control is not performed (when the slip ratio Si is 0). It is regarded as an additional amount with respect to Mso.
[0052]
(B) By reducing the lateral force Fyso when the motion is not controlled to the target lateral force Fya, the reduction of the lateral force during the motion control is reduced as much as possible.
[0053]
[Expression 17]

[0054]
A change in longitudinal force dFx, a change in lateral force dFy, and a change in moment dM acting on the vehicle body due to a minute change dSi in the slip ratio of the four controlled wheels are expressed by the following equation (35). In the following Expression 35, dSfr, dSfl, dSrr, dSrl are minute changes in the slip ratio of the right front wheel, left front wheel, right rear wheel, and left rear wheel, respectively, and J is a Jacobian matrix.
[0055]
[Formula 18]

[0056]
Next, the slip ratio Si for realizing the target longitudinal force Fxa, the target lateral force Fya, and the target moment Ma is calculated. However, since it is difficult to solve this slip rate analytically, it is obtained by the following convergence calculation.
[0057]
Assuming that the difference between the current longitudinal force, lateral force, moment and target longitudinal force, target lateral force, target moment is Δ, Δ is expressed by the following equation 36, and the slip rate correction amount that makes Δ equal to 0 Among them, the slip rate correction amount δS that minimizes the evaluation function L expressed by the following Expression 37 is obtained using T as a transport.
[0058]
[Equation 19]

[0059]
Le = δS^TWdsδS + (S + δS)^TWs (S + δS) + E^TWf E ...... (37)
[0060]
The slip ratio correction amount δS that minimizes the evaluation function Le in Expression 37 is expressed by Expression 38 below. Where Fx, Fy, and M are the longitudinal force, lateral force, and moment (formula 32) generated at the current slip ratio of the controlled wheel, respectively, and Fxa, Fya, and Ma are the target longitudinal force, target lateral force, S is the target moment (Formula 34), S and δS are the slip ratio (Formula 39 below) and the slip rate correction amount (Formula 40 below), E is the longitudinal force and lateral force due to Δ and δS, respectively. , The difference from the moment correction amount (Equation 41 below), Wds is the weight for the slip rate correction amount δS (Equation 42 below), and Ws is the weight for the slip rate S (Equation 43 below). , Wf is a weight for each force (Equation 44 below), and each weight is 0 or a positive value.
[0061]
δS = (Wds + Ws + J^TWf J)^-1(-Ws S + J^TWf Δ) …… (38)
[0062]
[Expression 20]

[0063]
[Expression 21]

[0064]
[Expression 22]

[0065]
[Expression 23]

[0066]
[Expression 24]

[0067]
[Expression 25]

[0068]
Therefore, by correcting the previous target slip ratio Si with the slip ratio correction amount δSi, the target slip ratio Si of each wheel that achieves the target longitudinal force Fxa, the target lateral force Fya, and the target moment Ma can be calculated.
[0069]
As is well known, the inertia moment of each wheel is Iti, the rate of change of the rotational angular velocity ωi of the wheel is ωdi, the longitudinal force generated by the tire is Ftxi, the effective radius of the wheel is Rti, and the friction coefficient of the brake pad is The tire rotational motion is expressed by the following equation (45), where μpi is the wheel cylinder cross-sectional area Swi, the wheel cylinder hydraulic pressure is Pwi, and the brake rotor effective radius is Rri.
[0070]
Itiωdi = FtxiRti−μpiSwiPwiRri (45)
In the above equation (45), if Itiωdi is sufficiently small and can be set to 0, the target hydraulic pressure of the wheel cylinder for generating the longitudinal force Ftxi, that is, the target braking pressure Pwti is obtained by the following equation (46).
[0071]
Pwti = FtxiRti / (μpiSwiRri) (46)
Therefore, by substituting the target slip ratio Si into the above formula (4) or the above formula (6), the front / rear force Ftxi (i = fr, fl, rr, rl) to be generated by each tire is calculated. By substituting the force Ftxi into the above equation (46), the target braking pressure Pwti of each wheel can be obtained.
[0072]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, the present invention will be described in detail with reference to the accompanying drawings.
[0073]
FIG. 1 is a schematic diagram showing a preferred embodiment of a vehicle motion control apparatus according to the present invention.
[0074]
In FIG. 1, 10FL and 10FR respectively indicate the left and right front wheels of the vehicle 12, and 10RL and 10RR respectively indicate the left and right rear wheels which are drive wheels of the vehicle. The left and right front wheels 10FL and 10FR, which are both driven wheels and steering wheels, are driven through

