JP4174879B2

JP4174879B2 - Vehicle motion control device

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Publication number: JP4174879B2
Application number: JP32146798A
Authority: JP
Inventors: 彰高西尾; 憲司十津
Original assignee: Advics Co Ltd
Current assignee: Advics Co Ltd
Priority date: 1998-10-27
Filing date: 1998-10-27
Publication date: 2008-11-05
Anticipated expiration: 2018-10-27
Also published as: JP2000127932A

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To smoothly stabilize an operating condition of a vehicle without causing a brake dragging feeling, by proper hydraulic control. SOLUTION: At least any hydraulic pressure mode of pressure increasing mode, pressure decreasing mode and holding mold is set in accordance with a decision result of a vehicle operating condition decision means ES deciding stability during vehicle operation including turning of a vehicle, a brake hydraulic pressure control device BC is controlled by a brake force control means FC based on this hydraulic pressure mode, and brake force relating to each wheel is controlled. The brake force control means FC, provided with a hydraulic pressure control means HC, controls the mode switched to, for instance, the holding mode, so as to reduce a pressure increasing gradient when an operating condition of the vehicle is decided stable in the vehicle operating condition decision means ES during the pressure increasing mode by the brake hydraulic pressure control device BC.

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両の運動制御装置に関し、特に、車両の旋回を含む車両運動中に、ブレーキペダルの操作の有無に関係なく各車輪に対して制動力を付与することにより車両の運動状態を安定させる車両の運動制御装置に係る。
【０００２】
【従来の技術】
近時、車両の運動特性、特に旋回特性を制御する手段として、制動力の左右差制御により旋回モーメントを直接制御する手段が注目され、実用に供されている。例えば、特開平９−３０１１４７号公報には、車両旋回時における車両の運動状態量を推定し、この車両運動状態量が制御開始閾値を越えたときに、車両のヨーモーメントを安定側に修正するようにブレーキ液圧制御装置を制御し、車両の各車輪に制動力を付与する運動制御装置が開示されている。同公報では、特に、路面摩擦係数に応じて車両運動状態量における制御開始領域を変えることを目的として、路面摩擦係数が低い程、制御開始閾値を小さく設定するように構成した運動制御装置が提案されている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
上記特開平９−３０１１４７号公報に記載の運動制御装置においては、各車輪の目標スリップ率Ｓt** と実スリップ率Ｓa** の差のスリップ率偏差ΔＳt** （＝Ｓt** −Ｓa** ）が求められ、このスリップ率偏差ΔＳt** に基づき液圧制御モードが設定されるように構成されている。
【０００４】
このような運動制御装置においては、オーバーステア抑制制御及びアンダーステア抑制制御の実効を図るため目標スリップ率Ｓt** が大きい値に設定されるのが一般的である。このため、車両の不安定挙動が治まったと判定し得る状況となった後もブレーキ液圧制御装置による増圧が行なわれ、増圧傾向となるので、所謂ブレーキの引きずり感を生ずるおそれがある。
【０００５】
そこで、本発明は、車両の運動制御装置において、適切な液圧制御により、ブレーキ引きずり感を惹起することなく円滑に車両の運動状態を安定させることを課題とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
上記の課題を解決するため、本発明は請求項１に記載のように、車両の各車輪に装着し制動力を付与するホイールシリンダと、該ホイールシリンダに対し少なくともブレーキペダルの操作に応じてブレーキ液圧を付与するブレーキ液圧制御装置と、前記車両の旋回を含む車両運動中における安定性を判定する車両運動状態判定手段と、該車両運動状態判定手段の判定結果に応じて少なくとも増圧モード、減圧モード及び保持モードの液圧モードの何れかを設定し、該液圧モードの何れかに基づき前記ブレーキ液圧制御装置を制御して前記各車輪に対する制動力を制御する制動力制御手段とを備えた車両の運動制御装置において、前記車両運動状態判定手段が、前記車両の車体横すべり角を演算する車体横すべり角演算手段と、前記車両の車体横すべり角加速度を演算する車体横すべり角加速度演算手段とを備え、前記制動力制御手段は、前記ブレーキ液圧制御装置による増圧モード中に、前記車体横すべり角加速度演算手段の演算結果の車体横すべり角加速度が基準値を下回ったときには、前記ブレーキ液圧制御装置による増圧勾配を減少させるように制御する液圧制御手段を備えることとしたものである。
【０００７】
例えば、前記車両の車体速度を検出する車体速度検出手段と、前記車両の横加速度を検出する横加速度検出手段と、前記車両のヨーレイトを検出するヨーレイト検出手段とを具備し、車体横すべり角速度演算手段により、前記車体速度、横加速度及びヨーレイトに基づき前記車両の車体横すべり角速度を演算し、車体横すべり角演算手段により前記車体横すべり角速度演算手段の演算結果を積分して車体横すべり角を演算し、更に、車体横すべり角加速度演算手段により、前記車体横すべり角速度演算手段の演算結果を微分して車体横すべり角加速度を演算するように構成することができる。
【０００８】
前記液圧制御手段は、請求項２に記載のように、前記車体横すべり角加速度演算手段の演算結果の車体横すべり角加速度が前記基準値を下回り、且つ前記車体横すべり角演算手段の演算結果の車体横すべり角が所定値以下のときには保持モードに設定し、前記車体横すべり角加速度が前記基準値を下回り且つ前記車体横すべり角が所定値を越えたときには、増圧勾配が緩やかな緩増圧モードに設定するように構成するとよい。尚、前記増圧モードには所謂急増圧モードを含み、前記緩増圧モードには、増圧と保持を繰り返す所謂パルス増圧モードを含む。
【０００９】
また、前記液圧制御手段は、請求項３に記載のように、前記車体横すべり角加速度演算手段の演算結果の車体横すべり角加速度が前記基準値以上の値から前記基準値以下の値に切り換わった後所定時間は前記増圧モードを維持するように構成してもよい。更に、請求項４に記載のように、前記車両の車体速度を検出する車体速度検出手段を具備したものとすると共に、前記車両運動状態判定手段を、前記車両の車体横すべり角速度を演算する車体横すべり角速度演算手段を備えたものとし、前記液圧制御手段を、前記車体横すべり角演算手段の演算結果の車体横すべり角、前記車体横すべり角速度演算手段の演算結果の車体横すべり角速度、及び前記車体速度検出手段の検出結果の車体速度に基づき、前記基準値を設定するように構成することができる。尚、前記車体速度検出手段は、前記車両の各車輪の車輪速度を検出し、検出車輪速度に基づき推定車体速度を演算するように構成することができる。
【００１０】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の望ましい実施形態を図面を参照して説明する。図１は本発明の運動制御装置の一実施形態を示すもので、車両の各車輪ＷＬに装着し制動力を付与するホイールシリンダＷＲと、ホイールシリンダＷＲに対し少なくともブレーキペダルＢＰの操作に応じてブレーキ液圧を付与するブレーキ液圧制御装置ＢＣと、車両の旋回を含む車両運動中における安定性を判定する車両運動状態判定手段ＥＳと、その判定結果に応じて少なくとも増圧モード、減圧モード及び保持モードの液圧モードの何れかを設定し、その液圧モードに基づきブレーキ液圧制御装置ＢＣを制御して各車輪に対する制動力を制御する制動力制御手段ＦＣとを備えている。制動力制御手段ＦＣは、ブレーキ液圧制御装置ＢＣによる増圧モード中に、車両運動状態判定手段ＥＳにて車両の運動状態が安定と判定したときには、ブレーキ液圧制御装置ＢＣによる増圧勾配を減少させるように制御する液圧制御手段ＨＣを具備している。
【００１１】
本実施形態においては、車両の車体速度を検出する車体速度検出手段Ｄ１と、車両の横加速度を検出する横加速度検出手段Ｄ２と、車両のヨーレイトを検出するヨーレイト検出手段Ｄ３を備えている。そして、車両運動状態判定手段ＥＳは、車体速度検出手段Ｄ１の検出車体速度、横加速度検出手段Ｄ２の検出横加速度及びヨーレイト検出手段Ｄ３の検出ヨーレイトに基づき車両の車体横すべり角速度を演算する車体横すべり角速度演算手段Ｅ１と、車体横すべり角速度演算手段Ｅ１の演算結果を積分し車体横すべり角を演算する車体横すべり角演算手段Ｅ２と、車体横すべり角速度演算手段Ｅ１の演算結果を微分し車体横すべり角加速度を演算する車体横すべり角加速度演算手段Ｅ３とを備えている。そして、車体横すべり角加速度演算手段Ｅ３の演算結果の車体横すべり角加速度が基準値を下回ったときには、液圧制御手段ＨＣによって、増圧勾配を減少させるようにブレーキ液圧制御装置ＢＣを制御する構成とされている。
【００１２】
本実施形態における液圧制御手段ＨＣは、車体横すべり角加速度が基準値を下回り且つ車体横すべり角が所定値以下のときには保持モードに設定し、車体横すべり角加速度が基準値を下回り且つ車体横すべり角が所定値を越えたときには、増圧勾配が緩やかな緩増圧モードに設定するように構成されている。更に、車体横すべり角加速度が基準値以上の値から基準値以下の値に切り換わった後所定時間は増圧モードを維持するように構成されている。尚、前記基準値は、車体横すべり角、車体横すべり角速度及び車体速度に基づいて設定するように構成されている。
【００１３】
