KR100236893B1 - 차량용 제동 제어 장치 - Google Patents

Abstract

본 발명은 미끄럼 방지 제동 제어 및 견인 제어를 포함하는 각종 제동 제어가 차륜의 슬립율에 의거함 없이 광범위하게 실제적으로 유연하게 실현되는 차량용 제동 제어 장치에 관한 것이다. 후륜측 실차륜 속도(Wvr)가 검출되고, 전륜측 목표차륜 속도(Wrf)는 실차륜 속도(Wvr)보다 느리게 되도록 설정된다. 또한, 전륜측 실차륜 속도(Wvf)가 검출되고, 실차륜 속도(Wvf)와 목표 차륜 속도(Wrf)와의 편차(ef)가 검출된다. 계속해서, 전륜측의 목표 제동 토오크(Nrf)는 상기 편차(ef)와 실차륜 속도(Wvr)로부터 계산된다. 더욱이, 후륜측의 목표 제동 토오크(Nrr)는 목표 제동 토오크(Nrf)에 의하거하여 설정된다. 제동 수단의 제동압은 목표 제동 토오크(Nrf, Nrr)를 달성하기 위해 제어된다.

Description

차량용 제동 제어 장치

본 발명은 차량용 제동 제어 장치에 관한 것이다. 특히, 본 발명은 차량의 제동 제어가 슬립 계수(또는 슬립율)의 개념을 사용하지 않는 신규한 차량용 제동제어 장치에 관한 것이다.

종래 기술에 운전자의 제동 조작과 무관하게 차량의 제동력을 제어하는 제동수단을 구비한 차량용 제동 제어 장치가 공지되어 있다.

일본국 특허 공개 공보 제93-502197호(일본특개평5-502197호)에는 차량의 제동시 차륜(타이어) 로크 즉, 접지면에 대한 차륜의 과도한 슬립을 방지하기 위한 안티스키드 제동 제어(ABS 제어)를 실현하는 차량용 제동 제어 장치가 기술되어 있다.

이런 제동 제어 장치에서, 각 차륜의 목표 슬립율이 설정되고, 각 차륜에 의한 상기 제동 수단의 제동압은 차륜의 실제 슬립율이 목표 슬립율과 일치하도록 제어된다.

일본국 특허 공개 공보 제91-227763호(일본특개평3-227763호)에는 차량의 가속시 차륜(타이어) 슬립 즉, 접지면에 대한 차륜의 과도한 슬립을 방지하기 위한 트랙션 제어(TRC 제어)를 실현하는 차량용 제동 제어 장치가 기술되어 있다.

이런 제동 제어 장치에서, 구동륜의 목표 슬립율이 설정되고, 구동륜을 위한 상기 제동 수단의 제동압은 구동륜의 실제 슬립율이 목표 슬립율과 일치하도록 제어된다.

일본국 특허 공개 공보 제93502422호(일본특개평5-502422호)에는 차량이 불안정하게 거동될 때에 불안정한 거동을 억제하기 위한 차량 안정성 제어(VSC 제어)를 실현하는 차량용 제동 제어 장치가 기술되어 있다.

이런 제동 제어 장치에서, 불안정한 거동을 억제하기 위하여 좌우 차륜(타이어)의 목표 슬립율이 변경되어 설정되고, 상기 제동 수단에 있어서 좌우 차륜의 제동압간에 차이를 부여하는 것에의해 차량이 안정화된다.

종래 기술의 이러한 모든 제동 제어장치에서는 차륜의 목표 슬립율이 설정되고 차륜의 실제 슬립율이 목표 슬립율로 되도록 제동 수단의 제동압을 제어하는 점에 있어서 공통이다.

일반적으로, 슬립율에 의거한 제어를 실현하기 위해선, 제동 수단의 제동압을 제어하기 위한 유압 액츄에이터의 밸브 개폐 시간이 이 액츄에이터의 “역유압모듈”에 따라 결정된다는 방법이 채용된다.

그러나, 상술한 바와 같이 슬립율에 의거한 제어 기술은 그 자체로 몇몇 기본적인 문제점을 가지고 있고, 최상의 제동 제어 특히, 차량을 종합적인 관점에서 제어하기 위한 종합적인 제동 제어를 실현할 수가 없다는 문제점이 있다.

이런 문제점을 파악하기 위해 본 발명을 가장 양호하게 이해하는 것이 중요하고 이것에 대해서 하기에 상세히 설명한다.

1) 제1문제점

슬립율에 의거한 제어의 제1문제점은 최적의 목표 스립율 자체가 차량의 주행 환경에 따라 크게 변화한다는 것이다.

일반적으로, 차륜의 슬립율(S)과 제동력(NS : 차륜이 접지면으로부터 수용된다)은 제10도에 도시된 바와 같이 “μ-S 특성” 이라 불리는 관계를 갖는다. 제동 수단의 제동압이 상승하면, 슬립율(S)은 횡축을 따라 상승한다. 제동압이 μ-S 특성의 곡선 피크(μP)에 대응하는 값으로 될 때까지, 차륜이 접지면으로부터 받아들여진 제동력(NS)은 슬립율(S)의 상승에 따라 증가한다.

이와 반대로, 제동압이 피크(μP)를 초과하여 적용되면, 제동 특성은 슬립율(S)의 증가로 인해 차량의 제동으로부터 타이어만의 제동으로 이행된다. 그 결과, 차륜은 동일한 제동압하에서도 쉽게 로크되고, 접지면으로부터 받아들여진 제동력(NS)은 급격히 감소된다.

슬립율에 의거한 종래의 제어는 제동압이 μ-S 특성의 곡선의 피크(μP)를 초과하고 차륜이 로크되는 경향을 연속적으로 도시한 경우에, 제동압이 슬립율(S)을 감소시키기 위해 저하하고 차륜의 급격한 로크를 방지하는 기본적인 개념을 갖는다.

이러한 관점으로부터, 종래의 제동 제어에 있어서 목표 슬립율은 μ-S 특성 곡선의 피크(μP)에 대응하는 슬립율(S) 보다 다소 낮게 설정된다.

그러나, 제10도에 도시된 바와 같이, μ-S 특성의 구체적인 곡선은 노면 마찰 계수(μ : 이하에선 “노면(μ)”이라 함)에 따라 크게 변환한다. 또한, 특성 곡선은 차량 조향륜의 조향각의 단순한 변경에 의해 크게 변화한다. 이것은 최적의 목표 슬립율 자체가 노면(μ)과 차량의 주행 상태에 따라 크게 변화한다는 것을 의미한다. 즉, 슬립율에 의거한 종래의 제어에서는 제어의 백본(backbone)을 형성하는 목표 슬립율 자체는 차량의 주행 환경에 따라 크게 변화한다. 이것은 슬립율에 의거한 제어의 제1문제점이다.

2) 제2문제점

제2문제점은 차륜의 실제 슬립율이 정확하게 검출되지 않는 것이다. 실제 슬립율을 목표 슬립율에 정확하게 일치시킨다고 하는 제어에 있어서, 현시점에서 실제 슬립율을 정확하게 검출한다고 하는 작업이 필수적이다. 차륜의 실제 슬립율(S)은 특정 차륜의 차륜 속도를 W. 차량의 진정한 차제 속도(차량의 지면 속도)를 Va로 할 때 S = (Va - W)/Va로 정의된다. 따라서, 실제 슬립율의 정확한 검출을 위해서는 진정한 차량 속도를 정확하게 검출하는 것이 필연적으로 요구된다.

그러나, 슬립이 문제로 되는 차량의 상태에서는 차륜 속도만으로부터 진정한 차체 속도를 정확하게 추정하는 것은 당연히 불가능하다. 따라서, 현재의 많은 제동 제어 장치가 하기와 같이 구성된다. 최대 차륜 속도는 차량의 네 개의 차륜 속도로부터 구해지고, 차체 속도에의해 대체된다. 더욱이, 구해진 최대 차륜 속도가 네 바퀴의 로킹으로 인해 급격히 떨어지면, 차체 속도는 최대 차체 감속도(이것 이상의 감속도로 차량이 감속하는 것은 있을 수 없다고 생각되는 감속도)에 의해 보호된다. 그후, 차체 속도는 시간과 함께 최대 감속도에 따라 감속되는 것으로 추정된다.

상술함에도 불구하고, 이러한 방법으로 정확한 차체 속도를 추정하는 것은 도저히 불가능하다. 종래에 이러한 문제점을 다소라도 개선하기 위하여, 예를 들면 차량의 거동 모듈이나 타이어의 특성 모듈을 사용하는 것에 의해 또는 가속도 센서(G 센서)를 별도로 준비하는 것에 의해 차체 속도를 더 정확히 추정하는 여러 가지 기술이 제안되어 있다.