tie rods

18L and 18R by a rack and pinion type power steering device 16 driven in response to the steering of the steering wheel 14 by the driver. Steered.
[0075]
The braking force of each wheel is controlled by controlling the braking pressure of the wheel cylinders 24FR, 24FL, 24RR, 24RL by the hydraulic circuit 22 of the braking device 20. Although not shown in the drawing, the hydraulic circuit 22 includes a reservoir, an oil pump, various valve devices, and the like, and the braking pressure of each wheel cylinder is normally driven according to the depression operation of the brake pedal 26 by the driver. It is controlled by the master cylinder 28 and, if necessary, is controlled by the electric control device 30 as will be described in detail later.
[0076]
Pressure sensors 32FR, 32FL, 32RR, 32RL for detecting the pressure Pwi (i = fr, fl, rr, rl) in the wheel cylinders 24FR, 24FL, 24RR, 24RL of the respective wheels are located close to the wheels 10FR-10RL. A steering angle sensor 34 for detecting the steering angle δf is provided on the steering column to which the steering wheel 14 is connected. The vehicle 12 includes a yaw rate sensor 36 for detecting the yaw rate γ of the vehicle, a longitudinal acceleration sensor 38 for detecting the longitudinal acceleration Gx, a lateral acceleration sensor 40 for detecting the lateral acceleration Gy, a vehicle speed sensor 42 for detecting the vehicle speed V, and a brake pedal. A pressure sensor 44 for detecting the pressure Pm in the master cylinder 28 is provided as a state quantity corresponding to the pedaling force against the pressure. The steering angle sensor 34, the yaw rate sensor 36, and the lateral acceleration sensor 40 detect the steering angle, the yaw rate, and the lateral acceleration, respectively, with the left turning direction of the vehicle being positive.
[0077]
As shown in the figure, a signal indicating the wheel cylinder pressure Pwi detected by the pressure sensors 32FR to 32RL, a signal indicating the steering angle δf detected by the steering angle sensor 34, a signal indicating the yaw rate γ detected by the yaw rate sensor 36, A signal indicating the longitudinal acceleration Gx detected by the longitudinal acceleration sensor 38, a signal indicating the lateral acceleration Gy detected by the lateral acceleration sensor 40, a signal indicating the vehicle speed V detected by the vehicle speed sensor 42, and a signal detected by the pressure sensor 44 A signal indicating the master cylinder pressure Pm is input to the electric control device 30. Although not shown in detail in the figure, the electric control device 30 has, for example, a general configuration in which a CPU, a ROM, a RAM, and an input / output port device are connected to each other by a bidirectional common bus. Includes a microcomputer.
[0078]
The electric control device 30 calculates the slip angle β of the vehicle body and the rate of change βd as the vehicle state quantity according to the flowcharts shown in FIGS. 2 to 4 as described later, and the target vehicle body slip angle βref as the target state quantity. And the target yaw rate γrefg of the vehicle after the guard processing is calculated, and the target yaw moment YMhp, the target longitudinal force Fxt, the target lateral force Fyt of the vehicle after the high-pass filter processing are calculated as the target momentum, and the target yaw moment YMhp of the vehicle, the target The target braking pressure Pwti of each wheel for achieving the longitudinal force Fxt and the target lateral force Fyt is calculated, and the braking pressure of each wheel is controlled by hydraulic feedback control so that the braking pressure Pwi of each wheel becomes the target braking pressure Pwti. This stabilizes the movement of the vehicle not only in the vehicle's limit region but also in the non-linear region.
[0079]
Next, the motion control of the vehicle in the illustrated embodiment will be described with reference to the flowcharts shown in FIGS. The control according to the general flowchart shown in FIG. 2 is started by closing an ignition switch not shown in the figure, and is repeatedly executed every predetermined time.
[0080]
First, at step 50, a signal indicating the wheel cylinder pressure Pwi is read, and at step 100, the vehicle body slip angle β and its change rate βd are calculated. Specifically, the side slip speed Vy of the vehicle is calculated by integrating the deviation Gy−Vγ between the lateral acceleration Gy of the vehicle and the product Vγ of the vehicle speed and yaw rate, and the side slip with respect to the vehicle longitudinal speed Vx (= vehicle speed V). The slip angle β of the vehicle body is calculated as the ratio Vy / Vx of the speed Vy, and the slip angle change rate βd is calculated as the time differential value of the slip angle β.
[0081]
In step 150, the target vehicle body slip angle βref and the target yaw rate γrefg of the vehicle after the guard process are calculated as target state quantities in accordance with the flowchart shown in FIG. 3, and in step 200, the flowchart shown in FIG. Accordingly, the target yaw moment YMhp, the target longitudinal force Fxt, and the target lateral force Fyt of the vehicle after the high-pass filter process are calculated as the target momentum.
[0082]
In step 350, the target longitudinal force Fxa, the target lateral force Fya, the target lateral force Fya and the target lateral force Fya according to the following equation (47) corresponding to the above equation (34) based on the target yaw moment YMhp, the target longitudinal force Fxt, and the target lateral force Fyt of the vehicle. The moment Ma is calculated, the target slip ratio Si of each wheel is calculated according to the above equations (35) to (44), and the target braking pressure Pwti of each wheel is calculated according to the following equation (48) corresponding to the above equation (46). Calculated.
[0083]
[Equation 26]

