JP3997923B2

JP3997923B2 - Regenerative braking control device for vehicle

Info

Publication number: JP3997923B2
Application number: JP2003030699A
Authority: JP
Inventors: 覚大作
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2003-02-07
Filing date: 2003-02-07
Publication date: 2007-10-24
Anticipated expiration: 2023-02-07
Also published as: JP2004242460A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、自動車等の車輌の制動制御装置に係り、更に詳細には各車輪に個別に摩擦制動力を付与する摩擦制動装置と、複数の車輪に回生制動力を付与する回生制動装置とを有する回生式の制動制御装置に係る。
【０００２】
【従来の技術】
自動車等の車輌の回生式制動制御装置の一つとして、例えば本願出願人の出願にかかる下記の特許文献１に記載されている如く、車輌の運転状況に基づき各車輪の目標制動力を演算し、左右輪のうち目標制動力が小さい方の車輪の目標制動力に基づき回生制動力を決定し、目標制動力が大きい方の車輪については摩擦制動力と回生制動力との和により目標制動力を達成するよう構成された回生式制動制御装置が従来より知られており、また本願出願人の出願にかかる下記の特許文献５に記載されている如く、制動力の前後配分比を目標通りに維持しつつ回生効率を最大にする技術も既に知られている。
【０００３】
尚本願出願人の出願にかかる下記の特許文献２には、前輪及び後輪に回生制動装置を備えた四輪駆動車に於いて車輌の安定性及び回生効率を最適にする技術が記載されており、また本願出願人の出願にかかる下記の特許文献３及び４には、制動力の前後配分比を考慮して回生制動力を制御する回生式制動制御装置が記載されている。
【特許文献１】
特開２００２−１０４１５６号公報
【特許文献２】
特開２００１−１６９４０５号公報
【特許文献３】
特開平９−１０４３３３号公報
【特許文献４】
特開平７−２０３６０２号公報
【特許文献５】
特開２００２−９５１０８号公報
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
上述の如き従来の回生式制動制御装置によれば、車輌の走行安定性や旋回性能を悪化させることなく回生制動力を高くすることができるが、目標摩擦制動力及び目標回生制動力の比率や制動力の前後配分比により回生制動力が一義的に決定されるため、回生制動力が付与される車輪のタイヤに制動力発生の余裕がある場合にもその余裕を有効に利用して回生制動力を増大せることができず、従って車輌全体の燃費を向上させる上でこの点に於いて改善の余地がある。
【０００５】
本発明は、前後配分比等に応じて回生制動力を制御するよう構成された従来の回生式制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、回生制動力が付与される車輪のタイヤ負荷率、即ちタイヤが発生可能な力に対するタイヤが発生している力の比が小さく、タイヤに制動力発生の余裕がある場合には当該車輪の回生制動力を増大させることにより、従来の回生式制動制御装置の場合に比して回生制動力を高くすることである。
【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、各車輪に個別に摩擦制動力を付与する摩擦制動装置と、複数の車輪に回生制動力を付与する回生制動装置とを有する車輌用回生式制動制御装置に於いて、車輌の運転状況に基づき車輌の安定な走行状態を維持しつつ制動するための各車輪の目標制動力を演算し、前記目標制動力に基づき目標摩擦制動力及び目標回生制動力を演算し、回生制動力が付与される車輪のタイヤ負荷率の指標値を演算し、タイヤ負荷率の指標値が小さいときにはそれが大きいときに比して車輌全体の目標摩擦制動力及び目標回生制動力の総和を変更することなく当該車輪の前記目標回生制動力を増加補正することにより車輌全体の制動力及び車輌の走行安定性を維持しつつ当該車輪の回生制動力を増加させることを特徴とする車輌用回生式制動制御装置（請求項１の構成）、又は各車輪に個別に摩擦制動力を付与する摩擦制動装置と、複数の車輪に回生制動力を付与する回生制動装置とを有する車輌用回生式制動制御装置に於いて、前輪のタイヤ負荷率の指標値を演算し、前輪のタイヤ負荷率の指標値に応じて回生制動力を変更することにより制動力の前後配分比を変更することを特徴とする車輌用回生式制動制御装置（請求項７の構成）によって達成される。
【０００７】
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、目標摩擦制動力及び目標回生制動力の総和が変化しないよう且つ車輌のヨーレートが変化しないようタイヤ負荷率の指標値が小さい車輪の回生制動力を増加させることにより、車輌全体の制動力及び車輌の走行安定性を維持するよう構成される（請求項２の構成）。
【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及び２の構成に於いて、各車輪のタイヤ前後力及び横力、各車輪の接地荷重、路面の摩擦係数を推定し、これらに基づき各車輪のタイヤ負荷率の指標値を演算するよう構成される（請求項３の構成）。
【０００９】
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及び２の構成に於いて、車輌の運転状況に基づき車輌モデルの車輌状態量を推定し、車輌モデルの車輌状態量と実際の車輌状態量との偏差に基づき車輌全体の車輪のタイヤ負荷率の指標値を演算するよう構成される（請求項４の構成）。
【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乃至４の何れかの構成に於いて、車輌の旋回度合を判定し、車輌の旋回度合が高いときにはそれが低いときに比して前記目標回生制動力の増加補正量を低減するよう構成される（請求項５の構成）。
【００１１】
また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項５の構成に於いて、車輌の旋回度合が高いほど前記目標回生制動力の増加補正量の低減量を大きくし前記目標回生制動力の増加補正量を小さくするよう構成される（請求項６の構成）。
【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７の構成に於いて、前輪の回生可能量は後輪の回生可能量よりも大きく、前輪のタイヤ負荷率の指標値が小さいときにはそれが大きいときに比して前輪の制動力配分が大きくなるよう前輪のタイヤ負荷率の指標値に応じて回生制動力を変更するよう構成される（請求項８の構成）。
【００１４】
【発明の作用及び効果】
上記請求項１の構成によれば、車輌の運転状況に基づき車輌の安定な走行状態を維持しつつ制動するための各車輪の目標制動力が演算され、目標制動力に基づき目標摩擦制動力及び目標回生制動力が演算されると共に、回生制動力が付与される車輪のタイヤ負荷率の指標値が演算され、タイヤ負荷率の指標値が小さいときにはそれが大きいときに比して車輌全体の目標摩擦制動力及び目標回生制動力の総和を変更することなく当該車輪の目標回生制動力を増加補正することにより車輌全体の制動力及び車輌の走行安定性を維持しつつ当該車輪の回生制動力が増加されるので、タイヤ負荷率が小さい車輪についてはそのタイヤの力発生能力を有効に利用して回生制動力を増大させることができ、これにより車輌全体の制動力を変更したり車輌の走行安定性を損なうことなく回生制動量を増大させて車輌全体の燃費を向上させることができる。
【００１５】
また上記請求項２の構成によれば、目標摩擦制動力及び目標回生制動力の総和が変化しないよう且つ車輌のヨーレートが変化しないようタイヤ負荷率の指標値が小さい車輪の回生制動力を増加させることにより、車輌全体の制動力及び車輌の走行安定性が維持されるので、車輌全体の制動力及び車輌の走行安定性を確実に維持しつつ、回生制動量を増大させて車輌全体の燃費を向上させることができる。
【００１６】
また上記請求項３の構成によれば、各車輪のタイヤ前後力及び横力、各車輪の接地荷重、路面の摩擦係数が推定され、これらに基づき各車輪のタイヤ負荷率の指標値が演算されるので、各車輪のタイヤ前後力及び横力に基づき各車輪のタイヤが発生している力を推定し、各車輪の接地荷重及び路面の摩擦係数に基づき各車輪のタイヤが発生可能な力を推定することができ、これにより各車輪のタイヤ負荷率の指標値を正確に演算することができる。
【００１７】
また上記請求項４の構成によれば、車輌の運転状況に基づき車輌モデルの車輌状態量が推定され、車輌モデルの車輌状態量と実際の車輌状態量との偏差に基づき車輌全体の車輪のタイヤ負荷率の指標値が演算されるが、車輌モデルの車輌状態量と実際の車輌状態量との偏差は車輌全体としての車輪のタイヤ負荷率に対応しており、前記偏差の大きさが大きいほど車輌全体としての車輪のタイヤ負荷率が大きいので、車輌全体の車輪のタイヤ負荷率の指標値を簡便に演算することができる。
【００１８】
また上記請求項５の構成によれば、車輌の旋回度合が判定され、車輌の旋回度合が高いときにはそれが低いときに比して目標回生制動力の増加補正量が低減されるので、目標回生制動力の増加補正に伴い制動力の移動が行われる場合にも、車輌の旋回度合が高く車輌の走行安定性が低下し易い状況に於いて目標回生制動力の増加補正及び制動力の移動に起因して車輌の走行安定性が低下する虞れを確実に低減することができる。
【００１９】
また上記請求項６の構成によれば、車輌の旋回度合が高いほど目標回生制動力の増加補正量の低減量が大きくされ目標回生制動力の増加補正量が小さくされるので、車輌の走行安定性が低下し易いほど目標回生制動力の増加補正量が小さくすることができ、これにより目標回生制動力の増加補正及びこれに伴う制動力の配分比の変動に起因して車輌の旋回時の走行安定性が低下することを効果的に防止することができる。
【００２１】
また上記請求項７の構成によれば、前輪のタイヤ負荷率の指標値が演算され、前輪のタイヤ負荷率の指標値に応じて制動力の前後配分比が変更されることにより回生制動力が増大されるので、前輪タイヤの力発生の余裕に応じて制動力の前後配分比を変更することにより回生制動力を増大させ、これにより車輌の走行安定性の低下を防止しつつ回生制動力を増大させることができる。
【００２２】
また上記請求項８の構成によれば、前輪の回生可能量は後輪の回生可能量よりも大きく、前輪のタイヤ負荷率の指標値が小さいときにはそれが大きいときに比して前輪の制動力配分が大きくなるよう前輪のタイヤ負荷率の指標値に応じて回生制動力が変更されるので、前輪タイヤの力発生の余裕が高いほど制動力の前後配分比を前輪寄りにして車輌の走行安定性の低下を確実に防止すると共に前輪の回生制動力を増大させて車輌全体の回生制動量を増大させることができる。
【００２３】
【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乃至６の何れかの構成に於いて、タイヤ負荷率の指標値が小さいほど当該車輪の回生制動力の増加量が大きくなるようタイヤ負荷率の指標値に応じて回生制動力の増加量を可変制御するよう構成される（好ましい態様１）。
【００２５】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項７又は８の構成に於いて、車輌の運転状況に基づき車輌の安定な走行状態を維持しつつ制動するための各車輪の目標制動力を演算し、各車輪の目標制動力に基づき目標摩擦制動力及び目標回生制動力を演算するよう構成される（好ましい態様２）。
【００２６】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記好ましい態様２の構成に於いて、車輌の運転状況に基づき車輌の目標前後力、目標横力、目標ヨーモーメントを演算し、車輌の走行安定性を維持しつつ車輌の目標前後力、目標横力、目標ヨーモーメントを達成する各車輪の目標制動力を演算するよう構成される（好ましい態様３）。
【００２７】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記好ましい態様３の構成に於いて、前輪のタイヤ負荷率の指標値が小さいときにはそれが大きいときに比して前輪の制動力配分が大きくなるよう各車輪の目標制動力を演算するよう構成される（好ましい態様４）。
【００２８】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１乃至８の何れかの構成に於いて、車輌は前輪に回生制動装置を有する前輪駆動車であるよう構成される（好ましい態様５）。
【００２９】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記好ましい態様５の構成に於いて、回生制動装置は左右前輪に共通の回生制動装置であるよう構成される（好ましい態様６）。
【００３０】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１乃至８の何れかの構成に於いて、車輌は前輪及び後輪に回生制動装置を有する四輪駆動車であるよう構成される（好ましい態様７）。
【００３１】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記好ましい態様７の構成に於いて、前輪の回生制動装置は左右前輪に共通の回生制動装置であり、後輪の回生制動装置は左右前輪に共通の回生制動装置であるよう構成される（好ましい態様８）。
【００３２】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１乃至８何れかの構成に於いて、車輌は各車輪に回生制動装置を有する四輪駆動車であるよう構成される（好ましい態様９）。
【００３３】
以下に添付の図を参照しつつ、本発明を幾つかの好ましい実施の形態（以下単に実施形態という）について詳細に説明する。
【００３４】
第一の実施形態
図１はハイブリッドエンジンが搭載された前輪駆動式の車輌に適用された本発明による回生式制動制御装置の第一の実施形態を示す概略構成図である。
【００３５】
図１に於いて、１０は前輪を駆動するハイブリッドエンジンを示しており、ハイブリッドエンジン１０はガソリンエンジン１２と電動発電機１４とを含んでいる。ガソリンエンジン１２の出力軸１６はクラッチを内蔵する無段変速機１８の入力軸に連結されており、無段変速機１８の入力軸は電動発電機１４の出力軸２０にも連結されている。無段変速機１８の出力軸１９の回転はフロントディファレンシャル２２を介して左右前輪用車軸２４FL及び２４FRへ伝達され、これにより左右の前輪２４FL及び２４FRが回転駆動される。
【００３６】
ハイブリッドエンジン１０のガソリンエンジン１２及び電動発電機１４はエンジン制御装置２８により運転者による図には示されていないアクセルペダルの踏み込み量及び車輌の走行状況に応じて制御される。また電動発電機１４は前輪用回生制動装置３０の発電機としても機能し、回生発電機としての機能（回生制動）もエンジン制御装置２８により制御される。
【００３７】
特に図示の実施形態に於いては、ハイブリッドエンジン１０は図には示されていないシフトレバーがＤレンジにある通常走行時にはガソリンエンジン１２又はガソリンエンジン１２と電動発電機１４とにより駆動力又はエンジンブレーキ力を発生し（通常運転モード）、シフトレバーがＤレンジにあるが負荷が低いときには電動発電機１４のみにより駆動力を発生し（電気自動車モード）、シフトレバーがＢレンジにあるときにもガソリンエンジン１２と電動発電機１４とにより駆動力又はエンジンブレーキ力を発生するが、その場合のエンジンブレーキ力はＤレンジの場合よりも高く（エンジンブレーキモード）、シフトレバーがＤレンジにあり運転者によりブレーキペダル３２が踏み込まれたときにも電動発電機１４は回生発電機として機能する。
【００３８】
左右の前輪２６FL、２６FR及び左右の後輪３４RL、３４RRの摩擦制動力は摩擦制動装置４４の油圧回路４６により対応するホイールシリンダ４８FL、４８FR、４８RL、４８RRの制動圧が制御されることによって制御される。図には示されていないが、油圧回路４６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力は通常時には運転者によるブレーキペダル３２の踏み込み量及びブレーキペダル３２の踏み込みに応じて駆動されるマスタシリンダ５０の圧力に応じて摩擦制動装置用制御装置としての制動制御装置５２により制御される。
【００３９】
エンジン制御装置２８にはアクセルペダルセンサ５４よりアクセルペダルの踏み込み量を示す信号、シフトポジション（ＳＰ）センサ５６より無段変速機１８のシフト位置を示す信号、制動制御装置５２より前輪の目標回生制動力Ｆrgftを示す信号がそれぞれ入力される。
【００４０】
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４８FR、４８FL、４８RR、４８RL内の圧力Ｐi（ｉ＝fr、fl、rr、rl）を検出する圧力センサ５８FR、５８FL、５８RR、５８RLが設けられ、図には示されていないがステアリングホイールが連結されたステアリングコラムには操舵角φを検出する操舵角センサ６０が設けられている。
【００４１】
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６２、前後加速度Ｇxを検出する前後加速度センサ６４、横加速度Ｇyを検出する横加速度センサ６６、車速Ｖを検出する車速センサ６８が設けられている。尚操舵角センサ６０、ヨーレートセンサ６２及び横加速度センサ６６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。
【００４２】
図示の如く、圧力センサ５８FR〜５８RLにより検出されたホイールシリンダ内圧力Ｐiを示す信号、操舵角センサ６０により検出された操舵角φを示す信号、ヨーレートセンサ６２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６４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６６により検出された横加速度Ｇyを示す信号、車速センサ６８により検出された車速Ｖを示す信号は制動制御装置５２に入力される。
【００４３】
尚エンジン制御装置２８及び制動制御装置５２は実際にはそれぞれ例えばＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ、入出力装置を含むマイクロコンピュータと駆動回路とを含む一般的な構成のものであってよい。
【００４４】
後に詳細に説明する如く、制動制御装置５２は、後述の如く図２に示されたルーチンに従って車輌の運転状態に基づき車輌の安定な走行状態を維持しつつ制動するための各車輪の目標制動力Ｆxti（ｉ＝fr、fl、rr、rl）を演算し、目標制動力Ｆxtiに基づき前輪の基本回生制動力Ｆbbrgft及び後輪の基本回生制動力Ｆbbrgrtを演算する。
【００４５】
また制動制御装置５２は、前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfを演算し、前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfが小さいほど大きくなるよう前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfに基づきタイヤ負荷率に基づく調整係数Ｒtrを演算し、車輌の旋回度合を示す車輌のヨーレートγの絶対値が大きいほど小さくなるよう車輌のヨーレートγの絶対値に基づき旋回度合に基づく調整係数Ｒstrを演算し、タイヤ負荷に基づく調整係数Ｒtrと旋回度合に基づく調整係数Ｒstrとの積として回生量調整係数Ｒを演算し、回生量調整係数Ｒと後輪の基本回生制動力Ｆbbrgrtとの積として後輪より前輪への回生制動力の移行量ΔＦbrgを演算する。
【００４６】
そして制動制御装置５２は、前輪の基本回生制動力Ｆbbrgftと回生制動力の移行量ΔＦbrgとの和として前輪の目標回生制動力Ｆbrgftを演算し、各車輪の目標制動力Ｆxtiより前輪の目標回生制動力Ｆbrgftの２分の１又は後輪より前輪への移行量ΔＦbrgの２分の１が減算された値として各車輪の目標摩擦制動力Ｆbpti（ｉ＝fr、fl、rr、rl）を演算し、エンジン制御装置２８と共働して前輪の目標回生制動力Ｆbrgft及び各車輪の目標摩擦制動力Ｆbptiが達成されるよう各車輪の制動力を制御する。
【００４７】
特に制動制御装置５２は、後述の如く図３乃至図７に示されたフローチャートに従い、各輪のスリップ率Ｓiが０であるときの車輌の前後力Ｆxso、横力Ｆyso、モーメントＭsoと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との和として車輌の目標前後力Ｆxa、横力Ｆya、モーメントＭaを演算し、各輪のスリップ率の微小な変化ｄＳiに対する車輌の前後力、横力、モーメントの変化ｄＦx、ｄＦy、ｄＭを示す微係数∂Ｆxi／∂Ｓi、∂Ｆyi／∂Ｓi、∂Ｍi／∂Ｓiを演算する。
【００４８】
また制動制御装置５２は、目標前後力Ｆxaと実際の前後力Ｆxとの差、目標横力Ｆyaと実際の横力Ｆyとの差、目標モーメントＭaと実際のモーメントＭとの差及び微係数∂Ｆxi／∂Ｓi、∂Ｆyi／∂Ｓi、∂Ｍi／∂Ｓiに基づき収束演算により前後力の修正量δＦx、横力の修正量δＦy、モーメントの修正量δＭを演算し、前後力、横力、モーメントの修正量を達成するための各輪のスリップ率の修正量δＳiを演算し、前回演算された目標スリップ率をスリップ率修正量δＳiにて修正することにより今回の目標スリップ率Ｓaiを演算し、必要に応じて目標スリップ率Ｓaiを補正し、目標スリップ率Ｓaiに基づき各車輪の目標制動力Ｆxtiを演算する。
【００４９】
尚エンジン制御装置２８によるハイブリッドエンジン１０の運転モードの制御及びガソリンエンジン１２の制御は本発明の要旨をなすものではなく、これらの制御は当技術分野に於いて公知の任意の要領にて実施されてよい。
【００５０】
次に図示の第一の実施形態に於ける各車輪の目標制動力の演算の基本原理について説明する。尚目標制動力の演算の基本原理は後述の他の実施形態についても同様である。
【００５１】
まず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。
【００５２】
図９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、−∞＜Ｓi＜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１及び２にて表され、タイヤがロック状態にある場合（ξi＜０の場合）の前後力Ｆtxi及び横力Ｆtyiはそれぞれ下記の式３及び４にて表される。
【数１】