그러나, 이들 기술에서 조차도 차체 속도를 정확히 검출하는 것은 어렵다. 차체 속도가 정확하게 구해지지 않는 한, 차체 속도에 의거하여 계산되는 실제 슬립율은 또한 정확하게 구해지지 않는다. 이러한 방법에서, 제어의 지표로되는 실제 슬립율이 정확하게 평가되지 않는다고 하는 슬립율에 의거한 종래 제어의 제2문제점이다.

3) 제3문제점

제3문제점으로는 슬립율에 의거한 종래 제어에서 사용된 제어 알고리듬(algorithm)은 제어계 자체의 제어 성능이 향상될 때에도 가장 적합한 제어를 실현할 수가 없는 것이다.

상술한 바와 같이, 차체 속도를 추정하는 여러 가지 방법이 제안되었을지라도, 진정한 차체 속도는 현재 정확하게 검출되지 않는다. 특히, 제동 제어시 가장 중요한 주기 중에 차륜의 슬립을 증가시킨 후에, 상술한 바와 같이 추정 차체 속도는 최대 감속도에 따라 크게 저하하도록 부여되는 것이 일반적이다.

그 결과, 추정 차체 속도에 의거하여 평가되는 목표 차륜 속도는 이 차체 속도에 대응하는 비율에서 급격하게 저감하게 된다. 따라서, 제11도에 도시된 바와 같이, 제어 시스템의 제어 성능이 우수한 경우에, 네 바퀴 모두의 실차륜 속도(W)는 급격히 저감하는 목표 차륜 속도(Wr)를 충실히 추종한다. 따라서, 네 바퀴는 급격히 또한 동시에 로크된다.

종래 기수르이 제동 제어 시스템이 노면(μ)을 알지못하기 때문에, 제어 수단의 제동압이 점진적으로 상승되고 차륜이 크게 슬립되어 로크되는 경향을 도시한 것을 검출하면 제동압은 저하하는 If-Then 형의 제어 논리에 따라 실제로 작동한다. 제12도에 도시된 바와 같이, 어떤 차측 속도(W1 또는 W2)는 슬립 0 부근의 값과 로크 부근의 값사이에서 항상 진동한다. 따라서, 실차륜 속도는 목표 차륜 속도(Wr)로의 추종성이 느리고, (본래의 목표 차륜 속도(Wr) 자체의 급격한 저하에도 불구하고) 다소의 적합한 감속에 따라 저하되는 것을 추종할 수 있다.

그러나, 예를 들면 PID(proportional-integral-derivative) 제어와 같이 높은 제어 정밀도의 제어 루프를 채용하는 경우에, 실차륜 속도는 목표 차륜 속도가 추종 차체 속도의 급격한 감소와 함께 급격하게 저감할 때에 급격히 떨어진다. 따라서, 이 경우에 불합리한 점이 현존한다는 문제점이 있다.

이러한 경우에, 슬립율에 의거한 종래 제어 시스템에 사용되는 논리는 상기 불합리가 제어 시스템의 성능을 향상시키므로써 발생한다는 모순을 갖는다. 이러한 모순이 제3문제점을 형성한다.

4) 제4문제점

제4문제점은 하기와 같다. 제동 수단의 제동압은 목표 슬립율 또는 이것을 베이스로 하는 파라메터(예를 들면 실차륜 속도에 목표 슬립율을 곱하므로써 구해진 목표 차륜 속도)에 의거하여 제어되는 방법에 대해, 예를 들면 ABS 제어, TRC 및, 차량의 주행 상태에 따른 VSC 등과 관련된 종합적인 제동 제어를 실현하는 것이 어렵다.

예를 들면, 액츄에이터의 밸브 개폐 시간이 목표 슬립율에 대응하는 제동압을 얻기 위하여 역유압 모듈의 사용에 의해 구해지는 경우에, 일반적으로 밸브 모듈로서 단순한 오리피스가 가정되고, 밸브 개폐 시간은 정적인 모듈에 따라 계산되는 것이 실제 상황이다. 그러나, 특정 유압 제어 시스템에서 배관 강성의 변화가 고려되지 않는다면 고도의 제어 정밀성은 확보되지 않는다. 더욱이, 대응하는 제동압은 차량의 운동, 액츄에이터의 게인과 위상, 액츄에이터의 유압 특성 등도 고려된 동적인 모듈에 따라 밸브 개폐 시간이 계산되지 않는 한 만족스러운 정밀도가 얻어지지 않는다.

따라서 종래 기술의 제어 장치는 때때로 액츄에이터의 게인과 위상 또는 유압 특성이 차량의 실제 주행과 정확하게 정합되지 않고 제동력의 제어가 항상 최상의 차량 안정성 제어로 되지 않는 문제점이 있다.

즉, “목표 제동력”이 목표 슬립율 또는 이것에 의거한 파라메터로부터 직접 구해지는 방법에 대해, 상기 목표 제동압이 예를 들면 좌우 차륜이 서로 독립적으로 계산될 때에도, “실제 제동 토오크의 좌우 차륜 분배”는 현실의 차량 슬립 상태 또는 주행 상태 즉, “필요한 제도 토오크의 좌우 차륜 분배”와 항상 양호하게 정합되지 않는다는 문제점이 있다.

따라서, 제동력의 제어가 ABS 제어 또는 TRC 뿐만 아니라 차량의 주행 제어 또는 자세 제어 등을 의도한 VSC 도 또한 긍정적으로 이용되고 종합적인 제동 제어를 실현하는 시스템으로 발전시키는 것은 현실적으로 어렵다.

본 발명은 상술한 바와 같은 종래 기술의 문제점을 고려한 것이며, 종래의 슬립율에 의거한 제동 제어 장치가 근본적으로 재고되고, ABS 제어, TRC, VSC 등을 원활하게 관련하고 차량을 보다 종합적인 관점에서 제어할 수 있는 아주 신규한 차량용 제동 제어 장치를 제공하는 것을 목적으로 한다.

제1도에 도시된 목적과 같이, 청구범위 제1항에 기재된 본 발명의 특징은 하기 구조를 갖는다. 즉, 운전자에 의해 수행되는 제동 조작과 무관하게 차량의 제동력을 제어할 수 있는 제동 수단을 구비한 차량용 제동 제어 장치는 차량의 전륜측 실차륜 속도를 검출하기 위한 수단과, 차량의 후륜측 실차륜 속도를 검출하기 위한 수단과, 상기 검출된 후륜측의 실차륜 속도에 기초하여 상기 후륜측의 실차륜 속도 보다 낮은 전륜측의 목표 차륜 속도를 설정하기 위한 수단과, 상기 전륜측 목표 차륜 속도와 전륜측 실차륜 속도와의 편차를 계산하기 위한 수단과, 상기 전륜측 목표 차륜 속도와 전륜측 실차륜 속도와의 편차와 그 실차륜 속도에 기초하여 전륜측의 목표 제동 토오크를 계산하기 위한 수단과, 상기 전륜측의 목표 제동 토오크에 기초하여 후륜측의 목표 제동 토오크를 설정하기 위한 수단 및 상기 전륜측의 목표 제동 토오크와 후륜측의 목표 토오크에 기초하여 상기 제동 수단의 제동압으르 제어하기 위한 수단을 포함한다.

청구범위 제2항에 기재된 특징은 제1항에 기재된 차량용 제동 제어 장치에 의해 상기 목적이 유사하게 달성되며, 상기 후륜측 실차륜 속도가 상기 전륜측 실차륜 속도 보다 낮게 되는지 아닌지를 검출하기 위한 수단을 추가로 포함하고, 상기 루륜측 실차륜 속도가 상기 전륜측 실차륜 속도 보다 낮게되는 것을 검출할시에, 상기 후륜측의 목표 제동 토오크는 상기 후륜측 실차륜 속도(Wvr)가 상기 전륜측 실차륜 속도(Wvf)와 동일하게 되도록 설정된다.

청구범위 제3항에 기재된 특징은 제1 항에 기재된 차량용 제동 제어 장치에 의해 상기 목적이 유사하게 달성되며, 상기 후륜측의 제동 토오크가 상기 제동제어 장치의 최대 상태에 있는지 아닌지를 판단하는 수단을 추가로 포함하고, 상기 후륜측 제동 토오크가 최대 상태에 있는 것을 판단했을 때에, 상기 후륜측 실차륜 속도에 대해서 낮게 설정되는 상기 전륜측 차륜 속도는 또한 더 낮게 설정된다.

청구범위 제4항에 기재된 특징은 제1항에 기재된 차량용 제동 제어 장치에 의해 상기 목적이 유사하게 달성되며, 상기 후륜측이 로크되는 경향이 있는지 아닌지를 검출하기 위한 수단을 추가로 포함하고, 상기 후륜측이 로크되는 경향이 검출될시에, 상기 후륜측을 위한 제동 수단의 제동압은 저감된다.