図２は前記運動制御装置を含む車両の全体構成を示すものであり、エンジンＥＧはスロットル制御装置ＴＨ及び燃料噴射装置ＦＩを備えた内燃機関で、スロットル制御装置ＴＨにおいてはアクセルペダルＡＰの操作に応じてメインスロットルバルブＭＴのメインスロットル開度が制御される。また、電子制御装置ＥＣＵの出力に応じて、スロットル制御装置ＴＨのサブスロットルバルブＳＴが駆動されサブスロットル開度が制御されると共に、燃料噴射装置ＦＩが駆動され燃料噴射量が制御されるように構成されている。本実施形態のエンジンＥＧは変速制御装置ＧＳを介して車両前方の車輪ＦＬ，ＦＲに連結されており、所謂前輪駆動方式が構成されている。制動系については、車輪ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲに夫々ホイールシリンダＷｆｌ，Ｗｆｒ，Ｗｒｌ，Ｗｒｒが装着されており、これらのホイールシリンダＷｆｌ等にブレーキ液圧制御装置ＢＣが接続されている。尚、車輪ＦＬは運転席からみて前方左側の車輪を示し、以下車輪ＦＲは前方右側、車輪ＲＬは後方左側、車輪ＲＲは後方右側の車輪を示しており、本実施形態では所謂Ｘ配管が構成されている。
【００１４】
車輪ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲには車輪速度センサＷＳ１乃至ＷＳ４が配設され、これらが電子制御装置ＥＣＵに接続されており、各車輪の回転速度、即ち車輪速度に比例するパルス数のパルス信号が電子制御装置ＥＣＵに入力されるように構成されている。更に、ブレーキペダルＢＰが踏み込まれたときにオンとなるブレーキスイッチＢＳ、車両前方の車輪ＦＬ，ＦＲの舵角θf を検出する前輪舵角センサＳＳｆ、車両の横加速度を検出する横加速度センサＹＧ、及び車両重心を通る鉛直軸回りの車両回転角（ヨー角）の変化速度、即ちヨー角速度（ヨーレイト）を検出するヨーレイトセンサＹＳ等が電子制御装置ＥＣＵに接続されている。
【００１５】
本実施形態の電子制御装置ＥＣＵは、図２に示すように、バスを介して相互に接続されたプロセシングユニットＣＰＵ、メモリＲＯＭ，ＲＡＭ、入力ポートＩＰＴ及び出力ポートＯＰＴ等から成るマイクロコンピュータＣＭＰを備えている。上記車輪速度センサＷＳ１乃至ＷＳ４、ブレーキスイッチＢＳ、前輪舵角センサＳＳｆ、ヨーレイトセンサＹＳ、横加速度センサＹＧ等の出力信号は増幅回路ＡＭＰを介して夫々入力ポートＩＰＴからプロセシングユニットＣＰＵに入力されるように構成されている。また、出力ポートＯＰＴからは駆動回路ＡＣＴを介してスロットル制御装置ＴＨ及びブレーキ液圧制御装置ＢＣに夫々制御信号が出力されるように構成されている。
【００１６】
マイクロコンピュータＣＭＰにおいては、メモリＲＯＭは図３乃至図７に示したフローチャートを含む種々の処理に供するプログラムを記憶し、プロセシングユニットＣＰＵは図示しないイグニッションスイッチが閉成されている間当該プログラムを実行し、メモリＲＡＭは当該プログラムの実行に必要な変数データを一時的に記憶する。尚、スロットル制御等の各制御毎に、もしくは関連する制御を適宜組合せて複数のマイクロコンピュータを構成し、相互間を電気的に接続することとしてもよい。
【００１７】
上記のように構成された本実施形態においては、電子制御装置ＥＣＵにより制動操舵制御、アンチスキッド制御等の一連の処理が行なわれ、イグニッションスイッチ（図示せず）が閉成されると図３乃至図７等のフローチャートに対応したプログラムの実行が開始する。図３は車両の制御作動全体を示すもので、先ずステップ１０１にてマイクロコンピュータＣＭＰが初期化され、各種の演算値がクリアされる。次にステップ１０２において、車輪速度センサＷＳ１乃至ＷＳ４の検出信号が読み込まれると共に、前輪舵角センサＳＳｆの検出信号（舵角θf ）、ヨーレイトセンサＹＳの検出ヨーレイトγａ及び横加速度センサＹＧの検出加速度（即ち、実横加速度でありＧyaで表す）が読み込まれる。
【００１８】
次に、ステップ１０３に進み、各車輪の車輪速度Ｖw** （**は各車輪FR等を表す）が演算されると共に、これらが微分され各車輪の車輪加速度ＤＶw** が求められる。続いて、ステップ１０４において各車輪の車輪速度Ｖw** の最大値が車両重心位置での推定車体速度Ｖsoとして演算される（Ｖso＝ＭＡＸ( Ｖw**)）。また、各車輪の車輪速度Ｖw** に基づき各車輪毎に推定車体速度Ｖso**が求められ、必要に応じ、車両旋回時の内外輪差等に基づく誤差を低減するため正規化が行われる。更に、推定車体速度Ｖsoが微分され、車両重心位置での推定車体加速度（符号が逆の推定車体減速度を含む）ＤＶsoが演算される。
【００１９】
次に、ステップ１０５において、上記ステップ１０２及び１０３で求められた各車輪の車輪速度Ｖw** と推定車体速度Ｖso**（あるいは、正規化推定車体速度）に基づき各車輪の実スリップ率Ｓa** がＳa** ＝（Ｖso**−Ｖw** ）／Ｖso**として求められる。次に、ステップ１０６おいて、車両重心位置での推定車体加速度ＤＶsoと横加速度センサＹＧの検出信号の実横加速度Ｇyaに基づき、路面摩擦係数μが近似的に（ＤＶso²＋Ｇya²)^1/2として求められる。更に、路面摩擦係数を検出する手段として、直接路面摩擦係数を検出するセンサ等、種々の手段を用いることができる。
【００２０】
続いて、ステップ１０８にて車体横すべり角速度Ｄβが演算されると共に、車体横すべり角βが演算される。この車体横すべり角βは、車両の進行方向に対する車体のすべりを角度で表したもので、次のように演算し推定することができる。即ち、車体横すべり角速度Ｄβは車体横すべり角βの微分値ｄβ／ｄｔであり、ステップ１０７にてＤβ＝Ｇya／Ｖso−γa として求めることができ、これをステップ１０８にて積分しβ＝∫（Ｇya／Ｖso−γa ）ｄｔとして車体横すべり角βを求めることができる。
【００２１】
そして、ステップ１０９に進み制動操舵制御モードとされ、後述するように制動操舵制御に供する目標スリップ率が設定され、後述のステップ１１８の液圧サーボ制御により、車両の運動状態に応じて各車輪に対する制動力が制御される。この制動操舵制御は、後述する全ての制御モードにおける制御に対し重畳される。この後ステップ１１０に進み、アンチスキッド制御開始条件を充足しているか否かが判定され、開始条件を充足し制動操舵時にアンチスキッド制御開始と判定されると、初期特定制御は直ちに終了しステップ１１１にて制動操舵制御及びアンチスキッド制御の両制御を行なうための制御モードに設定される。
【００２２】
ステップ１１０にてアンチスキッド制御開始条件を充足していないと判定されたときには、ステップ１１２に進み前後制動力配分制御開始条件を充足しているか否かが判定され、制動操舵制御時に前後制動力配分制御開始と判定されるとステップ１１３に進み、制動操舵制御及び前後制動力配分制御の両制御を行なうための制御モードに設定され、充足していなければステップ１１４に進みトラクション制御開始条件を充足しているか否かが判定される。制動操舵制御時にトラクション制御開始と判定されるとステップ１１５にて制動操舵制御及びトラクション制御の両制御を行なうための制御モードに設定され、制動操舵制御時に何れの制御も開始と判定されていないときには、ステップ１１６にて制動操舵制御開始条件を充足しているか否かが判定される。
【００２３】
ステップ１１６において制動操舵制御開始と判定されるとステップ１１７に進み制動操舵制御のみを行なう制御モードに設定される。そして、これらの制御モードに基づきステップ１１８にて液圧サーボ制御が行なわれた後ステップ１０２に戻る。尚、前後制動力配分制御モードにおいては、車両の制動時に車両の安定性を維持するように、後輪に付与する制動力の前輪に付与する制動力に対する配分が制御される。ステップ１１６において制動操舵制御開始条件も充足していないと判定されると、ステップ１１９にて全ての電磁弁のソレノイドがオフとされた後ステップ１０２に戻る。尚、ステップ１１１，１１３，１１５，１１７に基づき、必要に応じ、車両の運動状態に応じてスロットル制御装置ＴＨのサブスロットル開度が調整されエンジンＥＧの出力が低減され、駆動力が制限される。
【００２４】
図４は図３のステップ１０９における制動操舵制御の具体的処理内容を示すもので、制動操舵制御にはオーバーステア抑制制御及びアンダーステア抑制制御が含まれ、各車輪に関しオーバーステア抑制制御及び／又はアンダーステア抑制制御に応じた目標スリップ率が設定される。先ず、ステップ２０１，２０２においてオーバーステア抑制制御及びアンダーステア抑制制御の開始・終了判定が行なわれる。
【００２５】
ステップ２０１で行なわれるオーバーステア抑制制御の開始・終了判定は、図１２に示す制御領域（平行な一対の一点鎖線の外側領域）にあるか否かに基づいて行なわれる。即ち、判定時における車体横すべり角βと車体横すべり角速度Ｄβの値に応じて制御領域に入ればオーバーステア抑制制御が開始され、制御領域を脱すればオーバーステア抑制制御が終了とされ、図１２に矢印の曲線で示したように制御される。また、図１２に一点鎖線で示した境界から制御領域の外側に向かうに従って制御量が大となるように各車輪の制動力が制御される。
【００２６】
一方、ステップ２０２で行なわれるアンダーステア抑制制御の開始・終了判定は、図１４に斜線で示す制御領域にあるか否かに基づいて行なわれる。即ち、判定時において目標横加速度Ｇytに対する実横加速度Ｇyaの変化に応じて、一点鎖線で示す理想状態から外れて制御領域に入ればアンダーステア抑制制御が開始され、制御領域を脱すればアンダーステア抑制制御が終了とされ、図１４に矢印の曲線で示したように制御される。
【００２７】
続いて、ステップ２０３にてオーバーステア抑制制御が制御中か否かが判定され、制御中でなければステップ２０４にてアンダーステア抑制制御が制御中か否かが判定され、これも制御中でなければそのままメインルーチンに戻る。ステップ２０４にてアンダーステア抑制制御と判定されたときにはステップ２０５に進み、各車輪の目標スリップ率が後述するアンダーステア抑制制御用に設定される。ステップ２０３にてオーバーステア抑制制御と判定されると、ステップ２０６に進みアンダーステア抑制制御か否かが判定され、アンダーステア抑制制御でなければステップ２０７において各車輪の目標スリップ率は後述するオーバーステア抑制制御用に設定される。また、ステップ２０６でアンダーステア抑制制御が制御中と判定されると、オーバーステア抑制制御とアンダーステア抑制制御が同時に行なわれることになり、ステップ２０８にて同時制御用の目標スリップ率が設定される。
【００２８】
ステップ２０５における各車輪の目標スリップ率は、旋回外側の前輪がＳtufoに設定され、旋回内側の前輪がＳtufiに設定され、旋回内側の後輪がＳturiに設定される。ここで示したスリップ率（Ｓ）の符号については "t"は「目標」を表し、後述の「実測」を表す "a"と対比される。 "u"は「アンダーステア抑制制御」を表し、 "r"は「後輪」を表し、 "o"は「外側」を、 "i"は「内側」を夫々表す。
【００２９】
ステップ２０７における各車輪の目標スリップ率は、旋回外側の前輪がＳtefoに設定され、旋回内側の後輪がＳteriに設定される。ここで、 "e"は「オーバーステア抑制制御」を表す。そして、ステップ２０８における各車輪の目標スリップ率は、旋回外側の前輪がＳtefoに設定され、旋回内側の前輪がＳtufiに設定され、旋回内側の後輪がＳturiに夫々設定される。即ち、オーバーステア抑制制御とアンダーステア抑制制御が同時に行なわれるときには、旋回外側の前輪はオーバーステア抑制制御の目標スリップ率と同様に設定され、旋回内側の車輪は何れもアンダーステア抑制制御の目標スリップ率と同様に設定される。尚、何れの場合も旋回外側の後輪（即ち、前輪駆動車における従動輪）は推定車体速度設定用のため非制御とされている。
【００３０】
