JP4926729B2 - Vehicle road friction coefficient estimation device - Google Patents
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Description
本発明は、幅広い運転領域で精度良く路面摩擦係数を推定する車両の路面摩擦係数推定装置に関する。 The present invention relates to a vehicle road surface friction coefficient estimation device that accurately estimates a road surface friction coefficient in a wide driving range.
近年、車両においてはトラクション制御，制動力制御，あるいはトルク配分制御等について様々な制御技術が提案され、実用化されている。これらの技術では、必要な制御パラメータの演算、あるいは、補正に路面摩擦係数を用いるものも多く、その制御を確実に実行するためには、正確な路面摩擦係数を推定する必要がある。 In recent years, various control techniques for traction control, braking force control, torque distribution control, and the like have been proposed and put into practical use in vehicles. Many of these techniques use a road surface friction coefficient for calculation or correction of necessary control parameters, and it is necessary to estimate an accurate road surface friction coefficient in order to reliably execute the control.
この路面摩擦係数を推定するための技術については、本出願人も、例えば特開平８−２２７４号公報に、適応制御理論を用いて、ハンドル角，車速，ヨーレート等から路面摩擦係数を推定する技術を提案している。この技術によれば、車両のヨー運動あるいは横運動をモデル化し、実車のヨー運動あるいは横運動との比較によって、時々刻々のタイヤ特性を推定することで路面摩擦係数を推定することが可能になる。
しかしながら、上述の特許文献１に開示される路面摩擦係数推定装置は、既に生じている車両挙動を基に路面摩擦係数を推定するため、レスポンス良く精度の良い推定ができないという問題がある。
However, since the road surface friction coefficient estimating device disclosed in
本発明は上記事情に鑑みてなされたもので、車両挙動に路面摩擦係数の影響が現れる前に、車両の路面摩擦係数を精度良く推定することができる車両の路面摩擦係数推定装置を提供することを目的とする。 The present invention has been made in view of the above circumstances, and provides a vehicle road surface friction coefficient estimation device capable of accurately estimating the road surface friction coefficient of a vehicle before the influence of the road surface friction coefficient appears on the vehicle behavior. With the goal.
本発明は、実際に生じていると推定される推定ラック推力を推定する推定ラック推力推定手段と、発生が予想される基準ラック推力を推定する基準ラック推力推定手段と、車輪に作用するタイヤ力を推定するタイヤ力推定手段と、上記タイヤ力に基づいて摩擦円利用率を演算する摩擦円利用率演算手段と、少なくとも、上記推定ラック推力と上記基準ラック推力との偏差の絶対値が予め設定する最大値判定閾値以上の場合に上記摩擦円利用率を路面摩擦係数の最大値として設定する路面摩擦係数最大値設定手段と、上記路面摩擦係数最大値により路面摩擦係数の上限を制限して路面摩擦係数を推定する路面摩擦係数推定手段とを備えたことを特徴としている。
The present invention relates to an estimated rack thrust estimating means for estimating an estimated rack thrust estimated to be actually generated, a reference rack thrust estimating means for estimating a reference rack thrust expected to be generated, and a tire force acting on a wheel. Tire force estimating means for estimating the friction circle utilization ratio calculating means for calculating a friction circle utilization ratio based on the tire force, and at least an absolute value of a deviation between the estimated rack thrust and the reference rack thrust is preset. Road surface friction coefficient maximum value setting means for setting the friction circle utilization rate as the maximum value of the road surface friction coefficient when the threshold value determination threshold value is exceeded, and the upper limit of the road surface friction coefficient is limited by the road surface friction coefficient maximum value. A road surface friction coefficient estimating means for estimating the friction coefficient is provided.
本発明による車両の路面摩擦係数推定装置によれば、車両挙動に路面摩擦係数の影響が現れる前に、車両の路面摩擦係数を精度良く推定することが可能となる。 According to the road surface friction coefficient estimating apparatus for a vehicle according to the present invention, it is possible to accurately estimate the road surface friction coefficient of the vehicle before the influence of the road surface friction coefficient appears in the vehicle behavior.
以下、図面に基づいて本発明の実施の形態を説明する。
図１乃至図６は本発明の実施の一形態を示し、図１は路面摩擦係数推定装置の構成を示す機能ブロック図、図２は路面摩擦係数推定プログラムのフローチャート、図３は路面摩擦係数最小値設定ルーチンのフローチャート、図４は路面摩擦係数最大値設定ルーチンのフローチャート、図５は操舵角−操舵トルク特性の説明図、図６は本実施形態による路面摩擦係数推定の一例を示すタイムチャートである。尚、本実施形態では、路面摩擦係数推定装置を搭載する車両として、センタデファレンシャル付４輪駆動車を例とし、差動制限クラッチ等（締結トルクＴLSD）により前後駆動力配分をセンタデファレンシャルによるベーストルク配分Ｒf_cdから可変自在な車両を例に説明する。
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
1 to 6 show an embodiment of the present invention, FIG. 1 is a functional block diagram showing the configuration of a road surface friction coefficient estimation device, FIG. 2 is a flowchart of a road surface friction coefficient estimation program, and FIG. FIG. 4 is a flowchart of a road surface friction coefficient maximum value setting routine, FIG. 5 is an explanatory diagram of steering angle-steering torque characteristics, and FIG. 6 is a time chart showing an example of road surface friction coefficient estimation according to this embodiment. is there. In the present embodiment, a vehicle equipped with a road surface friction coefficient estimating device is a four-wheel drive vehicle with a center differential as an example, and the front-rear driving force distribution by a differential limiting clutch or the like (fastening torque TLSD) is used as the base torque by the center differential. A vehicle that can be varied from the distribution Rf_cd will be described as an example.