청구범위 제5항에 기재된 특징은 제1항에 기재된 차량용 제동 제어 장치에 의해 상기 목적이 유사하게 달성되며, 차량 거동(behavior) 특성을 검출하기 위한 수단과, 상기 차량 거동 특성에 의거하여 차량 좌우방향의 제동 토오크 차를 발생시키기 위해 제2목표 제동 토오크를 계산하기 위한 수단을 추가로 포함하고, 상기 제동 수단의 제동압을 제어하기 위한 수단은 제2목표 제동 토오크를 더 고려하여 상기 제동압을 제어한다.

청구범위 제6항에 기재된 특징은 제1항에 기재된 차량용 제동 제어 장치에 의해 상기 목적이 유사하게 달성되며, 특정 조건이 만족된 때에(차량의 상태가 소정의 상태로 된 때에) 제동력을 강제적으로 부여하기 위한 강제 제동력 부여 수단과, 상기 강제 제동력 부여 수단에 의해 부여된 제동력에 의거하여 제3목표 제동 제어 토오크를 게산하기 위한 수단을 추가로 포함하고, 상기 제동 수단의 제동압을 제어하기 위한 수단은 제3목표 제동 토오크를 더 고려하여 제동압을 제어한다.

청구범위 제7항에 기재된 특징은 운전자의 의해 수행되는 제동 조작과 무관하게 차량의 제동력을 제어할 수 있는 제동 수단이 차량의 가속시 슬립을 방지하기 위하여 설치된 구동륜과 종동륜을 갖는 2륜 구동 차량용 제동 제어 장치는 차량의 구동륜측 실차론 속도를 검출하기 위한 수단과, 차량의 종동륜측 실차륜 속도를 검출하기 위한 수단과, 상기 검출된 종동륜측의 실차륜 속도에 기초하여 상기 종동륜측의 실차륜 속도 보다 높은 구동륜측의 목표 차륜 속도를 설정하기 위한 수단과, 상기 구동륜측 목표 차륜 속도와 구동륜측 실차륜 속도와의 편차를 계산하기 위한 수단과, 상기 구동륜측 목표 차륜 속도와 구동륜측 실차륜 속도와의 편차와 그 실차륜 속도에 기초하여 구동륜측의 목표 제동 토오크를 계산하기 위한 수단 및 상기 구동륜측의 목표 제동 토오크에 기초하여 상기 제동 수단의 제동압을 제어하기 위한 수단을 포함한다.

제1도는 본 발명의 요지를 도시한 블록도.

제2도는 제10도에 도시된 μ-S 특성의 부분 확대도.

제3도는 본 발명의 수행 특성에 관한 PID 제어부에의해 수행되는 제어 흐름을 도시한 흐름도.

제4도는 발명의 수행 특성의 전체 개략 구성을 도시한 블록도.

제5도는 제어 회로의 구성을 도시한 블록도.

제6도는 유압 제어부의 작용을 도시한 블록도.

제7도는 목표 제동 토오크의 계산으로부터 밸브의 구동 제어까지의 제어 흐름을 도시한 흐름도.

제8도는 차량의 후륜측 추정 제동 유압의 변화를 도시한 그래프.

제9도는 P(비례) 밸브의 영향이 고려되는 제어 흐름을 도시한 흐름도.

제10도는 상술한 제2도와 관련된 μ-S 특성을 도시한 그래프

제11도는 실차륜 속도가 목표 차륜 속도에 따라 이상적으로 변화하는 상태를 도시한 그래프.

제12도는 실차륜 속도가 종래의 목표 차륜 속도를 추종하는 상태를 도시한 그래프.

* 도면의 주요부분에 대한 부호의 설명

2 : 차량 4 : PID 제어부

4 : N - P 변환부 8 : 유압 제어부

본 발명의 상기 및 다른 목적과, 특징 및, 장점은 첨부된 도면을 참조로 한 하기 설명호가 관련하여 상세히 설명된다.

청구범위 제1항에 대응하는 실시에가 설명된다.

청구범위 제1항에 기재된 본 발명의 특징은 슬립율(slip factor)에 의거한 제동 제어의 상기 제1내지 제4문제점 모두를 해소한다.

제1및 제2문제점을 해소하기 위하여, 제동 제어를 실행할 때에 목표 슬립율, 차체 속도 및 실제 슬립율중 어느 하나의 파라메터도 사용되지 않는다.

더욱이, 제3문제점을 해소하기 위하여, 제1항에 기재된 본 발명은 제동 시스템의 제어 성능이 증가할 때에도 어떤 불합리가 발생하지 않도록 목표값(제어 시스템의 제어 성능이 더 증가하여 양호한 결과를 얻을 수 있는 목표값)을 탐구하기 위한 “어떤 사실”을 주목해야 한다.

이러한 사실은 “일반적으로 차량의 주행 안정성을 확보하기 위하여 후륜측 제동력이 전륜측 제동력보다도 항상 다소 낮게 설정된다”는 것이다. 이것은 본 발명에 따른 제어의 베이스를 형성한다.

즉, 흐륜측이 로크되는 경향이 없는 범위내에서 전륜측 목표 차륜 속도가 후륜측 실차륜 속도 보다 항상 낮게 되도록 설정하면, 상기 제3문제점과 관련된 네바퀴의 동시 로크는 방지된다.

그러나, 이러한 측정에 대해 제10도에 도시된 바와 같이 μ-S 특성 곡선의 피크(μP) 부근에서의 최상의 슬립율은 얻어지지않는다. 따라서, 청구범위 제1항에 기재된 특징에서 “제동 토오크”의 개념은 전륜측의 제동 상태(슬립 상태)가 μ-S 특성 곡선의 피크(μP)에 대응하는 상태에까지 취해지고 동시에 상술한 제4문제점이 해소되도록 도입했다.

구체적인 실시예로서는 제동 상태가 하기에서 설명되는 바와 같이 알고리듬(algorithm)과 일치하는 피크(μP)를 향해 접근하는 것으로 고려할 수 있다. 후륜측 실차속이 제어 개시시 Wvr인 것을 제안했다. 이때, 전륜측 목표 차륜 속도(Wrf)는 하기 식(1)로 제시된 바와 같이 설정된다. 즉, 소정율(Srr)에 비례하는 후륜측 실차륜 속도(Wvr) 보다 낮게 설정된다. 여기서, 소정율(Srr)은 종래 기술의 “목포 슬립율”과는 어떠한 관계가 없고 또한, “실제 슬립율”과도 어떠한 관계가 없다.

다음에, 전륜측 목표 제동 토오크(Nrf)는 예를 들면 하기 식(2) 및 (3)을 사용하여 게산된다.

여기서, 부호 Kpf, Kdf, Kif는 각각 전륜측에 관한 PID 제어의 제어 게인을 나타내고, 부호 Cf는 전륜측 목표 제동 토오크(Nrf)의 초기값을 나타내며, 부호 Wvf는 전륜측 실차륜 속도를 나타낸다. 초기값(Cf)은 차량의 평균 감속도에 대응하는 전륜측 목표 제동 토오크(Nrf)의 기준값으로 고려된다. 예를 들면, 이 초기값(Cf)은 네 바퀴의 차륜 속도의 최대값을 평활화하므로써 계산되는 값(Vn)이 소정 계수에 의해 구해지도록 얻어지는 결과로 설정된다. 자체 설명된 바와 같이, 부호 ef는 목표 차륜 속도(Wrf)로부터 전륜측 실차륜 속도(Wvf)의 편차를 나타낸다.

다음에, 후륜측 제동 상태를 μ-S 특성 곡선의 피크(μP)를 향해 이끌어내기 위하여, 후륜측 목표 제동 토오크(Nrr)는 하기 식(4)에 의거하여 결정된다.

제동 상태가 상기 구성에 의해 μ-S 특성 곡선의 피크(μP)를 향해 유도되는 상태는 제2도를 참조로 하여 기술된다.

현재, 소정율(Srr)이 0(제로)이라면, 전륜측 목표 차륜 속도(Wrf)는 식(1)에 따라 후륜측 실차륜 속도(Wvr)보다 확실히 낮게 설정된다. 그 결과, 상태 ①이 예를 들면 현시점에서 후륜측 제동 상태라고 가정하면, 전륜측 제동 상태는 먼저 상태 ②에 접근한다. 여기서, 전륜측 목표 차륜 속도(Wrf)에 즉, 상태 ②에 대응하는 전륜측 목표 제동 토오크(Nrf)는 식(2)에 의거하여 값 ③으로 계산된다. 다음에, 후륜측 목표 제동 토오크(Nrr)는 식(4)에 따라서 소정율(α)에 의해 전륜측 목표 제동 토오크(Nrf)를 곱하므로써 값 ④로 계산된다.

제2도에 도시된 바와 같이, 소정율(α)이 어느 정도 큰 값이라면, 값 ④에 대응하는 후륜측 목표 제동 토오크(Nrr)는 후륜측 제동 상태를 상태 ① 보다 피크(μP)에 더 가까운 상태 ⑤까지 접근시킨다. 따라서, α는 제동 상태가 피크(μP)를 향해 넘어가는 비율 또는 속도에 대응한다.