[0084]
Pwi = FtxiRti / (μpiSiRri) (48)
[0085]
In step 400, the braking pressure of each wheel is controlled by hydraulic feedback control so that the braking pressure Pwi of each wheel becomes the target braking pressure Pwti. The calculation itself of the target braking pressure Pwti for each wheel does not form the gist of the present invention, and may be performed in any manner known in the art.
[0086]
In step 160 of the target state quantity calculation routine shown in FIG. 3, based on the steering angle δf and the vehicle speed V, an arbitrary transfer function Gβ (s) = βref (s) / δf (s) (for example, K (V ) Is a coefficient that is a function of vehicle speed, τ (V) is a time constant that is a function of vehicle speed, s is a Laplace operator, and K (V) / (τ (V) s + 1)) The angle βref is calculated.
[0087]
In step 170, the target yaw rate γref is calculated according to the above equation (3) based on the steering angle δf and the target vehicle body slip angle βref. In step 180, the following equation (49) is calculated based on the longitudinal acceleration Gx and the lateral acceleration Gy. ), The vehicle composite acceleration Gxy is calculated, and the road surface friction coefficient μ is calculated as the smaller value of the composite acceleration Gxy and 0.10. Note that the road surface friction coefficient μ is calculated as the smaller value of the combined acceleration Gxy and 0.10 in the situation where the longitudinal acceleration Gx and the lateral acceleration Gy at the initial stage of steering are small. This is to prevent the guard processing by 190 from being performed.
[0088]
Gxy = (Gx²+ Gy²)^1/2  ...... (49)
[0089]
In step 190, it is determined whether or not the absolute value of the target yaw rate γref is equal to or less than μ / V. When an affirmative determination is made, the target yaw rate γrefg of the vehicle after the guard process is set to γref, When a negative determination is made, sign (Gy) is used as the sign of the lateral acceleration Gy, and the target yaw rate γrefg of the vehicle after the guard processing is calculated according to the following equation (50).
[0090]
γrefg = sign (Gy) μ / V (50)
[0091]
In step 210 of the target momentum calculation routine shown in FIG. 4, the coefficient Kyr is calculated from a map not shown in the figure based on the vehicle speed V, and the yaw rate deviation is calculated according to the following equation (51). Based on the first target yaw moment Myr is calculated.
[0092]
Myr = Kyr (γrefg−γ) (51)
[0093]
In step 220, the coefficient Ksa is calculated from a map not shown in the figure based on the vehicle speed V, and the second based on the vehicle body slip angle according to the following equation (52) with K1 and K2 being positive constants. The target yaw moment Msa is calculated. If the estimation accuracy of the slip angle β is not sufficient, the target yaw moment Msa may be calculated according to the following equation (53).
[0094]
Msa = Ksa {K1 βd + K2 (β−βref)} (52)
Msa = Ksa (K1 βd + K2β) (53)
[0095]
In step 230, the vehicle limit state evaluation amount A is calculated according to the following equation (54). If the estimation accuracy of the slip angle β is not sufficient, the limit state evaluation amount A may be calculated according to the following equation (55).
[0096]
A = | K1 βd + K2 (β−βref) | (54)
A = | K1 βd + K2 β | (55)
[0097]
In step 240, the weighting coefficient Kt in the calculation of the target yaw moment YM in step 250 described later is calculated from the map corresponding to the graph shown in FIG.
[0098]
In step 250, the target yaw moment YM is calculated according to the following equation (56). In step 260, the target yaw moment YMhp is calculated by performing high-pass filter processing on the target yaw moment YM. Is done.
[0099]
YM = Kt Myr + (1-Kt) Msa (56)
[0100]
In step 270, the target braking force Fym is calculated according to the following equation (57), with Kymx being a positive constant, based on the target yaw moment YMhp after the high-pass filter processing.
[0101]
Fym = Kymx YMhp (57)
[0102]
In step 280, the required braking force Fdx by the driver is calculated according to the following equation (58) with Km as a positive constant based on the master cylinder pressure Pm. The required braking force Fdx may be calculated from a map not shown in the figure based on the master cylinder pressure Pm.
[0103]
Fdx = Km Pm (58)
[0104]
In step 290, the larger value of the target braking force Fym and the required braking force Fdx is set as the target longitudinal force Fxt.
[0105]
  In step 300, the lateral force of each wheel generated when the slip rate of each wheel is 0 is calculated using a tire model such as a brush tire model in order to reduce the reduction of the lateral force due to braking. At the same time, the sum of them is set to the target lateral force Fyt, and then step 35Go to 0.
[0106]