図１において、符号１は車両に搭載され、路面摩擦係数を推定する路面摩擦係数推定装置を示し、この路面摩擦係数推定装置１には、各車輪の（４輪）車輪速センサ１１、ハンドル角センサ１２、ヨーレートセンサ１３、エンジン制御部１４、トランスミッション制御部１５、横加速度センサ１６、ドライバ操舵力センサ１７、電動パワーステアリングモータ１８が接続され、各車輪の車輪速ωfl、ωfr、ωrl、ωrr（添字の「ｆｌ」は左前輪、「ｆｒ」は右前輪、「ｒｌ」は左後輪、「ｒｒ」は右後輪を示す）、ハンドル角θＨ、ヨーレートγ、エンジントルクＴeg、エンジン回転数Ｎｅ、主変速ギヤ比ｉ、トルクコンバータのタービン回転数Ｎｔ、差動制限クラッチの締結トルクＴLSD、横加速度（ｄ２ｙ／ｄｔ２）、ドライバ操舵力Ｆｄ、電動パワーステアリングによるアシスト力ＦEPSが入力される。
In FIG. 1,
そして、路面摩擦係数推定装置１は、図１に示すように、上述の各入力信号に基づき、後述する路面摩擦係数推定プログラムを実行し、路面摩擦係数μを推定して出力する。すなわち、路面摩擦係数推定装置１は、前輪すべり角演算部１ａ、前輪接地荷重演算部１ｂ、前輪前後力演算部１ｃ、前輪横力演算部１ｄ、前輪摩擦円利用率演算部１ｅ、推定ラック推力演算部１ｆ、基準ラック推力演算部１ｇ、ラック推力偏差演算部１ｈ、路面摩擦係数最小値設定部１ｉ、路面摩擦係数最大値設定部１ｊ、路面摩擦係数推定部１ｋから主要に構成されている。
Then, as shown in FIG. 1, the road surface friction
前輪すべり角演算部１ａは、４輪車輪速センサ１１から各車輪の車輪速ωfl、ωfr、ωrl、ωrrが、ハンドル角センサ１２からハンドル角θＨが、ヨーレートセンサ１３からヨーレートγが入力される。そして、以下説明するように車両の運動モデルに基づいて前輪すべり角βｆを演算し、基準ラック推力演算部１ｇ、路面摩擦係数推定部１ｋに出力する。 The front wheel slip angle calculation unit 1 a receives the wheel speeds ωfl, ωfr, ωrl, and ωrr of each wheel from the four-wheel wheel speed sensor 11, the handle angle θH from the handle angle sensor 12, and the yaw rate γ from the yaw rate sensor 13. Then, as described below, the front wheel slip angle βf is calculated based on the vehicle motion model, and is output to the reference rack thrust calculation unit 1g and the road surface friction coefficient estimation unit 1k.
車両横方向の並進運動に関する運動方程式は、前後輪のコーナリングフォース（１輪）をＣｆ，Ｃｒ、車体質量をｍとすると、
２・Ｃｆ＋２・Ｃｒ＝ｍ・（ｄ２ｙ／ｄｔ２） …（１）
となる。
The equation of motion related to the translational movement in the lateral direction of the vehicle is that the cornering force (one wheel) of the front and rear wheels is Cf, Cr, and the vehicle body mass is m.
2 · Cf + 2 · Cr = m · (d 2 y / dt 2 ) (1)
It becomes.
一方、重心点まわりの回転運動に関する運動方程式は、重心から前後輪軸までの距離をＬｆ，Ｌｒ、車体のヨーイング慣性モーメントをＩｚ、ヨー角加速度を（ｄγ／ｄｔ）として、以下の（２）式で示される。 On the other hand, the equation of motion related to the rotational motion around the center of gravity is expressed by the following equation (2), where the distance from the center of gravity to the front and rear wheel axes is Lf, Lr, the yaw moment of inertia of the vehicle body is Iz, and the yaw angular acceleration is (dγ / dt). Indicated by
２・Ｃｆ・Ｌｆ−２・Ｃｒ・Ｌｒ＝Ｉｚ・（ｄγ／ｄｔ） …（２） 2 · Cf · Lf−2 · Cr · Lr = Iz · (dγ / dt) (2)
また、車速をＶ（例えば、Ｖ＝（ωfl＋ωfr＋ωrl＋ωrr）／４）、車体すべり角をβ、車体すべり角速度（ｄβ／ｄｔ）とすると、横加速度（ｄ２ｙ／ｄｔ２）は、
（ｄ２ｙ／ｄｔ２）＝Ｖ・（（ｄβ／ｄｔ）＋γ） …（３）
で表される。
従って、上述の（１）式は、以下の（４）式となる。
２・Ｃｆ＋２・Ｃｒ＝ｍ・Ｖ・（（ｄβ／ｄｔ）＋γ） …（４）
Further, when the vehicle speed is V (for example, V = (ωfl + ωfr + ωrl + ωrr) / 4), the vehicle slip angle is β, and the vehicle slip angular velocity (dβ / dt), the lateral acceleration (d 2 y / dt 2 ) is
(D 2 y / dt 2 ) = V · ((dβ / dt) + γ) (3)
It is represented by
Therefore, the above equation (1) becomes the following equation (4).
2 · Cf + 2 · Cr = m · V · ((dβ / dt) + γ) (4)
コーナリングフォースはタイヤの横すべり角に対して１次遅れに近い応答をするが、この応答遅れを無視し、更に、サスペンションの特性をタイヤ特性に取り込んだ等価コーナリングパワを用いて線形化すると以下となる。
Ｃｆ＝Ｋｆ・βｆ …（５）
Ｃｒ＝Ｋｒ・βｒ …（６）
ここで、Ｋｆ，Ｋｒは前後輪の等価コーナリングパワー、βｆ，βｒは前後輪のすべり角である。
The cornering force responds close to the first-order lag with respect to the side slip angle of the tire, but this response lag is ignored, and the suspension corner characteristics are linearized using an equivalent cornering power incorporating the tire characteristics. .
Cf = Kf · βf (5)
Cr = Kr · βr (6)
Here, Kf and Kr are equivalent cornering powers of the front and rear wheels, and βf and βr are slip angles of the front and rear wheels.
等価コーナリングパワーＫｆ，Ｋｒの中でロールやサスペンションの影響を考慮するものとして、この等価コーナリングパワＫｆ，Ｋｒを用いて、前後輪のすべり角βｆ，βｒは、前後輪舵角をδｆ，δｒ、ステアリングギヤ比をｎとして以下のように簡略化できる。
βｆ＝δｆ−（β＋Ｌｆ・γ／Ｖ）
＝（θＨ／ｎ）−（β＋Ｌｆ・γ／Ｖ） …（７）
βｒ＝δｒ−（β−Ｌｒ・γ／Ｖ） …（８）
Using the equivalent cornering powers Kf and Kr as the consideration of the influence of the roll and suspension in the equivalent cornering powers Kf and Kr, the front and rear wheel slip angles βf and βr are set to the front and rear wheel steering angles δf, δr, The steering gear ratio can be simplified as follows, where n is n.
βf = δf− (β + Lf · γ / V)
= (ΘH / n)-(β + Lf · γ / V) (7)
βr = δr− (β−Lr · γ / V) (8)
以上の運動方程式をまとめると、以下の状態方程式が得られる。
（ｄｘ(t) ／ｄｔ）＝Ａ・ｘ(t) ＋Ｂ・ｕ(t) …（９）
ｘ(t) ＝［β γ］Ｔ
ｕ(t) ＝［θＨ δｒ］Ｔ
ａ12＝−１．０−２・（Ｌｆ・Ｋｆ−Ｌｒ・Ｋｒ）／（ｍ・Ｖ２）
ａ21＝−２・（Ｌｆ・Ｋｆ−Ｌｒ・Ｋｒ）／Ｉｚ
ａ22＝−２・（Ｌｆ２・Ｋｆ＋Ｌｒ２・Ｋｒ）／（Ｉｚ・Ｖ）
ｂ11＝２・Ｋｆ／（ｍ・Ｖ・ｎ）
ｂ12＝２・Ｋｒ／（ｍ・Ｖ）
ｂ21＝２・Ｌｆ・Ｋｆ／Ｉｚ
ｂ22＝−２・Ｌｒ・Ｋｒ／Ｉｚ
Summarizing the above equations of motion, the following equation of state is obtained.