따라서, 후륜측 제동 상태는 상태 ①에서 상태 ⑤까지 넘어간다. 이후에, 상태 ① 내지 ⑤에 의한 상기 게산과 유사한 계산이 상태 ⑤에 대해 순차적으로 반복된다.

제동 상태가 이러한 방법에서 μ-S 특성 곡선의 피크(μP) 부근에 도달한 후에, 전륜측 제동 상태(슬립 상태)는 피크(μP)를 초과하고, 전륜측이 로크되는 경향을 도시하고 있다. 이 상태에서, 편차(ef)는 식(3)에 따라 급격히 부(마이너스)방향으로 확대되고, 식(2)에 따라 전륜측 목표 제동 토오크(Nrf)를 감소시킨다. 그 결과, 제동 제어는 로크를 해제하는 방향으로 즉, 제동압을 저감시키는 방향으로 이행된다. 따라서, 전륜측 제동 상태는 현시점에서 피크(μP) 부근에서 제어된다. 따라서, 후륜측의 제동 상태는 제2도에 도시된 바와 같이 전륜측 제동 상태보다 약간 좌측에 놓여있는 상태이나 피크(μP) 부근의 상태에서 자연적으로 제어된다.

이러한 방법에서, 제동 상태는 네 바귀의 동시 로크를 회피하기 위해 μ-S 특성 곡서의 피크(μP) 부근으로 효과적으로 넘어간다.

상술한 설명으로부터 명백한 바와 같이, “목표 슬립율”, “차체 속도” 또는 “실제 슬립율”의 파라메터는 일련의 제어에 있어서 일체 사용하지 않는다. 또한, 상기 방법으로 얻어진 목표 제동 토오크(Nrf, Nrr)로부터 제동 수단의 제동압을 평가하기 위한 구체적인 방법이 하기에 상세히 설명된다.

다음에, 청구범위 제2항에 따른 실시예가 설명된다.

상기 제어 논리는 이상 상태로 진정하게 유지된다. 즉, μ-S 특성이 제동 제어중에 모든 차륜에 의해 동시에 또한 불변인 경우에 성립된다. 그러나, 실제로 후륜측은 전륜측의 노면보다도 더 미끄러운 후륜측의 노면으로 인해 전륜측 보다 더 용이하게 로크되는 경향이 때때로 있다. 이 경우에, 상술한 논리에 대해 전륜은 후륜을 따라 증가하는 슬립율을 갖는다. 따라서, 네 바퀴의 동시 로크가 발생한다.

따라서, 후륜측 실차륜 속도(Wvr)가 전륜측 실차륜 속도(Wvf) 보다 낮게되는 경우에, 후륜측 목표 차륜 속도(Wrr)는 그 시점에서 전륜측 실차륜 속도(Wvf)로 설정되고, 후륜측 목표 제동 토오크(Nrr)는 PID 제어에 의해 직접적으로 결정된다.

이 경우에, 후륜측 목표 제동 토오크(Nrr)는 상술된 식(4)에 따라 계산되지 않으나, 하기 식(5) 및 (6)에 의거하여 계산된다. 따라서, 후륜측 목표 제동 토오크(Nrr)는 후륜측 실차륜 속도(Wvr)를 전륜측 실차륜 속도(Wvf)로 복귀되도록 감소되어서 후륜측이 먼저 로크되는 것이 회피된다.

다음에, 청구범위 제3항에 따른 실시예가 설명된다.

상술한 제어 논리로 인하여, 전후륜측 모두의 제동 상태는 적어도 저 μ 노면상에서 거의 완전하게 μ-S 특성 곡선의 피크(μP) 부근으로 넘어간다. 그러나, 예를 들면 고속 주행 상태의 차량이 마찰 계수(μ)가 매우 높은 노면상에서 강력하게 제동되는 경우에, 후륜측에 의한 제동 수단의 유압이 물리적으로 산출되는 최대값에 도달할 때에도 로크되지 않는다.

일반적으로, 제동 제어 장치는 전륜측의 물리적으로 산출할 수 있는 유압이 후륜측 유압 보다 더 놓게 되도록 설계되어 있다. 여기서, 상술한 소정율(Srr)이 비교적 큰 값으로 설정되지 않는 경우에, 전륜측 목표 차륜 속도(Wrf)는 μ-S 특성 곡선의 피크(μP)에 고려할만하게 접근되지 않는다. 다음에, 전륜측의 제동 토오크는 제동 토오크의 마진(여유)이 μ-S 특성 곡선의 피크(μP)까지 여유가 있음에도 불구하고 또한 유압을 올리기 위한 마진이 물리적으로 최대값까지 여유가 있음에도 불구하고 더 상승하기 않는다.

따라서, 이와 같은 경우에 소정율(Srr)은 다소 크다. 즉, 후륜측 실차륜 속도(Wvr)에 비해 낮게 설정되는 전륜측 목표 차륜 속도(Wrf)는 또한 더 낮게 설정된다.

보다 구체적으로는, 이런 측정으로 고려되는 실예는 소정율(Srr)이 일정한 시간 정수에 따라 점진적으로 확대되는 것이다. 따라서, 전륜측 목표 차륜 속도(Wrf)는 피크(μP)를 향해 더 접근한다. 그 후에, 소정율(Srr)은 전륜측이 먼저 로크되는 경향을 도시한 시점에 고정된다. 부수적으로, 로크되는 경향이 더 게속될 때, 소정율(Srr)은 반대방향으로 더 작게된다. 이러한 방법에서, 전륜측의 제동 상태는 각 시점에서 μ-S 특성 곡선의 피크(μP)에 아주 밀접하게 되도록 허용된다. 제동 장치가 고 μ 노면상에서 전륜측에 의한 제동 수단의 제동력을 증가시키기 위해서 부족하기 때문에 만족스러운 제동 성능을 발휘할 수 없는 상태를 회피할 수가 있다.

다음에, 청구범위 제4항에 따른 실시예가 설명된다.

상술한 바와같이, 본 발명의 제동 제어시에 후륜측 목표 제동 토오크(Nrr)는 소정율(α)에 의해 전륜측 목표 제동 토오크(Nrf)의 값으로 설정된다. 따라서, 네 바퀴는 적어도 이상 상태에서 동시에 로크되지 않는다. 그러나, 상술한 바와 같이, 실제 노면은 균일한 μ-S 특성을 걸코 가지지 않고, μ-S 특성 자체는 조향 각도 변화로 인해 용이하게 변화된다. 이러한 이유로 인해, 현실로 후륜측은 전륜측 보다 용이하게 로크되는 경향이 때때로 있다.

후륜측이 일단 로크되는 경량을 가지고 있다면, 전륜측의 제동이 제어의 알고리듬으로 인해 더 강도 깊게 증가히기 때문에, 네 바퀴의 동시 로크가 발생한다. 네 바퀴의 동시 고정은 차량으로서 매우 불안정한 상태이므로 극도로 회피할 필요가 있다. 따라서, 후륜측이 로크되는지 아닌지를 항상 감시해야 하고, 후륜측에 의한 제동 수단의 제동압은 후륜측이 로크되는 경향이 있다고 판단된 때에 저감되어야 한다.

여기서, “후륜측에 의한 제동 수단의 제동압을 저감한다”고 하는 작업은 후륜측 목표 제동 토오크(Nrr)를 저감하는 결과로서 명확하게 실현할 수 있다. 더욱이, 상기 작업은 전륜측 목표 제동 토오크(Nrf)로부터 후륜측 목표 제동 토오크(Nrr)를 계산하는 경우에 사용되는 소정율(α)로서 0(제로)을 설정하므로써 실현된다.

이 경우에, “저감한다”는 표현에 관해서, 제동압은 0까지 저감하거나 또는 소정량만큼 저감한다.

또한, 후륜측이 로크되는 경향이 있는지 아닌지를 판단. 예를 들면 후륜측 실차륜 속도(Wvr)중에 큰 쪽의 차륜 속도(Wvr max)를 구하고, 더 높은 속도(Wvr max)의 미분값이 역치값(DVth) 보다 더 큰지 아닌지를 판단할 수 있다. 이러한 판단은 적절한 차륜이 로크되는 경향이 있을 때 차륜 가속도(감속도)가 급격하게 크게 되는 것을 이용한다. 역치값(DVth)은 미리 설정할 수 있다. 후륜측 실차륜 속도(Wvr)중에 더 높은 속도의 미분값이 기준으로서 양호한 이유는 두 개의 후륜사이에서 움직임이 적은 쪽의 바퀴의 차륜 속도를 사용하여 두 개의 후륜 모두가 로크되는 경향을 확실하게 검출할 수가 있다.