ステップ２０７におけるオーバーステア抑制制御用の目標スリップ率の設定には、車体横すべり角βと車体横すべり角速度Ｄβが用いられるが、アンダーステア抑制制御における目標スリップ率の設定には、目標横加速度Ｇytと実横加速度Ｇyaとの差が用いられる。例えば、オーバーステア抑制制御に供する旋回外側の前輪の目標スリップ率Ｓtefoは、Ｓtefo＝Ｋ1 ・β＋Ｋ2 ・Ｄβとして設定され、旋回内側の後輪の目標スリップ率Ｓteriは”０”とされる。ここで、Ｋ1 ，Ｋ２は定数で、加圧方向（制動力を増大する方向）の制御を行なう値に設定される。
【００３１】
一方、アンダーステア抑制制御に供する目標スリップ率は、目標横加速度Ｇytと実横加速度Ｇyaの偏差ΔＧy に基づいて以下のように設定される。即ち、旋回外側の前輪に対する目標スリップ率ＳtufoはＫ3 ・ΔＧy と設定され、定数Ｋ3 は加圧方向（もしくは減圧方向）の制御を行なう値に設定される。また、旋回内側の後輪に対する目標スリップ率ＳturiはＫ4 ・ΔＧy に設定され、定数Ｋ4 は加圧方向の制御を行なう値に設定される。同様に、旋回内側の前輪に対する目標スリップ率ＳtufiはＫ5 ・ΔＧy に設定され、定数Ｋ5 は加圧方向の制御を行なう値に設定される。
【００３２】
図５は図３のステップ１１８で行なわれる液圧サーボ制御の処理内容を示すもので、各車輪についてホイールシリンダ液圧のスリップ率サーボ制御が行なわれる。先ず、前述のステップ２０５，２０７又は２０８にて設定された目標スリップ率Ｓt** がステップ３０１にて読み出され、これらがそのまま各車輪の目標スリップ率Ｓt** として読み出される。
【００３３】
続いてステップ３０２において、各車輪毎にスリップ率偏差ΔＳt** が演算されると共に、ステップ３０３にて車体加速度偏差ΔＤＶso**が演算される。ステップ３０２においては、各車輪の目標スリップ率Ｓt** と実スリップ率Ｓa** の差が演算されスリップ率偏差ΔＳt** が求められる（ΔＳt** ＝Ｓt** −Ｓa** ）。また、ステップ３０３においては車両重心位置での推定車体加速度ＤＶsoと制御対象の車輪における車輪加速度ＤＶw** の差が演算され、車体加速度偏差ΔＤＶso**が求められる。このときの各車輪の実スリップ率Ｓa** 及び車体加速度偏差ΔＤＶso**はアンチスキッド制御、トラクション制御等の制御モードに応じて演算が異なるが、これらについては説明を省略する。
【００３４】
続いて、ステップ３０４に進み、各制御モードにおけるブレーキ液圧制御に供する一つのパラメータＹ**がＧs** ・ΔＳt** として演算される。ここでＧs** はゲインであり、車体横すべり角βに応じて図１５に実線で示すように設定される。また、ステップ３０５において、ブレーキ液圧制御に供する別のパラメータＸ**がＧd** ・ΔＤＶso**として演算される。このときのゲインＧd** は図１５に破線で示すように一定の値である。この後、ステップ３０６に進み、各車輪毎に、上記パラメータＸ**，Ｙ**に基づき、図１６に示す制御マップに従って液圧モードが設定される。図１６においては予め急減圧領域、パルス減圧領域、保持領域、パルス増圧領域及び急増圧領域の各領域が設定されており、ステップ３０６にてパラメータＸ**及びＹ**の値に応じて、何れの領域に該当するかが判定される。尚、非制御状態では液圧モードは設定されない（ソレノイドオフ）。
【００３５】
ステップ３０６にて判定された領域が増圧モードであるときには、更にステップ３０７にて特定液圧モードが設定されるが、これについては図６及び図７を参照して後述する。また、ステップ３０６にて（今回）判定された領域が、前回判定された領域に対し、増圧から減圧もしくは減圧から増圧に切換わる場合には、ブレーキ液圧の立下りもしくは立上りを円滑にする必要があるので、ステップ３０８において増減圧補償処理が行われる。例えば急減圧モードからパルス増圧モードに切換るときには、急増圧制御が行なわれ、その時間は直前の急減圧モードの持続時間に基づいて決定される。上記液圧モード、特定液圧モード及び増減圧補償処理に応じて、ステップ３０９にて液圧制御ソレノイドの駆動処理が行なわれ、ブレーキ液圧制御装置ＢＣのソレノイドが駆動され、各車輪の制動力が制御される。このブレーキ液圧制御装置ＢＣの構成については、図１７を参照して後述する。
【００３６】
そして、ステップ３１０にて、ブレーキ液圧制御装置ＢＣにおける液圧ポンプ駆動用モータの駆動処理が行なわれる。尚、上記の実施形態ではスリップ率によって制御することとしているが、制御目標としてはスリップ率のほか、各車輪のホイールシリンダのブレーキ液圧等、各車輪に付与される制動力に対応する目標値であればどのような値を用いてもよい。
【００３７】
図６及び図７は図５のステップ３０７で行なわれる特定液圧モード設定の処理内容を示すもので、先ずステップ４０１において制動操舵制御中か否かが判定され、そうであればステップ４０２にて増圧モード中か否かが判定される。制動操舵制御中でも増圧モード中でもなければ、ステップ４０３にて基準値Ｋｓが初期値Ｋ０とされてメインルーチンに戻る。ステップ４０２において増圧モード中と判定された場合には、ステップ４０４に進み車体横すべり角βが０以上か否か、即ち図１２のマップの第１象限又は第４象限の値か否かが判定される。車体横すべり角βが０以上であればステップ４０５以降に進むが、車体横すべり角βが負の値、即ち図１２のマップの第２象限又は第３象限の値のときには図７のステップ４１８以降に進む。
【００３８】
ステップ４０５においては、車体横すべり角βが所定値Ｋａと比較され、所定値Ｋａを越えていると判定されたときにはステップ４０６に進み、そのときの基準値Ｋｓが演算値（Ａ・Ｋｖ＋Ｂ・Ｋｖ）を越えているか否かが判定される。ここで、Ｋｖは車体速度に応じて設定される係数で図８に示すように推定車体速度Ｖsoの増加に応じて減少するように設定されている（尚、所定速度以下及び所定速度以上では一定の値に保持される）。また、係数Ａは図９に示すように車体横すべり角βの増加に応じて減少するように設定されており（所定角以下及び所定角以上では一定の値に保持される）、係数Ｂは図１０に示すように車体横すべり角速度Ｄβの増加に応じて減少するように設定されている（所定角速度以下及び所定角速度以上では一定の値に保持される）。
【００３９】
ステップ４０６において、そのときの基準値Ｋｓが演算値（Ａ・Ｋｖ＋Ｂ・Ｋｖ）を越えていると判定されたときには、ステップ４０７にて基準値Ｋｓが演算値（Ａ・Ｋｖ＋Ｂ・Ｋｖ）に更新され、演算値（Ａ・Ｋｖ＋Ｂ・Ｋｖ）以下であればそのままの値で、ステップ４０８以降に進む。尚、車体横すべり角βが所定値Ｋａ以下と判定されたとき、及び基準値Ｋｓが演算値（Ａ・Ｋｖ＋Ｂ・Ｋｖ）以下と判定されたときにはそのままステップ４０８以降に進む。このように、基準値Ｋｓは車体横すべり角β及び車体横すべり角速度Ｄβに応じて変化する値であり、車体横すべり角β及び車体横すべり角速度Ｄβが大きい程、基準値Ｋｓが小さい値Ｋｓ（例えば、負の値）に設定される。
【００４０】
ステップ４０８においては、車体横すべり角速度Ｄβの微分値たる車体横すべり角加速度ｄ²β／ｄｔ（以下、Ｄ²βと表す）が、上記基準値Ｋｓと比較され、これより大であれば急増圧モードとされ、ステップ４０９にて特定液圧モード用のタイマがクリア（０）された後ステップ４１０にて急増圧信号が出力される。これに対して、車体横すべり角加速度Ｄ²βが基準値Ｋｓ以下となり車両挙動が治まり安定した運動状態となったと判定されると、ステップ４１１以降に進み、増圧勾配を減少させるように液圧制御される。本実施形態では、保持モードへの切り換えを前提とし、他の条件に応じて適宜緩増圧モードに切り換え、あるいは急増圧モードに戻すように構成されている。
【００４１】
先ず、ステップ４１１において、車体横すべり角加速度Ｄ²βが基準値Ｋｓより大の値から基準値Ｋｓ以下の値に低下した状態か否かが判定され、そうであればステップ４１２にて増圧時間が図１１に従い車体横すべり角速度Ｄβに応じた値に設定される。即ち、所定の車体横すべり角速度Ｄβ以下の値に対しては不感帯が設定されており、増圧時間が０とされ、これ以上の車体横すべり角速度Ｄβに対しては増圧時間Ｔａが比例的に増加するように設定される。
【００４２】
一方、車体横すべり角加速度Ｄ²βが基準値Ｋｓより大の値から基準値Ｋｓ以下の値に低下した状態でなければ、特定液圧モード用のタイマのカウント時間が増圧時間Ｔａと比較され、増圧時間Ｔａ以下であればステップ４１４にてタイマがカウントアップ（＋１）された後、ステップ４１０に進み急増圧信号が出力される。換言すれば、車体横すべり角加速度Ｄ²βが基準値Ｋｓ以下となったときに増圧勾配を減少させることを前提としているが、増圧時間Ｔａの間は急増圧モードとした後に保持（又は、緩増圧）モードに切り換えるように設定されている。而して、特定液圧モード用のタイマのカウント時間が増圧時間Ｔａを越えておれば、ステップ４１５に進み、更に車体横すべり角βの絶対値｜β｜が所定値Ｋｂと比較される。
【００４３】
車体横すべり角βの絶対値｜β｜が所定値Ｋｂを越えている場合にはステップ４１６に進み緩増圧モードの信号が出力されるのに対し、車体横すべり角βの絶対値｜β｜が所定値Ｋｂ以下の場合にはステップ４１７に進み保持モードの信号が出力される。換言すれば、車体横すべり角加速度Ｄ²βが基準値Ｋｓ以下となったときに、車体横すべり角βの絶対値｜β｜が所定値Ｋｂを越えている場合には緩増圧モードとし、所定値Ｋｂ以下の場合には保持モードとし、結果的に増圧勾配を減少させるように設定されている。而して、車体横すべり角速度Ｄβの値に基づいて増圧時間が設定され（ステップ４１２）、車体横すべり角βの値に基づいて緩増圧モードか保持モードかが判別される（ステップ４１５）。
【００４４】
一方、ステップ４０４において車体横すべり角βが負の値と判定されたときには、図７のステップ４１８に進み、車体横すべり角βが所定値−Ｋａと比較され、所定値−Ｋａを下回ると判定されたときにはステップ４１９に進み、そのときの基準値Ｋｓが演算値−（Ａ・Ｋｖ＋Ｂ・Ｋｖ）を下回っているか否かが判定される。基準値Ｋｓが演算値−（Ａ・Ｋｖ＋Ｂ・Ｋｖ）を下回っていると判定されたときには、ステップ４２０にて基準値Ｋｓが演算値−（Ａ・Ｋｖ＋Ｂ・Ｋｖ）に更新される。ステップ４１８にて車体横すべり角βが所定値−Ｋａ以上と判定されたとき、及びステップ４１９にて基準値Ｋｓが演算値−（Ａ・Ｋｖ＋Ｂ・Ｋｖ）以上と判定されたときにはそのままステップ４２１以降に進む。
【００４５】
ステップ４２１においては、車体横すべり角加速度Ｄ²βが基準値Ｋｓと比較され、これより小さければ急増圧モードとされ、ステップ４２２にて特定液圧モード用のタイマがクリア（０）された後ステップ４２３にて急増圧信号が出力される。これに対して、車体横すべり角加速度Ｄ²βが基準値Ｋｓ以上となったと判定されると、ステップ４２４に進み、車体横すべり角加速度Ｄ²βが基準値Ｋｓより小の値から基準値Ｋｓ以上の値となったか否かが判定され、そうであればステップ４２５にて増圧時間が図１１に従い車体横すべり角速度Ｄβに応じた値に設定される。
【００４６】
一方、車体横すべり角加速度Ｄ²βが基準値Ｋｓより小の値から基準値Ｋｓ以上の値となったのでなければ、特定液圧モード用のタイマのカウント時間が増圧時間Ｔａと比較され、増圧時間Ｔａ以下であればステップ４２７にてタイマがカウントアップ（＋１）された後、ステップ４２３に進み急増圧信号が出力される。而して、特定液圧モード用のタイマのカウント時間が増圧時間Ｔａを越えておれば、ステップ４２８に進み、更に車体横すべり角βの絶対値｜β｜が所定値Ｋｂと比較される。而して、車体横すべり角βの絶対値｜β｜が所定値Ｋｂを越えている場合にはステップ４２９に進み緩増圧モードの信号が出力され、車体横すべり角βの絶対値｜β｜が所定値Ｋｂ以下の場合にはステップ４３０に進み保持モードの信号が出力され、増圧勾配が減少する。