(Dx (t) / dt) = A · x (t) + B · u (t) (9)
x (t) = [β γ] T
u (t) = [θH δr] T
a12 = −1.0−2 · (Lf · Kf−Lr · Kr) / (m · V 2 )
a21 = -2. (Lf.Kf-Lr.Kr) / Iz
a22 = −2 · (Lf 2 · Kf + Lr 2 · Kr) / (Iz · V)
b11 = 2 · Kf / (m · V · n)
b12 = 2 · Kr / (m · V)
b21 = 2 · Lf · Kf / Iz
b22 = −2 · Lr · Kr / Iz
すなわち、上述の（９）式を解くことにより車体すべり角βを演算し、この車体すべり角βを上述の（７）式に代入して前輪すべり角βｆを演算する。 That is, the vehicle slip angle β is calculated by solving the above equation (9), and the vehicle slip angle β is substituted into the above equation (7) to calculate the front wheel slip angle βf.
前輪接地荷重演算部１ｂは、エンジン制御部１４からエンジントルクＴeg、エンジン回転数Ｎｅが入力され、トランスミッション制御部１５から主変速ギヤ比ｉ、トルクコンバータのタービン回転数Ｎｔが入力される。
The front wheel ground
そして、以下の（１０）式により、前輪接地荷重Ｆzfを演算して前輪前後力演算部１ｃ、前輪摩擦円利用率演算部１ｅに出力する。
Ｆzf＝Ｗｆ−（（ｍ・Ａｘ・ｈ）／Ｌ） …（１０）
ここで、Ｗｆは前輪静加重、ｈは重心高さ、Ｌはホイールベースであり、Ａｘは前後加速度（＝Ｆｘ／ｍ）である。この前後加速度Ａｘの演算式中のＦｘは総駆動力であり、例えば、以下の（１１）式により演算され、前輪前後力演算部１ｃに対しても出力される。
Ｆｘ＝Ｔｔ・η・ｉｆ／Ｒｔ …（１１）
ここで、ηは駆動系伝達効率、ｉｆはファイナルギヤ比、Ｒｔはタイヤ半径である。また、Ｔｔはトランスミッション出力トルクであり、例えば、以下の（１２）式により演算され、このトランスミッション出力トルクＴｔも前輪前後力演算部１ｃに対して出力される。
Ｔｔ＝Ｔeg・ｔ・ｉ …（１２）
ここで、ｔはトルクコンバータのトルク比であり、予め設定されている、トルクコンバータの回転速度比ｅ（＝Ｎｔ／Ｎｅ）とトルクコンバータのトルク比とのマップを参照することにより求められる。
Then, according to the following equation (10), the front wheel ground load Fzf is calculated and outputted to the front wheel longitudinal force calculation unit 1c and the front wheel friction circle utilization factor calculation unit 1e.
Fzf = Wf − ((m · Ax · h) / L) (10)
Here, Wf is the front wheel static load, h is the height of the center of gravity, L is the wheel base, and Ax is the longitudinal acceleration (= Fx / m). Fx in the calculation formula of the longitudinal acceleration Ax is a total driving force, and is calculated by, for example, the following expression (11) and is also output to the front wheel longitudinal force calculation unit 1c.
Fx = Tt · η · if / Rt (11)
Here, η is drive system transmission efficiency, if is the final gear ratio, and Rt is the tire radius. Tt is a transmission output torque, which is calculated by the following equation (12), for example, and this transmission output torque Tt is also output to the front wheel longitudinal force calculation unit 1c.
Tt = Teg · t · i (12)
Here, t is a torque ratio of the torque converter, and is obtained by referring to a preset map of the rotational speed ratio e (= Nt / Ne) of the torque converter and the torque ratio of the torque converter.
前輪前後力演算部１ｃは、トランスミッション制御部１５から差動制限クラッチの締結トルクＴLSDが入力され、前輪接地荷重演算部１ｂから前輪接地荷重Ｆzf、総駆動力Ｆｘ、トランスミッション出力トルクＴｔが入力される。そして、例えば、後述する手順に従って、前輪前後力Ｆxfを演算し、前輪摩擦円利用率演算部１ｅに出力する。
The front wheel longitudinal force calculation unit 1c receives the differential limiting clutch engagement torque TLSD from the transmission control unit 15, and the front wheel ground
以下、前輪前後力Ｆxfを演算する演算する手順の一例を説明する。
まず、前輪荷重配分率ＷR_fを以下の（１３）式により演算する。
ＷR_f＝Ｆzf／Ｗ …（１３）
ここで、Ｗは車両重量（＝ｍ・Ｇ；Ｇは重力加速度）である。
Hereinafter, an example of a calculation procedure for calculating the front wheel longitudinal force Fxf will be described.
First, the front wheel load distribution ratio WR_f is calculated by the following equation (13).
WR_f = Fzf / W (13)
Here, W is a vehicle weight (= m · G; G is a gravitational acceleration).
次に、最小前輪前後トルクＴfminと最大前輪前後トルクＴfmaxを、以下の（１４）、（１５）式により演算する。
Ｔfmin＝Ｔｔ・Ｒf_cd−ＴLSD（≧０） …（１４）
Ｔfmax＝Ｔｔ・Ｒf_cd＋ＴLSD（≧０） …（１５）
Next, the minimum front wheel front / rear torque Tfmin and the maximum front wheel front / rear torque Tfmax are calculated by the following equations (14) and (15).
Tfmin = Tt · Rf_cd−TLSD (≧ 0) (14)
Tfmax = Tt · Rf_cd + TLSD (≧ 0) (15)
次いで、最小前輪前後力Ｆxfminと最大前輪前後力Ｆxfmaxを、以下の（１６）、（１７）式により演算する。
Ｆxfmin＝Ｔfmin・η・ｉｆ／Ｒｔ …（１６）
Ｆxfmax＝Ｔfmax・η・ｉｆ／Ｒｔ …（１７）
Next, the minimum front wheel longitudinal force Fxfmin and the maximum front wheel longitudinal force Fxfmax are calculated by the following equations (16) and (17).
Fxfmin = Tfmin · η · if / Rt (16)
Fxfmax = Tfmax · η · if / Rt (17)
そして、以下のように状態判定する。
・ＷR_f≦Ｆxfmin／Ｆｘのときは後輪側に差動制限トルクが増加されているとし、判定値Ｉ＝１とする。
・ＷR_f≧Ｆxfmax／Ｆｘのときは前輪側に差動制限トルクが増加されているとし、判定値Ｉ＝３とする。
・上記以外の場合は通常時と判定して、判定値Ｉ＝２とする。
Then, the state is determined as follows.
When WR_f ≦ Fxfmin / Fx, it is assumed that the differential limiting torque is increased on the rear wheel side, and the determination value I = 1.
When WR_f ≧ Fxfmax / Fx, it is assumed that the differential limiting torque is increased on the front wheel side, and the determination value I = 3.
In cases other than the above, it is determined as normal time, and the determination value I = 2.