이것에 의해 후륜측의 로크 상태를 판단하기 위한 구체적인 방법은 상기 방법에 한정되는 것은 아니다. 더욱이, 본 작업이 필요이상으로 실행되는 것을 방지하기 위하여, 후륜측에 의한 제동 수단의 제동압은 동시에 로크되는 네 바퀴의 경향의 판단에 따라서만 저하된다. 이 상태에서, 후륜측만이 로크되는 경향이 있는지 아닌지를 판단하는 것이 아니라 네 바퀴 모두가 로크되는 경향이 있는지 아닌지를 판단한다. 이러한 방법은 네 바퀴의 최대 차륜 속도(Wv max)를 미분하고 이 미분값을 소정 역치값(DV′th)과 비교함으로써 실현할 수 있다.

후륜측의 제동압이 상술한 바와 같이 저감될 때, 제동 토오크는 후륜측에서 거의 작용하지 않는다. 따라서, 후륜측 실차륜 속도(Wvr)는 회복되고, 네 바퀴의 동시 로크는 회피된다. 더욱이, μ-S 특성 곡선의 피크(μP)는 저 제동 레벨 상태로부터 다시 탐색할 수 있다. 따라서, 후륜측(또는 네 바퀴)이 예를 들면 노면의 특성이 크게 변화하기 때문에 로크되는 경향으로 들어가는 상황에서 조차도 적합하게 대응할 수 있다.

또한, 이러한 제어에서, 후륜측에 의한 제동만이 저감된다. 전륜측상에서는 μ-S 특성 곡선상에서 후륜측에 의한 레벨 보다 피크(μP)에 더 밀접한 레벨에서의 제동은 항상 PID 제어에 의해 실현될 수 있으므로, 제동 성능에 의해 유효한 전륜측의 제동 토오크는 0으로되지 않고 견고하게 고정된다.

따라서, 상술한 알고리듬은 제3도의 흐름도 형태로 적합하게 구체화된다. 실질적인 제어 개념은 이미 설명되었고, 제어 개념만이 여기에 간략하게 설명된다.

제3도을 참조하면, 단계 100, 101, 102 및 103을 따라 연장하는 루트는 통상 실행되는 루트에 상당하다.

여기서, 두 개의 후륜 속도의 평균값은 후륜측 실차륜 속도(Wvr)로서 채용되지 않으나, 보다 높은 속도는 상기와 같이 채용된다. 이것은 보다 느린 쪽의 차륜이 후륜측의 실제 상태를 더 많이 반영하는 인식에 의거한 것이다. 물론 평균값이 채용된다. 더욱이, 종래 기술의 논리의 감속도 리미터와 유사한 감속도 리미터는 평균값으로 설정된다.

단계 100으로부터 단계 104까지 흐르는 루트는 후륜측 실차륜 속도(Wvr)가 어떤 원인으로 인해 전륜측 실차륜 속도(Wvf) 보다 낮게되는 경우에 대응한다. 먼저, 단계 104에서 후륜측이 로크되는 경향이 있는지 아닌지가 판단된다. 로크되는 경향이 있다고 판단되면, 제어 흐름은 후륜측 목표 제동 토오크(Nrr)가 로크되는 경향을 해소하기 위하여 0으로 즉시 재설정되는 단계 106으로 진행한다.

단계 104에서 후륜측이 로크 상태에 있지 않다고 판단될 때에, 제어흐름은 후륜측 목표 제동 토오크(Nrr)가 식(4)에 의해서가 아니라 식(5) 및 (6)에 의해서 계산되는 단계 108(후륜측이 로크 상태에 있지 않으나, 후륜측 실차륜 속도(Wvr)가 전륜측 실차륜 속도(wvf) 보다 더 낮게되는 상태 때문에)로 진행한다. 그 결과, 후륜측에 의한 제동 수단의 제동압은 저하되고, 후륜측 실차륜 속도(Wvr)는 전륜측 실차륜 속도(Wvf)와 동일한 레벨까지 회복된다.

단계 110 내지 126은 후륜측 목표 제동 토오크(Nrr)가 거의 최대 상태인지 아닌지가 판단되고, 최대 상태인지를 판단했을 때 후륜측 실차륜 속도(Wvr)와 전륜측 실차륜 속도(Wvf)와의 관계를 규정하는 소정율(Srr)을 변경하며, 이에 의해 양속도(Wvr, Wvf)의 차이를 보다 크게 하는 단계에 대응한다.

특히, 후륜측 목표 제동 토오크(Nrr)가 제동 제어 시스템에 의해 물리적으로 산출되는 후륜측 목표 제동 토오크(Nrr max) 보다 크지 않다는 것을 단계 110에서 판단했을 때, 카운터(Ca) 값은 단계 114에서 증분된다. 여기서, 카운터(Ca)는 Nrr ≥ Nrr max의 부등식이 유지되는 횟수를 나타낸다. 한편, 목표 제동 토오크(Nrr)가 단계 110에서 목표 제동 토오크(Nrr max) 보다 크다고 판단될 때에, 다음 단계 112는 카운터(Ca)와 카운터(Cb)가 0으로 재설정되도록 작용한다. 여기서, 카운터(Cb)는 전륜측이 로크되는 경향을 판단하는 횟수를 나타낸다. 더욱이, 소정율(Srr)은 단계 112에서 초기값으로 설정된다. 단계 112후에, 루틴은 종료된다.

횟수(Ca)가 소정 값(Cath) 보다 크게되는 것을 단계 114 다음에 단계 116에서 판단할 때, 후륜측의 제동 상태가 피크(μp)에 도달할지라도 전륜측의 제동 상태는 아직 여유가 있다. 다음 단계 118에서, 전륜측의 제동 상태를 μ-s 특성 곡선의 피크(μp)에 접근시키기 위하여, 소정율(Srr)은 루틴의 각 사이클마다 소정량(△Srr)을 증가시킨다.

단계 116 또는 118 다음의 단계 120에서, 전륜측이 로크되는 경향이 있는지 없는지가 판단된다. 로크되는 결향이 없다고 판단되면, 제어는 다른 처리 공정 없이 빠져나간다. 따라서, 결국에는 부등식 Nrr ≥ Nrr max의 성립 횟수(Ca)가 Cath 횟수 보다 크게 판단된 단계(단계 116) 후에, 소정율(Srr)은 후륜측이 로크되는 경향이 있다고 판단될때까지 연속적으로 증가한다. 따라서, 전륜측의 제동 상태는 각 사이클마다 소정율(Srr)의 증가에 따라 피크(μP)를 향해 접근된다.

전륜측이 로크되는 경향을 단계 120에서 판단할 때, 제어 흐름은 단계 122로 진행하고, 이 단계에서 로크되는 경향의 판단 횟수를 나타내는 카운터(Cb)는 증가되는 반면에, 부등식 Nrr ≥ Nrr max의 판단 횟수를 나타내는 카운터(Ca)는 0으로 재설정된다, 카운터(Ca)의 재설정으로 인해, 판정 “NO”는 다음 사이클로부터 잠시 동안 단계 116에서 결정되고, 단계118에서 소정율(Srr)의 증가는 중지된다.

그러나, 부등식 Nrr ≥ Nrr max이 거기거부터 진실을 유지하기 위해 계속되고, 전륜측의 로크 상태가 소정 횟수 Cath 이상이라고 판정되는 경우에(단계 124), (상기 논리가 PID 제어에 의해 전륜측의 로크를 해제하기 위해 채용되기 하나)로크는 반복적으로 발생하고 정지된다. 따라서, 임계적인 상태를 해소하기 위하여, 소정율(Srr)은 루틴(단계 126)의 각 사이클마다 소정율(△Srr)을 감소시킨다. 그 결과, 전륜측은 파지력을 재차 회복한다. 상기 전륜측의 실차륜 속도는 상기 공정을 반복하므로써 피크(μP) 부근에서 제어된다.

이러한 방법에 의해, 제3도의 흐름도에서, 후륜측의 제동 토오크가 최대 상태에 있는지 아닌지가 후륜측 목표 제동 토오크(Nrr)에 의거하여 판단된다. 그러나, 상술함에도 불구하고 예를 들어 후륜측의 제동압에 의거하여 판단되어도 좋다.

계속하여, 청구범위 제5항에 대한 실시예가 설명된다.

상술한 바와 같이, 일본 특허 공개 공보 93-502422호 공보에는 차량에 스핀(spin)이 발생한 경우 스핀을 해소하기 위한 다른 제동력이 부여되고 이에 의해 차량을 안정하게 하는 차량 안정성 제어(VSC)가 기술되어 있다.

이와 같은 VSC의 실행중에, 예를 들면 하나의 바퀴는 저 μ 노면에 들어가서 급격하게 로크된다. 종래에는 VSC와 ABS간의 연속성이 달성되지 않았다. 따라서, 우선권을 고려하여 제동 성능을 확립하기 위하여, VSC는 종래의 실행 도중에 ABS로 절환된다. 이것은 차량 안정성이 절환시에 상승하고 VSC가 ABS 실행중에 수행되는 등의 불합리성을 초래한다.