【００４７】
上記の車体横すべり角β、車体横すべり角速度Ｄβ及び車体横すべり角加速度Ｄ²βの関係を図示すると、図１３に示すようになる。同図において、ａ乃至ｇの各点は図１２のマップにｔ＝ａ〜ｇで示した位置に対応しており、従ってａ乃至ｄ及びｅ乃至ｇの区間が制御領域である。そして、本実施形態では、例えば車体横すべり角加速度Ｄ²βが図１３の下段の基準値Ｋｓ以下となるｓ点で、図６のステップ４１１乃至４１７の処理が開始する。
【００４８】
尚、上記の特定液圧モードはオーバーステア抑制制御において設定されるものであるが、アンダーステア抑制制御の場合には車体横すべり角β、車体横すべり角速度Ｄβ及び車体横すべり角加速度Ｄ²βに代えて、目標横加速度Ｇytと実横加速度Ｇyaの偏差ΔＧy 、その微分値ｄΔＧy ／ｄｔ、及び更にその微分値ｄ²ΔＧy ／ｄｔ²が用いられ、これらの値に基づいて同様に処理され、緩増圧モード又は保持モードが設定される。
【００４９】
尚、図１７はブレーキ液圧制御装置ＢＣを含む制動系を示すもので、ブレーキペダルＢＰの操作に応じてバキュームブースタＶＢを介してマスタシリンダＭＣが倍力駆動され、低圧リザーバＬＲＳ内のブレーキ液が昇圧されて車輪ＦＲ，ＲＬ側及び車輪ＦＬ，ＲＲ側の二つのブレーキ液圧系統にマスタシリンダ液圧が出力されるように構成されている。マスタシリンダＭＣは二つの圧力室を有するタンデム型のマスタシリンダで、一方の圧力室は車輪ＦＲ，ＲＬ側のブレーキ液圧系統に連通接続され、他方の圧力室は車輪ＦＬ，ＲＲ側のブレーキ液圧系統に連通接続されている。尚、マスタシリンダＭＣの出力側には、その出力液圧（マスタシリンダ液圧）を検出する圧力センサＰＳが設けられている。
【００５０】
本実施形態の車輪ＦＲ，ＲＬ側のブレーキ液圧系統においては、一方の圧力室は主液圧路ＭＦ及びその分岐液圧路ＭＦｒ，ＭＦｌを介して夫々ホイールシリンダＷｆｒ，Ｗｒｌに接続されている。主液圧路ＭＦには常開の第１の開閉弁ＳＣ１（所謂カットオフ弁として機能するもので、以下、単に開閉弁ＳＣ１という）が介装されている。また、一方の圧力室は補助液圧路ＭＦｃを介して後述する逆止弁ＣＶ５，ＣＶ６の間に接続されている。補助液圧路ＭＦｃには常閉の第２の開閉弁ＳＩ１（以下、単に開閉弁ＳＩ１という）が介装されている。これらの開閉弁は何れも２ポート２位置の電磁開閉弁で構成されている。分岐液圧路ＭＦｒ，ＭＦｌには夫々、常開型の２ポート２位置電磁開閉弁ＰＣ１及びＰＣ２（以下、単に開閉弁ＰＣ１，ＰＣ２という）が介装されている。また、これらと並列に夫々逆止弁ＣＶ１，ＣＶ２が介装されている。
【００５１】
逆止弁ＣＶ１，ＣＶ２は、マスタシリンダＭＣ方向へのブレーキ液の流れを許容しホイールシリンダＷｆｒ，Ｗｒｌ方向へのブレーキ液の流れを制限するもので、これらの逆止弁ＣＶ１，ＣＶ２及び第１の位置（図示の状態）の開閉弁ＳＣ１を介してホイールシリンダＷｆｒ，Ｗｒｌ内のブレーキ液がマスタシリンダＭＣひいては低圧リザーバＬＲＳに戻されるように構成されている。而して、ブレーキペダルＢＰが解放されたときに、ホイールシリンダＷｆｒ，Ｗｒｌ内の液圧はマスタシリンダＭＣ側の液圧低下に迅速に追従し得る。また、ホイールシリンダＷｆｒ，Ｗｒｌに連通接続される排出側の分岐液圧路ＲＦｒ，ＲＦｌに、夫々常閉型の２ポート２位置電磁開閉弁ＰＣ５，ＰＣ６（以下、単に開閉弁ＰＣ５，ＰＣ６という）が介装されており、分岐液圧路ＲＦｒ，ＲＦｌが合流した排出液圧路ＲＦはリザーバＲＳ１に接続されている。
【００５２】
車輪ＦＲ，ＲＬ側のブレーキ液圧系統においては、上記開閉弁ＰＣ１，ＰＣ２，ＰＣ５，ＰＣ６によって本発明にいうモジュレータが構成されている。また、開閉弁ＰＣ１，ＰＣ２の上流側で分岐液圧路ＭＦｒ，ＭＦｌに連通接続する液圧路ＭＦｐに、液圧ポンプＨＰ１が介装され、その吸込側には逆止弁ＣＶ５，ＣＶ６を介してリザーバＲＳ１が接続されている。また、液圧ポンプＨＰ１の吐出側は、逆止弁ＣＶ７及びダンパＤＰ１を介して夫々開閉弁ＰＣ１，ＰＣ２に接続されている。液圧ポンプＨＰ１は、液圧ポンプＨＰ２と共に一つの電動モータＭによって駆動され、吸込側からブレーキ液を導入し所定の圧力に昇圧して吐出側から出力するように構成されている。リザーバＲＳ１は、マスタシリンダＭＣの低圧リザーバＬＲＳとは独立して設けられるもので、アキュムレータということもでき、ピストンとスプリングを備え、種々の制御に必要な容量のブレーキ液を貯蔵し得るように構成されている。
【００５３】
マスタシリンダＭＣは液圧路ＭＦｃを介して液圧ポンプＨＰ１の吸込側の逆止弁ＣＶ５と逆止弁ＣＶ６との間に連通接続されている。逆止弁ＣＶ５はリザーバＲＳ１へのブレーキ液の流れを阻止し、逆方向の流れを許容するものである。また、逆止弁ＣＶ６，ＣＶ７は液圧ポンプＨＰ１を介して吐出されるブレーキ液の流れを一定方向に規制するもので、通常は液圧ポンプＨＰ１内に一体的に構成されている。而して、開閉弁ＳＩ１は、図１７に示す常態の閉位置でマスタシリンダＭＣと液圧ポンプＨＰ１の吸込側との連通が遮断され、開位置でマスタシリンダＭＣと液圧ポンプＨＰ１の吸込側が連通するように切り換えられる。
【００５４】
更に、開閉弁ＳＣ１に並列に、マスタシリンダＭＣから開閉弁ＰＣ１，ＰＣ２方向へのブレーキ液の流れを制限し、開閉弁ＰＣ１，ＰＣ２側のブレーキ液圧がマスタシリンダＭＣ側のブレーキ液圧に対し所定の差圧以上大となったときにマスタシリンダＭＣ方向へのブレーキ液の流れを許容するリリーフ弁ＲＶ１と、ホイールシリンダＷｆｒ，Ｗｒｌ方向へのブレーキ液の流れを許容し逆方向の流れを禁止する逆止弁ＡＶ１が介装されている。リリーフ弁ＲＶ１は、液圧ポンプＨＰ１から吐出される加圧ブレーキ液がマスタシリンダＭＣの出力液圧より所定の差圧以上大となったときに、マスタシリンダＭＣを介して低圧リザーバＬＲＳにブレーキ液を還流するもので、これにより液圧ポンプＨＰ１の吐出ブレーキ液が所定の圧力に調圧される。また、液圧ポンプＨＰ１の吐出側にダンパＤＰ１が配設され、後輪側のホイールシリンダＷｒｌに至る液圧路にプロポーショニングバルブＰＶ１が介装されている。
【００５５】
車輪ＦＬ，ＲＲ側のブレーキ液圧系統においても同様に、リザーバＲＳ２、ダンパＤＰ２及びプロポーショニングバルブＰＶ２をはじめ、常開型の２ポート２位置電磁開閉弁ＳＣ２（第１の開閉弁）、常閉型の２ポート２位置電磁開閉弁ＳＩ２（第２の開閉弁），ＰＣ７，ＰＣ８、常開型の２ポート２位置電磁開閉弁ＰＣ３，ＰＣ４、逆止弁ＣＶ３，ＣＶ４，ＣＶ８乃至ＣＶ１０、リリーフ弁ＲＶ２並びに逆止弁ＡＶ２が配設されている。液圧ポンプＨＰ２は、電動モータＭによって液圧ポンプＨＰ１と共に駆動され、電動モータＭの起動後は両液圧ポンプＨＰ１，ＨＰ２は連続して駆動される。
【００５６】
上記開閉弁ＳＣ１，ＳＣ２，ＳＩ１，ＳＩ２並びに開閉弁ＰＣ１乃至ＰＣ８は電子制御装置ＥＣＵによって駆動制御され、上記の制動操舵制御を初めとする各種制御が行なわれる。例えば、例えば過度のオーバーステアを防止する場合には、これに対抗するモーメントを発生させる必要があり、車輪ＦＲ，ＲＬ側のブレーキ液圧系統においては、制動操舵制御時に開閉弁ＳＣ１が閉位置に切換えられると共に、開閉弁ＳＩ１が開位置に切換えられ、電動モータＭが駆動され、液圧ポンプＨＰ１からブレーキ液が吐出される。そして、開閉弁ＰＣ１，ＰＣ２，ＰＣ５，ＰＣ６が電子制御装置ＥＣＵによって適宜開閉制御され、ホイールシリンダＷｆｒ，Ｗｒｌの液圧がパルス増圧（緩増圧）、減圧又は保持され、車輪ＦＬ，ＲＲ側のブレーキ液圧系統も含め、前後の車輪間の制動力配分が車両のコーストレース性を維持し得るように制御される。
【００５７】
【発明の効果】
本発明は上述のように構成されているので以下の効果を奏する。即ち、本発明の車両の運動制御装置においては、ブレーキ液圧制御装置による増圧モード中に、車体横すべり角加速度が基準値を下回ったときには、増圧勾配を減少させるように制御する構成とされており、適切に液圧制御が行なわれるので、ブレーキ引きずり感を惹起することなく、不安定な車両挙動を抑え、円滑に車両の運動状態を安定させることができる。
【００５８】
また、前記液圧制御手段を、請求項２又は３に記載のように構成することにより、車両の運動状態に応じて適切に液圧制御が行なわれるので、一層円滑に車両の運動状態を安定させることができる。
【００５９】
更に、前記基準値を請求項４に記載のように設定することにより、適切な基準値に基づき適切に液圧制御が行なわれるので、一層円滑に車両の運動状態を安定させることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の運動制御装置の一実施形態の全体構成を示すブロック図である。
【図２】本発明の運動制御装置の一実施形態の全体構成図である。
【図３】本発明の一実施形態における車両の制動制御の全体を示すフローチャートである。
【図４】本発明の一実施形態における制動操舵制御に供する目標スリップ率設定の処理を示すフローチャートである。
【図５】本発明の一実施形態における液圧サーボ制御の処理を示すフローチャートである。
【図６】本発明の一実施形態における特定液圧モード設定の処理を示すフローチャートである。
【図７】本発明の一実施形態における特定液圧モード設定の処理を示すフローチャートである。
【図８】本発明の一実施形態に供する係数Ｋｖと推定車体速度Ｖsoの関係を示すグラフである。
【図９】本発明の一実施形態に供する係数Ａと車体横すべり角βの関係を示すグラフである。
【図１０】本発明の一実施形態に供する係数Ｂと車体横すべり角速度Ｄβの関係を示すグラフである。
【図１１】本発明の一実施形態に供する増圧時間Ｔａと車体横すべり角速度Ｄβの関係を示すグラフである。
【図１２】本発明の一実施形態におけるオーバステア抑制制御の開始・終了判定領域を示すグラフである。
【図１３】本発明の一実施形態におけるオーバステア抑制制御時の車体横すべり角β、車体横すべり角速度Ｄβ及び車体横すべり角加速度Ｄ²βと制御領域の関係を示すグラフである。
【図１４】本発明の一実施形態におけるアンダーステア抑制制御の開始・終了判定領域を示すグラフである。
【図１５】本発明の一実施形態における液圧制御に供するパラメータ演算用のゲインＧs** ，Ｇd** を示すグラフである。
【図１６】本発明の一実施形態に供する制御マップを示すグラフである。
【図１７】本発明の車両の運動制御装置の液圧系を示す構成図である。
【符号の説明】
ＢＰブレーキペダル，ＭＣマスタシリンダ
Ｍ電動モータ，ＨＰ１，ＨＰ２液圧ポンプ
ＲＳ１，ＲＳ２リザーバ
Ｗfr，Ｗfl，Ｗrr，Ｗrl ホイールシリンダ
ＷＳ１〜ＷＳ４車輪速度センサ
ＦＲ，ＦＬ，ＲＲ，ＲＬ車輪
ＳＣ１，ＳＣ２第１の開閉弁，ＳＩ１，ＳＩ２第２の開閉弁
ＰＣ１〜ＰＣ８開閉弁
ＥＧエンジン，ＥＣＵ電子制御装置[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a vehicle motion control device, and in particular, during vehicle motion including turning of the vehicle, the motion state of the vehicle is stabilized by applying a braking force to each wheel regardless of whether or not a brake pedal is operated. The present invention relates to a vehicle motion control apparatus.