Thus, according to the illustrated embodiment, in step 100, the vehicle body slip angle β and its rate of change βd are calculated as the vehicle state quantity, and in step 150, the target vehicle body slip angle βref and the guard process are processed as the target state quantity. The target yaw rate γrefg of the subsequent vehicle is calculated, and in step 200, the target yaw moment YMhp, the target longitudinal force Fxt, and the target lateral force Fyt of the vehicle after the high-pass filter process are calculated as the target momentum. The target braking pressure Pwti of each wheel for achieving the target yaw moment YMhp, the target longitudinal force Fxt, and the target lateral force Fyt is calculated, and in step 400, the braking pressure Pwi of each wheel becomes the target braking pressure Pwti. The braking pressure of each wheel is controlled by hydraulic feedback control.
[0107]
In this case, the target yaw moment YM of the vehicle before the high-pass filter processing is calculated as the weight sum of the first target yaw moment Myr based on the yaw rate deviation and the second target yaw moment Msa based on the vehicle body slip angle in step 250. In step 240, the weighting coefficient Kt for the first target yaw moment Myr is variably set so as to decrease as the limit state evaluation amount A increases, thereby increasing the vehicle body slip angle β or its rate of change βd. The weight (1-Kt) for the second target yaw moment Msa is set larger.
[0108]
Therefore, according to the illustrated embodiment, it is possible to effectively prevent the deterioration of the vehicle behavior in the limit region where the magnitude of the vehicle body slip angle β or the rate of change βd thereof is large, and the vehicle body slip angle β or the change thereof. It is possible to appropriately control the movement of the vehicle in the non-linear region where the magnitude of the rate βd is small.
[0109]
In particular, according to the illustrated embodiment, the limit state evaluation amount A is calculated as the linear sum of the vehicle body slip angle deviation β-βref and the vehicle body slip angle change rate βd according to the equation (54) in step 230 or the equation (55 ) Is calculated as a linear sum of the vehicle body slip angle β and the vehicle body slip angle change rate βd, so that the limit state evaluation amount A is only determined by the vehicle body slip angle β or its deviation β-βref or the vehicle body slip angle change rate βd. Compared to the case where the calculation is based on the limit state, the limit state evaluation amount A can be appropriately calculated according to the actual state of the vehicle, and the target yaw moment YM of the vehicle can be appropriately determined according to the actual state of the vehicle. Can be calculated.
[0110]
Further, according to the illustrated embodiment, the target yaw rate γref is calculated in step 170 based on the steering angle δf and the target vehicle body slip angle βref according to the above equation (3), and based on the guard processing value γrefg of the target yaw rate γref In 210, the first target yaw moment Myr is calculated, and therefore, both the first and second target yaw moments are calculated based on the vehicle body slip angle. It is possible to reliably prevent the target yaw moment YM of the vehicle from changing suddenly due to the change in Kt.
[0111]
When the target yaw moment YM is not subjected to the high-pass filter process, the magnitude of the target yaw moment YM becomes large over a relatively long time, for example, at the time of steady turning at a high speed, and therefore over a relatively long time. Since motion control is performed, braking for motion control is performed for a relatively long time, and therefore, the brake pad is likely to be overheated or excessively worn.
[0112]
On the other hand, according to the illustrated embodiment, the target yaw moment YM is subjected to high-pass filtering in step 260 to remove low-frequency components, and in step 270, the target yaw moment YMhp is changed to the target yaw moment YMhp after high-pass filtering. Since the target braking force Fym is calculated based on this, the brake pad is overheated and excessively worn due to braking for a relatively long period of time during steady turning at high speed. Can be prevented.
[0113]
Further, according to the illustrated embodiment, the lateral force of each wheel generated when the slip ratio of each wheel is 0 is calculated in step 300, and the sum thereof is set as the target lateral force Fyt. In step 350, the target braking pressure Pwti of each wheel is calculated so that the lateral force is achieved. Therefore, the reduction of the lateral force of the vehicle due to the motion control is suppressed, and the target lateral force Fyt is not considered. In comparison, the stability of the vehicle can be improved.
[0114]
Although the present invention has been described in detail with respect to specific embodiments, the present invention is not limited to the above-described embodiments, and various other embodiments are possible within the scope of the present invention. It will be apparent to those skilled in the art.
[0115]