次いで、上述の判定値Ｉに応じて、前輪前後力Ｆxfを以下のように演算する。
・Ｉ＝１の場合…Ｆxf＝Ｔfmin・η・ｉｆ／Ｒｔ …（１８）
・Ｉ＝２の場合…Ｆxf＝Ｆｘ・ＷR_f …（１９）
・Ｉ＝３の場合…Ｆxf＝Ｆxfmax・η・ｉｆ／Ｒｔ …（２０）
Next, according to the determination value I described above, the front wheel longitudinal force Fxf is calculated as follows.
When I = 1 Fxf = Tfmin · η · if / Rt (18)
When I = 2 ... Fxf = Fx.WR_f (19)
When I = 3 Fxf = Fxfmax · η · if / Rt (20)
前輪横力演算部１ｄは、ヨーレートセンサ１３からヨーレートγが、横加速度センサ１６から横加速度（ｄ２ｙ／ｄｔ２）が入力される。そして、以下の（２１）式により、前輪横力Ｆyfを演算し、前輪摩擦円利用率演算部１ｅに出力する。
Ｆyf＝（Ｉｚ・（ｄγ／ｄｔ）
＋ｍ・（ｄ２ｙ／ｄｔ２）・Ｌｒ）／Ｌ …（２１）
The front wheel lateral
Fyf = (Iz · (dγ / dt)
+ M · (d 2 y / dt 2 ) · Lr) / L (21)
すなわち、本実施の形態においては、前輪接地荷重演算部１ｂ、前輪前後力演算部１ｃ、前輪横力演算部１ｄは、タイヤ力推定手段として設けられている。
That is, in the present embodiment, the front wheel ground
前輪摩擦円利用率演算部１ｅは、前輪接地荷重演算部１ｂから前輪接地荷重Ｆzfが、前輪前後力演算部１ｃから前輪前後力Ｆxfが、前輪横力演算部１ｄから前輪横力Ｆyfが入力される。そして、以下の（２２）式により前輪摩擦円利用率ｒｆを演算し、路面摩擦係数最小値設定部１ｉ、路面摩擦係数最大値設定部１ｊに出力する。すなわち、この前輪摩擦円利用率演算部１ｅは、摩擦円利用率演算手段として設けられている。
ｒｆ＝（Ｆxf２＋Ｆyf２）１／２／Ｆzf …（２２）
The front wheel friction circle utilization factor calculation unit 1e receives the front wheel ground load Fzf from the front wheel ground
rf = (Fxf 2 + Fyf 2 ) 1/2 / Fzf (22)
推定ラック推力演算部１ｆは、ハンドル角センサ１２からハンドル角θＨが、ドライバ操舵力センサ１７からドライバ操舵力Ｆｄが、電動パワーステアリングモータ１８から電動パワーステアリングによるアシスト力ＦEPSが入力される。そして、以下の（２３）式により、推定ラック推力ＦＥを演算し、ラック推力偏差演算部１ｈに出力する。すなわち、この推定ラック推力演算部１ｆは、推定ラック推力推定手段として設けられている。
ＦＥ＝Ｆｄ＋ＦEPS−ＦFRI …（２３）
ここで、ＦFRIは、操舵系におけるフリクション等により生じる力であり、例えば、予め設定しておいたマップを参照することにより設定される。このマップの一例を図５に示す。この例では、ＦFRIは、操舵角−操舵トルクの特性で与えられ、操舵角と操舵角速度に基づくヒステリシス関数で与えられている。尚、この図５に示すマップの特性を、横加速度（ｄ２ｙ／ｄｔ２）やドライバ操舵力Ｆｄの値をも考慮したマップ（具体的には、上昇側と下降側のヒステリシス間隔を、横加速度（ｄ２ｙ／ｄｔ２）やドライバ操舵力Ｆｄが大きいほど広い特性に変更する）とし、ＦFRIをより精度良く求めるようにしても良い。このようにＦFRIを考慮することにより、ステアリングを切り増すときのみならず、戻すときにおいても推定ラック推力ＦＥを正確に演算することができ、路面摩擦係数μを広い範囲で推定することができるようになっている。
The estimated rack thrust calculation unit 1 f receives the handle angle θH from the handle angle sensor 12, the driver steering force Fd from the driver steering force sensor 17, and the assist force FEPS by the electric power steering from the electric
FE = Fd + FEPS−FFRI (23)
Here, FFRI is a force generated by friction or the like in the steering system, and is set by referring to a map set in advance, for example. An example of this map is shown in FIG. In this example, FFRI is given by the steering angle-steering torque characteristic, and is given by a hysteresis function based on the steering angle and the steering angular velocity. Note that the characteristics of the map shown in FIG. 5 are obtained by considering the lateral acceleration (d 2 y / dt 2 ) and the value of the driver steering force Fd (specifically, the hysteresis interval between the ascending side and the descending side) The lateral acceleration (d 2 y / dt 2 ) and the driver steering force Fd may be changed to wider characteristics), and the FFRI may be obtained more accurately. By considering the FFRI in this manner, the estimated rack thrust FE can be accurately calculated not only when the steering is increased, but also when the steering is returned, and the road surface friction coefficient μ can be estimated over a wide range. It has become.
基準ラック推力演算部１ｇは、前輪すべり角演算部１ａから前輪すべり角βｆが入力される。そして、以下の（２４）式により、基準ラック推力ＦＲを演算し、ラック推力偏差演算部１ｈに出力する。すなわち、この基準ラック推力演算部１ｇは、基準ラック推力推定手段として設けられている。
ＦＲ＝−２・Ｋｆ・（（ζｃ＋ζｎ）／Ｌｎ）・βｆ …（２４）
ここで、ζｃはキャスタトレール、ζｎはニューマチックトレール、Ｌｎはナックルアーム長である。
The reference rack thrust calculation unit 1g receives the front wheel slip angle βf from the front wheel slip angle calculation unit 1a. Then, the reference rack thrust FR is calculated by the following equation (24), and is output to the rack thrust deviation calculating unit 1h. That is, the reference rack thrust calculation unit 1g is provided as reference rack thrust estimation means.
FR = −2 · Kf · ((ζc + ζn) / Ln) · βf (24)
Here, ζc is a caster trail, ζn is a pneumatic trail, and Ln is a knuckle arm length.