[0002]
[Prior art]
Recently, as means for controlling vehicle motion characteristics, particularly turning characteristics, attention has been paid to means for directly controlling a turning moment by left-right difference control of braking force. For example, in Japanese Patent Laid-Open No. 9-301147, the amount of motion state of a vehicle during vehicle turning is estimated, and when the vehicle motion state amount exceeds a control start threshold, the yaw moment of the vehicle is corrected to a stable side. Thus, there is disclosed a motion control device that controls a brake fluid pressure control device and applies a braking force to each wheel of a vehicle. The publication proposes a motion control device configured to set the control start threshold value to be smaller as the road surface friction coefficient is lower, particularly for the purpose of changing the control start region in the vehicle motion state quantity in accordance with the road surface friction coefficient. Has been.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
In the motion control apparatus described in the above-mentioned JP-A-9-301147, the slip ratio deviation ΔSt ** (= St ** − Sa *) of the difference between the target slip ratio St ** and the actual slip ratio Sa ** of each wheel. *) Is determined, and the hydraulic pressure control mode is set based on the slip ratio deviation ΔSt **.
[0004]
In such a motion control device, the target slip ratio St ** is generally set to a large value in order to achieve the effect of oversteer suppression control and understeer suppression control. For this reason, even after a situation in which it can be determined that the unstable behavior of the vehicle has subsided, the pressure is increased by the brake fluid pressure control device and tends to increase, so that a so-called brake drag may occur.
[0005]
SUMMARY OF THE INVENTION Accordingly, an object of the present invention is to smoothly stabilize the vehicle motion state without causing a brake drag feeling by appropriate hydraulic pressure control in a vehicle motion control device.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
  In order to solve the above-described problems, the present invention provides a wheel cylinder that is attached to each wheel of a vehicle and applies a braking force, and a brake that is applied to the wheel cylinder in accordance with at least an operation of a brake pedal. Brake hydraulic pressure control device for applying hydraulic pressure, vehicle movement state determination means for determining stability during vehicle movement including turning of the vehicle, and at least pressure increase mode according to the determination result of the vehicle movement state determination means Braking force control means for setting any one of the pressure mode of the decompression mode and the holding mode, and controlling the braking force for each wheel by controlling the brake fluid pressure control device based on any of the fluid pressure modes; In a vehicle motion control apparatus comprising:The vehicle motion state determination means includes a vehicle body side slip angle calculation means for calculating a vehicle body side slip angle of the vehicle, and a vehicle body side slip angular acceleration calculation means for calculating a vehicle body side slip angular acceleration of the vehicle,The braking force control means is in a pressure increasing mode by the brake fluid pressure control device.The vehicle side slip angular acceleration of the calculation result of the vehicle side slip angular acceleration calculating means is below the reference value.In some cases, hydraulic pressure control means for controlling the pressure increase gradient by the brake hydraulic pressure control device to decrease is provided.
[0007]
For example, a vehicle body speed detecting means for detecting the vehicle body speed of the vehicle, a lateral acceleration detecting means for detecting a lateral acceleration of the vehicle, and a yaw rate detecting means for detecting the yaw rate of the vehicle, and a vehicle body side slip angular velocity calculating means. The vehicle body side slip angular velocity of the vehicle is calculated based on the vehicle body speed, the lateral acceleration and the yaw rate, and the vehicle body side slip angle speed calculating unit is integrated with the calculation result of the vehicle body side slip angular velocity calculating unit, and the vehicle body side slip angle is calculated. The vehicle side-slip angular acceleration calculating means can be configured to calculate the vehicle side-slip angular acceleration by differentiating the calculation result of the vehicle side-slip angular velocity calculating means.
[0008]
  The fluid pressure control means is claimed in claim2When the vehicle side slip angular acceleration as a result of calculation by the vehicle side slip angular acceleration calculating unit is less than the reference value and the vehicle side slip angle as a result of calculation by the vehicle side slip angle calculating unit is equal to or less than a predetermined value, When the vehicle body side slip angular acceleration is less than the reference value and the vehicle body side slip angle exceeds a predetermined value, the mode is preferably set to the slow pressure increase mode in which the pressure increase gradient is gentle. The pressure increasing mode includes a so-called rapid pressure increasing mode, and the slow pressure increasing mode includes a so-called pulse pressure increasing mode that repeats pressure increasing and holding.
[0009]
  Further, the hydraulic pressure control means is claimed in claim3As described in the above, the pressure increasing mode is maintained for a predetermined time after the vehicle side slip angular acceleration of the calculation result of the vehicle side slip angular acceleration calculating means is switched from a value greater than the reference value to a value less than the reference value. You may comprise as follows. Further claims4As described above, the vehicle motion state determination means includes vehicle body side slip angular velocity calculation means for calculating the vehicle body side slip angular speed. And the hydraulic pressure control means includes a vehicle body side slip angle as a result of calculation by the vehicle body side slip angle calculation means, a vehicle body side slip angular velocity as a calculation result of the vehicle body side slip angular speed calculation means, and a vehicle body as a detection result of the vehicle body speed detection means. The reference value can be set based on the speed. The vehicle body speed detection means can be configured to detect the wheel speed of each wheel of the vehicle and calculate the estimated vehicle body speed based on the detected wheel speed.
[0010]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 shows an embodiment of a motion control apparatus according to the present invention. A wheel cylinder WR that is attached to each wheel WL of a vehicle and applies a braking force, and at least the operation of a brake pedal BP with respect to the wheel cylinder WR. A brake fluid pressure control device BC for applying brake fluid pressure, vehicle motion state determination means ES for determining stability during vehicle motion including turning of the vehicle, and at least a pressure increasing mode, a pressure reducing mode, and There is provided braking force control means FC that sets any one of the holding mode hydraulic pressure modes and controls the braking hydraulic pressure control device BC based on the hydraulic pressure mode to control the braking force on each wheel. When the vehicle motion state determination means ES determines that the vehicle motion state is stable during the pressure increase mode by the brake fluid pressure control device BC, the braking force control means FC determines the pressure increase gradient by the brake fluid pressure control device BC. Fluid pressure control means HC for controlling to decrease is provided.
[0011]
In the present embodiment, vehicle body speed detecting means D1 for detecting the vehicle body speed of the vehicle, lateral acceleration detecting means D2 for detecting the lateral acceleration of the vehicle, and yaw rate detecting means D3 for detecting the yaw rate of the vehicle are provided. The vehicle motion state determination means ES calculates a vehicle body slip angular velocity based on the detected vehicle speed of the vehicle speed detection means D1, the detected lateral acceleration of the lateral acceleration detection means D2, and the detected yaw rate of the yaw rate detection means D3. The calculation result of the vehicle side slip angular velocity calculation means E1 is calculated by integrating the calculation results of the calculation means E1, the vehicle side slip angular velocity calculation means E1, and the vehicle side slip angular speed calculation means E1 is differentiated to calculate the vehicle side slip angular acceleration. Vehicle side slip angular acceleration calculating means E3 is provided. When the vehicle side-slip angular acceleration calculated as a result of the vehicle-slip angular acceleration calculating unit E3 falls below a reference value, the hydraulic control unit HC controls the brake hydraulic pressure control device BC so as to reduce the pressure increase gradient. It is said that.
[0012]
The hydraulic pressure control means HC in the present embodiment sets the holding mode when the vehicle body side slip angular acceleration is below the reference value and the vehicle body side slip angle is below a predetermined value, and the vehicle side slip angular acceleration is below the reference value and the vehicle body side slip angle is When a predetermined value is exceeded, the pressure increasing gradient is set to a gentle pressure increasing mode. Further, the pressure increasing mode is maintained for a predetermined time after the vehicle body side slip angular acceleration is switched from a value greater than or equal to a reference value to a value less than or equal to the reference value. The reference value is configured to be set based on the vehicle body side slip angle, the vehicle body side slip angular velocity, and the vehicle body speed.
[0013]
FIG. 2 shows an overall configuration of a vehicle including the motion control device. An engine EG is an internal combustion engine provided with a throttle control device TH and a fuel injection device FI. In the throttle control device TH, an accelerator pedal AP is operated. Accordingly, the main throttle opening of the main throttle valve MT is controlled. Further, according to the output of the electronic control unit ECU, the sub-throttle valve ST of the throttle control unit TH is driven to control the sub-throttle opening, and the fuel injection unit FI is driven to control the fuel injection amount. It is configured. The engine EG of the present embodiment is connected to the wheels FL and FR in front of the vehicle via a shift control device GS, and a so-called front wheel drive system is configured. Regarding the braking system, wheel cylinders Wfl, Wfr, Wrl, Wrr are mounted on the wheels FL, FR, RL, RR, respectively, and a brake fluid pressure control device BC is connected to these wheel cylinders Wfl. The wheel FL indicates the left front wheel as viewed from the driver's seat, the wheel FR indicates the front right side, the wheel RL indicates the rear left side, and the wheel RR indicates the rear right wheel. In this embodiment, a so-called X pipe is configured. Has been.
[0014]
Wheel speed sensors WS1 to WS4 are disposed on the wheels FL, FR, RL, and RR, and these are connected to the electronic control unit ECU, and a pulse signal having a pulse number proportional to the rotational speed of each wheel, that is, the wheel speed. Is input to the electronic control unit ECU. Furthermore, a brake switch BS that is turned on when the brake pedal BP is depressed, a front wheel steering angle sensor SSf that detects the steering angle θf of the wheels FL and FR in front of the vehicle, a lateral acceleration sensor YG that detects the lateral acceleration of the vehicle, A yaw rate sensor YS that detects a change speed of the vehicle rotation angle (yaw angle) around the vertical axis passing through the vehicle center of gravity, that is, a yaw angular velocity (yaw rate), is connected to the electronic control unit ECU.
[0015]
As shown in FIG. 2, the electronic control unit ECU according to the present embodiment includes a microcomputer CMP including a processing unit CPU, a memory ROM, a RAM, an input port IPT, an output port OPT, and the like connected to each other via a bus. ing. Output signals from the wheel speed sensors WS1 to WS4, the brake switch BS, the front wheel steering angle sensor SSf, the yaw rate sensor YS, the lateral acceleration sensor YG, etc. are input to the processing unit CPU from the input port IPT via the amplifier circuit AMP. It is configured. Further, the control signal is output from the output port OPT to the throttle control device TH and the brake hydraulic pressure control device BC via the drive circuit ACT.