For example, in the above-described embodiment, the target yaw moment YM is calculated as the weight sum of the first target yaw moment Myr based on the yaw rate deviation and the second target yaw moment Msa based on the vehicle body slip angle according to the equation (56). The weight coefficient Kt is variably set so as to decrease as the limit state evaluation amount A increases. However, the target yaw moment YM is the first when the limit state evaluation amount A is equal to or less than a preset reference value. May be set to the second target yaw moment Msa when the limit state evaluation amount A exceeds the reference value.
[0117]
In the above-described embodiment, the target longitudinal force Fxa, the target lateral force Fya, and the target moment Ma are calculated according to the above equation (47). These are the target longitudinal force Fxt and the target lateral force Fxt, respectively. The force Fyt and the target yaw moment YMhp may be set.
[0118]
In the above-described embodiment, the target braking pressure Pwti of each wheel for achieving the target yaw moment YMhp, target longitudinal force Fxt, and target lateral force Fyt of the vehicle is calculated, and the braking pressure Pwi of each wheel is set as the target. The braking pressure of each wheel is controlled by the hydraulic feedback control so that the braking pressure becomes Pwti, but each wheel to achieve the target yaw moment YMhp, the target longitudinal force Fxt, and the target lateral force Fyt of the vehicle. The target slip ratio may be calculated, and the braking pressure of each wheel may be controlled by wheel speed feedback control so that the slip ratio of each wheel becomes the target slip ratio.
[0119]
Further, in the above-described embodiment, the means for detecting the driver's required braking amount is the pressure sensor 44 for detecting the master cylinder pressure Pm, but the pedal force sensor for detecting the pedal force for the brake pedal 26 and the brake pedal 26 A stroke sensor that detects a stroke may be used.
[0120]
【The invention's effect】
  As is clear from the above description, according to the configuration of claim 1 of the present invention, it is possible to effectively prevent the deterioration of the behavior of the vehicle in the region where the magnitude of the vehicle critical state evaluation amount is large. At the same time, it is possible to appropriately control the movement of the vehicle in the region where the size of the limit state evaluation amount is small,In addition, the braking pressure of each wheel can be controlled so that the target yaw moment, target longitudinal force, and target lateral force can be achieved. The stability of the vehicle can be improved compared to the case where it is not performed.
  And claims2With this configuration, the weight is changed so that the weight of the second target yaw moment increases as the limit state evaluation amount increases, so the yaw moment applied to the vehicle depends on the size of the limit state evaluation amount. Can be controlled appropriately.
[0121]
  And claims3With this configuration, the target vehicle body slip angle is calculated based on the steering angle and the vehicle speed, and the target yaw rate is calculated based on the target vehicle body slip angle, whereby the overall control is unified to slip angle-based control. It is possible to reliably prevent the occurrence of a step in the control.
[0122]
  And claims4With this configuration, the low-frequency component of the target yaw moment is removed by subjecting the target yaw moment to high-pass filtering, so that the adverse effects of long-term motion control such as during steady turning at high speeds. For example, overheating and excessive wear of the brake pad can be reliably prevented.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing one preferred embodiment of a vehicle motion control apparatus according to the present invention.
FIG. 2 is a general flowchart showing a motion control routine in the illustrated embodiment.
FIG. 3 is a flowchart showing a target state quantity calculation routine in step 150 of the flowchart shown in FIG. 2;
4 is a flowchart showing a target exercise amount calculation routine in step 200 of the flowchart shown in FIG. 2;
FIG. 5 is a graph showing a relationship between a limit state evaluation amount A and a weighting coefficient Kt.
FIG. 6 is an explanatory diagram showing an angle θi formed by a tire generating force Fti with respect to the tire lateral direction, and the like.
FIG. 7 is a graph showing the relationship of the lateral force Ftyi to the tire slip angle βi when the slip ratio is zero.
FIG. 8 is a graph showing the relationship of the longitudinal force Ftxi to the tire slip ratio Si when the slip angle βi is zero.
[Explanation of symbols]
10FR ~ 10RL ... wheel
20 ... braking device
28 ... Master cylinder
30 ... Electric control device
32FR ~ 32RL ... Pressure sensor
34 …… Steering angle sensor
36 ... Yaw rate sensor
38. Longitudinal acceleration sensor
40 ... Lateral acceleration sensor
42 ... Vehicle speed sensor
44 ... Pressure sensor