【００５３】
尚係数Ｋbは図１０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１１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５〜８にて表される。
【数２】

【００５４】
上記式１〜４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９及び１０）。
【数３】

【００５５】
次に下記の式１１〜１８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の重心に作用する前後力Ｆxi及び横力Ｆyiを演算すると共に、モーメントＭi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１９及び２０にて表される値である。
【００５６】
【数４】

【数５】

【数６】

【数７】

【数８】

【００５７】
同様に、下記の式２１〜２８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前後力及び横力の偏微分値（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。
【００５８】
【数９】

【数１０】

【数１１】

【数１２】

【００５９】
次に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をそれぞれ各輪による前後力Ｆxi、横力Ｆyi、モーメントＭiの和として下記の式２９に従って推定演算する。
【数１３】

【００６０】
次に下記の（Ａ）及び（Ｂ）の考え方に基づき、下記の式３０及び３１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３０の右辺はスリップ率が０であるときに各輪により発生される前後力、横力、モーメントを表している。
【００６１】
（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。
【００６２】
（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。
【数１４】

【００６３】
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３２により表される。尚下記の式３２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。
【数１５】

【００６４】
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。
【００６５】
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３３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３４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。
【００６６】
【数１６】

Ｌ＝δＳ^TＷdsδＳ＋（Ｓ＋δＳ）^TＷs （Ｓ＋δＳ）＋Ｅ^TＷfＥ……（３４）
【００６７】
尚上記式３４の右辺第１項は目標スリップ率のスリップ率修正量δＳを制限するための項であり、第２項は目標スリップ率を制限するための項であり、第３項は前後力、横力、モーメントがそれぞれ目標前後力、目標横力、目標モーメントに追従することを保証するための項である。
【００６８】
式３４の評価関数Ｌを最小化するスリップ率修正量δＳは下記の式３５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２９）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３１）であり、Ｓ及びδＳはそれぞれ各輪のスリップ率（下記の式３６）及びスリップ率修正量（下記の式３７）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３８）であり、Ｗdsはスリップ率修正量δＳに対する重み（下記の式３９）であり、Ｗsはスリップ率Ｓに対する重み（下記の式４０）であり、Ｗfは各力に対する重み（下記の式４１）であり、各重みは０又は正の値である。
【００６９】
δＳ＝（Ｗds＋Ｗs＋Ｊ^TＷfＪ）^-1（−ＷsＳ＋Ｊ^TＷfΔ）……（３５）
【数１７】

【数１８】

【数１９】

【数２０】

【数２１】

【数２２】

【００７０】
従って前回の目標スリップ率Ｓai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を達成する四輪の目標スリップ率Ｓaiを演算することができ、目標スリップ率Ｓaiに基づき各車輪の目標制動力Ｆxtiを演算することができる。
【００７１】
次に図２に示されたフローチャートを参照して図示の第一の実施形態に於ける制動制御について説明する。尚図２に示されたフローチャートによる制御は図には示されていないイグニッションスイッチの閉成により開始され、所定の時間毎に繰返し実行される。
【００７２】
まずステップ５０に於いては各センサの検出値を示す信号の読み込みが行われ、ステップ１００に於いては後に詳細に説明する如く図５乃至図１０に示されたフローチャートに従って各車輪の目標制動力Ｆxti（ｉ＝fr、fl、rr、rl）が演算される。
【００７３】
ステップ６００に於いては左右前輪の目標制動力Ｆxtfl及びＦxtfrのうち小さい方の値の２倍として前輪の基本回生制動力Ｆbbrgftが演算されると共に、左右後輪の目標制動力Ｆxtrr及びＦxtrlのうち小さい方の値の２倍として後輪の基本回生制動力Ｆbbrgrtが演算される。
【００７４】
ステップ６５０に於いては車輌の前後加速度Ｇx及び横加速度Ｇyに基づき当技術分野に於いて公知の要領にて各車輪の前後力Ｆxi、横力Ｆyi、及び各車輪の接地荷重Ｗi（ｉ＝fr、fl、rr、rl）が演算され、当技術分野に於いて公知の要領にて路面の摩擦係数μが演算され、下記の式４２に従って左右前輪のタイヤ負荷率Ｌtri（ｉ＝fr、fl）が演算され、更に左右前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfr及びＬtrflのうち大きい方の値として前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfが演算される。
【数２３】

【００７５】
ステップ７００に於いては前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfに基づき図１２に示されたグラフに対応するマップより前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfが小さいほど大きくなるようタイヤ負荷率に基づく調整係数Ｒtrが演算され、ステップ７５０に於いては車輌の旋回度合を示す車輌のヨーレートγの絶対値に基づき図１３に示されたグラフに対応するマップより車輌のヨーレートγの絶対値が大きいほど小さくなるよう旋回度合に基づく調整係数Ｒstrが演算される。
【００７６】
ステップ８００に於いてはタイヤ負荷率に基づく調整係数Ｒtrと旋回度合に基づく調整係数Ｒstrとの積として回生量調整係数Ｒが演算され、ステップ８５０に於いては下記の式４３に従って回生量調整係数Ｒと後輪の基本回生制動力Ｆbbrgrtとの積として後輪より前輪への回生制動力の移行量ΔＦbrgが演算される。
ΔＦbrg＝Ｒ・Ｆbbrgrt ……（４３）
【００７７】
ステップ９００に於いては後述のステップ９５０に於いて演算される左右前輪の目標回生制動力Ｆbrgftの２分の１と後述のステップ１０００に於いて演算される目標摩擦制動力Ｆbptiとの和を左右前輪の前後力として演算される左右前輪のタイヤ負荷率のうち大きい方の値がＣa（１以下の１に近い正の定数）以下となるよう回生制動力の移行量ΔＦbrgがガード処理される。
【００７８】
ステップ９５０に於いては下記の式４４に従って前輪の基本回生制動力Ｆbbrgftとガード処理後の回生制動力の移行量ΔＦbrgとの和として前輪の目標回生制動力Ｆbrgftが演算される。
Ｆbrgft＝Ｆbbrgft＋ΔＦbrg ……（４４）
【００７９】
ステップ１０００に於いては下記の式４５〜４８に従って各車輪の目標摩擦制動力Ｆbpti（ｉ＝fr、fl、rr、rl）が演算される。
Ｆbptfr＝Ｆxtfr−Ｆbrgft／２ ……（４５）
Ｆbptfl＝Ｆxtfl−Ｆbrgft／２ ……（４６）
Ｆbptrr＝Ｆxtrr−ΔＦbrg／２ ……（４７）
Ｆbptrl＝Ｆxtrl−ΔＦbrg／２ ……（４８）
【００８０】
ステップ１０５０に於いては前輪の目標回生制動力Ｆbrgftを示す信号がエンジン制御装置２８へ出力され、エンジン制御装置２８により前輪の目標回生制動力Ｆbrgftに基づき回生制動装置３０が制御されることにより回生制動の制御が実行される。
【００８１】
またステップ１０５０に於いては各車輪の目標摩擦制動力Ｆbptiに基づき各車輪の目標制動圧Ｐbptiが演算されると共に、各車輪の制動圧が目標制動圧Ｐbptiになるよう油圧回路４６が制御されることによって各車輪の摩擦制動の制御が実行される。
【００８２】
次に図３に示されたフローチャートを参照して上述のステップ１００に於ける各車輪の目標制動力演算ルーチンについて説明する。
【００８３】
まずステップ１５０に於いては図４に示されたルーチンに従って後輪のスリップ角βr が演算され、ステップ２００に於いては図５に示されたルーチンに従って前回のステップ５００に於いて演算された目標スリップ率での車輌の前後力Ｆx、横力Ｆy、モーメントＭ、即ち現在の前後力、横力、モーメントが演算され、ステップ２５０に於いては図６に示されたルーチンに従って車輌の目標前後力Ｆxa、目標横力Ｆya、目標モーメントＭaが演算される。
【００８４】
ステップ３００に於いては上記式９及び１０に従って微小なスリップ率の変化に対する各輪の前後力の変化及び横力の変化が演算されると共に、上記式２１〜２８及び式３２に従って車輌の前後力の微係数∂Ｆxi／∂Ｓi、横力の微係数∂Ｆyi／∂Ｓi、モーメントの微係数∂Ｍi／∂Ｓiが演算される。
【００８５】
ステップ３５０に於いては上記式３３に従ってそれぞれ前後力、横力、モーメントの目標値Ｆxa、Ｆya、Ｍaと実際の値Ｆx、Ｆy、Ｍとの偏差として車輌の前後力の修正量δＦx、横力の修正量δＦy、モーメントの修正量δＭが演算される。
【００８６】
ステップ４００に於いては現在の車輌の前後力、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Δを０にするスリップ率修正量のうち、上記式３４にて表される評価関数Ｌを最小化する各輪のスリップ率の修正量δＳiが上記式３５に従って演算される。
【００８７】
ステップ４５０に於いては前回の目標スリップ率Ｓaiとステップ４００に於いて演算されたスリップ率の修正量δＳaiとの和（Ｓai＋δＳi）として修正後の各輪の目標スリップ率Ｓaiが演算される。
【００８８】
ステップ５００に於いては図７に示されたルーチンに従って各輪の目標スリップ率Ｓaiが必要に応じて補正され、ステップ５５０に於いては目標スリップ率Ｓaiに基づき図には示されていない車輌モデルに基づくマップより各輪の目標制動力Ｆxtiが演算される。
【００８９】
図４に示された後輪のスリップ角βr演算ルーチンのステップ１５５に於いては、横加速度Ｇyと車速Ｖ及びヨーレートγの積Ｖγとの偏差Ｇy−Ｖγとして横加速度の偏差、即ち車輌の横すべり加速度Ｖydが演算され、横すべり加速度Ｖydが積分されることにより車体の横すべり速度Ｖyが演算され、車体の前後速度Ｖx（＝車速Ｖ）に対する車体の横すべり速度Ｖyの比Ｖy／Ｖxとして車体のスリップ角βが演算される。
【００９０】
ステップ１６０に於いてはＬrを車輌の重心と後輪車軸との間の車輌前後方向の距離として下記の式４９に従って後輪のスリップ角βr が演算される。尚後輪のスリップ角βrは後輪のころがり方向に対し後輪のすべり方向が反時計廻り方向にある場合が正である。
βr＝β−Ｌrγ／Ｖ ……（４９）
【００９１】
ステップ１６５に於いては基準値βrcを正の定数として後輪のスリップ角βrが基準値βrcを越えているか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはステップ１７５へ進み、肯定判別が行われたときにはステップ１７０に於いて後輪のスリップ角βrが基準値βrcに設定される。
【００９２】
同様にステップ１７５に於いては後輪のスリップ角βrが−βrc未満であるか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはそのままステップ２００へ進み、肯定判別が行われたときにはステップ１８０に於いて後輪のスリップ角βrが−βrcに設定され、しかる後ステップ２００へ進む。
【００９３】
図５に示された目標スリップ率での車輌の前後力Ｆx、横力Ｆy、モーメントＭ演算ルーチンのステップ２０５に於いては、操舵角φに基づき前輪の実舵角φfが演算されると共に、Ｌfを車輌の重心と前輪車軸との間の車輌前後方向の距離として下記の式５０に従って前輪のスリップ角βfが演算される。尚前輪のスリップ角βfも後輪のころがり方向に対し後輪のすべり方向が反時計廻り方向にある場合が正である。
βf＝−φf＋β＋Ｌfγ／Ｖ ……（５０）
【００９４】
ステップ２１０に於いてはｇを重力加速度として車体の前後加速度Ｇx及び横加速度Ｇyに基づき下記の式５１に従ってタイヤに対する路面の摩擦係数μが推定演算される。
μ＝（Ｇx²＋Ｇy²）^1/2／ｇ ……（５１）
【００９５】
ステップ２１５に於いては車体の前後加速度Ｇx及び横加速度Ｇyに基づき当技術分野に於いて周知の要領にて各輪の荷重移動量ΔＷiが演算されると共に、各輪の支持荷重Ｗiが各輪の静荷重Ｗsiと荷重移動量ΔＷiとの和（Ｗsi＋ΔＷi）として演算される。
【００９６】
ステップ２２０に於いては各輪のグリップ状態の判定値ξiが上記式８に従って演算され、ステップ２２５に於いては判定値ξiが正又は０であるか否かの判別、即ち車輪がグリップ状態に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それぞれ上記式１及び２に従って各輪の前後力Ｆtxi及び横力Ｆtyiが演算され、否定判別が行われたときにはステップ２３５に於いてそれぞれ上記式３及び４に従って各輪の前後力Ｆtxi及び横力Ｆtyiが演算される。尚ステップ２２５〜２３５は各輪毎に実行される。
【００９７】
ステップ２４０に於いては車輌の前後力Ｆx、横力Ｆy、モーメントＭに対する各輪の成分が上記式１１〜２０に従って演算され、ステップ２４５に於いては上記式２９に従って車輌の実際の前後力Ｆx、実際の横力Ｆy、実際のモーメントＭが演算され、しかる後ステップ２５０へ進む。
【００９８】
図６に示された車輌の目標前後力Ｆxa、目標横力Ｆya、目標モーメントＭa演算ルーチンのステップ２５５に於いては、ＫhをスタビリティファクタとしＨをホイールベースとして下記の式５２に従って目標ヨーレートγcが演算されると共に、Ｔを時定数としｓをラプラス演算子として下記の式５３に従って基準ヨーレートγtが演算される。尚目標ヨーレートγcは動的なヨーレートを考慮すべく車輌の横加速度Ｇyを加味して演算されてもよい。
γc＝Ｖφ／（１＋ＫhＶ²）Ｈ ……（５２）
γt＝γc／（１＋Ｔｓ） ……（５３）
【００９９】
ステップ２６０に於いては下記の式５４に従ってドリフトアウト量ＤＶが演算される。尚ドリフトアウト量ＤＶはＨをホイールベースとして下記の式５５に従って演算されてもよい。
ＤＶ＝（γt−γ） ……（５４）
ＤＶ＝Ｈ（γt−γ）／Ｖ ……（５５）
【０１００】
ステップ２６５に於いてはヨーレートγの符号に基づき車輌の旋回方向が判定され、ドリフトアウト状態量ＤＳが車輌が左旋回のときにはＤＶとして、車輌が右旋回のときには−ＤＶとして演算され、演算結果が負の値のときにはドリフトアウト状態量は０とされる。
【０１０１】
ステップ２７０に於いてはドリフトアウト状態量ＤＳに基き図８に示されたグラフに対応するマップより係数Ｋgが演算され、ステップ２７５に於いてはＫm1及びＫm2をそれぞれ正の定数とし、βdを車輌のスリップ角βの微分値とし、βt及びβtdをそれぞれ車輌の目標スリップ角及び目標スリップ角の微分値として下記の式５６に従って挙動制御の目標モーメントＭtが演算される。尚目標スリップ角βt及び目標スリップ角の微分値βtdは何れも０であってもよい。
Ｍt＝Ｋm1（β−βt）＋Ｋm2（βd−βtd） ……（５６）
【０１０２】
ステップ２８０に於いては下記の式５７に従って係数Ｋgと車輌の質量Ｍassと重力加速度ｇとの積として挙動制御の目標前後力Ｆxtが演算される。
Ｆxt＝−ＫgＭassｇ ……（５７）
【０１０３】
ステップ２８５に於いては各輪のスリップ率Ｓiが０であるときの車輌の前後力Ｆxso、横力Ｆyso、モーメントＭsoが上記式３０に従って演算され、ステップ２９０に於いては車輌の目標前後力Ｆxa、横力Ｆya、モーメントＭaが上記式３１に従って演算され、しかる後ステップ３００へ進む。
【０１０４】
図７に示された目標スリップ率補正演算ルーチンのステップ５０５に於いては、目標モーメントＭaが負であり且つ後輪のスリップ角βrが正であり且つ車輌のヨーレートγが正であるか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはステップ５１０へ進み、肯定判別が行われたときにはステップ５１５に於いて後輪の目標スリップ率Ｓrr及びＳrlがそれぞれ０に設定され、しかる後ステップ５５０へ進む。
【０１０５】
ステップ５１０に於いては目標モーメントＭaが正であり且つ後輪のスリップ角βrが負であり且つ車輌のヨーレートγが負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ステップ５１５へ進み、否定判別が行われたときにはそのままステップ５５０へ進む。
【０１０６】
かくして図示の第一の実施形態によれば、ステップ１００に於いて車輌の運転状態に基づき車輌の安定な走行状態を維持しつつ制動するための各車輪の目標制動力Ｆxtiが演算され、ステップ６００に於いて左右前輪の目標制動力Ｆxtfl及びＦxtfrに基づき前輪の基本回生制動力Ｆbbrgftが演算されると共に、左右後輪の目標制動力Ｆxtrr及びＦxtrlに基づき後輪の基本回生制動力Ｆbbrgrtが演算される。
【０１０７】
またステップ６５０に於いて前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfが演算され、ステップ７００に於いて前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfが小さいほど大きくなるよう前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfに基づく調整係数Ｒtrが演算され、ステップ７５０に於いて車輌の旋回度合を示す車輌のヨーレートγの絶対値が大きいほど小さくなるよう車輌のヨーレートγの絶対値に基づき旋回度合に基づく調整係数Ｒstrが演算され、ステップ８００に於いてタイヤ負荷率に基づく調整係数Ｒtrと旋回度合に基づく調整係数Ｒstrとの積として回生量調整係数Ｒが演算され、ステップ８５０に於いて回生量調整係数Ｒと後輪の基本回生制動力Ｆbbrgrtとの積として後輪より前輪への回生制動力の移行量ΔＦbrgが演算される。
【０１０８】
そしてステップ９５０に於いて前輪の基本回生制動力Ｆbbrgftとガード処理後の回生制動力の移行量ΔＦbrgとの和として前輪の目標回生制動力Ｆbrgftが演算され、ステップ１０００に於いて左右前輪の目標制動力Ｆxtiより前輪の目標回生制動力Ｆbrgftの２分の１が減算された値として左右前輪の目標摩擦制動力Ｆbptiが演算されると共に、左右後輪の目標制動力Ｆxtiより前輪への移行量ΔＦbrgの２分の１が減算された値として左右後輪の目標摩擦制動力Ｆbptiが演算され、ステップ１０５０に於いてエンジン制御装置２８と共働して前輪の目標回生制動力Ｆbrgft及び各車輪の目標摩擦制動力Ｆbptiが達成されるよう前輪の回生制動力が制御されると共に各車輪の摩擦制動力が制御される。
【０１０９】
従って図示の第一の実施形態によれば、前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfが小さく前輪が発生し得る力に余裕があるほど前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfに基づく調整係数Ｒtrが大きい値に演算され、これにより後輪より前輪への回生制動力の移行量ΔＦbrgが増大されるので、前輪タイヤの力発生能力を有効に利用して回生制動装置３０による回生量を増大させ車輌全体としての燃費を向上させることができる。
【０１１０】
また図示の第一の実施形態によれば、左右前輪の回生制動力が同量増大され、左右前輪の回生制動力が増大される量と同量の左右後輪の摩擦制動力が低減され、これにより制動力の前後配分の変更に起因して車輌のヨーレートや車輌全体の制動力が変更されることがなく、また前輪を限界状態にもたらすことなく後輪の横力発生の余裕が増大されるので、車輌の走行安定性及び車輌の減速度を確実に維持しつつ回生量を増大させることができる。
【０１１１】
また図示の第一の実施形態によれば、ステップ１５０に於いて後輪のスリップ角βrが演算され、ステップ２００に於いて現在の車輌の前後力Ｆx、横力Ｆy、モーメントＭが演算され、ステップ２５０に於いて各輪のスリップ率Ｓiが０であるときの車輌の前後力Ｆxso、横力Ｆyso、モーメントＭsoと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との和として車輌の目標前後力Ｆxa、横力Ｆya、モーメントＭaが演算され、ステップ３００に於いて各輪のスリップ率の微小な変化ｄＳiに対する車輌の前後力、横力、モーメントの変化ｄＦx、ｄＦy、ｄＭを示す微係数∂Ｆxi／∂Ｓi、∂Ｆyi／∂Ｓi、∂Ｍi／∂Ｓiが演算される。
【０１１２】
またステップ３５０に於いて目標前後力Ｆxaと実際の前後力Ｆxとの差、目標横力Ｆyaと実際の横力Ｆyとの差、目標モーメントＭaと実際のモーメントＭとの差及び微係数∂Ｆxi／∂Ｓi、∂Ｆyi／∂Ｓi、∂Ｍi／∂Ｓiに基づき収束演算により前後力の修正量δＦx、横力の修正量δＦy、モーメントの修正量δＭが演算され、ステップ４００に於いて前後力、横力、モーメントの修正量を達成するための各輪のスリップ率の修正量δＳiが演算され、ステップ４５０に於いて前回演算された目標スリップ率がスリップ率修正量δＳiにて修正されることにより今回の目標スリップ率Ｓaiが演算され、ステップ５００に於いて必要に応じて各車輪の目標スリップ率Ｓaiが補正され、ステップ５５０に於いて目標スリップ率Ｓaiに基づき各車輪の目標制動力Ｆxtiが演算される。
【０１１３】
従って図示の第一の実施形態によれば、車輌の前後力Ｆxが目標前後力Ｆxaになり、横力Ｆyが目標横力Ｆyaになり、モーメントＭが目標モーメントＭaになるよう各車輪の制動力が制御されるので、車輌の走行状態、特に旋回時の走行状態を確実に安定な状態に維持しつつ回生制動装置３０による回生量を増大させることができ、この作用効果は後述の他の実施形態に於いても得られる。
【０１１４】
また図示の第一の実施形態によれば、各輪のスリップ率修正量δＳiは現在の車輌の前後力、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Δを０にするスリップ率修正量のうち、上記式３４にて表される評価関数Ｌを最小化する各輪のスリップ率の修正量として上記式３５に従って演算されるので、車輌や車輌の走行環境毎に各輪のスリップ率と車輌の運動を安定化させるための前後力、横力、モーメントとの間の対応関係を示す多数のマップを設定する必要がなく、これにより運動制御装置を簡便に構成することができ、また目標前後力、目標横力、目標モーメントを実現する各輪のスリップ率Ｓiが解析により演算される場合に比して迅速に目標スリップ率を演算することができ、これにより車輌の走行状態を応答遅れなく安定な状態に維持することができ、この作用効果は後述の他の実施形態に於いても得られる。
【０１１５】
第二の実施形態
図１４は前輪駆動用のハイブリッドエンジン及び後輪駆動用の電動発電機が搭載された四輪駆動式の車輌に適用された本発明による回生式制動制御装置の第二の実施形態を示す概略構成図である。尚図１４に於いて、図１に示された部材に対応する部材には図１に於いて付された符号と同一の符号が付されている。
【０１１６】
この第二の実施形態に於いては、左右の後輪３４RL及び３４RRは車輌の駆動時に必要に応じて左右後輪用車軸３６RL、３６RR及び後輪用ディファレンシャル３８を介して後輪用回生制動装置４０の電動発電機４２により駆動され、また車輌の制動時には必要に応じて左右の後輪３４RL及び３４RRの回転が後輪用回生制動装置４０の電動発電機４２へ伝達され、後輪についても回生制動が行われるようになっている。この電動発電機４２による後輪の回生制動もエンジン制御装置２８により制御される。尚図示の実施形態に於いては、電動発電機４２は補助的な駆動源であり、従って後輪用回生制動装置４０の回生定格は前輪用回生制動装置３０の回生定格よりも小さい。
【０１１７】
図１５は第二の実施形態に於ける制動制御ルーチンを示すゼネラルフローチャートであり、図１６は図１５に示されたフローチャートのステップ６１０に於いて実行される回生制動力の基本移行量演算ルーチンを示すフローチャートである。尚図１５に於いて、図２に示されたステップに対応するステップには図２に於いて付されたステップ番号と同一のステップ番号が付されている。
【０１１８】
この実施形態に於いては、図１５に示された制動制御ルーチンのステップ６００の次に実行されるステップ６１０及びステップ８５０を除く他のステップは上述の第一の実施形態の場合と同様に実行され、ステップ６１０に於いては後述の如く図１６に示されたフローチャートに従って回生制動力の基本移行量ΔＦbbrgが演算され、しかる後ステップ６５０へ進む。
【０１１９】
またステップ８５０に於いては下記の式５８に従って回生量調整係数Ｒと回生制動力の基本移行量ΔＦbbrgとの積として後輪より前輪への回生制動力の移行量ΔＦbrgが演算される。
ΔＦbrg＝Ｒ・ΔＦbbrg ……（５８）
【０１２０】
また図１６に示されたフローチャートのステップ６１２に於いては後輪の目標回生制動力Ｆbrgrtが後輪の回生制動装置４０の回生定格により決定される最大回生制動力Ｆbrgrlim（正の定数）よりも大きいか否かの判別、即ち回生定格の点から後輪より前輪への回生制動力の移行が必要であるか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはステップ６１６へ進み、肯定判別が行われたときにはステップ６１４へ進む。
【０１２１】
ステップ６１４に於いては前輪の目標回生制動力Ｆbrgftが前輪の回生制動装置３０の回生定格により決定される最大回生制動力Ｆbrgflim（正の定数）未満であるか否かの判別、即ち後輪より前輪への回生制動力の移行が可能であるか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはステップ６１６に於いて回生制動力の基本移行量ΔＦbbrgが０に設定され、肯定判別が行われたときにはステップ６１８へ進む。
【０１２２】
ステップ６１８に於いては後輪の超過回生制動力ΔＦbrgrが下記の式５９に従って演算され、また後輪より前輪への移行可能回生制動力ΔＦbrgfが下記の式６０に従って演算されると共に、超過回生制動力ΔＦbrgrが移行可能回生制動力ΔＦbrgf未満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ステップ６２０へ進み、否定判別が行われたときにはステップ６２２へ進む。
ΔFbrgr＝Ｆbrgrt−Ｆbrgrlim ……（５９）
ΔFbrgf＝Ｆbrgft−Ｆbrgflim ……（６０）
【０１２３】
ステップ６２０に於いては回生制動力の基本移行量ΔＦbbrgが超過回生制動力ΔＦbrgrに設定され、ステップ６２２に於いては回生制動力の基本移行量ΔＦbbrgが増加可能回生制動力ΔＦbrgfに設定され、ステップ６１６、６１８又は６２０が完了するとステップ６５０へ進む。
【０１２４】
かくして図示の第二の実施形態によれば、ステップ６１０に於いて図１６に示されたフローチャートに従って前輪用回生制動装置３０及び後輪用回生制動装置４０の回生定格の範囲内にて回生制動力の基本移行量ΔＦbbrgが演算され、ステップ８５０に於いて回生量調整係数Ｒと回生制動力の基本移行量ΔＦbbrgとの積として後輪より前輪への回生制動力の移行量ΔＦbrgが演算されるので、前後輪に回生制動装置が設けられた車輌の場合にも回生定格の範囲を越えて後輪より前輪への回生制動力の移行が行われることを確実に防止しつつ、上述の第一の実施形態の場合と同様、前輪タイヤの力発生能力を有効に利用して回生制動装置３０による回生量を増大させ車輌全体としての燃費を向上させることができると共に、車輌の走行安定性及び車輌の減速度を確実に維持しつつ回生量を増大させることができる。
【０１２５】
特に図示の第二の実施形態によれば、ステップ６１０に於いて図１６に示されたフローチャートに従って、回生定格の点から後輪より前輪への回生制動力の移行が必要であり且つ後輪より前輪への回生制動力の移行が可能であり且つ後輪の超過回生制動力ΔＦbrgrが後輪より前輪への移行可能回生制動力ΔＦbrgf未満であると判定されると、ステップ６２０に於いて回生制動力の基本移行量ΔＦbbrgが後輪の超過回生制動力ΔＦbrgrに設定されるので、後輪の基本回生制動力Ｆbbrgrtが後輪用回生制動装置４０の回生定格を越える状況に於いて、前輪用回生制動装置３０の回生定格を越えるよう後輪より前輪へ回生制動力の移行が行われたり、後輪より前輪へ回生制動力の移行により後輪の回生制動力が後輪用回生制動装置４０の回生定格よりも遥かに小さくなったりすることを確実に防止することができ、これにより前輪用回生制動装置３０及び後輪用回生制動装置４０の回生能力を最大限に活かすことができる。
【０１２６】
尚上述の第一及び第二の実施形態によれば、ステップ７５０に於いて車輌のヨーレートγの絶対値が大きいほど小さくなるよう車輌のヨーレートγの絶対値に基づき旋回度合に基づく調整係数Ｒstrが演算され、ステップ８００に於いてタイヤ負荷率に基づく調整係数Ｒtrと旋回度合に基づく調整係数Ｒstrとの積として回生量調整係数Ｒが演算され、ステップ８５０に於いて回生量調整係数Ｒと後輪の基本回生制動力Ｆbbrgrtとの積として後輪より前輪への回生制動力の移行量ΔＦbrgが演算されるので、車輌の旋回度合が高く制動力の前後配分の変更に起因して車輌の旋回性能や走行安定性が影響を受け易いほど後輪より前輪への回生制動力の移行量を小さくすることができ、従って調整係数Ｒstrによる回生制動力の移行量の調整が行われない場合に比して、確実に良好な車輌の旋回性能や走行安定性を確保することができる。
【０１２７】
また第一及び第二の実施形態によればステップ８５０に於いて演算された回生制動力の移行量ΔＦbrgに基づいてステップ９５０及び１０００に於いて演算される左右前輪の目標回生制動力Ｆbrgt及び目標摩擦制動力Ｆbptiにて左右前輪の回生制動力及び摩擦制動力が制御された場合に左右前輪のタイヤ負荷率のうち大きい方の値がＣa（１以下の１に近い正の定数）を越えるときには、左右前輪のタイヤ負荷率のうち大きい方の値がＣa以下になるよう、ステップ９００に於いて回生制動力の移行量ΔＦbrgがガード処理されるので、回生制動力の移行量ΔＦbrgにて後輪より前輪へ回生制動力を移行することに起因して前輪の発生力が飽和すること、特に前輪の横力が飽和することにより車輌の安定性が悪化することを確実に防止することができる。
【０１２８】
また第一及び第二の実施形態によれば、ステップ６５０に於いて左右前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfr及びＬtrflが演算され、左右前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfr及びＬtrflのうち大きい方の値として前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfが演算されるので、例えば前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfが左右前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfr及びＬtrflの平均値や左右前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfr及びＬtrflのうち小さい方の値として演算される場合に比して、回生制動力の移行量ΔＦbrgが過大な値に演算されること及び後輪より前輪へ過大な回生制動力が移行されることに起因して前輪の横力が飽和し車輌の安定性が悪化することを確実に防止することができる。
【０１２９】
第三の実施形態
図１７は前輪駆動用のハイブリッドエンジンが搭載された前輪駆動式の車輌に適用された本発明による回生式制動制御装置の第三の実施形態に於ける制動制御ルーチンを示すゼネラルフローチャートであり、図１８は前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfと重みＷsとの関係を示すグラフである。尚図１７に於いて、図２に示されたステップに対応するステップには図２に於いて付されたステップ番号と同一のステップ番号が付されている。
【０１３０】
この実施形態に於いては、ステップ５０の次に実行されるステップ６０に於いて上述の第一の実施形態に於けるステップ６５０の場合と同様の要領にて前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfが演算され、ステップ７０に於いて前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfが小さいほど前輪の重みＷsfが大きくなり後輪の重みＷsrが小さくなるよう前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfに基づき図１８に示されたグラフに対応するマップより重みＷs(前輪の重みＷsf及び後輪の重みＷsr)が演算される。
【０１３１】
またこの実施形態に於いては、ステップ１００は上述の第一の実施形態の場合と同様に実行されるが、図３のステップ４００に於いて上記ステップ７０により演算された重みＷsを使用する式３４にて表される評価関数Ｌを最小化する各輪のスリップ率の修正量δＳiが上記式３５に従って演算される。
【０１３２】
更にこの実施形態に於いては、ステップ９５０に於いて左右前輪の目標制動力Ｆxtfl及びＦxtfrのうち小さい方の値の２倍として前輪の目標回生制動力Ｆbrgftが演算され、ステップ１０００に於いて上記式４５及び４６に従って右前輪及び左前輪の目標摩擦制動力Ｆbptfr、Ｆbptflが演算される共に、右後輪及び左後輪の目標摩擦制動力Ｆbptrr、Ｆbptrlがそれぞれステップ１００に於いて演算された右後輪及び左後輪の目標制動力Ｆxtrr、Ｆxtrlに設定される。
【０１３３】
かくして図示の第三の実施形態によれば、ステップ７０に於いて前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfが小さいほど前輪の重みＷsfが大きく後輪の重みＷsrが小さくなるよう前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfに基づき前輪の重みＷsf及び後輪の重みＷsrが演算され、ステップ４００に於いてこれらの重みＷsf及びＷsrを使用する式３４にて表される評価関数Ｌを最小化する各輪のスリップ率の修正量δＳiが演算されるので、前輪タイヤの力発生能力の余裕が高いほど車輌の安定な走行状態を維持しつつ制動力の前後配分が前輪寄りに制御され、従って上述の第一の実施形態の場合と同様、前輪タイヤの力発生能力を有効に利用して回生制動装置３０による回生量を増大させ車輌全体としての燃費を向上させることができると共に、車輌の走行安定性及び車輌の減速度を確実に維持しつつ回生量を増大させることができる。
【０１３４】
また図示の第三の実施形態によれば、車輌の旋回度合に基づく調整係数Ｒstrの演算やこれに基づく後輪より前輪への回生制動力の移行量の調整は不要であるので、車輌の旋回性能に影響を与えることなく、また上述の第一及び第二の実施形態の場合に比して容易に、前輪のタイヤ負荷率に基づく制動力の前後配分の制御及び後輪より前輪への回生制動力の移行量の制御を行うことができる。
【０１３５】
第四の実施形態
図１９は前輪駆動用のハイブリッドエンジン及び後輪駆動用の電動発電機が搭載された四輪駆動式の車輌に適用された本発明による回生式制動制御装置の第四の実施形態に於ける制動制御ルーチンを示すゼネラルフローチャートであり、図２０は前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfが大きい場合（Ａ）及び前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfが小さい場合（Ｂ）について前輪及び後輪の回生定格と目標回生制動力（ハッチング部分）を示す説明図である。尚図１９に於いて、図１７に示されたステップに対応するステップには図１７に於いて付されたステップ番号と同一のステップ番号が付されている。
【０１３６】
この実施形態に於いては、ステップ５０〜７０及びステップ１００は上述の第三の実施形態の場合と同様に実行されるが、ステップ７０に於いて演算される重みＷs(前輪の重みＷsf及び後輪の重みＷsr)は、前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfが小さいときには重みの比Ｗsf／Ｗsrが後輪用回生制動装置４０の回生定格に対する前輪用回生制動装置３０の回生定格の比又はこれに近い値であり、前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfが大きいときには重みの比Ｗsf／Ｗsrが車輌の走行状態が効果的に安定な状態に維持し得る値になるよう、前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfに基づき図１８に示されている如きマップより演算される。
【０１３７】
またこの実施形態に於いては、ステップ９５０に於いて左右前輪の目標制動力Ｆxtfl及びＦxtfrのうち小さい方の値の２倍として前輪の目標回生制動力Ｆbrgftが演算されると共に、左右後輪の目標制動力Ｆxtrl及びＦxtrrのうち小さい方の値の２倍として後輪の目標回生制動力Ｆbrgrtが演算される。
【０１３８】
ステップ９５５に於いては前輪の目標回生制動力Ｆbrgftが前輪の回生制動装置３０の回生定格により決定される最大回生制動力Ｆbrgflim（正の定数）よりも大きいか否かの判別、即ち前輪について回生制動に加えて摩擦制動が行われる必要が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ステップ９６０へ進み、否定判別が行われたときにはステップ９６５へ進む。
【０１３９】
ステップ９６０に於いては前輪の目標回生制動力Ｆbrgftが最大回生制動力Ｆbrgflimに修正されると共に、右前輪及び左前輪の目標摩擦制動力Ｆbptfr、Ｆbptflがそれぞれ下記の式６１及び６２に従って演算され、ステップ９６５に於いては前輪の目標回生制動力Ｆbrgftがステップ９５０に於いて演算された値に維持されると共に、右前輪及び左前輪の目標摩擦制動力Ｆbptfr、Ｆbptflが０に設定される。
Ｆbptfr＝Ｆxtfr−Ｆbrgflim／２ ……（６１）
Ｆbptfl＝Ｆxtfl−Ｆbrgflim／２ ……（６２）
【０１４０】
ステップ９７０に於いては後輪の目標回生制動力Ｆbrgrtが後輪の回生制動装置４０の回生定格により決定される最大回生制動力Ｆbrgrlim（正の定数）よりも大きいか否かの判別、即ち後輪について回生制動に加えて摩擦制動が行われる必要が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ステップ９７５へ進み、否定判別が行われたときにはステップ９８０へ進む。
【０１４１】
ステップ９７５に於いては後輪の目標回生制動力Ｆbrgrtが最大回生制動力Ｆbrgrlimに修正されると共に、右後輪及び左後輪輪の目標摩擦制動力Ｆbptrr、Ｆbptrlがそれぞれ下記の式６３及び６４に従って演算され、ステップ９８０に於いては後輪の目標回生制動力Ｆbrgrtがステップ９５０に於いて演算された値に維持されると共に、右後輪及び左後輪の目標摩擦制動力Ｆbptrr、Ｆbptrlが０に設定される。
Ｆbptfr＝Ｆxtfr−Ｆbrgflim／２ ……（６３）
Ｆbptfl＝Ｆxtfl−Ｆbrgflim／２ ……（６４）
【０１４２】
かくして図示の第四の実施形態によれば、ステップ７０に於いて演算される前輪の重みＷsf及び後輪の重みＷsrは、前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfが小さいときには重みの比Ｗsf／Ｗsrが後輪用回生制動装置４０の回生定格に対する前輪用回生制動装置３０の回生定格の比又はこれに近い値であり、前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfが大きいときには重みの比Ｗsf／Ｗsrが車輌の走行状態が効果的に安定な状態に維持し得る値になるよう、前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfに応じて演算される。
【０１４３】
重みＷsf及びＷsrが車輌の走行状態が効果的に安定な状態に維持し得る一定の値に設定される場合には、例えば図２０（Ａ）に示されている如く、前輪の回生制動装置３０の回生制動力に余裕があるが、後輪の目標制動力が後輪の回生制動装置の回生制動力を越えるような状況が生じ易く、かかる状況に於いては回生制動量が制限される。
【０１４４】
これに対し図示の第四の実施形態によれば、前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfが小さいときには重みの比Ｗsf／Ｗsrが後輪用回生制動装置４０の回生定格に対する前輪用回生制動装置３０の回生定格の比又はこれに近い値であるので、図２０（Ｂ）に示されている如く、前輪の回生制動装置３０の回生制動力を増大させると共に後輪の目標制動力が後輪の回生制動装置の回生制動力を越えることを抑制することができ、これにより車輌全体としての回生制動量を増大させることができる。
【０１４５】
また図示の第四の実施形態によれば、前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfが大きくなるにつれて重みの比Ｗsf／Ｗsrが車輌の走行状態が効果的に安定な状態に維持し得る値に漸次変化するので、前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfが大きい領域に於いても重みの比Ｗsf／Ｗsrが後輪用回生制動装置４０の回生定格に対する前輪用回生制動装置３０の回生定格の比又はこれに近い値である場合に比して、確実に車輌の走行状態を安定な状態に制御することができる。
【０１４６】
更に図示の第四の実施形態によれば、前輪及び後輪の何れについても、目標回生制動力Ｆbrgtrl、Ｆbrgtrrがそれぞれ最大回生制動力Ｆbrgflim、Ｆbrgrlimを越える場合には、その超過分の制動力が摩擦制動力により補充され、これにより各車輪の制動力がステップ１００に於いて演算された目標制動力になるよう制御されるので、前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfに基づく重みの比Ｗsf、Ｗsrの可変制御及びこれに伴う回生制動力の制御に起因して車輌全体の制動力が変化すること及び車輌の走行状態の悪化を確実に防止することができる。
【０１４７】
第五の実施形態
図２１はホイールインモータ式の四輪駆動車に適用された本発明による回生式制動制御装置の第五の実施形態を示す概略構成図である。尚図２１に於いて、図１及び図１４に示された部材に対応する部材にはこれらの図に於いて付された符号と同一の符号が付されている。
【０１４８】
この第五の実施形態に於いては、図２１に示されている如く、左右の前輪２６FL及び２６FRはそれらの車輪に組み込まれたホイールインモータである電動発電機７０FL及び７０FRにより駆動され、電動発電機７０FL及び７０FRは駆動制御装置７２により制御される。電動発電機７０FL及び７０FRはそれぞれ左右前輪の発電機としても機能し、回生発電機としての機能（回生制動）も駆動制御装置７２により制御される。
【０１４９】
同様に、左右の後輪３４RL及び３４RRはそれらの車輪に組み込まれたホイールインモータである電動発電機７０RL及び７０RRにより駆動され、電動発電機７０RL及び７０RRも駆動制御装置７２により制御される。また電動発電機７０RL及び７０RRもそれぞれ左右後輪の発電機として機能し、回生発電機としての機能（回生制動）も駆動制御装置７２により制御される。
【０１５０】
尚図示の実施形態に於いては、電動発電機７０FL及び７０FRは互いに同一の回生定格を有し、電動発電機７０RL及び７０RRも互いに同一の回生定格を有し、電動発電機７０FL及び７０FRの回生定格は電動発電機７０RL及び７０RRの回生定格よりも大きい。
【０１５１】
図２２は第五の実施形態に於ける制動制御ルーチンを示すゼネラルフローチャートである。尚図２２に於いて、図１７及び図１９に示されたステップに対応するステップにはこれらの図に於いて付されたステップ番号と同一のステップ番号が付されている。
【０１５２】
この第五の実施形態に於いては、ステップ５０〜７０及びステップ１００は上述の第四の実施形態の場合と同様に実行されるが、ステップ９５０に於いては各車輪の目標回生制動力Ｆbrgti（ｉ＝fr、fl、rr、rl）がそれぞれステップ１００に於いて演算された目標制動力Ｆxtiに設定される。
【０１５３】
ステップ１００５〜１０１５は例えば右前輪、左前輪、右後輪、左後輪の順に各車輪について実行され、ステップ１００５に於いては目標回生制動力Ｆbrgtiが対応する電動発電機の回生定格により決定される最大回生制動力Ｆbrglimi（正の定数）（ｉ＝fr、fl、rr、rl）を越えているか否かの判別、即ち当該車輪について回生制動に加えて摩擦制動が行われる必要が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ステップ１０１０へ進み、否定判別が行われたときにはステップ１０１５へ進む。
【０１５４】
ステップ１０１０に於いては目標回生制動力Ｆbrgtiが最大回生制動力Ｆbrglimiに設定されると共に目標摩擦制動力Ｆbpiが目標制動力Ｆxtiより目標回生制動力Ｆbrgtiを減算した値に設定され、ステップ１０１５に於いては目標回生制動力Ｆbrgtiが目標制動力Ｆxtiに設定されると共に目標摩擦制動力Ｆbpiが０に設定される。
【０１５５】
かくして図示の第五の実施形態によれば、上述の第四の実施形態の場合と同様、ステップ７０に於いて前輪の重みＷsf及び後輪の重みＷsrが前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfに応じて可変設定され、前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfが小さいほど、換言すれば車輪タイヤの力発生能力の余裕が大きいほど制動力の前後は配分が前輪寄りに制御され、重みの比Ｗsf／Ｗsrが後輪の電動発電機７０RL及び７０RRの回生定格に対する前輪の電動発電機７０FL及び７０FRの回生定格の比に近づけられるので、車輌がホイールインモータ式の四輪駆動車である場合に、前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfが小さいときには車輌の走行状態を確実に安定な状態に維持しつつ車輌全体の回生量を増大させることができる。
【０１５６】
また図示の第五の実施形態によれば、上述の第四の実施形態の場合と同様、何れの車輪についても、目標回生制動力Ｆbrgtiが最大回生制動力Ｆbrglimiを越える場合には、その超過分の制動力が摩擦制動力により補充され、これにより各車輪の制動力がステップ１００に於いて演算された目標制動力になるよう制御されるので、前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfに基づく重みの比Ｗsf、Ｗsrの可変制御及びこれに伴う回生制動力の制御に起因して車輌全体の制動力が変化すること及び車輌の走行状態の悪化を確実に防止することができる。
【０１５７】
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。
【０１５８】
例えば上述の各実施形態に於いては、タイヤ負荷率は車輪タイヤの前後力Ｆxi、横力Ｆyi、路面の摩擦係数μ、車輪の接地荷重Ｗiに基づき上記式４２に従ってタイヤが発生可能な力に対するタイヤが発生している力の比として演算され、タイヤ負荷率の指標値はタイヤ負荷率そのものであるが、例えばＩを車輌のヨー慣性モーメントとし、Ｋf及びＫrをそれぞれ前輪及び後輪のコーナリングパワーとし、Ｋhをスタビリティファクタとし、Ｔcを時定数とし、ｓをラプラス演算子として下記の式６５に従って演算される車輌モデルに基づく目標ヨーレートγrefと車輌の実際のヨーレートγとの偏差の大きさや、操舵角φ及び車速Ｖより演算される車輌モデルに基づく車輌の目標横加速度Ｇyrefと車輌の実際の横加速度Ｇyとの偏差の大きさの如く、タイヤ負荷率の指標値は車輌モデルに基づく車輌の目標状態量と車輌の実際の状態量との偏差の大きさであってもよい。
【数２４】

【０１５９】
尚この場合車輌モデルに基づく車輌の目標状態量と車輌の実際の状態量との偏差の大きさは車輌全体のタイヤ負荷率の指標値であるので、上述の各実施形態に於ける前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfは上記偏差の大きさそのもの又はそれに比例する値に設定される。
【０１６０】
また上述の各実施形態に於いては、各車輪の目標制動力ｆxtiは車輌の運転状況に基づき車輌の目標前後力、目標横力、目標ヨーモーメントが演算され、車輌の走行安定性を維持しつつ車輌の目標前後力、目標横力、目標ヨーモーメントを達成するための制動力として演算されるようになっているが、各車輪の目標制動力ｆxtiは車輌の運転状況に基づき演算される限り、当技術分野に於いて公知の任意の態様にて演算されてよい。
【０１６１】
また上述の第一及び第二の実施形態に於いては、車輌の旋回度合として車輌のヨーレートγの絶対値が使用されるようになっているが、車輌の旋回度合は車輌の旋回の強さ乃至は程度を示すものであればよく、例えば上記目標ヨーレートγrefの絶対値、車輌の目標横加速度Ｇyrefの絶対値、車輌の実際の横加速度Ｇyの絶対値等であってもよい。
【０１６２】
また上述の第一及び第二の実施形態に於いては、タイヤ負荷率に基づく調整係数Ｒtrが前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfに基づき図１２に示されたグラフに対応するマップより演算されるようになっているが、前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfが小さいときにはそれが大きいときに比してタイヤ負荷率に基づく調整係数Ｒtrが大きい値である限り、前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfとタイヤ負荷率に基づく調整係数Ｒtrとの関係は図１２に示された関係以外の関係であってもよい。
【０１６３】
同様に、上述の第三乃至第五の実施形態に於いては、前輪の重みＷsf及び後輪の重みＷsrが前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfに基づき図１８に示されたグラフに対応するマップより演算されるようになっているが、前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfが小さいときにはそれが大きいときに比して前輪の重みＷsfが大きい値であり若しくは後輪の重みＷsrが小さい値である限り、前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfと前輪の重みＷsf及び後輪の重みＷsrとの関係は図１８に示された関係以外の関係であってもよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】前輪駆動用のハイブリッドエンジンが搭載された前輪駆動式の車輌に適用された本発明による回生式制動制御装置の第一の実施形態を示す概略構成図である。
【図２】第一の実施形態に於ける制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１００に於ける各車輪の目標制動力演算ルーチンを示すフローチャートである。
【図４】図３に示されたフローチャートのステップ１５０に於ける後輪スリップ角βr演算ルーチンを示すフローチャートである。
【図５】図３に示されたフローチャートのステップ２００に於ける実際の前後力Ｆx、横力Ｆy、モーメントＭ演算ルーチンを示すフローチャートである。
【図６】図３に示されたフローチャートのステップ２５０に於ける目標前後力Ｆxa、横力Ｆya、モーメントＭa演算ルーチンを示すフローチャートである。
【図７】図３に示されたフローチャートのステップ５００に於ける目標スリップ率Ｓi演算ルーチンを示すフローチャートである。
【図８】ドリフトアウト状態量ＤＶと係数Ｋgとの間の関係を示すグラフである。
【図９】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１０】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１１】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。
【図１２】前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfとタイヤ負荷率に基づく調整係数Ｒtrとの間の関係を示すグラフである。
【図１３】車輌のヨーレートγの絶対値と旋回度合に基づく調整係数Ｒstrとの間の関係を示すグラフである。
【図１４】前輪駆動用のハイブリッドエンジン及び後輪駆動用の電動発電機が搭載された四輪駆動式の車輌に適用された本発明による回生式制動制御装置の第二の実施形態を示す概略構成図である。
【図１５】第二の実施形態に於ける制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１６】図１５に示されたフローチャートのステップ６１０に於いて実行される回生制動力の基本移行量演算ルーチンを示すフローチャートである。
【図１７】前輪駆動用のハイブリッドエンジンが搭載された前輪駆動式の車輌に適用された本発明による回生式制動制御装置の第三の実施形態に於ける制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１８】前輪のタイヤ負荷率Ｌtrfと重みＷsf、Ｗsrとの間の関係を示すグラフである。
【図１９】前輪駆動用のハイブリッドエンジン及び後輪駆動用の電動発電機が搭載された四輪駆動式の車輌に適用された本発明による回生式制動制御装置の第四の実施形態に於ける制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２０】重みＷsの補正前（Ａ）及び重みＷsの補正前（Ｂ）について前輪及び後輪の回生定格と目標回生制動力（ハッチング部分）を示す説明図である。
【図２１】ホイールインモータ式の四輪駆動車に適用された本発明による回生式制動制御装置の第五の実施形態を示す概略構成図である。
【図２２】第五の実施形態に於ける制動制御ルーチンを示すゼネラルフローチャートである。
【符号の説明】
１０…ハイブリッドエンジン
１２…ガソリンエンジン
１４…電動発電機
２８…エンジン制御装置
３０…前輪の回生制動装置
３２…ブレーキペダル
４０…後輪用回生制動装置
４２…電動発電機
４４…摩擦制動装置
５０…マスタシリンダ
５２…制動制御装置
５４…アクセルペダルセンサ
５６…シフトポジションセンサ
５８FR〜５８RL…圧力センサ
６０……操舵角センサ
６２…ヨーレートセンサ
６４…前後加速度センサ
６６…横加速度センサ
６８…車速センサ
７０FL〜７０RL…電動発電機
７２…駆動制御装置[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a braking control device for a vehicle such as an automobile, and more specifically, a friction braking device that individually applies a friction braking force to each wheel, and a regenerative braking device that applies a regenerative braking force to a plurality of wheels. The present invention relates to a regenerative braking control device.
[0002]
[Prior art]
As one of regenerative braking control devices for vehicles such as automobiles, the target braking force of each wheel is calculated based on the driving situation of the vehicle as described in, for example, the following Patent Document 1 relating to the application of the present applicant. The regenerative braking force is determined based on the target braking force of the wheel having the smaller target braking force among the left and right wheels, and the target braking force is determined by the sum of the friction braking force and the regenerative braking force for the wheel having the larger target braking force. A regenerative braking control device configured to achieve the above has been conventionally known, and as described in Patent Document 5 below, which is filed by the applicant of the present application, the front-rear distribution ratio of the braking force is set as desired. A technique for maximizing regeneration efficiency while maintaining it is already known.
[0003]
The following Patent Document 2 applied to the applicant of the present application describes a technique for optimizing the stability and regenerative efficiency of a vehicle in a four-wheel drive vehicle provided with a regenerative braking device on the front and rear wheels. In addition, Patent Documents 3 and 4 below, which are filed by the applicant of the present application, describe a regenerative braking control device that controls the regenerative braking force in consideration of the front-rear distribution ratio of the braking force.
[Patent Document 1]
JP 2002-104156 A
[Patent Document 2]
JP 2001-169405 A
[Patent Document 3]
JP-A-9-104333
[Patent Document 4]
JP-A-7-203602
[Patent Document 5]
JP 2002-95108 A
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
According to the conventional regenerative braking control device as described above, the regenerative braking force can be increased without deteriorating the running stability and turning performance of the vehicle, but the ratio between the target friction braking force and the target regenerative braking force Since the regenerative braking force is uniquely determined by the front-rear distribution ratio of the braking force, even if the wheel tire to which the regenerative braking force is applied has a margin for generating the braking force, the regenerative braking is effectively utilized. The power cannot be increased, so there is room for improvement in this respect in improving the fuel efficiency of the entire vehicle.
[0005]
The present invention has been made in view of the above-described problems in the conventional regenerative braking control device configured to control the regenerative braking force in accordance with the front-rear distribution ratio and the like. Is the tire load factor of the wheel to which the regenerative braking force is applied, i.e., the ratio of the force generated by the tire to the force that the tire can generate is small, and if the tire has a margin for generating the braking force, By increasing the regenerative braking force, the regenerative braking force is increased as compared with the case of the conventional regenerative braking control device.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
According to the present invention, the main problem described above is a regenerative braking system for a vehicle having a friction braking device that individually applies a friction braking force to each wheel and a regenerative braking device that applies a regenerative braking force to a plurality of wheels. In the control device,Calculate the target braking force of each wheel for braking while maintaining a stable running state of the vehicle based on the driving situation of the vehicle, calculate the target friction braking force and the target regenerative braking force based on the target braking force,Calculate the tire load factor index value of the wheel to which the regenerative braking force is applied, and when the tire load factor index value is small compared to when it is largeBy increasing and correcting the target regenerative braking force of the wheel without changing the sum of the target friction braking force and the target regenerative braking force of the entire vehicleA regenerative braking control device for a vehicle (configuration of claim 1) characterized by increasing the regenerative braking force of the wheel while maintaining the braking force of the entire vehicle and the running stability of the vehicle, or individually for each wheel In a regenerative braking control device for a vehicle having a friction braking device that applies a friction braking force and a regenerative braking device that applies a regenerative braking force to a plurality of wheels, an index value of a tire load factor of a front wheel is calculated, Regenerative braking control device for a vehicle, wherein the front-rear distribution ratio of the braking force is changed by changing the regenerative braking force according to the index value of the tire load factor of the front wheels (claim)7To achieve this.
[0007]
According to the present invention, in order to effectively achieve the main problems described above, in the configuration of claim 1, the total sum of the target friction braking force and the target regenerative braking force is not changed, and the yaw rate of the vehicle is adjusted. By increasing the regenerative braking force of a wheel having a small tire load factor index value so as not to change, the braking force of the entire vehicle and the running stability of the vehicle are maintained (configuration of claim 2).
[0008]
Further, according to the present invention, in order to effectively achieve the main problems described above, in the configurations of

claims

1 and 2, the tire longitudinal force and lateral force of each wheel, the ground contact load of each wheel, the road surface The friction coefficient is estimated, and the index value of the tire load factor of each wheel is calculated based on the coefficient of friction (configuration of claim 3).
[0009]
According to the present invention, in order to effectively achieve the main problems described above, the vehicle state quantity of the vehicle model is estimated on the basis of the driving state of the vehicle in the configuration of

claims

1 and 2, and the vehicle model An index value of the tire load factor of the wheels of the entire vehicle is calculated based on the deviation between the vehicle state quantity and the actual vehicle state quantity (configuration of claim 4).
[0010]
  According to the present invention, in order to effectively achieve the main problems described above, the above claims 1 to 4 are provided.EitherIn the configuration of the vehicleJudgment of turning degree, and when the turning degree of the vehicle is high, the amount of correction for increasing the target regenerative braking force is reduced compared to when the turning degree is low(Structure of claim 5).
[0011]
  Further, according to the present invention, in order to effectively achieve the main problem described above, in the configuration of claim 5, the higher the turning degree of the vehicle,SaidIncrease the reduction amount of the target regenerative braking force increase correction amount.SaidThe increase correction amount of the target regenerative braking force is configured to be small (configuration of claim 6).
[0013]
  According to the present invention, in order to effectively achieve the main problems described above,7In this configuration, the front wheel regeneration capacity is larger than the rear wheel regeneration capacity, and when the index value of the tire load factor of the front wheels is small, the braking force distribution of the front wheels is larger than when it is large. It is comprised so that regenerative braking power may be changed according to the index value of the tire load factor of a front wheel.8Configuration).
[0014]
[Action and effect of the invention]
  According to the configuration of claim 1 above,A target braking force of each wheel for braking while maintaining a stable running state of the vehicle based on the driving state of the vehicle is calculated, a target friction braking force and a target regenerative braking force are calculated based on the target braking force,The index value of the tire load factor of the wheel to which the regenerative braking force is applied is calculated, and the index value of the tire load factor is small compared to when it is largeBy increasing and correcting the target regenerative braking force of the wheel without changing the sum of the target friction braking force and the target regenerative braking force of the entire vehicleSince the regenerative braking force of the wheel is increased while maintaining the braking force of the entire vehicle and the running stability of the vehicle, the regenerative braking force is effectively utilized for the wheel having a small tire load factor by utilizing the force generation capability of the tire. As a result, the regenerative braking amount can be increased without changing the braking force of the entire vehicle or impairing the running stability of the vehicle, thereby improving the fuel efficiency of the entire vehicle.
[0015]
According to the configuration of claim 2, the regenerative braking force of a wheel having a small tire load factor index value is increased so that the sum of the target friction braking force and the target regenerative braking force does not change and the yaw rate of the vehicle does not change. As a result, the braking force of the entire vehicle and the running stability of the vehicle are maintained, so that while maintaining the braking force of the entire vehicle and the running stability of the vehicle, the amount of regenerative braking is increased to improve the fuel efficiency of the entire vehicle. Can be improved.
[0016]
According to the configuration of claim 3, the tire longitudinal force and lateral force of each wheel, the ground contact load of each wheel, and the friction coefficient of the road surface are estimated, and based on these, the index value of the tire load factor of each wheel is calculated. Therefore, the force generated by each wheel tire is estimated based on the tire longitudinal force and lateral force of each wheel, and the force that can be generated by each wheel tire is calculated based on the ground load of each wheel and the friction coefficient of the road surface. Thus, the index value of the tire load factor of each wheel can be accurately calculated.
[0017]
According to the configuration of claim 4, the vehicle state quantity of the vehicle model is estimated based on the driving state of the vehicle, and the wheel tires of the entire vehicle are based on the deviation between the vehicle state quantity of the vehicle model and the actual vehicle state quantity. The index value of the load factor is calculated. The deviation between the vehicle state quantity of the vehicle model and the actual vehicle state quantity corresponds to the wheel tire load factor of the vehicle as a whole, and the larger the deviation, Since the tire load factor of the wheel as a whole vehicle is large, the index value of the tire load factor of the wheel of the entire vehicle can be easily calculated.
[0018]
  Moreover, according to the structure of the said Claim 5, of a vehicleWhen the turning degree is judged and the turning degree of the vehicle is high, the increase correction amount of the target regenerative braking force is reduced compared to when the turning degree is lowSoGoalRegenerative brakingEven when the braking force is moved in accordance with the force increase correction, the increase in the target regenerative braking force and the movement of the braking force are caused in a situation where the turning degree of the vehicle is high and the running stability of the vehicle is likely to decrease. The running stability of the vehicle may be reduced.SurelyReductioncan do.
[0019]
Further, according to the configuration of the sixth aspect, as the turning degree of the vehicle is higher, the reduction amount of the increase correction amount of the target regenerative braking force is increased and the increase correction amount of the target regenerative braking force is reduced. The increase in the target regenerative braking force correction amount can be reduced as the performance decreases, and as a result, the increase in the target regenerative braking force and the resulting change in the distribution ratio of the braking force can cause a change in the turning of the vehicle. It can prevent effectively that driving stability falls.
[0021]
  And the above claims7With this configuration, the index value of the tire load factor of the front wheels is calculated, and the regenerative braking force is increased by changing the front / rear distribution ratio of the braking force according to the index value of the tire load factor of the front wheels. The regenerative braking force can be increased by changing the front / rear distribution ratio of the braking force according to the force generation margin of the front wheel tire, thereby increasing the regenerative braking force while preventing a decrease in the running stability of the vehicle. .
[0022]
  And the above claims8With this configuration, the front wheel regenerative amount is larger than the rear wheel regenerative amount, and when the index value of the tire load factor of the front wheels is small, the braking force distribution of the front wheels is larger than when the index value is large. Since the regenerative braking force is changed according to the index value of the tire load factor of the front wheels, the higher the front wheel tire force generation, the lower the running stability of the vehicle by making the front-rear braking force distribution ratio closer to the front wheels. In addition, the amount of regenerative braking of the entire vehicle can be increased by increasing the regenerative braking force of the front wheels.
[0023]
[Preferred embodiment of the problem solving means]
  According to one preferred embodiment of the present invention, the above claims 1 toOne of 6In this configuration, the increase amount of the regenerative braking force is variably controlled according to the index value of the tire load factor so that the increase amount of the regenerative braking force of the wheel increases as the index value of the tire load factor decreases. (Preferred embodiment 1)
[0025]
  According to another preferred embodiment of the invention, the above claims7Or8Based on the driving situation of the vehicleFor braking while maintaining a stable running state of the vehicleA target braking force of each wheel is calculated, and a target friction braking force and a target regenerative braking force are calculated based on the target braking force of each wheel (preferred aspect)2).
[0026]
  According to another preferred embodiment of the present invention, the preferred embodiment described above.2In this configuration, the target longitudinal force, the target lateral force, and the target yaw moment of the vehicle are calculated based on the driving situation of the vehicle, and the target longitudinal force, the target lateral force, and the target yaw of the vehicle are maintained while maintaining the running stability of the vehicle. Configured to calculate a target braking force for each wheel to achieve the moment (preferred embodiment3).
[0027]
  According to another preferred embodiment of the present invention, the preferred embodiment described above.3In the configuration, when the index value of the tire load factor of the front wheels is small, the target braking force of each wheel is calculated so that the braking force distribution of the front wheels is larger than when the index value is large (preferred mode)4).
[0028]
  According to another preferred embodiment of the present invention, the above claims 1 toAny of 8In this configuration, the vehicle is configured to be a front wheel drive vehicle having a regenerative braking device on the front wheels (preferred embodiment).5).
[0029]
  According to another preferred embodiment of the present invention, the preferred embodiment described above.5In this configuration, the regenerative braking device is configured to be a common regenerative braking device for the left and right front wheels (preferred embodiment).6).
[0030]
  According to another preferred embodiment of the present invention, the above claims 1 toAny of 8In this configuration, the vehicle is configured to be a four-wheel drive vehicle having regenerative braking devices on the front wheels and the rear wheels (preferred embodiment).7).
[0031]
  According to another preferred embodiment of the present invention, the preferred embodiment described above.7The regenerative braking device for the front wheels is a common regenerative braking device for the left and right front wheels, and the regenerative braking device for the rear wheels is a common regenerative braking device for the left and right front wheels.8).
[0032]
  According to another preferred embodiment of the present invention, the above claims 1 to8 eitherIn this configuration, the vehicle is configured to be a four-wheel drive vehicle having a regenerative braking device on each wheel (preferred embodiment).9).
[0033]
The present invention will now be described in detail with reference to the accompanying drawings with respect to several preferred embodiments (hereinafter simply referred to as embodiments).
[0034]
First embodiment
FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing a first embodiment of a regenerative braking control device according to the present invention applied to a front-wheel drive vehicle equipped with a hybrid engine.
[0035]
In FIG. 1, reference numeral 10 denotes a hybrid engine that drives front wheels. The hybrid engine 10 includes a gasoline engine 12 and a motor generator 14. An output shaft 16 of the gasoline engine 12 is connected to an input shaft of a continuously variable transmission 18 incorporating a clutch, and an input shaft of the continuously variable transmission 18 is also connected to an output shaft 20 of the motor generator 14. The rotation of the output shaft 19 of the continuously variable transmission 18 is transmitted to the left and right front wheel axles 24FL and 24FR via the front differential 22, whereby the left and right front wheels 24FL and 24FR are rotationally driven.
[0036]
The gasoline engine 12 and the motor generator 14 of the hybrid engine 10 are controlled by the engine control device 28 in accordance with the amount of depression of the accelerator pedal and the traveling state of the vehicle not shown in the figure by the driver. The motor generator 14 also functions as a generator of the front wheel regenerative braking device 30, and the function (regenerative braking) as a regenerative generator is also controlled by the engine control device 28.
[0037]
In particular, in the illustrated embodiment, the hybrid engine 10 has a driving force or an engine brake by the gasoline engine 12 or the gasoline engine 12 and the motor generator 14 during normal driving with a shift lever (not shown) in the D range. When the shift lever is in the D range but the load is low, driving force is generated only by the motor generator 14 (electric vehicle mode), and the gasoline is also generated when the shift lever is in the B range. The engine 12 and the motor generator 14 generate a driving force or an engine braking force. In this case, the engine braking force is higher than that in the D range (engine braking mode), and the shift lever is in the D range and is determined by the driver. The motor generator 14 is also used as a regenerative generator when the brake pedal 32 is depressed. To function.
[0038]
The friction braking force of the left and right front wheels 26FL, 26FR and the left and right rear wheels 34RL, 34RR is controlled by controlling the braking pressures of the corresponding wheel cylinders 48FL, 48FR, 48RL, 48RR by the hydraulic circuit 46 of the friction braking device 44. The Although not shown in the drawing, the hydraulic circuit 46 includes a reservoir, an oil pump, various valve devices, etc., and the braking pressure of each wheel cylinder is normally determined by the amount of depression of the brake pedal 32 and depression of the brake pedal 32 by the driver. Is controlled by a braking control device 52 as a friction braking device control device in accordance with the pressure of the master cylinder 50 driven in response to the pressure.
[0039]
The engine control device 28 includes a signal indicating the depression amount of the accelerator pedal from the accelerator pedal sensor 54, a signal indicating the shift position of the continuously variable transmission 18 from the shift position (SP) sensor 56, and a target regeneration control of the front wheels from the braking control device 52. A signal indicating the power Frgft is input.
[0040]
Pressure sensors 58FR, 58FL, 58RR, 58RL for detecting the pressure Pi (i = fr, fl, rr, rl) in the wheel cylinders 48FR, 48FL, 48RR, 48RL of the respective wheels are located close to the wheels 10FR-10RL. Although not shown in the drawing, a steering column 60 connected to a steering wheel is provided with a steering angle sensor 60 for detecting a steering angle φ.
[0041]
Each vehicle 12 is provided with a yaw rate sensor 62 for detecting the yaw rate γ of the vehicle, a longitudinal acceleration sensor 64 for detecting the longitudinal acceleration Gx, a lateral acceleration sensor 66 for detecting the lateral acceleration Gy, and a vehicle speed sensor 68 for detecting the vehicle speed V. ing. The steering angle sensor 60, the yaw rate sensor 62, and the lateral acceleration sensor 66 detect the steering angle, yaw rate, and lateral acceleration, respectively, with the left turning direction of the vehicle being positive.
[0042]
As shown in the figure, a signal indicating the wheel cylinder pressure Pi detected by the pressure sensors 58FR to 58RL, a signal indicating the steering angle φ detected by the steering angle sensor 60, a signal indicating the yaw rate γ detected by the yaw rate sensor 62, A signal indicating the longitudinal acceleration Gx detected by the longitudinal acceleration sensor 64, a signal indicating the lateral acceleration Gy detected by the lateral acceleration sensor 66, and a signal indicating the vehicle speed V detected by the vehicle speed sensor 68 are input to the braking control device 52. The
[0043]
The engine control device 28 and the brake control device 52 may actually have a general configuration including, for example, a microcomputer including a CPU, a ROM, a RAM, an input / output device, and a drive circuit.
[0044]
As will be described in detail later, the braking control device 52 performs the target braking force of each wheel for braking while maintaining a stable running state of the vehicle based on the driving state of the vehicle according to the routine shown in FIG. Fxti (i = fr, fl, rr, rl) is calculated, and the basic regenerative braking force Fbbrgft for the front wheels and the basic regenerative braking force Fbbrgrt for the rear wheels are calculated based on the target braking force Fxti.
[0045]
The braking control device 52 calculates a tire load factor Ltrf for the front wheels, calculates an adjustment coefficient Rtr based on the tire load factor based on the tire load factor Ltrf for the front wheels so as to increase as the tire load factor Ltrf for the front wheels increases. An adjustment coefficient Rstr based on the turning degree is calculated based on the absolute value of the yaw rate γ of the vehicle so that the absolute value of the yaw rate γ of the vehicle indicating the turning degree becomes smaller, and based on the adjustment coefficient Rtr based on the tire load and the turning degree A regeneration amount adjustment coefficient R is calculated as a product of the adjustment coefficient Rstr, and a regenerative braking force shift amount ΔFbrg from the rear wheel to the front wheel is calculated as a product of the regeneration amount adjustment coefficient R and the basic regenerative braking force Fbbrgrt of the rear wheel. .
[0046]
  Then, the braking controller 52 determines the front wheel target regenerative braking force Fbrg as the sum of the basic regenerative braking force Fbbrgft of the front wheels and the shift amount ΔFbrg of the regenerative braking force.ftAnd the target regenerative braking force Fbrg of the front wheels from the target braking force Fxti of each wheel.ftThe target friction braking force Fbpti (i = fr, fl, rr, rl) of each wheel is calculated as a value obtained by subtracting one half of this or one half of the shift amount ΔFbrg from the rear wheel to the front wheel, and the engine The target regenerative braking force Fbrg of the front wheels in cooperation with the control device 28ftAnd the braking force of each wheel is controlled so that the target friction braking force Fbpti of each wheel is achieved.
[0047]
In particular, the braking control device 52 follows the flowcharts shown in FIGS. 3 to 7 as will be described later, and the vehicle longitudinal force Fxso, lateral force Fyso, moment Mso and vehicle behavior when the slip ratio Si of each wheel is zero. The target longitudinal force Fxa, lateral force Fya, and moment Ma of the vehicle are calculated as the sum of the target longitudinal force Fxt and the target moment Mt to stabilize the vehicle, and the longitudinal force of the vehicle against the minute change dSi of the slip ratio of each wheel. Further, differential coefficients ∂Fxi / ∂Si, ∂Fyi / ∂Si, and ∂Mi / ∂Si indicating lateral force and moment changes dFx, dFy, and dM are calculated.
[0048]
The braking control device 52 also determines the difference between the target longitudinal force Fxa and the actual longitudinal force Fx, the difference between the target lateral force Fya and the actual lateral force Fy, the difference between the target moment Ma and the actual moment M, and the differential coefficient ∂. Based on Fxi / ∂Si, ∂Fyi / ∂Si, ∂Mi / ∂Si, the longitudinal force correction amount δFx, lateral force correction amount δFy, and moment correction amount δM are calculated by convergence calculation, and the longitudinal force, lateral force, The slip rate correction amount δSi of each wheel for achieving the moment correction amount is calculated, and the current target slip rate Sai is calculated by correcting the previously calculated target slip rate with the slip rate correction amount δSi. The target slip ratio Sai is corrected as necessary, and the target braking force Fxti of each wheel is calculated based on the target slip ratio Sai.
[0049]
Note that the control of the operation mode of the hybrid engine 10 and the control of the gasoline engine 12 by the engine control device 28 do not form the gist of the present invention, and these controls are carried out in any manner known in the art. It's okay.
[0050]
Next, the basic principle of calculation of the target braking force of each wheel in the illustrated first embodiment will be described. The basic principle for calculating the target braking force is the same for other embodiments described later.
[0051]
First, the longitudinal force Ftxi and the lateral force Ftyi (i = fr, fl generated by the tires of each wheel) based on a brushed tire model that takes into account the reduction in lateral force during braking, load movement, tire slip angle, and road friction coefficient. , Rr, rl), and the tire longitudinal force change and lateral force change due to minute changes in the slip ratio.
[0052]
9, 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, The tire slip ratio is Si (positive during braking, −∞ <Si <1.0), the road friction coefficient is μ, the tire contact load is Wi, and Ks and Kb are coefficients (positive constants). Then, the longitudinal force Ftxi and the lateral force Ftyi when the tire is not in the locked state (when ξi ≧ 0) are expressed by the following

equations

1 and 2, respectively, and when the tire is in the locked state (ξi <0 The longitudinal force Ftxi and the lateral force Ftyi are expressed by the following equations 3 and 4, respectively.
[Expression 1]

[0053]
As shown in FIG. 10, 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 formulas 5 to 8, respectively.
[Expression 2]

[0054]
The above formulas 1 to 4 are partially differentiated with respect to the slip ratio Si to calculate a longitudinal force change and a lateral force change (tire coordinate system) with respect to a minute change in the slip ratio (the following formulas 9 and 10).
[Equation 3]

[0055]
Next, according to the following formulas 11-18, the front / rear 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) are A longitudinal force Fxi and a lateral force Fyi acting on the center of gravity of the vehicle by being converted into a coordinate system are calculated, and a moment Mi is calculated. In the following equations, φf and φr are the steering angles of the front wheels and the 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

19 and 20, respectively.
[0056]
[Expression 4]

[Equation 5]

[Formula 6]

[Expression 7]

[Equation 8]

[0057]
Similarly, according to the following formulas 21 to 28, the front / rear force and lateral force partial differential values of the right front wheel (fr), left front wheel (fl), right rear wheel (rr), and left rear wheel (rl) (tires) A coordinate system is converted into a vehicle coordinate system to calculate partial differential values (derivatives) of longitudinal force and lateral force acting on the vehicle, and to calculate partial differential values (derivatives) of moments.
[0058]
[Equation 9]

[Expression 10]

## EQU11 ##

[Expression 12]

[0059]
Next, 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 defined as the sum of the longitudinal force Fxi, lateral force Fyi, and moment Mi of each wheel as follows. An estimation operation is performed according to Equation 29.
[Formula 13]

[0060]
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 30 and 31. The right side of Equation 30 below represents the longitudinal force, lateral force, and moment generated by each wheel when the slip ratio is zero.
[0061]
(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 the 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.
[0062]
(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.
[Expression 14]

[0063]
The longitudinal force change dFx, lateral force change dFy, and moment change dM acting on the vehicle body due to the minute change dSi of the slip ratio of the four controlled wheels are expressed by the following Expression 32. In the following equation 32, 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.
[Expression 15]

[0064]
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.
[0065]
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 33, 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 represented by the following equation 34 is obtained using T as a transport.
[0066]
[Expression 16]

L = δS^TWdsδS + (S + δS)^TWs (S + δS) + E^TWfE …… (34)
[0067]
The first term on the right side of the above equation 34 is a term for limiting the slip rate correction amount δS of the target slip rate, the second term is a term for limiting the target slip rate, and the third term is the longitudinal force. This is a term for ensuring that the lateral force and the moment follow the target longitudinal force, the target lateral force and the target moment, respectively.
[0068]
The slip ratio correction amount δS that minimizes the evaluation function L of Expression 34 is expressed by Expression 35 below. Where Fx, Fy, and M are the longitudinal force, lateral force, and moment (Equation 29) 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 31), S and δS are the slip ratio (formula 36 below) and slip rate correction amount (formula 37 below) of each wheel, respectively, E is the longitudinal force and lateral force due to Δ and δS , The difference from the moment correction amount (formula 38 below), Wds is a weight for the slip ratio correction amount δS (formula 39 below), and Ws is a weight for the slip ratio S (formula 40 below). , Wf is a weight (Equation 41 below) for each force, and each weight is 0 or a positive value.
[0069]
δS = (Wds + Ws + J^TWfJ)^-1(-WsS + J^TWfΔ) …… (35)
[Expression 17]

[Expression 18]

[Equation 19]

[Expression 20]

[Expression 21]

[Expression 22]

[0070]
Therefore, by correcting the previous target slip ratio Sai with the slip ratio correction amount δSi, the target slip ratio Sai of the four wheels that achieves the target longitudinal force Fxa, the target lateral force Fya, and the target moment Ma can be calculated. Based on the target slip ratio Sai, the target braking force Fxti of each wheel can be calculated.
[0071]
Next, the braking control in the illustrated first embodiment will be described with reference to the flowchart shown in FIG. The control according to the flowchart shown in FIG. 2 is started by closing an ignition switch not shown in the figure, and is repeatedly executed at predetermined time intervals.
[0072]
First, in step 50, a signal indicating the detection value of each sensor is read, and in step 100, as will be described in detail later, the target braking force of each wheel is determined according to the flowcharts shown in FIGS. Fxti (i = fr, fl, rr, rl) is calculated.
[0073]
In step 600, the basic regenerative braking force Fbbrgft of the front wheels is calculated as twice the smaller value of the target braking forces Fxtfl and Fxtfr of the left and right front wheels, and the target braking forces Fxtrr and Fxtrl of the left and right rear wheels are calculated. The basic regenerative braking force Fbbrgrt of the rear wheel is calculated as twice the smaller value.
[0074]
In step 650, based on the longitudinal acceleration Gx and lateral acceleration Gy of the vehicle, the longitudinal force Fxi and lateral force Fyi of each wheel and the ground contact load Wi (i = fr) of each wheel are known in the art. , Fl, rr, rl) are calculated, the road friction coefficient μ is calculated in a manner known in the art, and the tire load factor Ltri (i = fr, fl) for the left and right front wheels is calculated according to the following equation 42: Further, the tire load factor Ltrf for the front wheels is calculated as the larger value of the tire load factors Ltrfr and Ltrfl for the left and right front wheels.
[Expression 23]

[0075]
In step 700, an adjustment coefficient Rtr based on the tire load factor is calculated based on the tire load factor Ltrf for the front wheels so that the smaller the tire load factor Ltrf for the front wheels is, the smaller the map corresponding to the graph shown in FIG. In step 750, based on the absolute value of the yaw rate γ of the vehicle indicating the turning degree of the vehicle, based on the turning degree so as to decrease as the absolute value of the yaw rate γ of the vehicle increases from the map corresponding to the graph shown in FIG. An adjustment coefficient Rstr is calculated.
[0076]
In step 800, the regeneration amount adjustment coefficient R is calculated as the product of the adjustment coefficient Rtr based on the tire load factor and the adjustment coefficient Rstr based on the turning degree. In step 850, the regeneration amount adjustment coefficient is calculated according to the following equation 43. As a product of R and the basic regenerative braking force Fbbrgrt of the rear wheel, a shift amount ΔFbrg of the regenerative braking force from the rear wheel to the front wheel is calculated.
ΔFbrg = R · Fbbrgrt (43)
[0077]
  In step 900, the target regenerative braking force Fbrg of the left and right front wheels calculated in step 950 described later.ftThe larger of the tire load factors of the left and right front wheels calculated as the front / rear force of the left and right front wheels is the sum of Ca 1/2 (1) and the target friction braking force Fbpti calculated in step 1000 described later. The shift amount ΔFbrg of the regenerative braking force is subjected to guard processing so as to be equal to or less than a positive constant close to 1 below.
[0078]
  In step 950, the target regenerative braking force Fbrg of the front wheels is calculated as the sum of the basic regenerative braking force Fbbrgft of the front wheels and the shift amount ΔFbrg of the regenerative braking force after guard processing according to the following equation 44.ftIs calculated.
    Fbrgft= Fbbrgft + ΔFbrg (44)
[0079]
In step 1000, the target friction braking force Fbpti (i = fr, fl, rr, rl) of each wheel is calculated according to the following equations 45-48.
Fbptfr = Fxtfr-Fbrgft / 2 (45)
Fbptfl = Fxtfl-Fbrgft / 2 (46)
Fbptrr = Fxtrr−ΔFbrg / 2 (47)
Fbptrl = Fxtrl−ΔFbrg / 2 (48)
[0080]
  In step 1050, the front wheel target regenerative braking force FbrgftIs output to the engine control unit 28, and the engine control unit 28 uses the target regenerative braking force Fbrg of the front wheels.ftThe regenerative braking control is executed by controlling the regenerative braking device 30 based on the above.
[0081]
In step 1050, the target braking pressure Pbpti of each wheel is calculated based on the target friction braking force Fbpti of each wheel, and the hydraulic circuit 46 is controlled so that the braking pressure of each wheel becomes the target braking pressure Pbpti. Thus, the friction braking control of each wheel is executed.
[0082]
Next, the target braking force calculation routine for each wheel in step 100 will be described with reference to the flowchart shown in FIG.
[0083]
First, at step 150, the slip angle βr of the rear wheel is calculated according to the routine shown in FIG. 4, and at step 200, the target calculated at the previous step 500 according to the routine shown in FIG. The vehicle longitudinal force Fx, lateral force Fy, and moment M at the slip ratio, that is, the current longitudinal force, lateral force, and moment are calculated. In step 250, the target longitudinal force of the vehicle according to the routine shown in FIG. Fxa, target lateral force Fya, and target moment Ma are calculated.
[0084]
In step 300, the longitudinal force change and lateral force change of each wheel are calculated according to the above-described

equations

9 and 10, and the vehicle longitudinal force is calculated according to the above equations 21-28 and 32. The differential coefficient ∂Fxi / ∂Si, the lateral force derivative ∂Fyi / ∂Si, and the moment derivative ∂Mi / ∂Si are calculated.
[0085]
In step 350, the longitudinal force, lateral force, and moment target values Fxa, Fya, Ma and the actual values Fx, Fy, M are respectively deviated from the actual values Fx, Fy, M in accordance with the above equation 33. Correction amount δFy and moment correction amount δM.
[0086]
In step 400, the slip ratio correction amount that makes the difference Δ between the longitudinal force, lateral force, moment and target longitudinal force, target lateral force, and target moment of the current vehicle zero is expressed by the above equation 34. The correction amount δSi of the slip ratio of each wheel that minimizes the evaluation function L is calculated according to the above equation 35.
[0087]
In step 450, the corrected target slip ratio Sai of each wheel is calculated as the sum (Sai + δSi) of the previous target slip ratio Sai and the correction amount δSai of the slip ratio calculated in step 400.
[0088]
In step 500, the target slip ratio Sai of each wheel is corrected as necessary in accordance with the routine shown in FIG. 7, and in step 550, a vehicle model not shown in the figure based on the target slip ratio Sai. The target braking force Fxti of each wheel is calculated from the map based on the above.
[0089]
In step 155 of the routine for calculating the slip angle βr of the rear wheel shown in FIG. 4, the deviation of the lateral acceleration, that is, the slip of the vehicle, is obtained as the deviation Gy−Vγ between the lateral acceleration Gy and the product Vγ of the vehicle speed V and the yaw rate γ. The acceleration Vyd is calculated and the side-slip acceleration Vyd is integrated to calculate the side-slip speed Vy of the vehicle body, and the slip angle of the vehicle body as the ratio Vy / Vx of the vehicle body side-slip velocity Vy to the vehicle body longitudinal speed Vx (= vehicle speed V) β is calculated.
[0090]
In step 160, the rear wheel slip angle βr is calculated according to the following equation 49, with Lr being the distance in the vehicle longitudinal direction between the center of gravity of the vehicle and the rear wheel axle. The slip angle βr of the rear wheel is positive when the slip direction of the rear wheel is counterclockwise with respect to the rolling direction of the rear wheel.
βr = β-Lrγ / V (49)
[0091]
In step 165, it is determined whether or not the slip angle βr of the rear wheel exceeds the reference value βrc with the reference value βrc as a positive constant. If a negative determination is made, the process proceeds to step 175, where an affirmative determination is made. In step 170, the slip angle βr of the rear wheel is set to the reference value βrc.
[0092]
Similarly, in step 175, it is determined whether or not the slip angle βr of the rear wheel is less than -βrc. If a negative determination is made, the process proceeds directly to step 200, and if an affirmative determination is made, the process proceeds to step 200. At 180, the slip angle βr of the rear wheel is set to -βrc, and then the routine proceeds to step 200.
[0093]
In step 205 of the vehicle longitudinal force Fx, lateral force Fy, and moment M calculation routine at the target slip ratio shown in FIG. 5, the actual steering angle φf of the front wheels is calculated based on the steering angle φ, and The front wheel slip angle βf is calculated according to the following equation 50, where Lf is the distance in the vehicle longitudinal direction between the center of gravity of the vehicle and the front wheel axle. The front wheel slip angle βf is also positive when the rear wheel slip direction is counterclockwise with respect to the rear wheel rolling direction.
βf = −φf + β + Lfγ / V (50)
[0094]
In step 210, the friction coefficient μ of the road surface with respect to the tire is estimated and calculated according to the following equation 51 based on the longitudinal acceleration Gx and the lateral acceleration Gy of the vehicle body, where g is a gravitational acceleration.
μ = (Gx²+ Gy²)^1/2/ G (51)
[0095]
In step 215, the load movement amount ΔWi of each wheel is calculated based on the longitudinal acceleration Gx and the lateral acceleration Gy of the vehicle body in a manner well known in the art, and the support load Wi of each wheel is calculated based on the wheel load. Is calculated as the sum (Wsi + ΔWi) of the static load Wsi and the load movement amount ΔWi.
[0096]
In step 220, the determination value ξi of the grip state of each wheel is calculated according to the above equation 8. In step 225, it is determined whether the determination value ξi is positive or 0, that is, the wheel is in the grip state. If a positive determination is made, the longitudinal force Ftxi and the lateral force Ftyi of each wheel are calculated according to the

above formulas

1 and 2, respectively. If a negative determination is made, in step 235 The longitudinal force Ftxi and lateral force Ftyi of each wheel are calculated according to the above equations 3 and 4, respectively. Steps 225 to 235 are executed for each wheel.
[0097]
In step 240, the components of each wheel with respect to the longitudinal force Fx, lateral force Fy, and moment M of the vehicle are calculated in accordance with the above equations 11 to 20, and in step 245, the actual longitudinal force Fx of the vehicle in accordance with the above equation 29. Then, the actual lateral force Fy and the actual moment M are calculated, and then the routine proceeds to step 250.
[0098]
In step 255 of the vehicle target longitudinal force Fxa, target lateral force Fya, target moment Ma calculation routine shown in FIG. 6, the target yaw rate γc according to the following equation 52 with Kh as the stability factor and H as the wheel base. Is calculated, and a reference yaw rate γt is calculated according to the following equation 53 using T as a time constant and s as a Laplace operator. The target yaw rate γc may be calculated in consideration of the lateral acceleration Gy of the vehicle in order to take into account the dynamic yaw rate.
γc = Vφ / (1 + KhV²) H ...... (52)
γt = γc / (1 + Ts) (53)
[0099]
In step 260, the drift-out amount DV is calculated according to the following equation 54. The drift-out amount DV may be calculated according to the following equation 55 using H as a wheel base.
DV = (γt−γ) (54)
DV = H (γt−γ) / V (55)
[0100]
In step 265, the turning direction of the vehicle is determined based on the sign of the yaw rate γ, and the drift-out state quantity DS is calculated as DV when the vehicle is turning left, and as -DV when the vehicle is turning right. When is a negative value, the drift-out state quantity is zero.
[0101]
In step 270, the coefficient Kg is calculated from the map corresponding to the graph shown in FIG. 8 based on the drift-out state quantity DS. In step 275, Km1 and Km2 are positive constants, and βd is the vehicle. The behavior control target moment Mt is calculated according to the following equation 56, with βt and βtd being the differential values of the slip angle β, and the differential values of the vehicle target slip angle and the target slip angle, respectively. Both the target slip angle βt and the differential value βtd of the target slip angle may be zero.
Mt = Km1 (β−βt) + Km2 (βd−βtd) (56)
[0102]
In step 280, the target longitudinal force Fxt for behavior control is calculated as the product of the coefficient Kg, the vehicle mass Mass, and the gravitational acceleration g according to the following equation 57.
Fxt = -KgMassg (57)
[0103]
In step 285, the longitudinal force Fxso, lateral force Fyso, and moment Mso of the vehicle when the slip ratio Si of each wheel is 0 are calculated according to the above equation 30, and in step 290, the target longitudinal force Fxa of the vehicle is calculated. Then, the lateral force Fya and the moment Ma are calculated according to the above equation 31, and then the routine proceeds to step 300.
[0104]
In step 505 of the target slip ratio correction calculation routine shown in FIG. 7, it is determined whether the target moment Ma is negative, the rear wheel slip angle βr is positive, and the vehicle yaw rate γ is positive. When a negative determination is made, the process proceeds to step 510. When an affirmative determination is made, the target slip ratios Srr and Srl of the rear wheels are set to 0 in step 515, and then step 550 is performed. Proceed to
[0105]
In step 510, it is determined whether the target moment Ma is positive, the rear wheel slip angle βr is negative, and the vehicle yaw rate γ is negative. Proceed to 515, and if a negative determination is made, proceed directly to step 550.
[0106]
Thus, according to the first embodiment shown in the figure, in step 100, the target braking force Fxti of each wheel for braking while maintaining a stable running state of the vehicle based on the driving state of the vehicle is calculated. In this case, the basic regenerative braking force Fbbrgft of the front wheels is calculated based on the target braking forces Fxtfl and Fxtfr of the left and right front wheels, and the basic regenerative braking force Fbbrgrt of the rear wheels is calculated based on the target braking forces Fxtrr and Fxtrl of the left and right rear wheels. The
[0107]
In step 650, the tire load factor Ltrf for the front wheels is calculated. In step 700, the adjustment factor Rtr based on the tire load factor Ltrf for the front wheels is calculated so as to increase as the tire load factor Ltrf for the front wheels increases. In step 800, an adjustment coefficient Rstr based on the turning degree is calculated based on the absolute value of the yaw rate γ of the vehicle so that the larger the absolute value of the yaw rate γ of the vehicle indicating the turning degree of the vehicle, the smaller the tire load factor. The regeneration amount adjustment coefficient R is calculated as the product of the adjustment coefficient Rtr based on the vehicle speed and the adjustment coefficient Rstr based on the turning degree. In step 850, the regeneration amount adjustment coefficient R is multiplied by the basic regenerative braking force Fbbrgrt of the rear wheel. A shift amount ΔFbrg of the regenerative braking force from the wheel to the front wheel is calculated.
[0108]
In step 950, the target regenerative braking force Fbrg of the front wheels is calculated as the sum of the basic regenerative braking force Fbbrgft of the front wheels and the shift amount ΔFbrg of the regenerative braking force after guard processing.ftIn step 1000, the target regenerative braking force Fbrg for the front wheels is calculated from the target braking force Fxti for the left and right front wheels.ftA value obtained by subtracting one half of the shift amount ΔFbrg to the front wheel from the target braking force Fxti of the left and right rear wheels, while calculating the target friction braking force Fbpti of the left and right front wheels. As a result, the target friction braking force Fbpti of the left and right rear wheels is calculated, and in step 1050, the target regenerative braking force Fbrg of the front wheels is cooperated with the engine control unit 28.ftIn addition, the regenerative braking force of the front wheels is controlled and the friction braking force of each wheel is controlled so that the target friction braking force Fbpti of each wheel is achieved.
[0109]
Therefore, according to the first embodiment shown in the figure, the adjustment factor Rtr based on the tire load factor Ltrf of the front wheel is calculated to a larger value as the tire load factor Ltrf of the front wheel is smaller and the force that can be generated by the front wheel is larger. As a result, the shift amount ΔFbrg of the regenerative braking force from the rear wheels to the front wheels is increased. Therefore, the regenerative braking device 30 increases the regenerative amount by effectively using the force generation capability of the front wheel tires, thereby improving the fuel efficiency of the entire vehicle. be able to.
[0110]
According to the illustrated first embodiment, the regenerative braking force of the left and right front wheels is increased by the same amount, and the amount of friction braking force of the left and right rear wheels is reduced by the same amount as the amount of increase of the regenerative braking force of the left and right front wheels. As a result, the yaw rate of the vehicle and the braking force of the entire vehicle are not changed due to a change in the front-rear distribution of the braking force, and the margin for generating the lateral force of the rear wheel is increased without bringing the front wheel to the limit state. Therefore, the regeneration amount can be increased while reliably maintaining the running stability of the vehicle and the deceleration of the vehicle.
[0111]
Further, according to the first embodiment shown in the drawing, the slip angle βr of the rear wheel is calculated in step 150, and the current longitudinal force Fx, lateral force Fy, and moment M of the vehicle are calculated in step 200, The sum of the vehicle longitudinal force Fxso, lateral force Fyso, moment Mso and the target longitudinal force Fxt and target moment Mt for stabilizing the behavior of the vehicle when the slip ratio Si of each wheel is 0 in step 250. The target longitudinal force Fxa, lateral force Fya, and moment Ma of the vehicle are calculated as follows. In step 300, the vehicle longitudinal force, lateral force, and moment change dFx, dFy, dM with respect to the minute change dSi of the slip ratio of each wheel. Derivative coefficients ∂Fxi / ∂Si, ∂Fyi / ∂Si, and ∂Mi / ∂Si are calculated.
[0112]
In step 350, the difference between the target longitudinal force Fxa and the actual longitudinal force Fx, the difference between the target lateral force Fya and the actual lateral force Fy, the difference between the target moment Ma and the actual moment M, and the derivative ∂Fxi / ∂Si, ∂Fyi / ∂Si, ∂Mi / ∂Si, the front-rear force correction amount δFx, the lateral force correction amount δFy, and the moment correction amount δM are calculated by convergence calculation. The slip rate correction amount δSi of each wheel to achieve the correction amount of the lateral force and moment is calculated, and the target slip rate previously calculated in step 450 is corrected with the slip rate correction amount δSi. Thus, the target slip ratio Sai of this time is calculated, and in step 500, the target slip ratio Sai of each wheel is corrected as necessary. In step 550, the target braking force Fxti of each wheel is corrected based on the target slip ratio Sai. It is calculated.
[0113]
Therefore, according to the illustrated first embodiment, the braking force of each wheel is set so that the longitudinal force Fx of the vehicle becomes the target longitudinal force Fxa, the lateral force Fy becomes the target lateral force Fya, and the moment M becomes the target moment Ma. Therefore, the amount of regeneration by the regenerative braking device 30 can be increased while reliably maintaining the traveling state of the vehicle, in particular, the traveling state at the time of turning. Also obtained in form.
[0114]
Further, according to the first embodiment shown in the figure, the slip ratio correction amount δSi of each wheel sets the difference Δ between the current vehicle longitudinal force, lateral force, moment and target longitudinal force, target lateral force, and target moment to zero. Of the slip rate correction amounts to be calculated, the slip rate correction amount of each wheel that minimizes the evaluation function L expressed by the above equation 34 is calculated according to the above equation 35. There is no need to set up many maps that show the correspondence between the wheel slip rate and the longitudinal force, lateral force, and moment to stabilize the vehicle movement, and this makes it easy to configure the motion control device. The slip ratio Si of each wheel that achieves the target longitudinal force, the target lateral force, and the target moment can be calculated more quickly than when the slip ratio Si is calculated by analysis. Response delay in running state Ku can be maintained in a stable state, the operational effects can be obtained also in other embodiments described later.
[0115]
Second embodiment
FIG. 14 is a schematic diagram showing a second embodiment of a regenerative braking control device according to the present invention applied to a four-wheel drive vehicle equipped with a front-wheel drive hybrid engine and a rear-wheel drive motor generator. FIG. In FIG. 14, members corresponding to those shown in FIG. 1 are denoted by the same reference numerals as those in FIG.
[0116]
In the second embodiment, the left and right rear wheels 34RL and 34RR are connected to the rear wheel regenerative braking device via the left and right rear wheel axles 36RL and 36RR and the rear wheel differential 38 as required when the vehicle is driven. 40, and the rotation of the left and right rear wheels 34RL and 34RR is transmitted to the motor generator 42 of the rear-wheel regenerative braking device 40 as necessary when the vehicle is braked. Braking is performed. The regenerative braking of the rear wheels by the motor generator 42 is also controlled by the engine control device 28. In the illustrated embodiment, the motor generator 42 is an auxiliary drive source, and therefore the regenerative rating of the rear wheel regenerative braking device 40 is smaller than the regenerative rating of the front wheel regenerative braking device 30.
[0117]
FIG. 15 is a general flowchart showing a braking control routine in the second embodiment, and FIG. 16 is a basic transition amount calculation routine for the regenerative braking force executed in step 610 of the flowchart shown in FIG. It is a flowchart to show. In FIG. 15, steps corresponding to the steps shown in FIG. 2 are assigned the same step numbers as those shown in FIG.
[0118]
In this embodiment, the steps other than step 610 and step 850 executed after step 600 of the braking control routine shown in FIG. 15 are executed in the same manner as in the first embodiment. In step 610, the basic transition amount ΔFbbrg of the regenerative braking force is calculated in accordance with the flowchart shown in FIG. 16 as described later, and then the process proceeds to step 650.
[0119]
In step 850, the transition amount ΔFbrg of the regenerative braking force from the rear wheels to the front wheels is calculated as the product of the regeneration amount adjustment coefficient R and the basic transition amount ΔFbbrg of the regenerative braking force according to the following equation 58.
ΔFbrg = R · ΔFbbrg (58)
[0120]
In step 612 of the flowchart shown in FIG. 16, the rear wheel target regenerative braking force Fbrgrt is larger than the maximum regenerative braking force Fbrgrlim (a positive constant) determined by the regenerative rating of the rear wheel regenerative braking device 40. It is determined whether or not it is large, that is, whether or not it is necessary to transfer the regenerative braking force from the rear wheel to the front wheel from the point of regenerative rating. When the determination is made, the process proceeds to step 614.
[0121]
In step 614, it is determined whether or not the target regenerative braking force Fbrgft of the front wheels is less than the maximum regenerative braking force Fbrgflim (positive constant) determined by the regenerative rating of the regenerative braking device 30 of the front wheels, that is, from the rear wheels. It is determined whether or not the regenerative braking force can be transferred to the front wheels. If a negative determination is made, the basic transfer amount ΔFbbrg of the regenerative braking force is set to 0 in step 616, and an affirmative determination is made. If yes, go to Step 618.
[0122]
In step 618, the excessive regenerative braking force ΔFbrgr of the rear wheel is calculated according to the following equation 59, and the regenerative braking force ΔFbrgf that can be transferred from the rear wheel to the front wheel is calculated according to the following equation 60, and the excessive regenerative braking is performed. It is determined whether or not the power ΔFbrgr is less than the transferable regenerative braking force ΔFbrgf. If an affirmative determination is made, the process proceeds to step 620. If a negative determination is made, the process proceeds to step 622.
ΔFbrgr = Fbrgrt−Fbrgrlim (59)
ΔFbrgf = Fbrgft−Fbrgflim (60)
[0123]
In step 620, the basic transition amount ΔFbbrg of the regenerative braking force is set to the excess regenerative braking force ΔFbrgr, and in step 622, the basic transition amount ΔFbbrg of the regenerative braking force is set to the regenerative braking force ΔFbrgf that can be increased. When 616, 618 or 620 is completed, the process proceeds to step 650.
[0124]
Thus, according to the second embodiment shown in the figure, in step 610, the regenerative braking force is within the range of the regenerative rating of the front wheel regenerative braking device 30 and the rear wheel regenerative braking device 40 in accordance with the flowchart shown in FIG. Is calculated, and in step 850, the regenerative braking force transition amount ΔFbrg from the rear wheels to the front wheels is calculated as the product of the regeneration amount adjustment coefficient R and the regenerative braking force basic transition amount ΔFbbrg. In the case of a vehicle in which a regenerative braking device is provided on the front and rear wheels, the first braking force described above can be prevented while reliably preventing the transition of the regenerative braking force from the rear wheels to the front wheels beyond the range of the regenerative rating. As in the case of the embodiment, it is possible to increase the regenerative amount by the regenerative braking device 30 by effectively using the force generation capability of the front wheel tires, and to improve the fuel efficiency of the entire vehicle, as well as the vehicle running stability and the vehicle. While maintaining the deceleration can be reliably increase the regeneration amount.
[0125]
In particular, according to the second embodiment shown in the drawing, it is necessary to transfer the regenerative braking force from the rear wheel to the front wheel from the point of regenerative rating in accordance with the flowchart shown in FIG. When it is determined that the regenerative braking force to the front wheels can be transferred and the excessive regenerative braking force ΔFbrgr of the rear wheels is less than the regenerative braking force ΔFbrgf that can be transferred from the rear wheels to the front wheels, the regenerative braking is performed in step 620. Since the power basic shift amount ΔFbbrg is set to the rear wheel excess regenerative braking force ΔFbrgr, the rear wheel basic regenerative braking force Fbbrgrt exceeds the regenerative rating of the rear wheel regenerative braking device 40 and the front wheel regenerative braking force The regenerative braking force is transferred from the rear wheel to the front wheel so as to exceed the regenerative rating of the braking device 30, or the regenerative braking force of the rear wheel is changed from the rear wheel to the front wheel by the regenerative braking force of the rear wheel. Far from the regenerative rating It is possible to reliably prevent the or become fence, thereby regeneration capability of the front wheel regenerative braking device 30 and the rear wheel regenerative braking device 40 can be utilized maximally.
[0126]
According to the first and second embodiments described above, in step 750, the adjustment coefficient Rstr based on the turning degree is based on the absolute value of the yaw rate γ of the vehicle so as to decrease as the absolute value of the yaw rate γ of the vehicle increases. In step 800, the regeneration amount adjustment coefficient R is calculated as the product of the adjustment coefficient Rtr based on the tire load factor and the adjustment coefficient Rstr based on the turning degree. In step 850, the regeneration amount adjustment coefficient R and the rear wheel are calculated. As the product of the basic regenerative braking force Fbbrgrt of the vehicle, the transition amount ΔFbrg of the regenerative braking force from the rear wheel to the front wheel is calculated, so that the turning degree of the vehicle is high and the turning performance of the vehicle due to the change in the distribution of the braking force The amount of transition of regenerative braking force from the rear wheels to the front wheels can be reduced so that the travel stability is easily affected, and therefore the amount of transition of regenerative braking force is not adjusted by the adjustment coefficient Rstr. Compared, it is possible to ensure the turning performance and the running stability ensuring good vehicle.
[0127]
Further, according to the first and second embodiments, the target regenerative braking force Fbrgt and the target of the left and right front wheels calculated in steps 950 and 1000 based on the regenerative braking force shift amount ΔFbrg calculated in step 850. When the regenerative braking force and friction braking force of the left and right front wheels are controlled by the friction braking force Fbpti, when the larger value of the tire load factors of the left and right front wheels exceeds Ca (a positive constant close to 1 less than 1) In step 900, the transition amount ΔFbrg of the regenerative braking force is guarded so that the larger value of the tire load factors of the left and right front wheels is equal to or less than Ca. Therefore, the rear wheel is set at the regenerative braking force transition amount ΔFbrg. More front wheelsTo timesThe generated force of the front wheels is saturated due to the transition of the raw braking forceTo doIn particular, it is possible to reliably prevent the stability of the vehicle from deteriorating due to saturation of the lateral force of the front wheels.
[0128]
Further, according to the first and second embodiments, the tire load factors Ltrfr and Ltrfl of the left and right front wheels are calculated in step 650, and the front tire is set as the larger value of the tire load factors Ltrfr and Ltrfl of the left and right front wheels. Since the load factor Ltrf is calculated, for example, the tire load factor Ltrf of the front wheels is calculated as the smaller value of the average value of the tire load factors Ltrfr and Ltrfl of the left and right front wheels and the tire load factors Ltrfr and Ltrfl of the left and right front wheels. Compared to the above, the amount of shift ΔFbrg of the regenerative braking force is calculated to an excessive value, and the excessive regenerative braking force is transferred from the rear wheel to the front wheel. It is possible to reliably prevent the stability from deteriorating.
[0129]
Third embodiment
FIG. 17 is a general flowchart showing a braking control routine in the third embodiment of the regenerative braking control device according to the present invention applied to a front wheel drive type vehicle equipped with a front wheel drive hybrid engine. 18 is a graph showing the relationship between the tire load factor Ltrf of the front wheels and the weight Ws. In FIG. 17, steps corresponding to the steps shown in FIG. 2 are given the same step numbers as the step numbers given in FIG. 2.
[0130]
In this embodiment, the tire load factor Ltrf of the front wheels is calculated in the same manner as in step 650 in the first embodiment described above in step 60 executed after step 50. In step 70, the map corresponding to the graph shown in FIG. 18 is based on the tire load factor Ltrf of the front wheel so that the weight Wsf of the front wheel increases and the weight Wsr of the rear wheel decreases as the tire load factor Ltrf of the front wheel decreases. Further, a weight Ws (a front wheel weight Wsf and a rear wheel weight Wsr) is calculated.
[0131]
In this embodiment, step 100 is executed in the same manner as in the first embodiment described above. However, an equation using the weight Ws calculated in step 70 in step 400 of FIG. A correction amount δSi of the slip ratio of each wheel that minimizes the evaluation function L represented by 34 is calculated according to the above equation 35.
[0132]
Further, in this embodiment, the target regenerative braking force Fbrgft for the front wheels is calculated as twice the smaller one of the target braking forces Fxtfl and Fxtfr for the left and right front wheels in step 950, and in step 1000 The target friction braking forces Fbptfr and Fbptfl for the right front wheel and the left front wheel are calculated according to equations 45 and 46, and the target friction braking forces Fbptrr and Fbptrl for the right rear wheel and the left rear wheel are calculated in step 100, respectively. The target braking forces Fxtrr and Fxtrl for the rear wheel and the left rear wheel are set.
[0133]
Thus, according to the third embodiment shown in the drawing, in step 70, the front wheel weight Wsf increases and the rear wheel weight Wsr decreases as the front wheel tire load factor Ltrf decreases, based on the front wheel tire load factor Ltrf. Weight Wsf and rear wheel weight Wsr are calculated, and in step 400, the slip rate correction amount δSi of each wheel that minimizes the evaluation function L expressed by Expression 34 using these weights Wsf and Wsr is calculated. Therefore, the higher the margin of the force generation capability of the front wheel tire is, the more the front and rear distribution of the braking force is controlled while maintaining the stable running state of the vehicle, and accordingly the case of the first embodiment described above. Similarly, the power generation capability of the front wheel tire can be effectively used to increase the amount of regeneration by the regenerative braking device 30 and improve the fuel efficiency of the vehicle as a whole, as well as improve the running stability of the vehicle and the deceleration of the vehicle. It is possible to increase the amount of regeneration while indeed maintained.
[0134]
Further, according to the third embodiment shown in the figure, the calculation of the adjustment coefficient Rstr based on the turning degree of the vehicle and the adjustment of the transfer amount of the regenerative braking force from the rear wheel to the front wheel based on this are unnecessary. Control of braking force front / rear distribution based on the tire load factor of the front wheels and regeneration from the rear wheels to the front wheels without affecting the performance and more easily than in the case of the first and second embodiments described above. The shift amount of the braking force can be controlled.
[0135]
Fourth embodiment
FIG. 19 shows the braking in the fourth embodiment of the regenerative braking control device according to the present invention applied to a four-wheel drive vehicle equipped with a hybrid engine for driving front wheels and a motor generator for driving rear wheels. FIG. 20 is a general flowchart showing a control routine. FIG. 20 shows a case where the front wheel tire load factor Ltrf is large (A) and a case where the front wheel tire load factor Ltrf is small (B). It is explanatory drawing which shows (hatching part). In FIG. 19, steps corresponding to the steps shown in FIG. 17 are assigned the same step numbers as the step numbers given in FIG.
[0136]
In this embodiment, steps 50 to 70 and step 100 are executed in the same manner as in the third embodiment described above. However, the weight Ws calculated in step 70 (the front wheel weight Wsf and the rear wheel weight Wsf) is calculated. The wheel weight Wsr) is a ratio of the weight ratio Wsf / Wsr to the regenerative rating of the regenerative braking device 40 for the rear wheels or a value close to this when the tire load factor Ltrf of the front wheels is small. When the tire load factor Ltrf of the front wheels is large, the weight ratio Wsf / Wsr is based on the tire load factor Ltrf of the front wheels so that the running state of the vehicle can be effectively maintained in a stable state. It is calculated from the map as shown.
[0137]
In this embodiment, in step 950, the target regenerative braking force Fbrgft of the front wheels is calculated as twice the smaller value of the target braking forces Fxtfl and Fxtfr of the left and right front wheels, and the left and right rear wheels The target regenerative braking force Fbrgrt for the rear wheels is calculated as twice the smaller value of the target braking forces Fxtrl and Fxtrr.
[0138]
In step 955, it is determined whether or not the front wheel target regenerative braking force Fbrgft is greater than the maximum regenerative braking force Fbrgflim (a positive constant) determined by the regenerative rating of the front wheel regenerative braking device 30. It is determined whether or not friction braking needs to be performed in addition to braking. If an affirmative determination is made, the process proceeds to step 960, and if a negative determination is made, the process proceeds to step 965.
[0139]
In step 960, the target regenerative braking force Fbrgft of the front wheels is corrected to the maximum regenerative braking force Fbrgflim, and the target friction braking forces Fbptfr and Fbptfl of the right front wheel and the left front wheel are calculated according to the following equations 61 and 62, respectively. In step 965, the target regenerative braking force Fbrgft for the front wheels is maintained at the value calculated in step 950, and the target friction braking forces Fbptfr and Fbptfl for the right front wheel and the left front wheel are set to zero.
Fbptfr = Fxtfr-Fbrgflim / 2 (61)
Fbptfl = Fxtfl-Fbrgflim / 2 (62)
[0140]
In step 970, it is determined whether the rear wheel target regenerative braking force Fbrgrt is greater than the maximum regenerative braking force Fbrgrlim (a positive constant) determined by the regenerative rating of the rear wheel regenerative braking device 40, that is, the rear. It is determined whether or not friction braking needs to be performed on the wheel in addition to regenerative braking. If an affirmative determination is made, the process proceeds to step 975. If a negative determination is made, the process proceeds to step 980.
[0141]
In step 975, the target regenerative braking force Fbrgrt for the rear wheels is corrected to the maximum regenerative braking force Fbrgrlim, and the target friction braking forces Fbptrr and Fbptrl for the right rear wheel and the left rear wheel are expressed by the following equations 63 and 64, respectively. In step 980, the target regenerative braking force Fbrgrt for the rear wheels is maintained at the value calculated in step 950, and the target friction braking forces Fbptrr and Fbptrl for the right rear wheel and the left rear wheel are maintained. Set to zero.
Fbptfr = Fxtfr-Fbrgflim / 2 (63)
Fbptfl = Fxtfl-Fbrgflim / 2 (64)
[0142]
Thus, according to the illustrated fourth embodiment, the front wheel weight Wsf and the rear wheel weight Wsr calculated in step 70 are such that when the front wheel tire load factor Ltrf is small, the weight ratio Wsf / Wsr is The ratio of the regenerative rating of the front wheel regenerative braking device 30 to the regenerative rating of the regenerative braking device 40 for the front wheel or a value close thereto, and when the tire load factor Ltrf of the front wheel is large, the weight ratio Wsf / Wsr is an effect of the running state of the vehicle. Is calculated according to the tire load factor Ltrf of the front wheels so that the value can be maintained in a stable state.
[0143]
When the weights Wsf and Wsr are set to constant values that can maintain the vehicle running state effectively in a stable state, for example, as shown in FIG. However, there is a tendency that the rear brake target braking force exceeds the regenerative braking force of the rear wheel regenerative braking device, and the regenerative braking amount is limited in this situation.
[0144]
On the other hand, according to the fourth embodiment shown in the figure, when the tire load factor Ltrf of the front wheels is small, the weight ratio Wsf / Wsr is such that the regenerative rating of the regenerative braking device 30 for the front wheels with respect to the regenerative rating of the regenerative braking device 40 for the rear wheels. As shown in FIG. 20B, the regenerative braking force of the regenerative braking device 30 for the front wheels is increased and the target braking force for the rear wheels is set to the regenerative braking device for the rear wheels. Exceeding the regenerative braking force of the vehicle can be suppressed, whereby the regenerative braking amount of the entire vehicle can be increased.
[0145]
Further, according to the fourth embodiment shown in the figure, as the tire load factor Ltrf of the front wheels increases, the weight ratio Wsf / Wsr gradually changes to a value at which the running state of the vehicle can be effectively maintained. Even in the region where the tire load factor Ltrf of the front wheels is large, the weight ratio Wsf / Wsr is the ratio of the regenerative rating of the regenerative braking device 30 for the front wheels to the regenerative rating of the regenerative braking device 40 for the rear wheels or a value close thereto. Compared to the case, the traveling state of the vehicle can be reliably controlled to be stable.
[0146]
Further, according to the fourth embodiment shown in the figure, when the target regenerative braking forces Fbrgtrl and Fbrgtrr exceed the maximum regenerative braking forces Fbrgflim and Fbrgrlim for both the front wheels and the rear wheels, the excess braking force is obtained. Since the braking force of each wheel is controlled so as to become the target braking force calculated in step 100, the weight ratios Wsf and Wsr based on the tire load factor Ltrf of the front wheels are variable. It is possible to reliably prevent the braking force of the entire vehicle from changing due to the control and the control of the regenerative braking force associated therewith and the deterioration of the running state of the vehicle.
[0147]
Fifth embodiment
FIG. 21 is a schematic diagram showing a fifth embodiment of a regenerative braking control device according to the present invention applied to a wheel-in-motor four-wheel drive vehicle. In FIG. 21, the members corresponding to those shown in FIGS. 1 and 14 are denoted by the same reference numerals as those shown in these drawings.
[0148]
In the fifth embodiment, as shown in FIG. 21, the left and right front wheels 26FL and 26FR are driven by motor generators 70FL and 70FR, which are wheel-in motors incorporated in these wheels. The generators 70FL and 70FR are controlled by a drive control device 72. The motor generators 70FL and 70FR also function as left and right front wheel generators, respectively, and the function (regenerative braking) as a regenerative generator is also controlled by the drive control device 72.
[0149]
Similarly, the left and right rear wheels 34RL and 34RR are driven by motor generators 70RL and 70RR which are wheel-in motors incorporated in these wheels, and the motor generators 70RL and 70RR are also controlled by the drive control device 72. The motor generators 70RL and 70RR also function as left and right rear wheel generators, respectively, and the function as a regenerative generator (regenerative braking) is also controlled by the drive control device 72.
[0150]
In the illustrated embodiment, the motor generators 70FL and 70FR have the same regenerative rating, the motor generators 70RL and 70RR have the same regenerative rating, and the motor generators 70FL and 70FR are regenerated. The rating is larger than the regenerative rating of the motor generators 70RL and 70RR.
[0151]
FIG. 22 is a general flowchart showing a braking control routine in the fifth embodiment. In FIG. 22, steps corresponding to the steps shown in FIGS. 17 and 19 are given the same step numbers as those shown in these drawings.
[0152]
In the fifth embodiment, steps 50 to 70 and step 100 are executed in the same manner as in the fourth embodiment described above. However, in step 950, the target regenerative braking force Fbrgti of each wheel. (I = fr, fl, rr, rl) are set to the target braking force Fxti calculated in step 100, respectively.
[0153]
Steps 1005 to 1015 are executed for each wheel in the order of, for example, the right front wheel, the left front wheel, the right rear wheel, and the left rear wheel. In step 1005, the target regenerative braking force Fbrgti is determined by the regenerative rating of the corresponding motor generator. The maximum regenerative braking force Fbrglimi (positive constant) (i = fr, fl, rr, rl) is exceeded, that is, whether or not the wheel needs to be subjected to friction braking in addition to regenerative braking. When a positive determination is made, the process proceeds to step 1010. When a negative determination is made, the process proceeds to step 1015.
[0154]
In step 1010, the target regenerative braking force Fbrgti is set to the maximum regenerative braking force Fbrglimi, and the target friction braking force Fbpi is set to a value obtained by subtracting the target regenerative braking force Fbrgti from the target braking force Fxti. In this case, the target regenerative braking force Fbrgti is set to the target braking force Fxti and the target friction braking force Fbpi is set to 0.
[0155]
Thus, according to the fifth embodiment shown in the figure, as in the case of the fourth embodiment described above, in step 70, the front wheel weight Wsf and the rear wheel weight Wsr are variable in accordance with the front wheel tire load factor Ltrf. The lower the tire load factor Ltrf of the front wheels, in other words, the greater the margin of the force generation capability of the wheel tires, the more or less the braking force distribution is controlled closer to the front wheels, and the weight ratio Wsf / Wsr is Since the ratio of the regeneration ratings of the front motor generators 70FL and 70FR to the regeneration rating of the motor generators 70RL and 70RR can be approached, when the vehicle is a wheel-in-motor type four-wheel drive vehicle, the front tire load factor Ltrf When the vehicle is small, it is possible to increase the regeneration amount of the entire vehicle while reliably maintaining the traveling state of the vehicle.
[0156]
Further, according to the fifth embodiment shown in the figure, as in the case of the fourth embodiment described above, if the target regenerative braking force Fbrgti exceeds the maximum regenerative braking force Fbrglimi for any wheel, the excess amount is exceeded. Since the braking force of each wheel is supplemented by the friction braking force, and the braking force of each wheel is controlled to become the target braking force calculated in step 100, the weight ratio Wsf based on the tire load factor Ltrf of the front wheels is controlled. Thus, it is possible to reliably prevent the braking force of the entire vehicle from changing and the deterioration of the running state of the vehicle due to the variable control of Wsr and the accompanying regenerative braking force control.
[0157]
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.
[0158]
For example, in each of the above-described embodiments, the tire load factor is based on the force that the tire can generate according to the above formula 42 based on the longitudinal force Fxi, the lateral force Fyi, the friction coefficient μ of the road surface, and the wheel ground load Wi. The tire load factor is calculated as a ratio of the force generated by the tire. The tire load factor is the tire load factor itself. For example, I is the yaw moment of inertia of the vehicle, and Kf and Kr are the cornering powers of the front and rear wheels, respectively. Where Kh is the stability factor, Tc is the time constant, s is the Laplace operator, and the magnitude of the deviation between the target yaw rate γref based on the vehicle model calculated according to the following equation 65 and the actual yaw rate γ of the vehicle, As the magnitude of the deviation between the target lateral acceleration Gyref of the vehicle based on the vehicle model calculated from the steering angle φ and the vehicle speed V and the actual lateral acceleration Gy of the vehicle, The index value of the load factor may be the magnitude of deviation between the target state quantity of the vehicle based on the vehicle model and the actual state quantity of the vehicle.
[Expression 24]

[0159]
In this case, since the magnitude of the deviation between the target state quantity of the vehicle based on the vehicle model and the actual state quantity of the vehicle is an index value of the tire load factor of the entire vehicle, the front wheel tire in each of the above embodiments The load factor Ltrf is set to the magnitude of the deviation itself or a value proportional thereto.
[0160]
In each of the above-described embodiments, the target braking force fxti of each wheel is calculated based on the vehicle driving conditions such as the target longitudinal force, the target lateral force, and the target yaw moment to maintain the vehicle running stability. However, although it is calculated as a braking force for achieving the target longitudinal force, target lateral force, and target yaw moment of the vehicle, the target braking force fxti of each wheel is calculated as long as it is calculated based on the driving situation of the vehicle. It may be computed in any manner known in the art.
[0161]
In the first and second embodiments described above, the absolute value of the yaw rate γ of the vehicle is used as the turning degree of the vehicle, but the turning degree of the vehicle is the strength of turning of the vehicle. The absolute value of the target yaw rate γref, the absolute value of the target lateral acceleration Gyref of the vehicle, the absolute value of the actual lateral acceleration Gy of the vehicle, or the like may be used.
[0162]
In the first and second embodiments described above, the adjustment coefficient Rtr based on the tire load factor is calculated from the map corresponding to the graph shown in FIG. 12 based on the tire load factor Ltrf of the front wheels. However, when the tire load factor Ltrf for the front wheels is small, the adjustment based on the tire load factor Ltrf for the front wheels and the tire load factor as long as the adjustment factor Rtr based on the tire load factor is larger than when the tire load factor Ltrf is large. The relationship with the coefficient Rtr may be a relationship other than the relationship shown in FIG.
[0163]
Similarly, in the third to fifth embodiments described above, the front wheel weight Wsf and the rear wheel weight Wsr are calculated from the map corresponding to the graph shown in FIG. 18 based on the front wheel tire load factor Ltrf. However, as long as the tire load factor Ltrf of the front wheel is small, the front wheel weight Wsf is larger than that when it is large, or as long as the rear wheel weight Wsr is small, the front wheel weight The relationship between the tire load factor Ltrf, the front wheel weight Wsf, and the rear wheel weight Wsr may be other than the relationship shown in FIG.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing a first embodiment of a regenerative braking control device according to the present invention applied to a front-wheel drive type vehicle equipped with a front-wheel drive hybrid engine.
FIG. 2 is a general flowchart showing a braking control routine in the first embodiment.
FIG. 3 is a flowchart showing a target braking force calculation routine for each wheel in step 100 of the flowchart shown in FIG. 2;
FIG. 4 is a flowchart showing a rear wheel slip angle βr calculation routine in step 150 of the flowchart shown in FIG. 3;
FIG. 5 is a flowchart showing an actual longitudinal force Fx, lateral force Fy, and moment M calculation routine in step 200 of the flowchart shown in FIG. 3;
6 is a flowchart showing a routine for calculating a target longitudinal force Fxa, a lateral force Fya, and a moment Ma in step 250 of the flowchart shown in FIG. 3. FIG.
7 is a flowchart showing a target slip ratio Si calculation routine in step 500 of the flowchart shown in FIG. 3. FIG.
FIG. 8 is a graph showing a relationship between a drift-out state quantity DV and a coefficient Kg.
FIG. 9 is an explanatory diagram showing an angle θi formed by a tire generation force Fti with respect to the tire lateral direction, and the like.
FIG. 10 is a graph showing the relationship of the lateral force Ftyi to the tire slip angle βi when the slip ratio is zero.
FIG. 11 is a graph showing the relationship between the longitudinal force Ftxi and the tire slip ratio Si when the slip angle βi is zero.
FIG. 12 is a graph showing a relationship between a tire load factor Ltrf of a front wheel and an adjustment coefficient Rtr based on the tire load factor.
FIG. 13 is a graph showing the relationship between the absolute value of the yaw rate γ of the vehicle and the adjustment coefficient Rstr based on the turning degree.
FIG. 14 is a schematic diagram showing a second embodiment of a regenerative braking control device according to the present invention applied to a four-wheel drive vehicle equipped with a front-wheel drive hybrid engine and a rear-wheel drive motor generator. It is a block diagram.
FIG. 15 is a general flowchart showing a braking control routine in the second embodiment.
FIG. 16 is a flowchart showing a regenerative braking force basic shift amount calculation routine executed in step 610 of the flowchart shown in FIG. 15;
FIG. 17 is a general flowchart showing a braking control routine in a third embodiment of the regenerative braking control device according to the present invention applied to a front wheel drive type vehicle equipped with a front wheel drive hybrid engine.
FIG. 18 is a graph showing a relationship between a tire load factor Ltrf of front wheels and weights Wsf and Wsr.
FIG. 19 shows a regenerative braking control apparatus according to a fourth embodiment of the present invention applied to a four-wheel drive vehicle equipped with a front-wheel drive hybrid engine and a rear-wheel drive motor generator. It is a general flowchart which shows a braking control routine.
FIG. 20 is an explanatory diagram showing regenerative ratings and target regenerative braking force (hatched portion) of the front wheels and rear wheels before correction of weight Ws (A) and before correction of weight Ws (B).
FIG. 21 is a schematic configuration diagram showing a fifth embodiment of a regenerative braking control device according to the present invention applied to a wheel-in-motor four-wheel drive vehicle.
FIG. 22 is a general flowchart showing a braking control routine in a fifth embodiment.
[Explanation of symbols]
10 ... Hybrid engine
12 ... gasoline engine
14 ... Motor generator
28. Engine control device
30 ... Regenerative braking device for front wheels
32 ... Brake pedal
40. Regenerative braking device for rear wheels
42 ... Motor generator
44. Friction braking device
50 ... Master cylinder
52. Braking control device
54 ... Accelerator pedal sensor
56 ... Shift position sensor
58FR to 58RL ... Pressure sensor
60 …… Steering angle sensor
62 ... Yaw rate sensor
64. Longitudinal acceleration sensor
66 ... Lateral acceleration sensor
68 ... Vehicle speed sensor
70FL ~ 70RL ... Motor generator
72. Drive control device

Claims

A friction braking device that applies a frictional braking force individually in each wheel, in the vehicle regenerative brake control device and a regenerative braking apparatus that applies a regenerative braking force to a plurality of wheels, the vehicle based on driving conditions of the vehicle The target braking force of each wheel for braking while maintaining the stable traveling state of the vehicle is calculated, the target friction braking force and the target regenerative braking force are calculated based on the target braking force, and the regenerative braking force is applied to the wheel. The tire load factor index value is calculated, and when the tire load factor index value is small , the sum of the target friction braking force and the target regenerative braking force of the entire vehicle is not changed compared to when the tire load factor index value is large . A regenerative braking control device for a vehicle, which increases the regenerative braking force of the wheel while maintaining the braking force of the entire vehicle and the running stability of the vehicle by increasing and correcting the target regenerative braking force .

By increasing the regenerative braking force of the wheel with a small tire load factor index value so that the total sum of the target friction braking force and the target regenerative braking force does not change and the yaw rate of the vehicle does not change, the braking force of the entire vehicle and the vehicle The regenerative braking control device for a vehicle according to claim 1, wherein the running stability is maintained.

3. The tire longitudinal force and lateral force of each wheel, the ground contact load of each wheel, the friction coefficient of the road surface are estimated, and the index value of the tire load factor of each wheel is calculated based on these. The regenerative braking control device for a vehicle as described.

The vehicle state quantity of the vehicle model is estimated based on the driving state of the vehicle, and the index value of the tire load factor of the wheel of the entire vehicle is calculated based on the deviation between the vehicle state quantity of the vehicle model and the actual vehicle state quantity. The regenerative braking control device for a vehicle according to claim 1 or 2.

Determining the turning degree of the vehicle, when a high turning degree of the vehicle according to any one of claims 1 to 4, characterized in that to reduce the increase correction amount of the target regenerative braking force than when it is low Regenerative braking control device for vehicles.

Vehicle regenerative braking according to claim 5, characterized in that the higher turning degree of the vehicle by increasing the amount of reduction increases the correction amount of the target regenerative braking force to reduce the increase correction amount of the target regenerative braking force Control device.

In a regenerative braking control device for a vehicle having a friction braking device that individually applies a friction braking force to each wheel and a regenerative braking device that applies a regenerative braking force to a plurality of wheels, an index of a tire load factor of a front wheel A regenerative braking control device for a vehicle, wherein a regenerative braking force is increased by calculating a value and changing a front / rear distribution ratio of the braking force in accordance with a tire load factor index value.

The front wheel's regenerative capacity is larger than the rear wheel's regenerative capacity.When the front wheel tire load factor index value is small, the front wheel tire load factor The regenerative braking control device for a vehicle according to claim 7 , wherein the regenerative braking force is changed according to the index value.