[0016]
In the microcomputer CMP, the memory ROM stores programs used for various processes including the flowcharts shown in FIGS. 3 to 7, and the processing unit CPU executes the programs while an ignition switch (not shown) is closed. The memory RAM temporarily stores variable data necessary for executing the program. It should be noted that a plurality of microcomputers may be configured for each control such as throttle control or a combination of related controls as appropriate, and electrically connected to each other.
[0017]
In the present embodiment configured as described above, a series of processing such as braking steering control and anti-skid control is performed by the electronic control unit ECU, and when an ignition switch (not shown) is closed, FIG. Execution of the program corresponding to the flowchart of FIG. FIG. 3 shows the entire control operation of the vehicle. First, in step 101, the microcomputer CMP is initialized, and various calculation values are cleared. Next, at step 102, the detection signals of the wheel speed sensors WS1 to WS4 are read, the detection signal of the front wheel steering angle sensor SSf (steering angle θf), the detection yaw rate γa of the yaw rate sensor YS and the acceleration detected by the lateral acceleration sensor YG ( That is, the actual lateral acceleration and represented by Gya) are read.
[0018]
Next, the process proceeds to step 103, where the wheel speed Vw ** (** represents each wheel FR) of each wheel is calculated, and these are differentiated to obtain the wheel acceleration DVw ** of each wheel. Subsequently, in step 104, the maximum value of the wheel speed Vw ** of each wheel is calculated as the estimated vehicle body speed Vso at the center of gravity of the vehicle (Vso = MAX (Vw **)). Further, the estimated vehicle body speed Vso ** is obtained for each wheel based on the wheel speed Vw ** of each wheel, and normalization is performed as necessary to reduce errors based on the difference between the inner and outer wheels when turning the vehicle. . Further, the estimated vehicle body speed Vso is differentiated, and an estimated vehicle body acceleration (including an estimated vehicle body deceleration whose sign is opposite) DVso at the center of gravity of the vehicle is calculated.
[0019]
Next, in step 105, the actual slip ratio Sa * of each wheel is calculated based on the wheel speed Vw ** and the estimated vehicle speed Vso ** (or the normalized estimated vehicle speed) of each wheel obtained in steps 102 and 103 above. * Is determined as Sa ** = (Vso ** − Vw **) / Vso **. Next, in step 106, the road surface friction coefficient μ is approximately (DVso) based on the estimated vehicle body acceleration DVso at the center of gravity of the vehicle and the actual lateral acceleration Gya of the detection signal of the lateral acceleration sensor YG.²+ Gya²)^1/2As required. Furthermore, as a means for detecting the road surface friction coefficient, various means such as a sensor for directly detecting the road surface friction coefficient can be used.
[0020]
Subsequently, at step 108, the vehicle body side slip angular velocity Dβ is calculated, and the vehicle body side slip angle β is calculated. The vehicle body side slip angle β represents the slip of the vehicle body with respect to the traveling direction of the vehicle as an angle, and can be calculated and estimated as follows. That is, the vehicle body side slip angular velocity Dβ is a differential value dβ / dt of the vehicle body side slip angle β, which can be obtained as Dβ = Gya / Vso−γa in step 107 and is integrated in step 108 to obtain β = ∫ (Gya The vehicle body side slip angle β can be obtained as / Vso−γa) dt.
[0021]
Then, the process proceeds to step 109 to enter the braking steering control mode, where a target slip ratio for braking steering control is set as will be described later, and for each wheel according to the motion state of the vehicle by hydraulic servo control at step 118 described later. The braking force is controlled. This braking steering control is superimposed on the control in all control modes described later. Thereafter, the routine proceeds to step 110, where it is determined whether or not the anti-skid control start condition is satisfied. If it is determined that the start condition is satisfied and the anti-skid control starts at the time of braking steering, the initial specific control is immediately terminated and step 111 is performed. Is set to a control mode for performing both braking steering control and anti-skid control.
[0022]
When it is determined in step 110 that the anti-skid control start condition is not satisfied, the routine proceeds to step 112, where it is determined whether or not the front / rear braking force distribution control start condition is satisfied. If it is determined that the control is to be started, the process proceeds to step 113 and the control mode is set to perform both the brake steering control and the front / rear braking force distribution control. If not satisfied, the process proceeds to step 114 and the traction control start condition is satisfied. It is determined whether or not. If it is determined that the traction control is started at the time of the brake steering control, the control mode is set in step 115 to perform both the brake steering control and the traction control. If no control is determined to be started at the time of the brake steering control, In Step 116, it is determined whether or not the brake steering control start condition is satisfied.
[0023]
If it is determined in step 116 that the braking steering control is started, the routine proceeds to step 117, where the control mode for performing only the braking steering control is set. Based on these control modes, hydraulic servo control is performed in step 118, and then the process returns to step 102. In the front / rear braking force distribution control mode, the distribution of the braking force applied to the rear wheels to the braking force applied to the front wheels is controlled so that the stability of the vehicle is maintained during braking of the vehicle. If it is determined in step 116 that the brake steering control start condition is not satisfied, the solenoids of all the solenoid valves are turned off in step 119, and then the process returns to step 102. Note that, based on steps 111, 113, 115, and 117, if necessary, the sub-throttle opening of the throttle control device TH is adjusted according to the motion state of the vehicle, the output of the engine EG is reduced, and the driving force is limited. .
[0024]
FIG. 4 shows the specific processing contents of the brake steering control in step 109 of FIG. 3, and the brake steering control includes oversteer suppression control and understeer suppression control, and oversteer suppression control and / or understeer for each wheel. A target slip ratio corresponding to the suppression control is set. First, in steps 201 and 202, oversteer suppression control and understeer suppression control start / end determination is performed.
[0025]
The start / end determination of the oversteer suppression control performed in step 201 is performed based on whether or not the control region is in the control region shown in FIG. 12 (the region outside the pair of parallel one-dot chain lines). That is, oversteer suppression control is started when entering the control region in accordance with the values of the vehicle body side slip angle β and the vehicle body side slip angular velocity Dβ at the time of determination, and oversteer suppression control is terminated when the control region is exited. Controlled as shown by the arrow curve. Further, the braking force of each wheel is controlled so that the control amount increases from the boundary indicated by the one-dot chain line in FIG. 12 toward the outside of the control region.
[0026]
On the other hand, the start / end determination of the understeer suppression control performed in step 202 is performed based on whether or not it is in the control region indicated by the oblique lines in FIG. That is, understeering suppression control is started when the control region is deviated from the ideal state indicated by the alternate long and short dash line in accordance with the change in the actual lateral acceleration Gya with respect to the target lateral acceleration Gyt at the time of determination. Is finished, and the control is performed as shown by the arrow curve in FIG.
[0027]
Subsequently, it is determined in step 203 whether or not oversteer suppression control is being controlled. If not in control, it is determined in step 204 whether or not understeer suppression control is being controlled. Return to the main routine. When it is determined in step 204 that the understeer suppression control is performed, the routine proceeds to step 205, where the target slip ratio of each wheel is set for understeer suppression control described later. If it is determined in step 203 that the oversteer suppression control is performed, the process proceeds to step 206, in which it is determined whether the understeer suppression control is performed. Set for. When it is determined in step 206 that understeer suppression control is being performed, oversteer suppression control and understeer suppression control are performed simultaneously, and in step 208, a target slip ratio for simultaneous control is set.
[0028]
In step 205, the target slip ratio of each wheel is set such that the front wheel outside the turn is set to Stufo, the front wheel inside the turn is set to Stufi, and the rear wheel inside the turn is set to Sturi. Regarding the sign of the slip ratio (S) shown here, “t” represents “target” and is compared with “a” representing “actual measurement” described later. “u” represents “understeer suppression control”, “r” represents “rear wheel”, “o” represents “outside”, and “i” represents “inside”.
[0029]
The target slip ratio of each wheel in step 207 is set such that the front wheel outside the turn is set to Stefo and the rear wheel inside the turn is set to Steri. Here, “e” represents “oversteer suppression control”. In step 208, the target slip ratio of each wheel is set such that the front wheel outside the turn is set to Stefo, the front wheel inside the turn is set to Stufi, and the rear wheel inside the turn is set to Sturi. That is, when oversteer suppression control and understeer suppression control are performed simultaneously, the front wheels on the outside of the turn are set in the same manner as the target slip ratio of the oversteer suppression control, and all the wheels on the inside of the turn have the target slip ratio of the understeer suppression control. It is set similarly. In either case, the rear wheels on the outside of the turn (that is, the driven wheels in the front-wheel drive vehicle) are not controlled for setting the estimated vehicle body speed.
[0030]
The vehicle body side slip angle β and the vehicle body side slip angular velocity Dβ are used for setting the target slip ratio for oversteer suppression control in step 207, but for setting the target slip ratio in understeer suppression control, the target lateral acceleration Gyt and the actual side slip are set. The difference from the acceleration Gya is used. For example, the target slip rate Stefo of the front wheel outside the turn used for oversteer suppression control is set as Stefo = K 1 · β + K 2 · Dβ, and the target slip rate Steri of the rear wheel inside the turn is set to “0”. Here, K1 and K2 are constants and are set to values for controlling the pressurizing direction (the direction in which the braking force is increased).
[0031]
On the other hand, the target slip ratio used for understeer suppression control is set as follows based on the deviation ΔGy between the target lateral acceleration Gyt and the actual lateral acceleration Gya. That is, the target slip ratio Stufo for the front wheel outside the turn is set to K3 · ΔGy, and the constant K3 is set to a value for controlling the pressurizing direction (or the depressurizing direction). Further, the target slip ratio Sturi for the rear wheel inside the turn is set to K4 · ΔGy, and the constant K4 is set to a value for controlling the pressurizing direction. Similarly, the target slip ratio Stufi for the front wheel on the inside of the turn is set to K5 · ΔGy, and the constant K5 is set to a value for controlling the pressurizing direction.
[0032]
FIG. 5 shows the processing contents of the hydraulic pressure servo control performed in step 118 of FIG. 3, and the wheel cylinder hydraulic pressure slip ratio servo control is performed for each wheel. First, the target slip ratio St ** set in the above-described step 205, 207 or 208 is read in step 301, and these are read as they are as the target slip ratio St ** of each wheel.
[0033]
Subsequently, in step 302, the slip ratio deviation ΔSt ** is calculated for each wheel, and in step 303, the vehicle body acceleration deviation ΔDVso ** is calculated. In step 302, the difference between the target slip ratio St ** and the actual slip ratio Sa ** of each wheel is calculated to determine the slip ratio deviation ΔSt ** (ΔSt ** = St ** − Sa **). In step 303, the difference between the estimated vehicle body acceleration DVso at the vehicle center of gravity position and the wheel acceleration DVw ** at the wheel to be controlled is calculated, and the vehicle body acceleration deviation ΔDVso ** is obtained. The actual slip rate Sa ** and the vehicle body acceleration deviation ΔDVso ** of each wheel at this time have different calculations depending on the control mode such as anti-skid control and traction control, but the description thereof will be omitted.
[0034]
Subsequently, the routine proceeds to step 304, where one parameter Y ** used for brake hydraulic pressure control in each control mode is calculated as Gs ** · ΔSt **. Here, Gs ** is a gain, which is set in accordance with the vehicle body side slip angle β as shown by a solid line in FIG. In step 305, another parameter X ** used for brake fluid pressure control is calculated as Gd ** · ΔDVso **. The gain Gd ** at this time is a constant value as shown by a broken line in FIG. Thereafter, the process proceeds to step 306, and the hydraulic pressure mode is set for each wheel according to the control map shown in FIG. 16, based on the parameters X ** and Y **. In FIG. 16, the sudden pressure reduction region, the pulse pressure reduction region, the holding region, the pulse pressure increase region, and the sudden pressure increase region are set in advance, and in step 306, according to the values of the parameters X ** and Y **. It is determined which region corresponds to this. In the non-control state, the hydraulic mode is not set (solenoid off).