ラック推力偏差演算部１ｈは、推定ラック推力演算部１ｆから推定ラック推力ＦＥが入力され、基準ラック推力演算部１ｇから基準ラック推力ＦＲが入力される。そして、以下の（２５）式によりラック推力偏差ΔＦＲを演算し、路面摩擦係数最小値設定部１ｉ、路面摩擦係数最大値設定部１ｊに出力する。
ΔＦＲ＝｜ＦＥ−ＦＲ｜ …（２５）
The rack thrust deviation calculator 1h receives the estimated rack thrust FE from the estimated rack thrust calculator 1f, and receives the reference rack thrust FR from the reference rack thrust calculator 1g. Then, the rack thrust deviation ΔFR is calculated by the following equation (25), and output to the road surface friction coefficient minimum
ΔFR = | FE−FR | (25)
路面摩擦係数最小値設定部１ｉは、前輪摩擦円利用率演算部１ｅから前輪摩擦円利用率ｒｆが入力され、ラック推力偏差演算部１ｈからラック推力偏差ΔＦＲが入力される。そして、ラック推力偏差ΔＦＲと予め設定しておいた最小値判定閾値μminaとを比較して、ラック推力偏差ΔＦＲが最小値判定閾値μmina以下の場合は、タイヤがグリップしていると判断して、その時の前輪摩擦円利用率ｒｆを路面摩擦係数最小値μminとして設定する。また、ラック推力偏差ΔＦＲが最小値判定閾値μminaより大きい場合は、予め設定しておいた値μminac（例えば、０．１）を路面摩擦係数最小値μminとして設定する。尚、最小値判定閾値μminaは、横加速度（ｄ２ｙ／ｄｔ２）の絶対値に応じて大きな値に設定するようにしても良い。すなわち、この路面摩擦係数最小値設定部１ｉは、路面摩擦係数最小値設定手段として設けられている。
The road surface friction coefficient minimum
路面摩擦係数最大値設定部１ｊは、前輪摩擦円利用率演算部１ｅから前輪摩擦円利用率ｒｆが入力され、ラック推力偏差演算部１ｈからラック推力偏差ΔＦＲが入力される。そして、ラック推力偏差ΔＦＲと予め設定しておいた最大値判定閾値μmaxaとを比較して、ラック推力偏差ΔＦＲが最大値判定閾値μmaxa以上の場合は、タイヤがスリップしていると判断して、その時の前輪摩擦円利用率ｒｆを路面摩擦係数最大値μmaxとして設定する。また、ラック推力偏差ΔＦＲが最大値判定閾値μmaxaより小さい場合は、予め設定しておいた値μmaxac（例えば、１．０）を路面摩擦係数最大値μmaxとして設定する。尚、最大値判定閾値μmaxaは、横加速度（ｄ２ｙ／ｄｔ２）の絶対値に応じて大きな値に設定するようにしても良い。すなわち、この路面摩擦係数最大値設定部１ｊは、路面摩擦係数最大値設定手段として設けられている。
The road surface friction coefficient maximum
路面摩擦係数推定部１ｋは、４輪車輪速センサ１１から各車輪の車輪速ωfl、ωfr、ωrl、ωrrが、ハンドル角センサ１２からハンドル角θＨが、ヨーレートセンサ１３からヨーレートγが、前輪すべり角演算部１ａから前輪すべり角βｆが、路面摩擦係数最小値設定部１ｉから路面摩擦係数最小値μminが、路面摩擦係数最大値設定部１ｊから路面摩擦係数最大値μmaxが入力される。
The road surface friction coefficient estimator 1k receives the wheel speeds ωfl, ωfr, ωrl, and ωrr of each wheel from the four-wheel wheel speed sensor 11, the handle angle θH from the handle angle sensor 12, the yaw rate γ from the yaw rate sensor 13, and the front wheel slip angle. The front wheel slip angle βf is input from the calculation unit 1a, the road surface friction coefficient minimum value μmin is input from the road surface friction coefficient minimum
そして、路面摩擦係数推定部１ｋは、前輪すべり角βｆが予め設定しておいた閾値βfc1以上の時に、路面摩擦係数μを、例えば、本出願人が、特開平８−２２７４号公報で開示した適応制御を用いた方法により、路面摩擦係数最小値μminと路面摩擦係数最大値μmaxとを考慮して推定を行う。すなわち、前輪操舵角δｆ、車速Ｖ、ヨーレートγを用いて車両の横運動の運動方程式に基づき、前後輪のコーナリングパワーを非線形域に拡張して推定し、路面摩擦係数μが高い路面での前後輪の等価コーナリングパワーに対する推定した前後輪のコーナリングパワーの比を基に路面状況に応じた路面摩擦係数μを推定する。 The road surface friction coefficient estimator 1k discloses the road surface friction coefficient μ when the front wheel slip angle βf is equal to or larger than a preset threshold value βfc1, for example, by the present applicant in Japanese Patent Laid-Open No. 8-2274. By the method using the adaptive control, estimation is performed in consideration of the road surface friction coefficient minimum value μmin and the road surface friction coefficient maximum value μmax. That is, based on the equation of motion of the lateral movement of the vehicle using the front wheel steering angle δf, the vehicle speed V, and the yaw rate γ, the cornering power of the front and rear wheels is estimated to be extended in a non-linear region, and is Based on the ratio of the estimated cornering power of the front and rear wheels to the equivalent cornering power of the wheel, the road friction coefficient μ corresponding to the road surface condition is estimated.
路面摩擦係数μの推定方法は、車両の運動方程式に基づくヨーレート応答と実際のヨーレートを比較し、タイヤの等価コーナリングパワーを未知パラメータとして、その値をオンラインで推定する。具体的には、以下の適応制御理論によるパラメータ調整則で算出される。すなわち、前述の、（１）〜（８）式で説明した運動方程式を状態変数表現で示し、パラメータ調整則を設定して適応制御理論を展開することで種々のパラメータが推定される。次に、推定されたパラメータから実車のコーナリングパワーを求める。実車のパラメータとしては、車体質量やヨーイング慣性モーメント等があるが、これらは一定と仮定し、タイヤのコーナリングパワーのみが変化するものとする。タイヤのコーナリングパワーが変化する要因としては、前輪すべり角に対する横力の非線形性、路面摩擦係数μの影響、荷重移動の影響等がある。ヨーレートの変化により推定される（ヨーレートの変化により同定される）パラメータｐ、前輪操舵角δｆにより推定される（ステアリング角入力によって同定が進む）パラメータｑにより、前後輪のコーナリングパワーＫｆ、Ｋｒを求めると、例えば以下のようになる。
Ｋｆ＝（ｑ・Ｉｚ・ｎ）／（２・Ｌｆ） …（２６）
Ｋｒ＝（ｐ・Ｉｚ＋Ｌｆ・Ｋｆ）／Ｌｒ …（２７）
The estimation method of the road surface friction coefficient μ compares the yaw rate response based on the equation of motion of the vehicle with the actual yaw rate, and estimates the value online using the tire equivalent cornering power as an unknown parameter. Specifically, it is calculated by a parameter adjustment rule based on the following adaptive control theory. That is, various parameters are estimated by expressing the equation of motion described in the above equations (1) to (8) in a state variable expression, setting a parameter adjustment rule, and developing an adaptive control theory. Next, the cornering power of the actual vehicle is obtained from the estimated parameters. The actual vehicle parameters include the vehicle body mass and the yawing moment of inertia. These are assumed to be constant, and only the tire cornering power changes. Factors that change the cornering power of the tire include the non-linearity of the lateral force with respect to the front wheel slip angle, the influence of the road surface friction coefficient μ, and the influence of load movement. The cornering powers Kf and Kr of the front and rear wheels are obtained from the parameter p estimated by the change in the yaw rate (identified by the change in the yaw rate) and the parameter q estimated by the front wheel steering angle δf (identification proceeds by the steering angle input). For example, it is as follows.