이와 반대로, 본 발명에 따른 기술적 사상이 적용될 때, 균일한 방법으로 VSC와 ABS를 수행하는 것이 가능하다.

차량 안정성 제어를 수행하기 위한 조간이 성립되고, △Ff와 △Fr은 차량의 주행과 거동을 안정화시키기 위하여 부여되는 목표 제동 토오크로서 전륜측과 후륜측을 위해 각각 요구된다. 차량 안정성 제어가 차량의 주행을 똑바르게 하는 경향이 있기 땜누에, ”제동 토오크” 개념은 제어 파라메터를 매우 합리적으로 한다.

여기서, 좌측륜의 제동 토오크를 증가시키는 방향을 ”정”, 부호 Knf와 Knr을 각가 좌우측륜의 토오크 환산 계수라 하면, VSC는 하기 식(10)으로 지시된 바와 같이 각 차륜의 목표 제동 토오크를 설정하므로써 가능하게 된다(양호하게 하기 위하여 식(7), (8), (9)가 하기에 설명된다)

이러한 방법에 의해, 좌우측 편차의 목표값이 종래 기술의 논리에 따라 슬립율의 편차(△Sf, △Sr)로 주어진 경우에, 각 차륜의 목표 제동 토오크는 하기 식(11), (12)를 계산하므로써 구해질 수 있다.

여기서, 적어도 하나의 차륜이 급격하게 로크되는 경향이 있는 경우에, ABS 제어가 요구되고, ABS 제어와 차량 안정성 제어는 하기 식(13)으로 나타나는 각 차륜의 목표 제동 토오크를 설정하므로써 동시에 수행된다.

여기서, 부호 αf와 αr은 각각 전휴룬측에 대해서 VSC에서 목표 제동 토오크[Nrfr (VSC), Nrrl (VSC)]를 분배하기 위한 계수이다. 목표 제동 토오크[Nrfr (VSC), Nrrl (VSC)]가 어떻게 분배되는가의 이유는 하기에서 설명한다. ABS가 실행되는 상황에서, 차륜은 로크되기 직전에 고려된다. 따라서, 비교적 큰 값의 제동 토오크가 좌우측중에 한쪽에만 부여되면, 그 차륜은 더 로크되기 쉽게된다. 이러한 결정은 상기 분배에 의해 방지된다.

다음에, 청구범위 제6항에 따른 실시예가 설명된다.

지금까지 “어싯트 제동 제어”와 “액티브 제동 제어”가 제안되었다. “어시스트 제동 제어”는 차량 운전자가 긴급시 갑자기 제동 페달을 밟을 때 큰 제동력은 급작스러운 제동 조작을 돕기 위하여 차량의 네 바퀴에 부여되는 제어이다. “액티브 제동 제어”는 전방에 있는 차량과의 차간 거리가 소정값보다 작거나 또는 동일 할 때 제동력은 네 바퀴에 가압적으로 부여되거나 또는, 과속으로 인해 드리프트 아웃(drift out)되는 경향이 검출될 때 제동력은 차량을 감속시키기 위하여 네바퀴에 부여되는 제어이다. 이러한 제동 제어는 목표 제동 토오크(NrA)를 계산하고, 계산된 토오크(NrA)를 유압 제어 모듈에 입력하므로써 본 발명의 논리에 채용될 수 있다.

더욱이, 바퀴가 제동 토오크의 활성 저장중에 로크되는 경향이 있고 ABS가 필요하게 되는 경우에도, 어시스트 제동 제어 또는 액티브 제동 제어는 목표 제동 토오크의 초기값(Cf,Cr)을 그 시점에서 어시스트 또는 액티브 제동 제어의 목표값(목표 제동 토오크로 환산된 것)으로 대체하므로써 어떤 문제없이 ABS로 이행된다.

다음에, 청구범위 제7항에 따른 실시예가 설명된다.

본 발명에 따른 기술적 사상은 전륜 또는 후륜중 어느 하나가 구동되는 차량(2WD 또는 구동 차량)의 견인 제어(TRC)에 또한 적용할 수가 있다.

이제, 후륜이 구동륜인 경우를 예를 들어 설명한다. 차속에 대응하도록 고려된 전륜(종동륜)측 실차륜 속도(Wvf)가 얻어지고, 후륜(구동륜) 측 목표 차륜 속도(Wrr)는 상기 속도(Wvf) 보다 다소 높게 계산되도록 설정된다, 한편, 후륜측 목표 제동 토오크(Nrr)는 후륜측 실차륜 속도(Wvr)가 후륜측 목표 차륜 속도(Wrr)에 추종하도록 PID 제어에 의해 구해지고, 후륜측 목표 제동 토오크(Nrr)가 실현된다. 즉 2WD 차량의 TRC는 하기에 따라 후륜측 목표 제동 토오크(Nrr)를 계산하므로써 실현된다.

또한, 전륜측 실차륜 속도(Wvf) 보다 더 높은 후륜측 목표 차륜 속도(Wrr)를 설정하는 방법은 다음과 같다. 상술한 논리와는 달리, TRC에서의 논리는 가장 적합한 제동 상태를 달성하기 위하여 피크(μP)를 향해 제동 상태를 넘기는 작업을 포함하지 않는다. 따라서, 목표 차륜 속도(Wrr)는 피크(μP)에 거의 대응하게 고려되는 제동 상태를 얻는 값으로 설정된다.

따라서, 이와 관련하여 목표 슬립율을 설정하는 경우에 종래 기술과 동일한 문제점이 남는다. 그러나, 종래 기술에 대해 목표 슬립율을 달성하기 위하여 실제 슬립율이 검출되고, 실제 슬립율을 목표 슬립율로 되도록 제어가 실행된다. 여기서, 실제 슬립율 자체의 검출 신뢰성은 상기 제2문제점으로 언급한 바와 같이 낮게되므로, 제어의 정밀도는 매우 낮게되는 것을 회피할 수 없다. 이와 반대로, 본 발명의 실시예에 따르면, 실제 슬립율은 검출되지 않으나, 후륜측 목표 차륜 속도(Wrr)를 실현하기 위한 후륜측 목표 제동 토오크(Nrr)는 PID 제어에 의해 계산되며, TRC는 후륜측 목표 제동 토오크(Nrr)를 얻기 위하여 실행된다. 따라서, 제어 정밀도는 현격하게 더 높게된다.

또한, TRC의 경우에 유압 제어시 사용되는 제동압의 기준은 ABS 제어시 마스터 실린더 유압과 달리 (종래와 같이 )TRC 누적압으로 된다.

또한, 후륜측 목표 차륜 속도(Wrr)를 구할 때에, 엔진 부하와 차륜 가속도와 같은 파라메터는 종래 기술의 목표 슬립율을 설정하는 경우와 동일하게 관련하여 고려된다.

브레이크가 TRC중에 급격히 적용되어 ABS가 필요로 하게 되는 경우에, 가장 적합한 제어는 전륜측 목표 제동 토오크(Nrf)와 후륜측 목표 제동 토오크(Nrr)의 계산을 식(7), (8) 및 (9)로부터 상술한 식(2)와 (3) 또는 식(5)중 하나로 치환하므로 써 연속적으로 수행된다. 따라서 종래와 같이 ABS 제어와 TRC의 논리가 별도로 준비되고 양 제어간의 절환시에 어떤 불합리를 회피하기 위하여 피치가 적용되는 등의 가정이 아주 불필요하게 된다.

마지막으로, 본 발명의 제동 제어를 실현하기 위하여 구체적인 하드 구성과 목표 제동 토오크로부터 실제로 유압 제어 회로의 유압 제어 밸브의 개폐시간을 게산하는 방법에 대해서 설명한다.

제4도에는 본 발명의 일실시예에 따른 차량 제동 제어 장치의 개략적인 구성이 도시되어 있고, 제5도에는 이를 위한 제어 회로가 도시되어 있다.

이러한 실시형태는 차량(2)의 도시하지 않은 공지된 제동 장치(제동 수단)의 마스터 실린더에 의해 발생된 유압(마스터 실린더 유압:Pm)이 (차량의 운전자에 의한 제동 조작과는 무관하게)차량(2)의 주행상태에 따라 증감 제어되도록 구성된 차량용 제동력 제어 장치로 구성되어 있다. 제동력 제어 장치는 실차륜 속도(Wv)를 입력하고 상술한 바와 같이 PID 제어에 의한 실차륜 속도(Wv)에 의거하여 목표 제동 토오크(Nr)를 계산하는 PID 제어 모듈(4)과 목표 제동 토오크(Nr)를 목표 제동 유압(Pr)으로 변환하는 N-P변환 모듈(6) 및 목표 제동 유압(Pr)을 실현하기 위해 필요한 압력 증가용 밸브 제어 시간(ti) 또는 압력 감소용 밸브 제어 시간(td)을 계산하는 유압 제어 모듈(8)을 포함한다. PID 제어 모듈(4)은 또한 액티브 제동 제어 모듈(10)로부터 목표 초기 토오크와 같은 입력 정보를 입력한다. 차량 안정성 제어 모듈(12)은 차량(2)의 측방향(좌우측 방향)으로의 편차를 제어하기 위한 제동 토오크의 정보를 분배한다. PID 제어 모듈(4)의 출력은 상기 정보와 함께 합산되고 그런 후 N-P변환 모듈(6)에 입력된다.

PID 제어 모듈(4)에서의 제어의 상세는 이미 설명된 바와 같다.

유압 제어 모듈(8)은 마스터 실린더에 의해 발생된 마스터 실린더 유압(Pm)과 상술한 목표 제동 유압(Pr)으로부터 유압 모델을 사용하여 제동 장치에서 현재 작용하는 것으로 추정되는 추정 제동 유압(P)을 계산한다. 또한, 유압 제어 모듈(8)은 N-P변환 모듈(6)에 의해 계산된 추정 제동 유압(P)과 목표 제동 유압(Pr)으로부터 밸브 제어 시간(ti 또는 td)을 계산한다. 밸브 제어 시간(ti 또는 td)은 목표 제동 유압(Pr)을 실현하기 n이해 유압을 증가 또는 감소시키는 시간이다.

실제로는, PID 제어 모듈(4)과, N-P변환 모듈(6) 및 유압 제어 모듈(8)의 역할은 제5도에 도시된 제동용 컴퓨터(20)에 의해 부과된다. 특히, 컴퓨터(20)는 차륜속도 센서(11a-11d)중 대응하는 하나에 의해 각 차륜의 실차륜 속도(Wv)를 검출하고 마스터압 센서(14)에 의한 마스터 실린더 유압(Pm)을 검출한다. 컴퓨터(20)는 밸브 제어 시간(ti 또는 td)을 계산하고, 계산된 밸브 제어 시간(ti 또는 td)에 대응하는 시간 만큼 각 솔레노이드 밸브(31a-31d, 32a-32d)를 제어한다.

먼저, 목표 제동 토오크(Nr)를 N-P변환 모듈(6)에서 목표 제동 유압(Pr)으로 변환하기 위한 방법을 설명한다.

이러한 방법이 본 출원인과 동일 출원인에 의해 출원된 일본 특허 출원 95-54474호(일본특허원평7-54474호) 명세서에 상세히 설명되어 있을 지라도, 현시점에서 아직 공개되어 있지 않으므로 여기서 간략히 설명한다. 또한, 본 발명은 목표 제동 토오크에 의거하여 어떻게 명확하게 제어되는지를 특별히 한정하고 있지 않다.

통상, 목표 제동 유압(Pr)은 목표 제동 토오크(Nr)에 비레하게 고려된다. 따라서, 하기 식(14)와 같이 부여된다.

그러나, 통상 후륜측이 공지된 P 밸브(비례 밸브)를 가지기 땜누에, 목표 제동 유압(Pr)은 P 밸브의 특성이 계산되는 맵으로 부여된다. 따라서, 압력(Pr)은 하기 식(15)와 같이 기록되다.

다음에, 유압 제어 모듈(8)에서 밸브 제어 시간(ti 또는 td)을 계산하기 위한 방법이 설명된다.

유압 액추에이터가 유량 모델에 따라 유압 모델의 형태로 초래되고 제동 강성의 변화가 제동 유체 또는 오일의 양에 의존할 때, 하기식(16) 및 (17)은 압력 증가 모델로 유지된다.

여기서, 부호 P는 추정 제동 유압이고, 부호 Pm은 마스터 실린더 유압이며, 부호 K는 제동 강성이고, 부호 ai는 압력 증가 밸브 베어에 관한 양(유압 시간 정수)이다. 또한, 부호 K는 정수이다. 또한 적분은 시간 t=0에서 t=t까지 압력 증가 작동중에 수행된다.

한편, 압력 감소 모델의 경우에, 하기 식(18), (19)가 성립된다.

여기서, 부호 Pres는 리저버(reservoir)압이고, 부호 ad는 유압 감소 밸브 제어에 관한 양(유압 시간 정수)이다. 또한, 적분은 시간 t=tf-t에서 t=tf까지 압력 감소 작동중에 실행된다.

식 (16) 및 (17)이 압력증가 전에 추정 제동 유압을 나타내는 부호 P(k-1)와 압력 증가를 위한 밸브 제어 시간을 나타내는 부호 ti로 해석할 때, 현시점에서의 추정 제동 유압(P(k))은 하기 식(20)으로 부여된다.

또한, 식(18) 및 (19)가 압력증가를 위한 밸브 제어 시간을 나타내는 부호 td로 해석할 때, 하기 식(21)이 구해진다.

다음에, 역유압 모델을 사용하여 밸브 제어 시간(ti 또는 td)을 구하기 위한 방법을 설명한다.

식 (20) 및 (21)이 목표 제동 유압(Pr)에 추정 제동 유압(Pk)을 대입하므로써 압력 증가용 밸브 제어 시간(ti)과 압력 감소용 밸브 제어 시간(td)으로 각각 해석되면, 식 (22) 및 (23)이 구해진다.

상기 설명은 제6도에 도시된 바와 같이 도식화된다. 밸브 제어 시간(ti 또는 td)은 대응 식(22) 또는 (23)에 의해 목표 제동 유압(Pr)으로부터 계산된다. 이와 반대로, 현재의 추정 제동 유압(P(k))은 대응 식(20) 또는 (21)에 의해 밸브 제어 시간(ti 또는 td)으로부터 계산된다.

상술한 계산은 제5도에 도시된 컴퓨터(20)에 의해 모두 수행된다. 따라서, 구체적인 알고리듬은 제7도의 흐름도에 도시되어 있다.

또한, 제7도에 도시된 계산은 각 차륜마다 일정 주기로 수행된다.

목표 제동 토오크(Nr)가 단계 210에서 PID 제어 모듈(4)측으로부터 부여될 때, 목표 제동 유압(Pr)은 단계 212에서 식(14) 또는 식(150와 일치되게 계산된다. 다음에, 최종 주기에서 추정 제동 유압(P(k-1))과 목표 제동 유압(Pr)은 단계 214에서 비교된다. 유압(Pr)이 유압(P(k-1))보다 크다면(즉, Pr > P(k-1)이 유지된다면), 압력 증가용 밸브 제어 시간(ti)은 다음 단계 216에서 식(22)와 일치되게 계산되고 압력 감소용 밸브 제어 시간(td)은 0으로 설정된다.

한편, 목표 제동 유압(Pr)이 단계 214의 판정에서 최종 주기의 추정 제동 유압(P(k-1)) 보다 더 크지 않다면(즉, Pr ≤ P(k-1)이 유지된다면), 알고리듬의 제어 흐름은 단계 218로 진행하고, 목표 제동 유압(Pr)이 최종 주기에서 추정 제동 유압(P(k-1))과 다시 비교된다. 목표 제동 유압(Pr)이 더 작다면(즉, Pr < P(k-1)이 유지된다면), 압력 감소용 밸브 제어 시간(td)은 단계 220에서 식(23)과 일치되게 계산되고, 압력 증가용 밸브 제어 시간(ti)은 0으로 설정된다. 이와 반대로, 목표 제동 유압(Pr)이 단계 218의 판정에서 최종 주기의 추정 제동 유압(P(k-1)) 보다 작지 않다면, Pr=P(k-1)이 유지되고, 그런 다음 밸브 제어 시간(ti, td)은 단계 222에서 0으로 설정된다.

다음에, 단계 224에서 추정 제동 유압(P(k))의 값은 조건 Pr > P(k-1)하에서 식(20)과 일치되게 그리고 조건 Pr < P(k-1)하에서 식(21)과 일치되게 갱신된다. 또한, 최종 주기에서 추정 제동 유압(P(k-1))의 값은 조건 Pr=P(k-1)하에 있도록 유지된다.

마지막으로, 단계 226에서, 밸브(31a-31d, 32a-32d)중 대응하는 하나는 상기에서 계산된 밸브 제어 시간(ti 또는 td)에 의거하여 구동된다. 따라서, 압력 증가 또는 감소 제어가 수행된다.

한편, 상기 실시예에서 P 밸브는 후륜측의 유압 회로에 들어가므로 후륜측에서 실제 제동 유압의 압력 증가 또는 감소 구배는 P 밸브의 굽힘점 전에 그리고 지나서 변화된다. 이 때문에, 하기와 같은 연구는 유압 제어 모듈(8)에서 이루어진다.

유압 제어 모듈(8)에 의해 추정 제동 유압(P)을 구할 시에, P 밸브의 존재는 유압 시간 정수(ai, ad)가 일정하게 결정된다면 실제 제동 유압과 같이 유압(P)을 추정하는 것이 불가능하다. 따라서, 유압 시간 정수(ai, ad) 각각의 값은 필요에 따라 제어를 실현하기 위하여 P 밸브의 굽힘점 전에 그리고 지나서 변경된다.

제8도는 후륜측의 추정 제동 유압(P)의 변화를 도시한 그래프이다. 도면을 참고하면, 부호 Pp는 P 밸브의 소정 굽힘점의 유압을 나타내고 있다. 부호 aih와 adh는 유압(Pp)에 관련하여 고압측에서 유압 시간 정수(ail, adl)의 값을 각각 나타낸다. 또한, 부호 ail, adl은 유압(Pp)에 관련하여 저압측에서 유압 시간 정수(ai, ad)의 값을 각각 나타낸다.

또한, 제9도는 제8도에 대응하는 제어를 도시한 흐름도이다.

먼저, 현재 진행(계산)되고 있는 차량의 네 바퀴가 제9도의 단계 302에서 판정된다. 따라서, 적합한 프로그램의 루프가 시작되고, 네 바퀴에 의해 반복된다. 단계 304에서 진행되는 바퀴가 전륜이라고 판정되는 경우에, 시간 정수(ai, ad)는 P 밸브의 굽힘점 전에 그리고 지나서 변화될 필요가 없다. 따라서, 제어 흐름은 단계 312로 진행되고, 식(230) 및 (22)와, 식(21) 및 (23)의 유압 시간 정수(ai, ad)는 압력 증가 및 감소 조작을 위한 압력 시간 정수(aif. adf)로 각각 설정된다. 여기서, 시간 정수(aif, adf)는 각각 전륜측의 압력 증가 및 감소 구배와 일치한다. 따라서, 단계 312는 단계 310으로 넘어간다.

한편, 진행되는 바퀴가 전륜측이 아니라 후륜측이라는 것을 단계 304에서 판정하는 경우에, 이미 추정된 추정 제동 유압(P(k-2))은 다음 단계 306에서 P 별브의 굽힘점의 압력(Pp)과 비교된다. 최종 주기에서 추정 제동 유압(P(k-1))이 유압(Pp)보다 더 높다면, 제어 흐름은 단계 314로 진행하고, 유압 시간 정수(ai. ad)는 고압측 시간 정수(aih, adh)로 각각 설정되어 단계 310으로 넘어간다. 더욱이, 최종 주기에서 추정 제동 유압(P(k-1))이 유압(Pp) 보다 더 높지않다면, 제어 흐름은 단계 308로 진행되고, 유압 시간 정수(ai, ad)는 저압측 시간 정수(ail, adl)로 각각 설정되어 다음 단계 310으로 넘어간다.

단계 310에서, 밸브 제어 시간(ti, td)은 추정 제동 유압(P(k))을 식 (20) 및 (22)와, 식(21) 및 (23)으로 각각 계산하여 결정한다.

상기 실시형태에 따르면, P 밸브의 굽힘점 전에 그리고 지나서 압력 증가 또는 감소 구배의 차와 일치하는 유압 시간 정수(ai 또는 ad)가 선택되므로, 추정 제동 유압(P(k))의 추정 정밀도는 목표 제동 유압(Pr)으로 제어 성능을 더 향상시킬 수가 있다.

상술한 바와 같이, 본 발명은 ABS와, TRC와, VSC 등을 포함하는 각종 제동 제어가 목표 슬립율과, 추정 차체 속도 및/또는 실제 슬립율과 같은 파라메터를 사용하는 것으로 인해 종합적으로 정밀도 좋고 어떤 불합리성 없이 실현되는 우수한 효과를 가지고 있다.

Claims (7)

1. 운전자에 의해 수행되는 제동 조작과 무관하게 차량의 제동력을 제어할 수 있는 제동 수단을 구비한 차량용 제동 제어 장치에 있어서, 차량의 전륜측 실차륜 속도를 검출하기 위한 수단과, 차량의 후륜측 실차륜 속도를 검출하기 위한 수단과, 상기 검출된 후륜측의 실차륜 속도에 기초하여 상기 후륜측의 실차륜 속도 보다 낮은 전륜측의 목표 차륜 속도를 설정하기 위한 수단과, 상기 전륜측 목표 차륜 속도와 전륜측 실차륜 속도와의 편차를 계산하기 위한 수단과, 상기 전륜측 목표 차륜 속도와 전륜측 실차륜 속도와의 편차와 그 실차륜 속도에 기초하여 전륜측의 목표 제동 토오크를 계산하기 위한 수단과, 상기 전륜측의 목표 제동 토오크에 기초하여 후륜측의 목표 제동 토오크를 설정하기 위한 수단 및, 상기 전륜측의 목표 제동 토오크와 후륜측의 목표 제동 토오크에 기초하여 상기 제동 수단의 제동압을 제어하기 위한 수단을 포함하는 것을 특징으로 하는 차량용 제동 제어 장치.
2. 제1항에 있어서, 상기 후륜측 실차륜 속도가 상기 전륜측 실차륜 속도 보다 낮게 되는지 아닌지를 검출하기 위한 수단을 추가로 포함하고, 상기 후륜측 실차륜 속도가 상기 전륜측 실차륜 속도 보다 낮게되는 것을 검출할 시에, 상기 후륜측의 목표 제동 토오크는 상기 후륜측 실차륜 속도(Wvr)가 상기 전륜측 실차륜 속도(Wvf)와 동일하게 되도록 설정되는 것을 특징으로 하는 차량용 제동 제어 장치.
3. 제1항에 있어서, 상기 후륜측의 제동 토오크가 상기 제동 제어 장치의 최대 상태에 있는지 아닌지를 판단하는 수단을 추가로 포함하고, 상기 후륜측 제동 토오크가 최대 상태에 있는 것을 판단했을 때에, 상기 후륜측 실차륜 속도에 대해서 낮게 설정되는 상기 전륜측 목표 차륜 속도는 또한 더 낮게 설정되는 것을 특징으로 하는 차량용 제동 제어 장치.
4. 제1항에 있어서, 상기 후륜측이 로크되는 경향이 있는지 아닌지를 검출하기 위한 수단을 추가로 포함하고, 상기 후륜측이 로크되는 경향이 검출될시에, 상기 후륜측을 위한 제동 수단의 제동압은 저감되는 것을 특징으로 하는 차량용 제동 제어 장치.
5. 제1항에 있어서, 차량 거동(behavior) 특성을 검출하기 위한 수단과, 상기 차량 거동 특성에 의거하여 차량 좌우방향의 제동 토오크 차를 발생시키 위해 제2목표 제동 토오크를 계산하기 위한 수단을 추가로 포함하고, 상기 제동 수단의 제동압을 제어하기 위한 수단은 제2목표 제동 토오크를 더 고려하여 상기 제동압을 제어하는 것을 특징으로 하는 차량용 제동 제어 장치.
6. 제1항에 있어서, 특정 조건이 만족된 때에(차량의 상태가 소정의 상태로 된 때에) 제동력을 강제적으로 부여하기 n이한 강제 제동력 부여 수단과, 상기 강제 제동력 부여 수단에 의해 부여된 제동력에 의거하여 제3목표 제동제어 토오크를 계산하기 위한 수단을 추가로 포함하고, 상기 제동 수단의 제동압을 제어하기 위한 수단은 제3목표 제동 토오크를 더 고려하여 제동압을 제어하는 것을 특징으로 하는 차량용 제동 제어 장치.
7. 운전자의 의해 수행되는 제동 조작과 무관하게 차량의 제동력을 제어할 수 있는 제동 수단이 차량의 가속시 슬립을 방지하기 위하여 설치된 구동륜과 종동륜을 갖는 2륜 구동 차량용 제동 제어 장치에 있어서, 차량의 구동륜측 실차륜 속도를 검출하기 위한 수단과, 차량의 종동륜측 실차륜 속도를 검출하기 위한 수단과, 상기 검출된 종동륜측의 실차륜 속도에 기초하여 상기 종동륜측의 실차륜 속도 보다 높은 구동륜측의 목표 차륜 속도를 설정하기 위한 수단과, 상기 구동륜측 목표 차륜 속도와 구동륜측 실차륜 속도와의 편차를 게산하기 위한 수단과, 상기 구동륜측 목표 차륜 속도와 구동륜측 실차륜 속도와의 편차와 그 실차륜 속도에 기초하여 구동륜측의 목표 제동 토오크를 계산하기 위한 수단 및, 상기 구동륜측의 목표 제동 토오크에 기초하여 상기 제동 수단의 제동압을 제어하기 위한 수단을 포함하는 것을 특징으로 하는 2륜 구동 차량용 제동 제어 장치.

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