[0035]
When the region determined in step 306 is in the pressure increasing mode, the specific fluid pressure mode is further set in step 307, which will be described later with reference to FIGS. In addition, when the region determined in step 306 (current) is switched from pressure increase to pressure decrease or pressure decrease to pressure increase with respect to the previously determined region, the brake fluid pressure smoothly falls or rises. In step 308, the pressure increase / decrease compensation processing is performed. For example, when switching from the sudden pressure reducing mode to the pulse pressure increasing mode, the sudden pressure increasing control is performed, and the time is determined based on the duration of the immediately preceding sudden pressure reducing mode. In response to the fluid pressure mode, the specific fluid pressure mode, and the pressure increase / decrease compensation processing, the fluid pressure control solenoid is driven in step 309, the solenoid of the brake fluid pressure control device BC is driven, and the braking force of each wheel is driven. Is controlled. The configuration of the brake fluid pressure control device BC will be described later with reference to FIG.
[0036]
Then, at step 310, a driving process of the hydraulic pump driving motor in the brake hydraulic pressure control device BC is performed. In the above embodiment, the control is performed based on the slip ratio, but the control target is a target value corresponding to the braking force applied to each wheel such as the brake fluid pressure of the wheel cylinder of each wheel in addition to the slip ratio. Any value can be used.
[0037]
6 and 7 show the processing contents of the specific hydraulic pressure mode setting performed in step 307 of FIG. 5. First, in step 401, it is determined whether or not the brake steering control is being performed. It is determined whether or not the pressure increasing mode is in progress. If neither the brake steering control nor the pressure increasing mode is set, the reference value Ks is set to the initial value K0 in step 403 and the process returns to the main routine. If it is determined in step 402 that the pressure increasing mode is in progress, the process proceeds to step 404 to determine whether or not the vehicle body slip angle β is 0 or more, that is, whether the value is in the first quadrant or the fourth quadrant of the map of FIG. Is done. If the vehicle body side slip angle β is 0 or more, the process proceeds to step 405 and the subsequent steps. However, if the vehicle body side slip angle β is a negative value, that is, the value in the second quadrant or the third quadrant of the map of FIG. move on.
[0038]
In step 405, the vehicle body side slip angle β is compared with the predetermined value Ka, and if it is determined that the vehicle body side slip angle β exceeds the predetermined value Ka, the process proceeds to step 406, and the reference value Ks at that time is the calculated value (A · Kv + B · Kv). It is determined whether or not the threshold is exceeded. Here, Kv is a coefficient set according to the vehicle body speed, and is set so as to decrease as the estimated vehicle body speed Vso increases as shown in FIG. 8 (note that it is constant below a predetermined speed and above a predetermined speed). Value). As shown in FIG. 9, the coefficient A is set so as to decrease as the vehicle body side slip angle β increases (it is maintained at a constant value below a predetermined angle and above a predetermined angle). As shown in FIG. 10, it is set to decrease as the vehicle body side slip angular velocity Dβ increases (it is kept at a constant value below a predetermined angular velocity and above a predetermined angular velocity).
[0039]
If it is determined in step 406 that the reference value Ks at that time exceeds the calculated value (A · Kv + B · Kv), the reference value Ks is updated to the calculated value (A · Kv + B · Kv) in step 407. If it is equal to or less than the calculated value (A · Kv + B · Kv), the value is kept as it is, and the process proceeds to step 408 and subsequent steps. When it is determined that the vehicle body side slip angle β is equal to or less than the predetermined value Ka, and when the reference value Ks is determined to be equal to or less than the calculated value (A · Kv + B · Kv), the process proceeds to step 408 and subsequent steps. As described above, the reference value Ks is a value that changes according to the vehicle body side slip angle β and the vehicle body side slip angular velocity Dβ. Value).
[0040]
In step 408, the vehicle body side slip angular acceleration d, which is a differential value of the vehicle body side slip angular velocity Dβ.²β / dt (hereinafter D²β) is compared with the reference value Ks, and if it is larger than this, the rapid pressure increasing mode is set. After the timer for the specific hydraulic pressure mode is cleared (0) in step 409, the pressure rapidly increases in step 410. A pressure signal is output. In contrast, the vehicle body side slip angular acceleration D²If it is determined that β has become equal to or less than the reference value Ks and the vehicle behavior has ceased and a stable motion state has been achieved, the process proceeds to step 411 and subsequent steps, and hydraulic pressure control is performed so as to decrease the pressure increase gradient. In this embodiment, on the premise of switching to the holding mode, it is configured to switch to the moderate pressure increasing mode or to return to the rapid pressure increasing mode as appropriate according to other conditions.
[0041]
First, in step 411, vehicle body side slip angular acceleration D²It is determined whether or not β has been reduced from a value greater than the reference value Ks to a value less than or equal to the reference value Ks. If so, the pressure increase time is a value corresponding to the vehicle side slip angular velocity Dβ according to FIG. Set to That is, a dead zone is set for a value equal to or less than a predetermined vehicle side slip angular velocity Dβ, the pressure increase time is set to 0, and a pressure increase time Ta is proportionally increased for a vehicle slip side angular velocity Dβ beyond this value. Set to do.
[0042]
On the other hand, vehicle body side slip angular acceleration D²If β is not lowered from a value greater than the reference value Ks to a value less than or equal to the reference value Ks, the count time of the timer for the specific hydraulic pressure mode is compared with the pressure increase time Ta, and the pressure increase time Ta or less. For example, after the timer is incremented (+1) in step 414, the process proceeds to step 410, and a sudden pressure increase signal is output. In other words, the vehicle body side slip angular acceleration D²Although it is assumed that the pressure increase gradient is decreased when β becomes equal to or less than the reference value Ks, during the pressure increase time Ta, the mode is switched to the holding (or slow pressure increase) mode after the rapid pressure increase mode. Is set. Thus, if the count time of the timer for the specific hydraulic pressure mode exceeds the pressure increase time Ta, the routine proceeds to step 415, and the absolute value | β | of the vehicle body side slip angle β is further compared with the predetermined value Kb.
[0043]
If the absolute value | β | of the vehicle body side slip angle β exceeds the predetermined value Kb, the process proceeds to step 416 and a signal of the mode of moderate pressure increase is output, whereas the absolute value | β | If it is equal to or less than the predetermined value Kb, the routine proceeds to step 417, where a holding mode signal is output. In other words, the vehicle body side slip angular acceleration D²When β is less than or equal to the reference value Ks, if the absolute value | β | of the vehicle body slip angle β exceeds the predetermined value Kb, the mode is the moderate pressure increasing mode, and if the absolute value | β | As a result, the pressure increasing gradient is set to decrease. Thus, the pressure increase time is set based on the value of the vehicle body side slip angular velocity Dβ (step 412), and it is determined whether the mode is the slow pressure increase mode or the holding mode based on the value of the vehicle body side slip angle β (step 415).
[0044]
On the other hand, when it is determined in step 404 that the vehicle body side slip angle β is a negative value, the process proceeds to step 418 in FIG. 7 where the vehicle body side slip angle β is compared with the predetermined value −Ka and determined to be less than the predetermined value −Ka. Sometimes, the routine proceeds to step 419, where it is determined whether or not the reference value Ks at that time is below the calculated value − (A · Kv + B · Kv). When it is determined that the reference value Ks is lower than the calculated value − (A · Kv + B · Kv), the reference value Ks is updated to the calculated value − (A · Kv + B · Kv) in step 420. When it is determined at step 418 that the vehicle body side slip angle β is equal to or greater than the predetermined value −Ka, and when the reference value Ks is determined to be equal to or greater than the calculated value − (A · Kv + B · Kv) at step 419, the process continues from step 421 onward. move on.
[0045]
In step 421, the vehicle body side slip angular acceleration D²β is compared with the reference value Ks, and if it is smaller than this, the rapid pressure increasing mode is set. After the timer for the specific fluid pressure mode is cleared (0) in step 422, a rapid pressure increasing signal is output in step 423. On the other hand, vehicle body side slip angular acceleration D²If it is determined that β is equal to or greater than the reference value Ks, the process proceeds to step 424, where the vehicle body side slip angular acceleration D is reached.²It is determined whether or not β has become smaller than the reference value Ks and greater than or equal to the reference value Ks. If so, in step 425, the pressure increase time is set to a value corresponding to the vehicle side slip angular velocity Dβ according to FIG. Is done.
[0046]
On the other hand, vehicle body side slip angular acceleration D²If β is not smaller than the reference value Ks and not less than the reference value Ks, the count time of the timer for the specific hydraulic pressure mode is compared with the pressure increase time Ta, and if the pressure increase time Ta is less than After the timer is counted up (+1) at step 427, the routine proceeds to step 423, where a sudden pressure increase signal is output. Thus, if the count time of the timer for the specific hydraulic pressure mode exceeds the pressure increase time Ta, the routine proceeds to step 428, and the absolute value | β | of the vehicle body side slip angle β is further compared with the predetermined value Kb. Thus, if the absolute value | β | of the vehicle body side slip angle β exceeds the predetermined value Kb, the routine proceeds to step 429, where the signal of the slow pressure increasing mode is output, and the absolute value | β | If it is equal to or smaller than the predetermined value Kb, the routine proceeds to step 430, where a holding mode signal is output, and the pressure increase gradient decreases.
[0047]
Vehicle side slip angle β, vehicle side slip angular velocity Dβ, and vehicle side slip angular acceleration D²The relationship of β is illustrated in FIG. In FIG. 12, the points a to g correspond to the positions indicated by t = a to g in the map of FIG. 12, and the sections a to d and e to g are control areas. In this embodiment, for example, the vehicle body side slip angular acceleration D²The processing in steps 411 to 417 in FIG. 6 starts at the point s where β is equal to or lower than the reference value Ks in the lower part of FIG.
[0048]
The above-mentioned specific hydraulic pressure mode is set in the oversteer suppression control. However, in the case of the understeer suppression control, the vehicle body side slip angle β, the vehicle body side slip angular velocity Dβ, and the vehicle body side slip angular acceleration D²Instead of β, the deviation ΔGy between the target lateral acceleration Gyt and the actual lateral acceleration Gya, its differential value dΔGy / dt, and its differential value d²ΔGy / dt²Are used and the same processing is performed based on these values to set the slow pressure increasing mode or the holding mode.
[0049]
FIG. 17 shows a braking system including the brake fluid pressure control device BC. The master cylinder MC is boosted via the vacuum booster VB according to the operation of the brake pedal BP, and the brake fluid in the low pressure reservoir LRS is shown. Is increased so that the master cylinder hydraulic pressure is output to the two brake hydraulic pressure systems on the wheels FR and RL and the wheels FL and RR. The master cylinder MC is a tandem master cylinder having two pressure chambers. One pressure chamber is connected to a brake fluid pressure system on the wheels FR and RL side, and the other pressure chamber is a brake fluid on the wheels FL and RR sides. It is connected to the pressure system. A pressure sensor PS for detecting the output hydraulic pressure (master cylinder hydraulic pressure) is provided on the output side of the master cylinder MC.
[0050]
In the brake hydraulic system on the wheel FR, RL side of the present embodiment, one pressure chamber is connected to the wheel cylinders Wfr, Wrl via the main hydraulic path MF and its branched hydraulic paths MFr, MFl, respectively. . The main hydraulic pressure path MF is provided with a normally open first on-off valve SC1 (which functions as a so-called cut-off valve, hereinafter simply referred to as on-off valve SC1). One pressure chamber is connected between check valves CV5 and CV6 described later via an auxiliary hydraulic pressure path MFc. A normally closed second on-off valve SI1 (hereinafter simply referred to as on-off valve SI1) is interposed in the auxiliary hydraulic pressure path MFc. Each of these on-off valves is a 2-port 2-position electromagnetic on-off valve. The branch hydraulic pressure paths MFr and MFl are respectively provided with normally open type two-port two-position electromagnetic on-off valves PC1 and PC2 (hereinafter simply referred to as on-off valves PC1 and PC2). Further, check valves CV1 and CV2 are interposed in parallel with these.