Kf = (q · Iz · n) / (2 · Lf) (26)
Kr = (p · Iz + Lf · Kf) / Lr (27)
従って、上述の式により前輪操舵角δｆ、車速Ｖ、ヨーレートγで演算して非線形域の前後輪のコーナリングパワーＫｆ、Ｋｒが推定される。そして推定された前後輪のコーナリングパワーＫｆ、Ｋｒは、例えば前後輪毎に路面摩擦係数μが高い路面のものと比較することで、路面摩擦係数μが算出され、路面摩擦係数μに基づいて非線形域の路面摩擦係数が高い精度で設定される。 Accordingly, the cornering powers Kf and Kr of the front and rear wheels in the non-linear region are estimated by calculating the front wheel steering angle δf, the vehicle speed V, and the yaw rate γ using the above formula. Then, the estimated cornering powers Kf and Kr of the front and rear wheels are compared with those of the road surface having a high road surface friction coefficient μ for each front and rear wheel, for example, to calculate the road surface friction coefficient μ, and nonlinearly based on the road surface friction coefficient μ. The road surface friction coefficient is set with high accuracy.
すなわち、前輪側の基準等価コーナリングパワー（路面摩擦係数が高い路面での等価コーナリングパワー）をＫf0とすると、前輪側の路面摩擦係数μは、
μ＝Ｋｆ／Ｋf0 …（２８）
That is, if the reference equivalent cornering power on the front wheel side (equivalent cornering power on a road surface with a high road surface friction coefficient) is Kf0, the road surface friction coefficient μ on the front wheel side is
μ = Kf / Kf0 (28)
上述の適応制御理論を追うようした路面摩擦係数推定方法では、推定した路面摩擦係数μ（現在の推定値）で制御を行って、その結果、どの程度、実際の路面摩擦係数μがずれているのか演算され、現在の推定値に演算したずれ量がプラスされて、すなわち現在の推定値よりも高いのか低いのかに基づく積分動作で行われて正確な値が求められるようになっている。 In the road friction coefficient estimation method that follows the above-described adaptive control theory, control is performed with the estimated road friction coefficient μ (current estimated value), and as a result, the actual road friction coefficient μ is shifted. The calculated deviation amount is added to the current estimated value, that is, an accurate operation is performed by an integration operation based on whether the current estimated value is higher or lower than the current estimated value.
そして、タイヤがグリップしていると判断できる場合には、その時の前輪摩擦円利用率ｒｆを路面摩擦係数最小値μminとして設定して不要に路面摩擦係数μの推定値が低くならないように設定することにより、適応制御によって路面摩擦係数の推定が高い値から行われるため、誤差も小さくでき真値への収束も早く行われるようになる。 If it can be determined that the tire is gripping, the front wheel friction circle utilization ratio rf at that time is set as the road surface friction coefficient minimum value μmin so that the estimated value of the road surface friction coefficient μ is not unnecessarily lowered. Thus, since the road friction coefficient is estimated from a high value by adaptive control, the error can be reduced and the convergence to the true value can be performed quickly.
逆に、タイヤがスリップしていると判断できる場合には、その時の前輪摩擦円利用率ｒｆを路面摩擦係数最大値μmaxとして設定して不要に路面摩擦係数μの推定値が高くならないように設定することにより、適応制御によって路面摩擦係数の推定が低い値から行われるため、誤差も小さくでき真値への収束も早く行われるようになる。 Conversely, when it can be determined that the tire is slipping, the front wheel friction circle utilization ratio rf at that time is set as the road surface friction coefficient maximum value μmax so that the estimated value of the road surface friction coefficient μ is not increased unnecessarily. By doing so, since the estimation of the road surface friction coefficient is performed from a low value by the adaptive control, the error can be reduced and the convergence to the true value can be performed quickly.
このように、路面摩擦係数推定部１ｋは、路面摩擦係数推定手段として設けられている。 As described above, the road surface friction coefficient estimating unit 1k is provided as a road surface friction coefficient estimating unit.
次に、上述の路面摩擦係数推定装置１で実行される路面摩擦係数推定プログラムを図２〜図４のフローチャートで説明する。
まず、ステップ（以下、「Ｓ」と略称）１０１で必要パラメータ、すなわち、４輪車輪速ωfl、ωfr、ωrl、ωrr、ハンドル角θＨ、ヨーレートγ、エンジントルクＴeg、エンジン回転数Ｎｅ、主変速ギヤ比ｉ、トルクコンバータのタービン回転数Ｎｔ、差動制限クラッチの締結トルクＴLSD、横加速度（ｄ２ｙ／ｄｔ２）、ドライバ操舵力Ｆｄ、電動パワーステアリングによるアシスト力ＦEPSを読み込む。
Next, a road surface friction coefficient estimation program executed by the above-described road surface friction
First, in step (hereinafter abbreviated as “S”) 101, necessary parameters, that is, four-wheel wheel speeds ωfl, ωfr, ωrl, ωrr, steering wheel angle θH, yaw rate γ, engine torque Teg, engine speed Ne, main transmission gear The ratio i, the turbine speed Nt of the torque converter, the engagement torque TLSD of the differential limiting clutch, the lateral acceleration (d 2 y / dt 2 ), the driver steering force Fd, and the assist force FEPS by the electric power steering are read.
次いで、Ｓ１０２に進み、前輪すべり角演算部１ａで、前述の（９）式を解くことにより車体すべり角βを演算し、この車体すべり角βを上述の（７）式に代入して前輪すべり角βｆを演算する。 Next, in S102, the front wheel slip angle calculation unit 1a calculates the vehicle slip angle β by solving the above equation (9), and substitutes the vehicle slip angle β into the above equation (7) for the front wheel slip angle. The angle βf is calculated.
次に、Ｓ１０３に進み、路面摩擦係数推定部１ｋで、前輪すべり角βｆが予め設定しておいた閾値βfc1以上（βｆ≧βfc1）か否か判定し、βｆ≧βfc1の場合は、そのまま路面摩擦係数μの推定を行うべくＳ１０４以降へと進み、βｆ＜βfc1の場合は、そのままプログラムを抜ける（尚、この場合の路面摩擦係数μは前回の値が保持される）。 Next, in S103, the road surface friction coefficient estimating unit 1k determines whether or not the front wheel slip angle βf is equal to or larger than a preset threshold value βfc1 (βf ≧ βfc1). The process proceeds to S104 and subsequent steps so as to estimate the coefficient μ. If βf <βfc1, the program is left as it is (note that the previous value is maintained for the road surface friction coefficient μ in this case).
次いで、Ｓ１０４に進み、前輪接地荷重演算部１ｂで、前述の（１０）式により、前輪接地荷重Ｆzfを演算する。
Next, the process proceeds to S104, where the front wheel ground
次に、Ｓ１０５に進み、前輪前後力演算部１ｃで、前述の（１８）〜（２０）式の何れかにより、前輪前後力Ｆxfを演算する。 Next, proceeding to S105, the front wheel front / rear force calculation unit 1c calculates the front wheel front / rear force Fxf by any one of the aforementioned formulas (18) to (20).
次いで、Ｓ１０６に進んで、前輪横力演算部１ｄで、前述の（２１）式により、前輪横力Ｆyfを演算する。
Next, the process proceeds to S106, and the front wheel lateral
次に、Ｓ１０７に進み、前輪摩擦円利用率演算部１ｅで、前述の（２２）式により、前輪摩擦円利用率ｒｆを演算する。 Next, the process proceeds to S107, and the front wheel friction circle usage rate calculation unit 1e calculates the front wheel friction circle usage rate rf by the above-described equation (22).
次いで、Ｓ１０８に進んで、推定ラック推力演算部１ｆで、前述の（２３）式により、推定ラック推力ＦＥを演算する。 Next, the process proceeds to S108, and the estimated rack thrust calculation unit 1f calculates the estimated rack thrust FE by the above-described equation (23).
次に、Ｓ１０９に進み、基準ラック推力演算部１ｇで、前述の（２４）式により、基準ラック推力ＦＲを演算する。 Next, proceeding to S109, the reference rack thrust calculation unit 1g calculates the reference rack thrust FR by the above-described equation (24).
次いで、Ｓ１１０に進み、ラック推力偏差演算部１ｈで、前述の（２５）式により、ラック推力偏差ΔＦＲを演算する。 Next, the process proceeds to S110, where the rack thrust deviation computing unit 1h computes the rack thrust deviation ΔFR by the above-described equation (25).
次に、Ｓ１１１に進み、路面摩擦係数最小値設定部１ｉで、路面摩擦係数最小値μminを設定する。尚、この路面摩擦係数最小値μminの設定は、図３のプログラムで詳述する。
Next, in S111, the road surface friction coefficient minimum
次いで、Ｓ１１２に進み、路面摩擦係数最大値設定部１ｊで、路面摩擦係数最大値μmaxを設定する。尚、この路面摩擦係数最大値μmaxの設定は、図４のプログラムで詳述する。
Next, in S112, the road surface friction coefficient maximum
そして、Ｓ１１３に進み、路面摩擦係数推定部１ｋで、路面摩擦係数最小値μminと路面摩擦係数最大値μmaxとを考慮し、適応制御を用いて路面摩擦係数μを推定し、出力してプログラムを抜ける。 In S113, the road surface friction coefficient estimating unit 1k estimates the road surface friction coefficient μ using adaptive control in consideration of the road surface friction coefficient minimum value μmin and the road surface friction coefficient maximum value μmax, and outputs the program. Exit.
次に、上述のＳ１１１で実行される路面摩擦係数最小値μminの設定を、図３のフローチャートで説明する。 Next, the setting of the road surface friction coefficient minimum value μmin executed in S111 described above will be described with reference to the flowchart of FIG.
まず、Ｓ２０１でラック推力偏差ΔＦＲと最小値判定閾値μminaとを比較し、ラック推力偏差ΔＦＲが最小値判定閾値μmina以下（ΔＦＲ≦μmina）の場合は、タイヤがグリップしていると判断して、Ｓ２０２に進み、その時の前輪摩擦円利用率ｒｆを路面摩擦係数最小値μminとして設定してルーチンを抜ける。 First, in S201, the rack thrust deviation ΔFR is compared with the minimum value determination threshold μmina, and if the rack thrust deviation ΔFR is equal to or smaller than the minimum value determination threshold μmina (ΔFR ≦ μmina), it is determined that the tire is gripped. Proceeding to S202, the front wheel friction circle utilization factor rf at that time is set as the road surface friction coefficient minimum value μmin, and the routine is exited.
逆に、ΔＦＲ＞μminaの場合は、予め設定しておいた値μminac（例えば、０．１）を路面摩擦係数最小値μminとして設定してルーチンを抜ける。 Conversely, if ΔFR> μmina, a preset value μminac (for example, 0.1) is set as the road surface friction coefficient minimum value μmin, and the routine is exited.
次に、上述のＳ１１２で実行される路面摩擦係数最大値μmaxの設定を、図４のフローチャートで説明する。 Next, the setting of the road surface friction coefficient maximum value μmax executed in S112 will be described with reference to the flowchart of FIG.
まず、Ｓ３０１でラック推力偏差ΔＦＲと最大値判定閾値μmaxaとを比較し、ラック推力偏差ΔＦＲが最大値判定閾値μmaxa以上（ΔＦＲ≧μmaxa）の場合は、タイヤがスリップしていると判断して、Ｓ３０２に進み、その時の前輪摩擦円利用率ｒｆを路面摩擦係数最大値μmaxとして設定してルーチンを抜ける。 First, in S301, the rack thrust deviation ΔFR is compared with the maximum value determination threshold μmaxa. If the rack thrust deviation ΔFR is equal to or greater than the maximum value determination threshold μmaxa (ΔFR ≧ μmaxa), it is determined that the tire is slipping, Proceeding to S302, the front wheel friction circle utilization rate rf at that time is set as the road surface friction coefficient maximum value μmax, and the routine is exited.
逆に、ΔＦＲ＜μmaxaの場合は、予め設定しておいた値μmaxac（例えば、１．０）を路面摩擦係数最小値μmaxとして設定してルーチンを抜ける。 Conversely, if ΔFR <μmaxa, the preset value μmaxac (for example, 1.0) is set as the road surface friction coefficient minimum value μmax, and the routine is exited.
この路面摩擦係数推定による一例を図６のタイムチャートで説明する。
時刻ｔ１までは、通常の路面摩擦係数推定が行われ、このときの路面摩擦係数最小値μminはμminacに設定され、路面摩擦係数最大値μmaxはμmaxacに設定される。
An example of this road surface friction coefficient estimation will be described with reference to the time chart of FIG.
Until the time t1, normal road surface friction coefficient estimation is performed. At this time, the road surface friction coefficient minimum value μmin is set to μminac, and the road surface friction coefficient maximum value μmax is set to μmaxac.
時刻ｔ１〜時刻ｔ２では、ΔＦＲ≧μmaxaとなり、タイヤがスリップしていると判断されて、その時の前輪摩擦円利用率ｒｆが路面摩擦係数最大値μmaxとして設定される。これにより、路面摩擦係数推定値μが路面摩擦係数最大値μmaxに強制的に低下させられ、この路面摩擦係数最大値μmaxの値を基準として路面摩擦係数の推定が開始される。 From time t1 to time t2, ΔFR ≧ μmaxa, and it is determined that the tire is slipping, and the front wheel friction circle utilization rate rf at that time is set as the road surface friction coefficient maximum value μmax. As a result, the road surface friction coefficient estimated value μ is forcibly lowered to the road surface friction coefficient maximum value μmax, and estimation of the road surface friction coefficient is started based on the value of the road surface friction coefficient maximum value μmax.
時刻ｔ２〜時刻ｔ３では、再び、通常の路面摩擦係数推定が行われ、このときの路面摩擦係数最小値μminはμminacに設定され、路面摩擦係数最大値μmaxはμmaxacに設定される。 From time t2 to time t3, normal road friction coefficient estimation is performed again, the road surface friction coefficient minimum value μmin at this time is set to μminac, and the road surface friction coefficient maximum value μmax is set to μmaxac.
時刻ｔ３〜時刻ｔ４では、ΔＦＲ≦μminaとなり、タイヤがグリップしていると判断されて、その時の前輪摩擦円利用率ｒｆが路面摩擦係数最小値μminとして設定される。これにより、路面摩擦係数推定値μが路面摩擦係数最小値μminに強制的に上昇させられ、この路面摩擦係数最小値μminの値を基準として路面摩擦係数の推定が開始される。 From time t3 to time t4, ΔFR ≦ μmina is satisfied, and it is determined that the tire is gripping, and the front wheel friction circle utilization rate rf at that time is set as the road surface friction coefficient minimum value μmin. As a result, the road surface friction coefficient estimated value μ is forcibly increased to the road surface friction coefficient minimum value μmin, and estimation of the road surface friction coefficient is started based on the value of the road surface friction coefficient minimum value μmin.
その後、時刻ｔ４以降では、再び、通常の路面摩擦係数推定が行われ、このときの路面摩擦係数最小値μminはμminacに設定され、路面摩擦係数最大値μmaxはμmaxacに設定される。 Thereafter, after time t4, normal road surface friction coefficient estimation is performed again. At this time, the road surface friction coefficient minimum value μmin is set to μminac, and the road surface friction coefficient maximum value μmax is set to μmaxac.
このように、本実施の形態によれば、タイヤがグリップしていると判断できる場合には、その時の前輪摩擦円利用率ｒｆを路面摩擦係数最小値μminとして設定して不要に路面摩擦係数μの推定値が低くならないように設定すると共に、タイヤがスリップしていると判断できる場合には、その時の前輪摩擦円利用率ｒｆを路面摩擦係数最大値μmaxとして設定して不要に路面摩擦係数μの推定値が高くならないように設定する。このため、適応制御によって路面摩擦係数の推定が低い値から行われるため、誤差も小さくでき真値への収束も早く行われるようになる。 Thus, according to the present embodiment, when it can be determined that the tire is gripping, the front wheel friction circle utilization ratio rf at that time is set as the road surface friction coefficient minimum value μmin, and the road surface friction coefficient μ is unnecessarily set. When the tire is determined to be slipping, the front wheel friction circle utilization ratio rf is set as the road surface friction coefficient maximum value μmax, and the road surface friction coefficient μ is unnecessarily set. Set so that the estimated value of is not high. For this reason, since the estimation of the road surface friction coefficient is performed from a low value by the adaptive control, the error can be reduced and the convergence to the true value can be performed quickly.
尚、本発明の実施の形態では、路面摩擦係数の推定を適応制御理論に基づくもので説明したが、他の推定方法、例えば、本出願人が特開２０００−７１９６８号公報で開示するような、オブザーバを用いて路面摩擦係数を推定するものにも適用できることは云うまでもない。 In the embodiment of the present invention, the estimation of the road friction coefficient is described based on the adaptive control theory. However, other estimation methods, for example, as disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2000-71968 by the present applicant. Needless to say, the present invention can also be applied to a method for estimating a road surface friction coefficient using an observer.
１ 路面摩擦係数推定装置
１ａ 前輪すべり角演算部
１ｂ 前輪接地荷重演算部（タイヤ力推定手段）
１ｃ 前輪前後力演算部（タイヤ力推定手段）
１ｄ 前輪横力演算部（タイヤ力推定手段）
１ｅ 前輪摩擦円利用率演算部（摩擦円利用率演算手段）
１ｆ 推定ラック推力演算部（推定ラック推力推定手段）
１ｇ 基準ラック推力演算部（基準ラック推力推定手段）
１ｈ ラック推力偏差演算部
１ｉ 路面摩擦係数最小値設定部（路面摩擦係数最小値設定手段）
１ｊ 路面摩擦係数最大値設定部（路面摩擦係数最大値設定手段）
１ｋ 路面摩擦係数推定部（路面摩擦係数推定手段）
DESCRIPTION OF
1c Front wheel longitudinal force calculation part (tire force estimation means)
1d Front wheel lateral force calculation unit (tire force estimation means)
1e Front wheel friction circle usage rate calculation unit (friction circle usage rate calculation means)
1f Estimated rack thrust calculation unit (estimated rack thrust estimation means)
1g Standard rack thrust calculation unit (standard rack thrust estimation means)
1h Rack thrust
1j Road surface friction coefficient maximum value setting unit (road surface friction coefficient maximum value setting means)
1k Road friction coefficient estimation unit (road friction coefficient estimation means)
Claims (4)
発生が予想される基準ラック推力を推定する基準ラック推力推定手段と、
車輪に作用するタイヤ力を推定するタイヤ力推定手段と、
上記タイヤ力に基づいて摩擦円利用率を演算する摩擦円利用率演算手段と、
少なくとも、上記推定ラック推力と上記基準ラック推力との偏差の絶対値が予め設定する最大値判定閾値以上の場合に上記摩擦円利用率を路面摩擦係数の最大値として設定する路面摩擦係数最大値設定手段と、
上記路面摩擦係数最大値により路面摩擦係数の上限を制限して路面摩擦係数を推定する路面摩擦係数推定手段と、
を備えたことを特徴とする車両の路面摩擦係数推定装置。 Estimated rack thrust estimating means for estimating an estimated rack thrust that is estimated to be actually generated;
A reference rack thrust estimating means for estimating a reference rack thrust expected to be generated;
Tire force estimating means for estimating tire force acting on the wheel;
Friction circle utilization factor calculating means for calculating a friction circle utilization factor based on the tire force;
At least, the absolute value equal to or larger than the maximum value determination threshold road surface friction coefficient maximum value set for setting the friction circle utilization as the maximum value of the road surface friction coefficient to preset the deviation between the estimated rack thrust and the reference rack thrust force Means,
Road surface friction coefficient estimating means for limiting the upper limit of the road surface friction coefficient by the road surface friction coefficient maximum value and estimating the road surface friction coefficient;
An apparatus for estimating a road surface friction coefficient of a vehicle.
上記路面摩擦係数推定手段は、上記路面摩擦係数最大値により路面摩擦係数の上限を制限すると共に、上記路面摩擦係数最小値により路面摩擦係数の下限を制限して路面摩擦係数を推定することを特徴とする請求項１記載の車両の路面摩擦係数推定装置。 Road surface friction coefficient minimum value setting means for setting a minimum value of the road surface friction coefficient according to the estimated rack thrust, the reference rack thrust, and the friction circle utilization factor;
The road surface friction coefficient estimating means limits the upper limit of the road surface friction coefficient by the maximum value of the road surface friction coefficient, and estimates the road surface friction coefficient by limiting the lower limit of the road surface friction coefficient by the minimum value of the road surface friction coefficient. The road surface friction coefficient estimating device for a vehicle according to claim 1.
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Families Citing this family (4)
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