Claims

In a vehicle motion control device for controlling a target yaw moment applied to a vehicle based on a motion state quantity of the vehicle, means for calculating a slip angle of the vehicle body and a target slip angle of the vehicle body, means for calculating a target yaw rate of the vehicle, Calculating a vehicle limit state evaluation amount based on a deviation between the slip angle and the target slip angle and a rate of change of the slip angle or a vehicle limit state evaluation amount based on the slip angle and the rate of change of the slip angle; When the limit state evaluation amount is small, a target yaw moment is calculated based on the deviation between the target yaw rate and the actual yaw rate of the vehicle, and when the limit state evaluation amount is large, the target yaw moment is based on the slip angle. means for calculating and means for calculating a target longitudinal force and means for calculating a target lateral force, the target yaw moment The target longitudinal force, possess means for calculating a target braking pressure for each wheel to achieve the target lateral force, and means for controlling so that the braking pressure of each wheel becomes the target braking pressure, the target lateral The force calculating means calculates the lateral force of each wheel generated when the slip ratio of each wheel is 0, and sets the sum of the lateral forces of each wheel as the target lateral force . Motion control device.

The means for calculating the target yaw moment calculates a first target yaw moment to be given to the vehicle based on the yaw rate deviation, calculates a second target yaw moment to be given to the vehicle based on the slip angle, and the first target yaw moment The target yaw moment is calculated as a weight sum of the yaw moment and the second target yaw moment, and the weight is changed so that the weight of the second target yaw moment increases as the limit state evaluation amount increases. The vehicle motion control device according to claim 1 .

Said means for computing a target yaw rate calculates a target vehicle body slip angle based on the steering angle and the vehicle speed, vehicle motion control according to claim 1, characterized by calculating the target yaw rate on the basis of the target vehicle body slip angle apparatus.

2. The vehicle motion control apparatus according to claim 1 , wherein the means for calculating the target yaw moment performs high-pass filter processing on the calculated target yaw moment.