[0051]
The check valves CV1, CV2 allow the flow of brake fluid in the direction of the master cylinder MC and restrict the flow of brake fluid in the direction of the wheel cylinders Wfr, Wrl. The check valves CV1, CV2 and the first check valves CV1, CV2 The brake fluid in the wheel cylinders Wfr, Wrl is returned to the master cylinder MC and thus to the low-pressure reservoir LRS via the opening / closing valve SC1 in the position (shown). Thus, when the brake pedal BP is released, the hydraulic pressure in the wheel cylinders Wfr, Wrl can quickly follow the decrease in hydraulic pressure on the master cylinder MC side. Also, normally-closed two-port two-position electromagnetic on-off valves PC5 and PC6 (hereinafter simply referred to as on-off valves PC5 and PC6) are connected to the discharge-side branch hydraulic pressure paths RFr and RFl connected to the wheel cylinders Wfr and Wrl, respectively. Is interposed, and the discharge hydraulic pressure channel RF where the branch hydraulic pressure channels RFr and RFl merge is connected to the reservoir RS1.
[0052]
In the brake hydraulic system on the wheel FR, RL side, the on-off valves PC1, PC2, PC5, PC6 constitute a modulator according to the present invention. A hydraulic pump HP1 is interposed in a hydraulic pressure path MFp communicating with the branch hydraulic pressure paths MFr and MFl upstream of the on-off valves PC1 and PC2, and check valves CV5 and CV6 are connected to the suction side thereof. The reservoir RS1 is connected. The discharge side of the hydraulic pump HP1 is connected to the on-off valves PC1 and PC2 via the check valve CV7 and the damper DP1, respectively. The hydraulic pump HP1 is driven by one electric motor M together with the hydraulic pump HP2, and is configured to introduce brake fluid from the suction side, increase the pressure to a predetermined pressure, and output from the discharge side. The reservoir RS1 is provided independently of the low pressure reservoir LRS of the master cylinder MC, and can also be referred to as an accumulator. The reservoir RS1 includes a piston and a spring and is configured to store brake fluid having a capacity necessary for various controls. Has been.
[0053]
The master cylinder MC is connected in communication between a check valve CV5 and a check valve CV6 on the suction side of the hydraulic pump HP1 via a hydraulic path MFc. The check valve CV5 blocks the flow of brake fluid to the reservoir RS1 and allows a reverse flow. The check valves CV6 and CV7 regulate the flow of brake fluid discharged via the hydraulic pump HP1 in a certain direction, and are normally configured integrally with the hydraulic pump HP1. Thus, in the normal closed position shown in FIG. 17, the on-off valve SI1 has the communication between the master cylinder MC and the suction side of the hydraulic pump HP1 cut off, and the master cylinder MC and the suction side of the hydraulic pump HP1 are opened at the open position. It is switched to communicate.
[0054]
Further, in parallel with the on-off valve SC1, the flow of brake fluid from the master cylinder MC toward the on-off valves PC1 and PC2 is restricted, and the brake fluid pressure on the on-off valves PC1 and PC2 side is less than the brake fluid pressure on the master cylinder MC side. Relief valve RV1 that allows the flow of brake fluid in the direction of the master cylinder MC when the pressure difference exceeds a predetermined pressure difference, and the flow of brake fluid in the directions of the wheel cylinders Wfr and Wrl are allowed and the flow in the reverse direction is prohibited A check valve AV1 is interposed. The relief valve RV1 allows the brake fluid to be supplied to the low pressure reservoir LRS via the master cylinder MC when the pressurized brake fluid discharged from the hydraulic pump HP1 becomes greater than a predetermined differential pressure from the output hydraulic pressure of the master cylinder MC. Thus, the discharge brake fluid of the hydraulic pump HP1 is regulated to a predetermined pressure. Further, a damper DP1 is disposed on the discharge side of the hydraulic pump HP1, and a proportioning valve PV1 is interposed in a hydraulic pressure path leading to the wheel cylinder Wrl on the rear wheel side.
[0055]
Similarly, in the brake fluid pressure system on the wheels FL and RR side, the reservoir RS2, the damper DP2, the proportioning valve PV2, the normally open type two-port two-position electromagnetic on-off valve SC2 (first on-off valve), and normally closed Type 2-port 2-position electromagnetic on-off valve SI2 (second on-off valve), PC7, PC8, normally-open 2-port 2-position electromagnetic on-off valves PC3, PC4, check valves CV3, CV4, CV8 to CV10, relief valves RV2 and check valve AV2 are arranged. The hydraulic pump HP2 is driven by the electric motor M together with the hydraulic pump HP1, and after the electric motor M is started, both the hydraulic pumps HP1 and HP2 are continuously driven.
[0056]
The on-off valves SC1, SC2, SI1, SI2 and on-off valves PC1 to PC8 are driven and controlled by an electronic control unit ECU, and various controls including the above-described braking steering control are performed. For example, in order to prevent excessive oversteering, for example, it is necessary to generate a moment to counteract this. In the brake hydraulic system on the wheels FR and RL side, the on-off valve SC1 is set to the closed position during braking steering control. At the same time, the on-off valve SI1 is switched to the open position, the electric motor M is driven, and the brake fluid is discharged from the hydraulic pump HP1. The on-off valves PC1, PC2, PC5 and PC6 are appropriately controlled to be opened and closed by the electronic control unit ECU, and the hydraulic pressure of the wheel cylinders Wfr, Wrl is increased (slowly increased), reduced or held, and the wheels FL, RR side The braking force distribution between the front and rear wheels is controlled so as to maintain the course tracing performance of the vehicle.
[0057]
【The invention's effect】
  Since this invention is comprised as mentioned above, there exist the following effects. That is, in the vehicle motion control device of the present invention, during the pressure increasing mode by the brake fluid pressure control device,Vehicle side-slip angular acceleration is below the reference valueIn some cases, the pressure increase gradient is controlled to be reduced, and hydraulic pressure control is performed appropriately, so that unstable vehicle behavior is suppressed without causing a brake drag feeling, and the vehicle moves smoothly. The state can be stabilized.
[0058]
  Further, the fluid pressure control means is defined in claim 2.Or 3Since the hydraulic pressure control is appropriately performed according to the motion state of the vehicle, the motion state of the vehicle can be stabilized more smoothly.
[0059]
  Further, the reference value is claimed.4Since the hydraulic pressure control is appropriately performed based on an appropriate reference value, the motion state of the vehicle can be stabilized more smoothly.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a block diagram showing an overall configuration of an embodiment of a motion control device of the present invention.
FIG. 2 is an overall configuration diagram of an embodiment of a motion control device of the present invention.
FIG. 3 is a flowchart showing an overall vehicle braking control according to an embodiment of the present invention.
FIG. 4 is a flowchart showing a target slip ratio setting process for brake steering control according to an embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a flowchart showing a hydraulic servo control process in an embodiment of the present invention.
FIG. 6 is a flowchart showing processing for setting a specific hydraulic pressure mode in an embodiment of the present invention.
FIG. 7 is a flowchart showing processing for setting a specific hydraulic pressure mode in an embodiment of the present invention.
FIG. 8 is a graph showing the relationship between a coefficient Kv and an estimated vehicle body speed Vso used in an embodiment of the present invention.
FIG. 9 is a graph showing the relationship between a coefficient A and a vehicle body side slip angle β provided for an embodiment of the present invention.
FIG. 10 is a graph showing the relationship between a coefficient B and a vehicle body side slip angular velocity Dβ used in an embodiment of the present invention.
FIG. 11 is a graph showing a relationship between a pressure increasing time Ta and a vehicle body side slip angular velocity Dβ used in an embodiment of the present invention.
FIG. 12 is a graph showing a start / end determination region of oversteer suppression control according to an embodiment of the present invention.
FIG. 13 illustrates a vehicle side slip angle β, a vehicle side slip angular velocity Dβ, and a vehicle side slip angular acceleration D during oversteer suppression control according to an embodiment of the present invention.²It is a graph which shows the relationship between (beta) and a control area | region.
FIG. 14 is a graph showing a start / end determination region of understeer suppression control according to an embodiment of the present invention.
FIG. 15 is a graph showing gains Gs ** and Gd ** for parameter calculation used for hydraulic pressure control in an embodiment of the present invention.
FIG. 16 is a graph showing a control map for use in an embodiment of the present invention.
FIG. 17 is a block diagram showing a hydraulic system of the vehicle motion control apparatus of the present invention.
[Explanation of symbols]
BP Brake pedal, MC master cylinder
M Electric motor, HP1, HP2 Hydraulic pump
RS1, RS2 reservoir
Wfr, Wfl, Wrr, Wrl Wheel cylinder
WS1 to WS4 Wheel speed sensor
FR, FL, RR, RL wheels
SC1, SC2 first on-off valve, SI1, SI2 second on-off valve
PC1 to PC8 open / close valve
EG engine, ECU Electronic control unit

Claims

A wheel cylinder that is attached to each wheel of the vehicle and applies a braking force, a brake fluid pressure control device that applies a brake fluid pressure to the wheel cylinder according to at least a brake pedal operation, and a vehicle motion including turning of the vehicle Vehicle movement state determination means for determining the stability in the vehicle, and at least one of a pressure increase mode, a pressure reduction mode, and a holding mode hydraulic pressure mode is set according to the determination result of the vehicle movement state determination means. A vehicle motion control device comprising: a braking force control unit that controls the brake hydraulic pressure control device based on any of the modes to control a braking force for each wheel; wherein the vehicle motion state determination unit includes the vehicle Vehicle side slip angle calculating means for calculating the vehicle body side slip angle, and vehicle body side slip angular acceleration calculating means for calculating the vehicle body side slip angular acceleration of the vehicle. For example, the braking force control means, during the pressure increase mode by the brake fluid pressure control device, sometimes the vehicle body slip angle acceleration of the calculation result of the vehicle slip angular acceleration calculating means falls below the reference value, control the brake fluid pressure A vehicle motion control device comprising hydraulic pressure control means for controlling the pressure increase gradient by the device to decrease.

The hydraulic pressure control means retains when the vehicle side slip angular acceleration of the calculation result of the vehicle side slip angular acceleration calculation means is below the reference value and the vehicle slip angle of the calculation result of the vehicle side slip angle calculation means is equal to or less than a predetermined value. When the vehicle body side slip angular acceleration is less than the reference value and the vehicle body side slip angle exceeds a predetermined value, the mode is configured to set the mode to a slow pressure increase mode in which the pressure increase gradient is gentle. The vehicle motion control apparatus according to claim 1 .

The hydraulic pressure control means maintains the pressure increasing mode for a predetermined time after the vehicle side-slip angular acceleration calculated by the vehicle side-slip angular acceleration calculation unit switches from a value greater than the reference value to a value less than the reference value. The vehicle motion control device according to claim 1 , wherein the vehicle motion control device is configured as described above.

Vehicle speed detecting means for detecting the vehicle body speed of the vehicle is provided, the vehicle motion state determining means includes vehicle body side slip angular velocity calculating means for calculating the vehicle body side slip angular speed of the vehicle, and the hydraulic pressure control means is the vehicle body The reference value is set based on a vehicle side slip angle as a calculation result of the side slip angle calculation means, a vehicle body side slip angular speed as a calculation result of the vehicle side slip angular velocity calculation means, and a vehicle speed of the detection result of the vehicle speed detection means. The vehicle motion control apparatus according to claim 1, wherein: