KR20020039254A - 차량 운동 제어 장치 및 방법 - Google Patents

차량 운동 제어 장치 및 방법 Download PDF

Info

Publication number
KR20020039254A
KR20020039254A KR1020010071861A KR20010071861A KR20020039254A KR 20020039254 A KR20020039254 A KR 20020039254A KR 1020010071861 A KR1020010071861 A KR 1020010071861A KR 20010071861 A KR20010071861 A KR 20010071861A KR 20020039254 A KR20020039254 A KR 20020039254A
Authority
KR
South Korea
Prior art keywords
wheel
force
vehicle
driving
yaw moment
Prior art date
Application number
KR1020010071861A
Other languages
English (en)
Other versions
KR100489149B1 (ko
Inventor
나카무라아키라
Original Assignee
사이토 아키히코
도요타지도샤가부시키가이샤
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 사이토 아키히코, 도요타지도샤가부시키가이샤 filed Critical 사이토 아키히코
Publication of KR20020039254A publication Critical patent/KR20020039254A/ko
Application granted granted Critical
Publication of KR100489149B1 publication Critical patent/KR100489149B1/ko

Links

Classifications

    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60T—VEHICLE BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF; BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF, IN GENERAL; ARRANGEMENT OF BRAKING ELEMENTS ON VEHICLES IN GENERAL; PORTABLE DEVICES FOR PREVENTING UNWANTED MOVEMENT OF VEHICLES; VEHICLE MODIFICATIONS TO FACILITATE COOLING OF BRAKES
    • B60T8/00—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force
    • B60T8/32—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration
    • B60T8/58—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration responsive to speed and another condition or to plural speed conditions
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W40/00—Estimation or calculation of non-directly measurable driving parameters for road vehicle drive control systems not related to the control of a particular sub unit, e.g. by using mathematical models
    • B60W40/10—Estimation or calculation of non-directly measurable driving parameters for road vehicle drive control systems not related to the control of a particular sub unit, e.g. by using mathematical models related to vehicle motion
    • B60W40/114—Yaw movement
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60T—VEHICLE BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF; BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF, IN GENERAL; ARRANGEMENT OF BRAKING ELEMENTS ON VEHICLES IN GENERAL; PORTABLE DEVICES FOR PREVENTING UNWANTED MOVEMENT OF VEHICLES; VEHICLE MODIFICATIONS TO FACILITATE COOLING OF BRAKES
    • B60T8/00—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force
    • B60T8/17—Using electrical or electronic regulation means to control braking
    • B60T8/1755—Brake regulation specially adapted to control the stability of the vehicle, e.g. taking into account yaw rate or transverse acceleration in a curve
    • B60T8/17552—Brake regulation specially adapted to control the stability of the vehicle, e.g. taking into account yaw rate or transverse acceleration in a curve responsive to the tire sideslip angle or the vehicle body slip angle
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60T—VEHICLE BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF; BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF, IN GENERAL; ARRANGEMENT OF BRAKING ELEMENTS ON VEHICLES IN GENERAL; PORTABLE DEVICES FOR PREVENTING UNWANTED MOVEMENT OF VEHICLES; VEHICLE MODIFICATIONS TO FACILITATE COOLING OF BRAKES
    • B60T8/00—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force
    • B60T8/17—Using electrical or electronic regulation means to control braking
    • B60T8/176—Brake regulation specially adapted to prevent excessive wheel slip during vehicle deceleration, e.g. ABS
    • B60T8/1769—Brake regulation specially adapted to prevent excessive wheel slip during vehicle deceleration, e.g. ABS specially adapted for vehicles having more than one driven axle, e.g. four-wheel drive vehicles
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W10/00—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function
    • B60W10/18—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function including control of braking systems
    • B60W10/184—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function including control of braking systems with wheel brakes
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W40/00—Estimation or calculation of non-directly measurable driving parameters for road vehicle drive control systems not related to the control of a particular sub unit, e.g. by using mathematical models
    • B60W40/10—Estimation or calculation of non-directly measurable driving parameters for road vehicle drive control systems not related to the control of a particular sub unit, e.g. by using mathematical models related to vehicle motion
    • B60W40/11—Pitch movement
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W40/00—Estimation or calculation of non-directly measurable driving parameters for road vehicle drive control systems not related to the control of a particular sub unit, e.g. by using mathematical models
    • B60W40/10—Estimation or calculation of non-directly measurable driving parameters for road vehicle drive control systems not related to the control of a particular sub unit, e.g. by using mathematical models related to vehicle motion
    • B60W40/112—Roll movement
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60T—VEHICLE BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF; BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF, IN GENERAL; ARRANGEMENT OF BRAKING ELEMENTS ON VEHICLES IN GENERAL; PORTABLE DEVICES FOR PREVENTING UNWANTED MOVEMENT OF VEHICLES; VEHICLE MODIFICATIONS TO FACILITATE COOLING OF BRAKES
    • B60T2201/00—Particular use of vehicle brake systems; Special systems using also the brakes; Special software modules within the brake system controller
    • B60T2201/14—Electronic locking-differential
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60T—VEHICLE BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF; BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF, IN GENERAL; ARRANGEMENT OF BRAKING ELEMENTS ON VEHICLES IN GENERAL; PORTABLE DEVICES FOR PREVENTING UNWANTED MOVEMENT OF VEHICLES; VEHICLE MODIFICATIONS TO FACILITATE COOLING OF BRAKES
    • B60T2230/00—Monitoring, detecting special vehicle behaviour; Counteracting thereof
    • B60T2230/02—Side slip angle, attitude angle, floating angle, drift angle
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60T—VEHICLE BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF; BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF, IN GENERAL; ARRANGEMENT OF BRAKING ELEMENTS ON VEHICLES IN GENERAL; PORTABLE DEVICES FOR PREVENTING UNWANTED MOVEMENT OF VEHICLES; VEHICLE MODIFICATIONS TO FACILITATE COOLING OF BRAKES
    • B60T2270/00—Further aspects of brake control systems not otherwise provided for
    • B60T2270/86—Optimizing braking by using ESP vehicle or tire model
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W50/00—Details of control systems for road vehicle drive control not related to the control of a particular sub-unit, e.g. process diagnostic or vehicle driver interfaces
    • B60W2050/0001—Details of the control system
    • B60W2050/0019—Control system elements or transfer functions
    • B60W2050/0028—Mathematical models, e.g. for simulation

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Transportation (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Automation & Control Theory (AREA)
  • Mathematical Physics (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Regulating Braking Force (AREA)
  • Control Of Driving Devices And Active Controlling Of Vehicle (AREA)
  • Control Of Vehicle Engines Or Engines For Specific Uses (AREA)
  • Hydraulic Control Valves For Brake Systems (AREA)

Abstract

본 발명의 차량 운동 제어 장치 및 방법은 각 차륜의 상태를 계통적으로 취급하여 안티 휠록 및 안티 휠 스핀 프로세싱(anti wheel lock and wheel spin processing), 제동력 분배와 함께 차량 거동 안정을 확보 및 유지한다. 차량의 주행 거동 제어 장치는 각 차륜상의 노면 반력을 추정하는 수단과, 각 차륜상의 노면 반력에 의해 발생된 차체의 중심 둘레의 요(yaw) 모멘트를 연산하는 수단과, 상기 차량의 주행을 안정화하도록 상기 요 모멘트에 기초하여 각 차륜상의 구동력 및 제동력을 제어하는 수단을 포함한다. 스핀 및 드리프트 상태는 최대화된 것으로 가정된 노면 반력에 의해 발생될 수 있는 임계 요 모멘트와 현재 발생된 요 모멘트를 통해 검출된다. 차량의 거동을 검출 및 제어하기 위해 필요한 각 차륜의 물리적 파라미터들은 이론적 타이어 모델을 사용하여 추정된다.

Description

차량 운동 제어 장치 및 방법{Vehicle motion control device and method}
본 발명은 자동차 등의 차량의 운동을 제어하기 위한 방법 및 장치에 관한 것으로, 특히, 선회 구동 중에 차량의 거동을 안정화하기 위해 차륜에 적용되는 구동력 및 제동력을 제어하는 장치에 관한 것이다.
현대의 자동차에서, 차체의 선회 거동 같은 차량의 운동은 차속, 종방향 및 측방향 가속도, 요잉율(yaw rate) 및 조향각(steering angle) 등의 차량 주행 상태를 감시하는 전자 제어 시스템에 의해 안정화된다. 스핀(spin) 및 드리프트 아웃(drift out) 같은 불량 상태가 발생할 때, 상기 제어 시스템은 구동 및 제동 시스템과 협력하여 특정 차륜상에 적절한 구동력 또는 제동력을 발생시키고, 이것이 스핀 또는 드리프트 아웃 상태에 대항하여 차체(그 중심 둘레)상에 요 모멘트를 유도하여 차체의 적절한 요잉율을 유지한다. 예로서, 차체의 거동을 안정화하기 위한 이런 장치 중 하나가 본 출원인에 의해 출원된 일본 특허 공개 공보 제 11-91526호에 개시되어 있으며, 상기 장치에서는 주행 차량의 거동이 차체의 실제 요잉율와 목표 요잉율 사이의 편차에 기초한 지표값(드리프트 아웃값)을 통해 추정된다. 거동 안정이 열화될 때, 상기 장치는 열화 정도에 따라서, 차륜들 각각에 제동력을 적용하며, 상기 거동 안정을 회복시키기 위한 요 모멘트를 발생시키거나, 차량을 감속시켜 차량이 그 경로를 벗어날 위험을 회피하게 한다.
상기 공보에 예시된 종래의 차량 운동 제어 장치에서, 각 차륜의 상태는 중요하게 취급되지 않으며, 각 차륜의 상태는 ABS 제어 시스템 등의 다른 장치에 의해 제어된다. 또한, 불량한 운동을 억제하기 위한 제어 프로세스는 거동의 열화에 응답하여 시동되어 실제 지표값이 목표 지표값을 향해 점진적으로 변화되게 되는 음성적 피드백 제어이다. 따라서, 억제 효과가 늦어버리거나, 강한 열화에 대해서는 불충분할 수 있다. 부가적으로, 이런 차량 운동 제어 장치는 상기 차륜들 중 하나에 휠 록(wheel lock), 휠 스핀이 발생하는 경우에도, 차량 거동의 안정/불안정을 나타내는 지표값이 그 목표값으로부터 크게 이탈하지 않으면, 거동 제어 프로세스를 시동하지 않는다. 소정의 차륜에서의 이런 열화된 상태는 거동 불안정을 쉽게 초래하게 된다. 따라서, 거동 안정을 보다 효과적으로 확보 및 유지하기 위해, 차량 운동 제어 프로세스와 연계되어 상술한 바와 같은 상태들이 회피되는 것이 바람직하다.
원론적으로, 선회 차량의 운동은 차륜과 노면 사이의 마찰력에 의해 결정된다. 따라서, 안티-휠-록 및 안티-휠-스핀 프로세스와 함께, 각 차륜의 상태에 기초하여 차량 운동 거동이 추정 및 제어되어야 한다.
상술한 바와 같은 개념에 기초하여, 본 발명은 차륜의 각 상태를 계통적으로 취급하여 안티 휠 록 및 휠 스핀 프로세싱과 제동력 분배 등과 함께 차량 거동 안정성을 확보 및 유지하는 신규하고 독창적인 차량 운동 제어 장치 및 방법을 제공한다.
도 1은 본 발명에 따른 실시예의 추정 및 연산에 사용되는, 차량상에 규정된 좌표 시스템을 도시하는 개략도(상면도).
도 2A는 본 발명에 따른 실시예의 차량 운동 제어의 영역 A에서 처리되는 파라미터들의 흐름을 개괄적으로 도시하는 도면.
도 2B는 본 발명에 따른 실시예의 차량 운동 제어의 영역 B에서 처리되는 파라미터들의 흐름을 개괄적으로 도시하는 도면.
도 2C는 본 발명에 따른 실시예의 차량 운동 제어의 영역 C에서 조정된 각 차륜을 위한 목표 종방향 힘들의 흐름을 개괄적으로 도시하는 도면.
도 3은 "브러쉬 타이어 모델"에 기초한 차륜(타이어)상의 마찰원(friction circle) 및 노면 반력 벡터(road reaction force vector)들을 개략적으로 도시하는 도면.
도 4는 각 차륜상의 종방향 및 측방향, 속도 벡터들의 정의를 개략적으로 도시하는 도면.
도 5A는 본 발명에서 채용된 타이어 모델에 따른 복합 슬립율(λ)에 대한 마찰 계수(μ)의 그래프.
도 5B는 실제 타이어의 복합 슬립율(λ)에 대한 마찰 계수(μ)의 그래프.
도 5C는 수학식 3.22를 통해 최대 정지 마찰 계수(μmax)를 추정하는 방식을 도시하는 도면.
도 6은 좌회전 중의 차량의 각 차륜상의 종방향 힘 및 측방향 힘으로 구성된, 노면 반력에 의해 발생되는 요 모멘트를 개략적으로 도시하는 도면.
도 7은 좌회전 중의 차륜의 임계 요 모멘트를 규정하는 방식을 도시하는 도면.
도 8A 및 도 8B는 각각 좌회전 차량의 전륜상에 정상 주행 한계를 규정하는 방식을 나타내는 마찰원을 도시하는 도면.
도 9A 및 도 9B는 각각 좌회전 차량의 내측(좌측) 후륜상의 정상 주행 한계를 규정하는 방식을 나타내는 마찰원을 도시하는 도면.
도 10A 및 도 10B는 각각 좌회전 차량의 외측(우측) 후륜상의 정상 주행 한계를 규정하는 방식을 나타내는 마찰원을 도시하는 도면.
도 11A 및 도 11B는 각각 좌회전 차량의 차륜상의 단순화된 정상 주행 한계를 규정하는 방식을 나타내는 마찰원을 도시하는 도면.
도 12A 및 도 12B는 각각 스핀 회피 프로세스를 위한 좌회전 차량의 외측(우측) 전륜의 유효 요 모멘트를 규정하는 방식을 나타내는 마찰원을 도시하는 도면.
도 13A 및 도 13B는 스핀 회피 프로세스를 위한 좌회전 차량의 내측(좌측) 및 외측(우측) 후륜의 유효 임계 요 모멘트를 규정하는 방식을 나타내는 마찰원을 각각 도시하는 도면.
도 14는 내측(좌측) 전륜이 스핀 회피 프로세스에 사용되지 않는 것을 나타내는 마찰원을 도시하는 도면.
도 15A 및 도 15B는 각각 스핀 회피 프로세스의 좌회전 차량의 외측(우측) 전륜을 위한 제 2 목표 종방향 힘을 목표 요 모멘트로부터 결정하는 방식을 나타내는 마찰원을 도시하는 도면.
도 16A 및 도 16B는 스핀 회피 프로세스의 좌회전 차량의 내측(좌측) 및 외측(우측) 후륜을 위한 제 2 목표 종방향 힘을 목표 임계 요 모멘트로부터 결정하는 방식을 나타내는 마찰원을 각각 도시하는 도면.
도 17A는 드리프트 회피 프로세스를 위한 좌회전 차량의 내측(좌측) 전륜의 유효 임계 요 모멘트를 결정하는 방식을 나타내는 마찰원을 도시하는 도면.
도 17B는 외측(우측) 전륜이 드리프트 회피 프로세스에 사용되지 않는 것을 나타내는 마찰원을 도시하는 도면.
도 18A 및 도 18B는 드리프트 회피 프로세스를 위한 좌회전 차량의 내측(좌측) 및 외측(우측) 후륜의 유효 임계 요 모멘트를 규정하는 방식을 나타내는 마찰원을 각각 도시하는 도면.
도 19는 드리프트 회피 프로세스중에 전륜상의 측방향 힘이 증가하는 것을 나타내는 마찰원을 도시하는 도면.
도 20은 드리프트 회피 프로세스 동안 후륜상의 측방향 힘이 증가하는 것을 나타내는 후륜의 마찰원을 도시하는 도면.
도 21A 내지 도 21C는 드리프트 회피 프로세스의 좌회전 차량의 내측(좌측) 전륜, 내측(좌측) 후륜 및 외측(우측) 후륜을 위한 제 3 목표 종방향 힘을 목표 임계 요 모멘트로부터 결정하는 방식을 나타내는 마찰원을 각각 도시하는 도면.
도 22는 스로틀 개방도에 대한 엔진 토크의 관계의 그래프.
도 23은 본 발명에 따른 양호한 실시예의 차량 운동 제어 장치를 채용하는 사륜 구동 차량의 개략도.
도 24는 본 발명에 따른 양호한 실시예의 제어 동작의 메인 루틴을 도시하는 흐름도.
도 25는 메인 루틴의 스텝 20에서 실행되는 제어 동작의 서브 루틴을 도시하는 흐름도.
도 26은 메인 루틴의 스텝 70에서 실행되는 제어 동작의 서브 루틴을 도시하는 흐름도.
도 27은 메인 루틴의 스텝 90에서 실행되는 제어 동작의 서브 루틴을 도시하는 흐름도.
도 28은 메인 루틴의 스텝 220에서 실행되는 제어 동작의 서브 루틴을 도시하는 흐름도.
도 29는 스텝 30으로부터 분기된, 제어 동작의 도 24의 메인 루틴의 일부를 도시하는 흐름도.
도 30A는 중앙 차동 기어 장치내의 기어들의 트레인을 개략적으로 도시하는 도면.
도 30B는 중앙 차동 기어 장치의 기어들상의 토크의 밸런스를 도시하는 개략도.
도 31A 및 도 31B는 수학식 3.22를 도출하는 방식과, 실제 μmax가 다소 낮을 때, 상기 수학식 3.22를 통한 추정을 각각 도시하는 도면.
본 발명에 따라서, 차량 주행 거동 제어 장치는 각 차륜상에 발생되는 노면 반력을 추정하기 위한 수단과, 각 차륜상의 노면 반력에 의해 발생된 차체의 중심 둘레의 요 모멘트를 연산하는 수단과, 상기 차량의 주행을 안정화하도록 상기 요 모멘트에 기초하여 각 차륜상의 구동력 및 제동력을 제어하는 수단을 포함한다. 본 장치에서, 차량의 주행은 종래의 운동 제어 장치에서처럼 단지 전체 차량 주행 상태에 기초한 지표값에 의존하는 대신, 각 차륜상의 노면 반력을 모니터링함으로써, 각 차륜상의 노면 반력에 의해 실제 발생되는 요 모멘트에 기초하여 효과적이고, 확실하게 안정화된다.
차량 주행의 안정성을 획득하기 위해서, 각 차륜상의 구동력 및 제동력을 제어하는 수단은 차체에 추가될 필요가 있는 요 모멘트를 연산하는 연산 수단을 포함할 수 있고, 각 차륜상의 구동력 및 제동력은 상기 필요 요 모멘트를 발생시키도록 제어될 수 있다. 상기 필요 요 모멘트는 각 차륜상의 노면 반력에 의해 현재 발생된 요 모멘트와, 각 차륜상의 구동력 및 제동력의 제어를 통해 발생될 수 있는 요 모멘트에 기초하여 연산될 수 있다. 필요 요 모멘트 및 차륜상의 목표 힘의 연산에서, 이론적 타이어 모델이 사용될 수 있다.
구동력 및 제동력 제어 수단은 각 차륜상의 노면 반력에 의해 실제 발생된 요 모멘트에 기초하여 상기 선회 차량의 거동이 안정한지 불안정한지를 판정하도록 사용된다. 특히, 그 종방향 힘 성분을 일정하게 유지하면서 차륜의 슬립각을 변경시킴으로써 노면 반력이 최대화되었을 때, 차륜상에 발생될 수 있는 요 모멘트로서 임계 모멘트가 정의되고, 거동의 판정은 차량의 후륜에 의한 임계 요 모멘트와 차량의 전륜에 의해 현재 발생된 요 모멘트의 합을 사용하여 수행될 수 있다. 상기 임계 요 모멘트는 차륜상의 노면 반력의 임계 한계값을 반영한다. 요 모멘트의 합이 소정 범위의 외측인 경우에, 상기 차량은 스핀 또는 드리프트 상태하에 있는 것으로 판정될 수 있다. 상기 스핀 상태는 전륜에 의한 요 모멘트의 합의 크기가 후륜에 의한 임계 요 모멘트의 합의 크기 보다 큰 상태로서 정의될 수 있다. 드리프트 상태는 전륜에 의한 요 모멘트의 합의 크기가 후륜의 임계 요 모멘트의 합의 크기 보다 작으며, 전륜에서 요 모멘트가 임계 요 모멘트에 근접하는 상태로 정의될 수 있다. 상술한 판정에서, 실용적 목적을 위해, 기준값과 -KIβdr로 표현되는 위상 전진(phase advance)이 사용될 수 있다.
또한, 구동력 및 제동력 제어 수단은 차량 주행을 안정화하도록 차체에 추가될 필요가 있는 요 모멘트로서 스핀 회피 요 모멘트와 드리프트 회피 요 모멘트를 발생시키도록 각 차륜상의 구동력과 제동력을 제어하도록 사용될 수 있다. 이 차체에 추가될 필요가 있는 요 모멘트는 -ΔMs, ΔMs, -ΔMd 및 ΔMd로 표현되는 제어 기준값을 사용하여 현재 발생된 요 모멘트 및 임계 요 모멘트로부터 연산될 수 있다. 상기 필요 요 모멘트는 차체의 스피닝 또는 드리프팅을 억제하는 요 모멘트를 효과적으로 발생시키는 하나 이상의 차륜에 의해 얻어진다. 실용적 목적을 위해, 각 차륜에 의해 얻어진 각 소요 요 모멘트는 목표 종방향 힘으로 전환될 수 있다.
부가적으로, 구동력 및 제동력 제어 수단은 각 차륜의 종방향 힘을 위한 정상 주행 한계값들을 정의하고, 상기 한계값들 사이에서 각 차륜에 적용된 종방향 힘을 제한하여 휠 스핀 및 휠 록 현상 같은 소정의 차륜의 슬립을 회피하도록 사용될 수도 있다. 상기 정상 주행 한계값들은 각 차륜에 대하여 독립적으로 설정될 수 있다.
구동력 및 제동력 제어 수단은 각 차륜의 슬립각을 연산하는 수단과, 각 차륜상의 수직부하를 연산하는 수단 및 그위에 접하는 노면과 각 차륜 사이의 최대 정지 마찰 계수를 연산하는 수단을 구비할 수 있다. 이들 파라미터들로부터, 각 차륜상의 종방향 힘의 제어를 고려하여 각 차륜상의 노면 반력의 임계 한계값을 취하는 것이 가능하고, 그래서, 상기 장치는 휠 스핀 및 휠 록 회피 프로세스와 함께 차량 주행을 안정화하도록 각 차륜상의 구동력 및 제동력을 효과적이고, 확실하게 제어할 수 있다.
각 차륜상에 발생된 노면 반력을 추정하는 수단은 각 휠상의 종방향 힘과 측방향 힘을 개별적으로 추정하고, 따라서, 힘의 방향을 포함하는 노면 반력의 세부 상태가 고려될 수 있다. 따라서, 각 차륜상의 구동력 및 제동력을 보다 적합하게 제어하는 것이 가능하다.
또한, 본 발명은 각 차륜상에 발생된 노면 반력을 추정하는 단계와, 각 차륜상의 노면 반력에 의해 발생된 차체의 중심 둘레의 요 모멘트를 연산하는 단계와, 차량의 주행을 안정화하도록 상기 요 모멘트에 기초하여 각 차륜상의 구동력과 제동력을 제어하는 단계를 포함하는 차량의 주행 거동을 제어하기 위한 방법을 제공한다. 본 방법의 변용 및 개선사항들은 본 발명에 따른 장치와 관련하여 상술된 바와 같이 수행될 수 있다.
따라서, 본 발명의 목적은 각 차륜상의 노면 반력에 의해 발생된 요 모멘트에 기초하여 차량의 주행 거동을 제어하기 위한 신규하고 독창적인 방법 및 장치를 제공하는 것이다.
본 발명의 다른 목적은 차량 주행을 효과적이고 확실하게 안정화하도록 각 차륜상의 노면 반력의 임계 한계값을 고려하는 방법 및 장치를 제공하는 것이다.
본 발명의 또 다른 목적은 휠 스핀 및 휠 록 현상을 회피하면서 차량 주행을 안정화하도록 각 차륜상의 구동력 및 제동력을 제어하는 방법 및 장치를 제공하는 것이다.
본 발명의 다른 목적은 각 차륜상의 종방향 힘의 정상 주행 한계값을 정의하고, 그에 의해, 각 차륜상에 너무 큰 구동력 또는 제동력이 적용되는 것을 회피하는 방법 및 장치를 제공하는 것이다.
본 발명의 또다른 목적은 각 차륜상의 노면 반력에 의해 발생된 요 모멘트에 기초하여 차량 주행 거동이 판정되고, 그에 의해, 스핀 상태, 드리프트 상태 같은 비정상 주행 거동을 효과적이고 확실하게 검출하는 방법 및 장치를 제공하는 것이다.
본 발명의 다른 목적은 현재 발생된 요 모멘트에 기초하여 차량 주행을 안정화하기 위해 필요한 요 모멘트가 추정되고, 그에 의해, 각 차륜상의 구동력 및 제동력의 제어를 효과적이고 정확하게 하는 방법 및 장치를 제공하는 것이다.
본 발명의 다른 목적은 현재 발생된 요 모멘트와 임계 요 모멘트로부터 차량주행을 안정화하기 위한 요 모멘트가 추정되고, 그에 의해, 필요 요 모멘트의 연산에 각 차륜상의 노면 반력의 임계 한계값을 고려하는 방법 및 장치를 제공하는 것이다.
본 발명의 또다른 목적은 각 차륜상의 물리적 파라미터가 추정되고, 그에 의해, 선회 차량의 거동의 제어에 차륜의 개별적 물리적 상태들이 반영되는 방법 및 장치를 제공하는 것이다.
본 발명의 다른 목적을 및 장점들을 하기의 상세한 설명을 통해 명백히 알 수 있을 것이다.
본 장에서는 본 발명의 개괄적 개념을 먼저 설명한다. 그후, 본 발명의 실시예들을 후술한다.
1. 본 발명의 개괄적 개념
본 발명에 따른 차량 운동 제어 프로세스는 일반적으로, 각 차륜 또는 타이어상에 적용되는 실제 힘(노면 반력)과, 각 차륜상의 노면 마찰 계수 등을 차체의 요잉율와 종방향 및 측방향 가속도 같은 실제 측정된 차량 주행 상태로부터 추정하고, 그후, 차륜상의 종방향 힘을 추정값과 직접적인 측정값으로부터 연산된 각 목표값들로 조절하여 휠 록 및 스핀 상태를 회피하고, 차륜에 대한 적절한 제동력 분배를 제공한다. 비정상 주행 상태, 즉, 차량의 스피닝 및 드리프팅이 감시되고, 본 발명의 신규하고 고유한 프로토콜을 통해 방지되게 된다. 실제 파라미터들의 추정 및 목표값들의 연산에서, 이론적 타이어 모델(통산적으로, "브러쉬 모델")이 종래의 차량 운동 방정식과 함께 사용된다. 본 발명에 따른 프로세스는 4륜 구동 차량,후륜 구동 차량(예로서, 전방 엔진 후방 차륜(FR; front engine rear wheel) 차량) 및 전륜 구동 차량(예로서, 전방 엔진 전방 차륜(FF) 차량) 같은 상이한 구동 시스템들에 적용될 수 있다.
도 1은 좌측 전륜(100fl), 우측 전륜(100fr), 좌측 후륜(100rl), 우측 후륜(100rr), 차체(102), 중심(104; 질량 중심) 및 차륜 베이스(L)와 트레드(Tr)를 가진 차량상에 규정된 좌표 시스템을 도시하고 있다. 각 차륜상의 X 및 Y 방향은 각각 차륜 지향 방향과 회전축을 나타낸다. 파라미터들의 부호는 각 차륜상의 종방향 힘(FXi)에서, 구동력 및 제동력이 각각 +와 -로 정의되고, Gx로 도시된,차체상의 종방향 가속 및 감속이 각각 +와 -로 정의되며, 도면에서 좌측을 향하고 있는, 각 차륜상의 측방향 힘(FYi)과 GY로 도시된 차체상의 측방향 가속이 +로 정의되며, 차체와 차륜의 슬립각(βB, βi), 요잉율(γ) 및 조향각(δ)은 도면에서 반시계 방향이 +로 정의된다. 하기에, 모든 파라미터에서 뒤에 붙은 i는 좌측 전륜, 우측 전륜, 좌측 후륜 및 우측 후륜을 각각 지시하는 fl, fr, rl 및 rr을 나타낸다.
하기의 설명에서, 좌회전 중의 프로세스가 주로 설명된다. 우회전 중의 프로세스는 I-6장에서 개략적으로 언급된다.
I-1 차량 운동 제어 장치내의 프로세스의 개괄적 흐름
차량 운동 제어 프로세스는 (A) 실제 파라미터들의 측정 및 추정, (B) 차량 거동의 안정/불안정 판정 및 (C) 차륜을 위한 목표값 연산의 영역들로 구성된다(도 2).
영역 (A)의 프로세스의 흐름이 도 2A에 개괄적으로 도시되어 있다. 영역 (A)에서, 타이어 모델과 차량 운동 방정식(기존의 것)을 사용하여, 영역 (B) 및 (C)의 프로세스를 위해 필요한 각 차륜의 물리적 파라미터들이 차량 주행 상태를 나타내는 적절한 물리적 센서들을 사용하여 직접적으로 측정될 수 있는 파라미터들로부터 추정된다. 도 2A에서, 문자들은 영역 (A)에서 취급되는 파라미터들을 나타내며, 화살표는 이들 파라미터들의 흐름을 나타낸다. 영역 (A)는 I-3장에서 세부적으로 설명한다.
도 2B에 도시된 바와 같은 영역 (B)에서, 차량 거동 안정, 즉, 차량이 정상 선회 상태하에 있는지 또는 비정상 상태(스핀 또는 드리프트 상태)하에 있는지가 차량의 중심 둘레의 차륜에 의해 발생된 요 모멘트에 기초하여 판정된다. 본 발명의 신규하고 고유한 판정 프로토콜에서, 전륜 또는 후륜의 요 모멘트의 밸런스와, 차륜상의 노면 반력의 포화(saturation)를 감시함으로써, 차량의 스핀 또는 드리프트의 발생 이전에 차량 거동의 불안정이 검출될 수 있다. 선회 차량의 상태 판정 방법은 I-4장에서 세부적으로 설명한다.
도 2C에 도시된 바와 같은 영역 (C)에서, 영역 (A)에서 얻어진 파라미터들을 사용하여 각 차륜상의 종방향 힘의 목표값을 연산한다. 차량 거동과 무관하게, 기본 목표 종방향 힘은 적절한 제동력 분배를 고려하면서, 무엇보다도, 브레이크 페달 침하도(예로서, 마스터 실린더 압력 Pm)와, 스로틀각(또는 가속 패달 침하도 등, α)을 포함하는 운전자의 요구에 응답하여 결정된다. 그후, 휠 록과 휠 스핀 상태(즉, 안티록 및 안티 휠 스핀 프로세스)를 회피하면서, 각 차륜상의 종방향 및측방향 힘의 적절한 밸런스를 유지하기 위해서, 상기 기본 목표값이 "제 1" 목표 종방향 힘으로 조정된다. 정상 주행 상태하에서, 각 차륜상의 종방향 힘은 스로틀각이나 제동 압력을 통해 제 1 목표값으로 조절된다. 스핀 또는 드리프트 상태의 판정을 위해서, 제 1 목표값은 "제 2" 또는 "제 3" 목표 값으로 추가적으로 조정되고, 그래서, 이들 불량 상태에 대항하는 요 모멘트를 유도하며, 요 모멘트의 필요량은 전륜 및 후륜의 추정 요 모멘트의 밸런스에 기초하여 연산된다. 목표값 결정 방식은 I-5장에서 세부적으로 설명한다.
I-2 이론적 타이어 모델
본 발명은 선회 차량의 종래의 운동 방정식과 함께, 슬립각, 슬립율 같은 목표값의 연산에 필요한 기계적 파라미터들 사이의 관계를 획득하기 위해 "브러쉬 타이어" 모델이라 지칭되는 이론적(기계적) 타이어 모델을 채용한다. 여기서는, 타이어 모델의 이론적 사항들을 요약한다. 모델에 대한 세부적인 설명은 예로서, "자동차의 운동 및 제어(Motion and Control of Automobile; p30-, Masato Abe; 1992, K.K. Sankai-do)"와, "복합 조종 및 제동 조작 동안의 타이어 전단력 발생(Tire Shear Force Generation During Combined Steering and Braking Maneuvers; J. E. Bernard, L. Segal and R. E. Wild, SAE paper, 770852)" 등에 개시되어 있다.
도 3은 중앙 슬립각 β로 방향 110으로 주행하는 타이어(106)의 중심(112)상에 적용되는 노면 반력 벡터(FXY, FX, 및 FY)를 나타내는 타이어 모델의 다이어그램이다. 얇은 선(118)으로 도시된 완전한 원은 μmaxFZ에 의해 결정되는 임계 마찰원이며, 여기서, μmax와FZ는 최대 정지 마찰계수 및 타이어상의 수직부하이다. FX(종방향)와 FY(측방향)로 구성된 노면 반력 벡터(FXY)는 슬립율(S)이 변화될 때 굵은 선(108)을 따라 이동한다.
슬립율(S)은 하기와 같이 정의된다.
여기서, VB는 차량 진행 방향(X)으로의 차륜 주행 속도(110)의 성분을 나타내고, VW는 차륜 회전 속도를 나타낸다. 복합 슬립율(λ)은 하기와 같이 주어진다.
여기서, β는 슬립각이고, Kβ와 KS는 각각 타이어 측방향 및 종방향 강성도이다. 이때, 무차원 파라미터 ξ는 하기와 같이 주어진다.
이 파라미터 ξ는 타이어상에 발생된 탄성력과 임계(최대) 마찰력 사이의 관계를 나타낸다. ξ=0일 때, 탄성력이 그 임계 마찰력에 도달한다.
상술한 파라미터를 사용하면, 종방향 힘(Fx)과 측방향 힘(Fy)은 하기와 같이 표현된다.
ξ>0일 때,
ξ<0일 때,
여기서, cosθ=S/λ이고, sinθ=(Kβ/KS)tanβ(1+S)/λ이다.
도면에 도시된 바와 같이, 복합 마찰력(FXY)은 이들 범위내의 노면 반력이 최대 한계값(μmaxFZ)에 도달하는 것, 즉, 더 이상의 큰 힘이 가용하지 않게 되는 것을 나타내는, A 내지 B와 D 내지 E(ξ≤0에 대응)로부터의 임계 마찰원을 따른다. B로부터 C까지(ξ>0), Fxy의 궤적(locus)은 임계원 내측에 있으며, 슬립각의 크기를 증가시킴으로써 보다 큰 힘이 가용하다는 것을 나타낸다. 곡선 B 내지 D는 슬립각(｜β｜)가 보다 작아짐에 따라 타이어의 종축에 가까워지며, 측방향 힘이 감소되는 것을 나타낸다.
복합력 벡터 Fxy가 FXY= (FX 2+ FY 2)1/2로부터 연산되기 때문에, Fxy는 하기와같이 표현되게 된다.
이때, Fx와 Fy는 하기와 같이 보다 단순한 형태로 표현될 수 있다(소정의 ξ에 대하여)
따라서, Fy는 Fx의 함수로서 하기와 같이 표현된다.
하기에, 본 타이어 모델의 방정식을 통해 결정된 힘 Fx와 Fy는 Fx_m과 Fy_m및 Fxy_m으로 나타낸다.
복합 힘의 궤적상의 다수의 지점에 대하여 상술한 방정식을 통해 연산된 파라미터들은 하기와 같이 요약된다.
지점 A(휠 스핀 발생점)
지점 B
지점 C
지점 D
지점 E(휠 록 발생점)
I-3 영역 (A), 실제 파라미터들의 측정 및 추정
상술한 바와 같이, 영역 (A)는 차량 거동의 판정 및 제어를 위해 필요한 실제 파라미터들을 제공한다. 도 2A에서 정사각형내에 각각 포함되어 있는, 차체 요잉율(γ), 조향각(δ), 휠 회전 속도(VWi) 및 제동 압력(Pi) 등의 파라미터들이 적절한 물리적 센서들에 의해 직접적으로 측정된다. 차체 슬립각(βB)은 다른 적절한 추정 장치(예로서, 종래의 VSC 장치)로부터 얻어진다.
그후, 이들 측정된 파라미터들로부터, 도2A의 원내에 포함되어 있는 종방향및 측방향 힘(Fxi, FYi), 수직부하(Fzi), 타이어 특성(종방향 및 측방향 강성도; Ksi, Kβi), 슬립각(βi), 슬립율(Si), 최대 노면 마찰 계수(μmax)와, 차량(총) 구동력(D) 등의 파라미터들이 상기 타이어 모델 및/또는 차량 운동 방정식을 통해 추정된다.
I-3-1 차륜 종방향 힘(F xi ) 및 총 구동력(D)의 추정
각 차륜상의 종방향 힘(Fxi)은 차륜 회전의 운동 방정식을 통해 차륜 회전 가속도(VWdi)로 표현된다. 차동 기어들을 고려하였을 때, 각 차륜상의 Fxi는 하기와같이 표현된다(세부적인 연산에 관하여서는 부록 I 참조).
여기서, Bi는 브레이크 슈로부터 적용된 제동력을 나타내고, Iwf와 Iwr은 전륜 및 후륜의 관성 모멘트이며, Ie는 엔진의 관성 모멘트이고, IDf및 IDr은 중앙 차동 기어 장치와 전방 차동 기어 장치 및 후방 차동 기어 장치 사이의 관성 모멘트이며, a는 중앙 차동 기어 장치로부터 후방 차동 기어 장치로 적용되는 출력 토크에 대한 중앙 차동 기어 장치로부터 전방 차동 기어 장치로 적용되는 출력 토크의 비율이고, r은 타이어 유효 반경이다. 상기 수학식에서, 차동 기어 장치의 감속 기어비는 수학식의 단순화를 위해 1인 것으로 가정하였다. 후륜 구동 차량에 대하여,IDf, IDr, a= 0이다. 전륜 구동 차량에 대하여, IDf, IDr, 1/a= 0이다. 제동력(Bi)은 하기와 같이 제동 압력(Pi)로 표현된다.
여기서, Kpf와 Kpr은 각각 차륜 실린더 유압으로부터 전륜 및 후륜상의 제동 압력으로의 전환 인자가다. 이들 인자들은 차량이 주행하는 동안에는 일정하며, 따라서, 예로서, 실험값 등으로부터 미리 구할 수 있다. 부가적으로, 상술한 수학식에 나타난 관성 모멘트 및 토크비도 차동 기어의 구조로부터 미리 구할 수 있다. 유효 반경(r)은 다른 독립적인 방법으로 미리 구해진다.
각 차륜상의 종방향 힘(Fxi)은 차량의 종방향 운동 방정식(도 1 참조)에서 서로 관련되어 있으며, 하기와 같이 표현된다.
여기서, m은 차량의 질량을 나타낸다.
수학식 3.1의 Fxi를 수학식 3.3의 Fxi에 대입하면 하기의 수학식이 얻어진다.
따라서, 이 수학식을 사용하여, 종방향 힘(Fxi)이 총 구동력(D)을 제외하고는 알고 있는 파라미터들의 함수로서 표현될 수 있다.
수학식 3.1 및 3.4에서, 각 차륜의 VWdi는 VWi의 측정값으로부터 구해진다. 측방향 힘들의 합(FYfl+ FYfr)은 다음의 장 I-3-2에서 설명될 프로세스로부터 얻어진다. 그러나, 다음 장에서의 FYi의 추정은 본 장에서 추정된 종방향 힘(Fxi)이 필요하다. 따라서, 상기 수학식에서, 이전 루틴에서 추정된 측방향힘이 사용된다(차량 운동 제어의 프로세스가 차량의 주행 동안 주기적으로 반복된다). 선택적으로, 엔진 맵핑으로부터 총 구동력(D)이 얻어지는 경우에, 상기 합(FYfl+ FYfr)은 수학식 3.4로부터 얻어진다.
I-3-2 차륜 측방향 힘(F Yi )의 추정
각 차륜상의 측방향 힘(FYi)은 차량의 측방향 운동 방정식(수학식 3.5)과, 수평면에서 차량의 회전의 운동 방정식(수학식 3.6)을 풀어서, 몇가지 가용한 값들과, 이전의 I-3-1 장에서 얻어진 종방향 힘(Fxi)의 함수로서 표현될 수 있다.
여기서, IB와 γd는 각각 차체의 관성 모멘트와 요잉 가속도이며, L은 전륜축과 후륜축(차륜 베이스) 사이의 거리이며, Lf와 Lr은 각각 차량의 중심과 전륜축 및 후륜축 사이의 거리이고, Tr은 차량의 트레드이다.
상술한 두 개의 운동 방정식으로부터 후방 측방향 힘Fyrl과 Fyrr을 소거하면 하기의 수학식이 얻어진다.
표현을 단순화하면, 하기와 같이 표현된다.
여기서 Ak와 Bk는 Fyfl과 Fyfr의 인자가고, Ck는 수학식 3.7의 우항이다. 실제차량에서, Ak>0와 Bk>0가 만족된다.
측방향 힘의 비 Fyfl/Fyfr=Dk를 사용함으로써, Fyfl과 Fyfr은 각각 하기와 같이 표현된다.
상기 힘(Dk)의 비율은 I-2장에 설명된 타이어 모델을 통해 결정된 Fyfl_m/Fyfr_m의 비에 의해 얻어진다. 그러나, I-2장에 설명된 바와 같이, Fyfl_m과 Fyfr_m은 슬립각(βi)과, 슬립율(Si) 및 최대 마찰 계수(μmax) 등이 제공되지 않는 한 구해지지 않으며, 이들 파라미터들은 본 장에서 추정될 FYi의 추정을 필요로한다. 따라서, 슬립각(βi)과, 슬립율(Si) 등이 구해지지 않은 초기 루틴에서, Dk는 초기값으로서 적절한 양의 상수(FY0)를 사용하여 연산된다. 이때, Dk는 하기와 같이 주어진다.
여기서, Max(x, x', …)는 괄호내의 값들 사이에서 가장 큰 값이 선택되는 것을 나타낸다.
적절한 상수(FY0)를 사용하는 것은 Fy_m의 절대값이 작을 때, 예로서, 차량이직선으로 주행할 때, 상기 비율 Dk의 신뢰성 없는 변화를 피할 수 있다.
유사하게, 합 Fyrl+ Fyrr은 하기와 같이 주어진다.
이들 힘들의 비를 하기와 같이 규정함으로써,
측방향 힘 Fyrl및 Fyrr은 하기와 같이 표현된다.
I-3-3 차륜 수직부하(F zi )의 추정
적절한 센서들로부터 얻어진 차량 종방향 및 측방향 가속도(GX, GY)를 사용함으로써, 각 차륜상의 수직부하(Fzi)는 하기의 수학식에 의해 추정된다.
여기서, Fzv는 차량의 중량, h는 차량의 중심의 높이, g는 중력 가속도, ηf와 ηr은 각각 전륜과 후륜의 롤 강성도 분배이다. 이 수학식들에서, 피치와 롤 성분들의 동적 특성들은 고려되지 않았으며, 이들은 추정 에러에 반영될 수 있다.
경사로에서, 노면에 수직인 차량의 중량(힘) 성분이 감소되며, 따라서, 상술한 수학식들 중 첫 번째 항의 Fzv는 Fzv= Fzv(θ=0)cosθ로 표현되어야만 하며, 여기서, θ는 도로의 경사각이다. 그러나, 일반적인 주행 상태에서, θ는 작고, cosθ≒ 1이며, 따라서, 수학식 3.14의 첫 번째 식은 타당하다. 상기 수학식의 두 번째 및 세 번째 식은 Gx및 GY가 관성 센서에 의해 측정되고, 노면에 평행한 중량의 성분을 포함하기 때문에, 정확히 타당하다.
I-3-4 타이어 강성도(K si 및 K βi )의 추정
각 차륜의 종방향 및 측방향 강성도(Ksi, Kβi)는 복합 노면력(Fxyi)과 수직부하(Fzi)의 함수이며, 하기와 같이 표현된다.
여기서, KXYS, KZS, KXYβ, KZβ는 실험 등으로부터 미리 구해지는 FXYi와 FZi의 상수 인자가다. 앞선 I-3-1, -2, -3 장에서 얻어진 결과들이 FXYi와 FZi를 위해 사용된다. 후술될 바와 같이, 이들 타이어 강성도(Ksi, Kβi)는 타이어 모델을 통한 슬립각(βi)과, 슬립율(Si)을 연산하기 위해 사용된다.
I-3-5 차륜 슬립각(βi)과 슬립율(Si)의 추정
차륜 슬립각(βi)은 차륜 주행 방향과 차륜 지향 방향 사이에 내포된 각도로서 정의되며, 따라서, tanβi = VYi/VXi로 표현된다.
여기서, VXi와 VYi는 각각 차륜 회전 평면에 평행 및 수직인 방향으로의 주행 속도 성분이다(도 4 참조).
상기 차량의 각 차륜에 대하여, VYi와 VXi는 하기와 같이 주어진다.
여기서, SVB는 차량 종방향 속도이고, βB는 차체의 슬립각이다.
따라서, 각 차륜의 슬립각(βi)은 하기와 같이 주어진다.
I-2장에서 설명한 바와 같이, 차륜의 슬립율(Si)은 하기와 같이 주어진다.
여기서, Vxi는 VB에 대응한다.
따라서, 수학식 3.16을 사용하면, 각 차륜의 슬립율(Si)은 하기와 같이 주어진다.
수학식 3.18 및 3.19에서, 차량 종방향 속도(SVB)는 직접적으로 측정되지 않으며, 다음의 I-3-6장에서 설명된 프로세스를 통해 추정된다. 다른 파라미터들은 미리 또는 적절한 센서들로부터 얻어진다(도 2A 참조).
I-3-6 차량 종방향 속도(SVB)의 추정
차량 종방향 속도(SVB), 즉, 차량 진행 방향의 차속의 성분(도 4 참조)은 이전 장들에서 얻어진 차량 종방향 및 측방향 힘(FXi, FYi)과 수직부하(Fzi)로부터 타이어 모델을 통해 추정된다. 본 추정 프로세스에서, 가장 먼저, 각 차륜에 대한 FXi와 FYi로부터 "기준 슬립율(SKi)"이 결정되고, 그후, 각 차륜에 대하여 독립적으로 차량 종방향 속도(SVBi)가 유도된다. 이들 속도 SVBi로부터, 적절한 값이 가장 신뢰성있는 차량 종방향 속도(SVB)로서 선택된다.
(a) 차량 제동시
기준 슬립율(SKi)은 하기와 같이 정의된다.
｜Fxi｜가 작은 경우, SKi=0,
｜Fxi｜가 크고, ｜FYi｜가 작은 경우, 슬립각(βi)=0, 복합 슬립율 λ= ｜S｜=｜SKi｜와 FXY=｜FX｜=μmaxFz(1-ξ3)인 것으로 가정한다. 수학식 2.12(SKi가 S에 대응)를 참조하면, SKi는 하기와 같이 표현된다.
[주 : 상기 수학식에서, ξ≥0가 반드시 충족되어야만 한다. 따라서, 하나 이상의 차륜이 이 조건에 부합되도록 제어되어야만 한다. 이는 후술하는 프로세스에서 가능하다]
｜Fxi｜와 ｜FYi｜가 큰 경우, 수학식 2.12를 통해 하기와 같이 표현된다.
따라서, 차량 종방향 속도(SVBi)는 하기와 같이 주어진다.
이들은 결과적인 SKi와 차륜 회전 속도(VWi)로 T아기 수학식 3.19를 풀어서 얻어진다. 이때, SVBi들 중 가장 큰 값이 차량 종방향 속도(SVB)로 선택되며, 그 이유는 가장 큰 것이 차량이 제동될 때 실제 SVB에 가장 근접한 것으로 예상되기 때문이다.
(b) 차량 제동시가 아닐 때
사륜 구동 차량에서, 기준 슬립율(SKi)은 ｜Fxi｜가 크고, ｜FYi｜가 작은 경우를 제외한 제동시와 유사하게 정의되며, SKi가 음이여야만 하기 때문에, SKi는 하기와 같이 주어진다.
상기 차량 종방향 속도(SVBi)는 수학식 3.20과 동일한 수학식에 의해 주어지며, SVBi들 중 가장 작은 값이 차량 종방향 속도(SVB)로 선택되며, 그 이유는 가장 작은 것이 이 경우의 실제 SVB에 가장 근접해지는 것으로 기대되기 때문이다.
이륜 구동 차량에서, 비피구동 차륜에 기초한 추정이 신뢰성이 있는 것으로 기대되며, 그 이유는 구동력이나 제동력 어느쪽도 차륜에 적용되지 않기 때문이다. 따라서, SKi = 0로 가정하면, 각 비피구동 차륜상의 차량 종방향 속도(SVBi)는 하기와 같이 주어진다.
후륜 구동 차량의 경우
전륜 구동 차량의 경우
각 경우에, 상기 차량 종방향 속도(SVB)는 이들 SVBi로부터 더 큰 것을 선택하거나, SVBi를 평균화함으로써 결정된다.
상술한 절차들 중 소정의 경우에, 슬립각(βi)와 최대 마찰 계수(μmax)가 필요하다. 그러나, 이들 파라미터들의 연산은 여기서 추정될 차량 종방향 속도(SVB)를 필요로 한다(도 2A 참조). 따라서, 상기 프로세스의 초기 사이클에서, 예로서, S Ki=0, βi=0 등의 이들 파라미터들에 적절한 초기값이 주어지게 된다. 후속하는 사이클에서, 가장 최근의 이전 추정에서 얻어진 값이 각 연산에 사용된다.
I-3-7 각 차륜에 대한 최대 정지 마찰 계수(μ max )의 추정
I-2장에 설명된 타이어 모델에 따라서, 복합 노면 반력(FXY)은 하기와 같이주어진다.
정지 마찰 계수를 μi=FXYi/FZi로 정의하면, μi와 복합 슬립율(λi)의 관계가 도 5A에 도시되어 있다. 수학식 2.8 및 2.9로부터 알 수 있는 바와 같이, μi는 λi가 큰 경우에 일정한 것으로 가정되고, 여기서, μi는 임계(또는 최대) 정지 마찰 계수(μmax)로 정의된다. [실제 타이어에서, μ대 λ는 도 5B로서 도시되어야 하며, 여기서 μ는 피크를 갖는다. 그러나, λ>λPEAK의 영역에 대한 μ는 무관하며, 그 이유는 타이어가 이미 이 영역에서 슬립중이기 때문이다. 따라서, 본 장에 표현된 모델은 대략적으로 타당하다.]
도 5A에 도시된 μi대 λi의 관계를 참조하면, 각 차륜상의 μmax는 하기와 같이 추정된다.
여기서, Δμ는 적절한 양의 상수이다. (μ/λ)와 (μ/λ)λ=0는 λ=(현재값)과 λ=0에서, 곡선μi(λ)의 경사도이다(도 5C 참조). [상기 수학식 3.22의 유도의 상세한 설명은 부록 Ⅱ참조]
수학식 2.8과 2.9로부터, 하기의 수학식이 성립한다.
따라서, μmaxi는 수직부하(Fzi), 차륜 슬립율(Si), 차륜 슬립각(βi) 및 타이어 강성도(Ksi, Kβi)로부터 연산된 ξ의 함수로서 표현될 수 있다. μmaxi를 얻기 위해서, 상술한 수학식으로부터 알수 있는 바와 같이, 파라미터로서 다른 μmaxi가 필요하다[ξ는 μmax의 함수임]. 따라서, 이전 사이클에서 추정된 값(μmaxi(n-1))이 파라미터로서 사용된다).
μ가 실제 μmax에 도달하지 않을 때, μmax의 추정 오류는 오히려 커진다. 도 5C를 참조하면, 곡선 A는 λe에서 μmax[실제]에 대해 포화된 μ(λ)를 나타내며, 곡선 B는 수직축상의 Δμ로부터 출발하여, 수학식 3.22를 통해 추정된 μmax를 나타낸다. 이 도면으로부터 알 수 있는 바와 같이, 포화되지 않은 지점(λ1)에서의 μ에서, μmax는 실제 μmax보다 낮게 추정된다. 그러나, λ가 증가할 때, 경사도(μ/λ)는 평탄해지며(0에 근접하며), 그래서, 추정 오류가 감소되고, λ가 λe(즉, ξ=0)에 도달한 이후에, 추정된 μmax는 실제값에 일치된다.
통상의 선회조건하에서 차량 제동중에 후방 차륜의 복합 슬립율은 전방 차륜의 슬립률보다 항상 작은데, 왜냐하면 전방 차륜이 후방 차륜보다 더 강하게 조향및 제동되기 때문이다. 그러므로, 추정된 μmax의 오차가 후방 차륜에서 더 크다. 이 후방 차륜에서의 오차를 보상하기 위해, 좌우측 차륜의 추정된 μmax가 좌우측 전방 차륜의 추정된 μmax으로 각각 설정될 수 있다: μmaxrL=μmaxfL; μmaxrr=μmaxfr.
I-3-3 장에서 설명한 바와 같이, Fzi는 μmaxi의 추정에 오류를 일으킬 수 있는 피치(pitch) 및 롤(roll) 성분의 동적인 특성값으로부터 유도된 오차를 포함할 수 있다. 그러나, μmaxiFzi의 값은 이러한 동적인 특성값에 거의 영향을 받지 않는데, 왜냐하면 μmaxiFzi는 수학식 2.8 및 2.9에 주어져 있기 때문이다.
I-3-8 마찰원 상의 지점의 파라미터들의 연산
상술한 장들에서, 각 차륜들에 대한 몇몇 파라미터들, 즉, 슬립율, 슬립각, 최대 마찰 계수 등이 얻어졌다. 따라서, 이들을 사용하여, 마찰원상의 각 지점(A, B, C, D, E 등)에서의 파라미터들의 세트가 I-2장에 나열된 수학식들을 통해 얻어질 수 있다. 이들 마찰원상의 지점에서의 파라미터들의 세트는 후속하는 장들에서 목표값의 연산을 위해 사용될 것이다. 부가적으로, 측방향 힘의 추정에 관련하여 상술한 바와 같이, 힘 Dk와 Fk의 비는 이제 앞선 장들에서 추정된 파라미터들을 사용하여, 타이어 모델을 통해 구해진다.
I-4 영역 (B), 차량 거동 안정/불안정의 판정
영역 (B)는 네 개의 차륜에 의해 발생된 요 모멘트의 밸런스에 기초하여 선회 차량의 거동이 안정한지 아닌지를 판정한다. 판정 프로토콜에서, 각 차륜상의노면 반력에 의해 발생된 실제 차량 선회 모멘트(Mi)는 영역 (A)의 프로세스에서 얻어진 종방향 및 측방향 힘(Fxi, FYi)을 사용하여 연산된다. 또한, I-2장의 타이어 모델에 기초하여, "임계" 차량 선회 요 모멘트(MiG)는 각 차륜에 대하여 현재 종방향 힘(FXi)을 유지하면서, 노면 반력이 포화되는 것으로 가정하는 경우에, 차륜(타이어)에 의해 발생될 수 있는 요 모멘트로서 정의된다. 이때, 실제와 임계 요 모멘트를 비교함으로써, 차량의 거동이 정상, 스핀 또는 드리프트 상태중 어느 하나의 상태에 있는 것으로 판정된다. 하기에, 본 영역의 프로토콜이 상세히 설명된다.
I-4-1 현재 요 모멘트(Mi)의 연산
현재 각 차륜에 의해 발생되는 차량 선회 요 모멘트(Mi)는 영역 (A)에서 추정된 Fxi와 FYi를 사용하여 하기의 수학식에 의해 연산된다(도 6 참조).
따라서, 요 모멘트는 하기와 같다.
여기서, IB와 γd는 각각 차체의 관성 모멘트와, 현재 차량의 중심 둘레에서 발생되는 요 가속도이다.
I-4-2 임계 요 모멘트(M iG )의 연산
도 7에 도시된 바와 같이, 차륜상의 현재 종방향 힘(Fxi)을 유지하면서, 임계 측방향 힘(FYiG), 즉, 복합 노면 반력(FXYi=μFzi)를 μmaxFz로 최대화할때 측방향 힘은 FYiG=(μmax 2Fz 2- FXi 2)1/2로 주어진다. 이때, "임계 요 모멘트"로서 정의된, 각 차륜상의 Fxi와 μFYiG로 구성된 최대화된 복합력(FXYiG)에 의해 발생된 요 모멘트는 하기와 같이 주어진다.
임계 요 모멘트는 그 현재 종방향 힘을 유지하면서 차륜이 발생할 수 있는 요 모멘트의 상한값을 나타낸다. 일정한 종방향 힘에서, 슬립각(｜β｜; 즉, 측방향 힘)이 임계 요 모멘트를 초과하는 요 모멘트를 얻도록 증가되는 경우, 복합력(FXY)가 대응하는 임계 마찰원을 초과할 수 없기 때문에, 차륜은 슬립하기 시작한다. 이런 타이어 상태는 거동 불안정을 초래한다.
I-4-3 차량 거동 안정의 판정
(a) 이론
차륜에서의 노면 반력이 임계 마찰원에 포화될 때, 차륜으로부터 어떠한 더 이상의 보다 강한 힘, 즉, 차량의 중심 둘레의 어떠한 더 이상의 보다 큰 요 모멘트도 가용하지 않다(균일한 종방향 힘에서). 두 개의 전륜과 두 개의 후륜을 가지고, 굴곡 경로를 따라 선회하는 차량에서, 후륜상의 노면 반력은 각 임계 마찰원에 도달하고(즉, 요 모멘트가 임계 요 모멘트에 도달함), 두 개의 전륜에 의해 발생된 요 모멘트의 합은 후륜에 의해 발생된 것 보다 크고, 차량의 후부는 굴곡 경로로부터 외향으로 미끄러지게 된다. 이 슬리핑 상태는 스핀 상태로서 정의된다. 한편, 전륜에 의해 발생된 요 모멘트의 합이 그 임계값에 도달하는 경우, 전륜의 조종에 의해 어떠한 더 이상의 보다 강한 힘도 가용하지 않다(조종에 의한 제어력의 손실). 따라서, 차량의 전방부는 추가적으로 내향으로 선회될 수 없으며, 굴곡 경로로부터 외향으로 이탈하는 경향을 갖는다. 이 상태는 드리프트 상태라 정의된다.
상술한 바와 같이 차체의 현재 요 모멘트는 수학식 4.2에 의해 정량적으로 주어진다.
IB·γd = Mfl+ Mfr+ Mrl+ Mrr
여기서, 좌회전시, Mfl, Mfr> 0이고, Mrl, Mrr< 0이다.
전륜으로부터의 현재 요 모멘트(Mfl+ Mfr)가 유지, 즉, 수학식 4.4를 만족하면서, IB·γd가 후륜으로부터 추가적으로 가용한 요 모멘트(｜MrlG+ MrrG- Mrl- Mrr｜) 보다 큰 경우에, 후륜에 의해 발생된 요 모멘트가 그 임계값에 도달할 때, 차체의 후부가 슬립을 시작하고, 스핀 상태를 초래한다. 이는 전륜의 요 모멘트가 후륜의 임계 한계값을 초과하여 차체를 회전시키는 경향을 갖기 때문이다.
한편, 차륜 슬립각(｜βi｜)이 증가하면서, IB·γd(≥0)가 후륜을 위해 추가로 가용한 요 모멘트(｜MrlG+ MrrG- Mrl- Mrr｜) 보다 작으면서, 전륜으로부터 부가적으로 가용한 요 모멘트(MflG+ MfrG- Mrl- Mrr)가 작은 경우, 즉, 수학식 4.5를 만족하는 경우에,
후륜에 의해 발생된 요 모멘트가 전륜에 의해 발생된 요 모멘트와 동일할 때, 즉, IB·γd=0일 때, 차체의 요잉율은 고정된다. 이는 차체의 요 모멘트가 이미 전륜을 조종하는 것에 의해 제어할 수 없기 때문이다. 결론적으로, 상기 차량은 보다 내향으로 굴곡 경로를 따를 수 없으며, 드리프트 상태를 초래한다.
따라서, 조건 4.4나 4.5가 충족되는지 아닌지로부터 차체의 스피닝이나 드리프팅이 검출되거나, 예측될 수 있다.
(b) 실제
프로세스의 프로토콜에서, 지표값은 Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG- KIβdr로 정의되며, 여기서, - KIβdr은 위상의 전진을 고려하며, βdr은 후륜 슬립각속도이고, KI는 양의 상수이며, 하기의 수학식이 성립한다.
Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG
= IB·γd - ｜MrlG+ MrrG- Mrl- Mrr｜
= IB·γd + MrlG+ MrrG- Mrl- Mrr
= Mfl+ Mfr+ Mrl+ Mrr+ MrlG+ MrrG- Mrl- Mrr
따라서, 지표값이 수학식 4.6을 만족할 때, 거동이 스핀 상태하에 있는 것으로 판정된다.
[수학식 4.4에 대응]
여기서, ΔMs는 적절한 작은 양의 상수이다.
지표값이 수학식 4.7을 만족할 때, 거동은 IB·γd ≥0 하에서, 드리프트 상태에 있는 것으로 판정된다.
[수학식 4.5에 대응]
여기서, Md는 적절한 작은 양의 상수이고, Kf는 0.8 내지 0.9의 적절한 양의 인자가다.
스핀이나 드리프트 상태중 어느 한쪽도 검출되지 않을 때, 거동은 정상 상태인 것으로 판정된다.
상술한 지표값에서, 위상의 전진 -KIβdr은 생략될 수 있다. 지표값의 위상의 전진을 보다 정확하게 고려하기 위해서, 스핀 판정을 위해서는 [d(Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG)/dt]이, 드리프트 아웃 판정을 위해서는 [d(MflG+ MfrG+ MrlG+ MrrG)/dt]이 변수로서 사용될 수 있다. 그러나, 이들 양의 연산이 너무 복잡하기 때문에, -KIβdr이 이들의 근사치로서 사용된다.
상술한 바에서, 차량 거동이 실제 및 임계 요 모멘트의 밸런스로부터 판정되기 때문에, 본 발명은 비정상 거동의 실제 발생 이전에 비정상 거동을 검출(또는 예측)하고 효과적으로 회피할 수 있다.
I-4-4 후륜 슬립각속도(βd r )의 연산
차량 거동의 판정을 위한 지표값으로 사용되는 후륜 슬립각속도(βdr)는 하기와 같이 얻어진다[여기서, 우측 차륜과 좌측 차륜 사이의 차이는 무시한다(Tr=0)]. 후륜 슬립각(βr)은 하기와 같이 주어진다.
tanβr = tanβB- Lr·γ/VX
여기서, Vx는 차체의 종방향 속도이다. Vx=상수라 가정하면, 이 방정식의 시간 미분은 다음과 같이 표현된다.
dtanβr/dt=dtanβB/dt- Lrγd/VX
슬립각βB와 그 시간 미분은 하기와 같이 주어진다.
tanβB= VY/ VX
dtanβB/dt= VdY/ VX= (GY- VXγ)/VX=GY/VX-γ
여기서, VY는 차체의 측방향 속도이다. 후자의 수학식에서, GY=VYd + Vxγ가 사용되며, 여기서, VYd는 VY의 시간 미분이다. 따라서, 흐륜 슬립각속도는 하기와 같이 표현된다.
I-3-6장에서 얻어진 SVB가 Vx로 치환된다.
I-5 영역 (C), 개별적 차륜을 위한 목표값의 연산
도 2C에 도시된 바와 같이, 영역 (C)에서, 먼저, 영역 (B)의 결과에 응답하여 각 차륜을 위한 목표 종방향 힘을 연산하고, 제동 시스템 및/또는 엔진 및 구동 시스템을 통해 차륜의 실제 종방향 힘을 각 목표 힘으로 조절한다.
본 영역에서, 하기의 목표값들이 연산된다.
(1) 제동 페달 침하도, 스로틀 개방 각도 또는 가속 페달 침하도 같은 운전자의 요구로부터 결정된 기본 목표 종방향 힘.
(2) 정상 주행 상태 한계값에 기초하여 상기 기본 목표 힘을 조정함으로써 결정된 제 1 목표 종방향 힘. 정상 주행 상태 한계값은 휠 스핀 및 휠 록 상태를 회피하면서 종방향 힘 및 측방향 힘의 적절한 밸런스를 유지하도록 정의된다.
(3) 제 1 목표 힘을, 스핀 상태가 검출되었을 때, 스핀 상태를 적절히 회피및/또는 억제하도록 조정함으로써 결정된 제 2 목표 종방향 힘.
(4) 제 1 목표 힘을, 드리프트 상태가 검출되었을 때, 드리프트 상태를 적절히 회피 및/또는 억제하도록 조정함으로써 결정된 제 3 목표 종방향 힘.
이들 목표 힘들은 I-2장에서 설명된 타이어 모델을 통해 영역 (A)에서 얻어진 파라미터들을 사용하여 연산된다.
실제 종방향 힘의 제어에서, 제 1 목표 힘은 정상 주행 상태 판정에 응답하여 선택되고, 스핀 및 드리프트 상태의 판정에 응답하여서는 제 2 및 제 3 목표 힘이 각각 선택된다[설명되지 않은 부분들은 I-5-5장 참조]. 이때, 선택된 목표 힘의 값은 대응하는 목표 제동 압력 및/또는 스로틀 개방도로 변환된다.
하기에, 본 영역의 프로세스들을 상세히 설명한다.
I-5-1 기본 목표 종방향 힘의 연산
각 차륜을 위한 기본 목표 종방향 힘은 그녀/그의 차량을 전진 또는 제동하고자 하는 운전자의 요구를 직접적으로 반영한다. 차체(총) 목표 제동력, 예로서, 대응하는 제동 페달의 침하도를 FXVB로 나타내고, 차체(총) 목표 구동력, 예로서, 대응하는 스로틀 개방도 또는 악셀 페달의 침하도를 D로 나타내면, 차체(총) 종방향 힘은 하기와 같이 주어진다.
총 목표 제동력은 마스터 실린더내의 압력(Pm)으로부터 얻어질 수 있으며, 이는 하기의 수학식에 의해 적절한 인자(Kpm)로 변환된다.
FXVB= Kpm·Pm
목표 구동력(D)은 하기와 같이 얻어질 수 있다.
D=Kα·α
여기서, α는 가속 페달 침하량을 나타내고, Kαa는 전환 인자이다. [엔진 브레이크가 사용될 때, D<0임]
이때, 제동 동안, 즉, FXV<0일 때, 전체 목표 종방향 힘은 대응하는 수직부하(Fzi; I-3-3장에서 얻어짐)에 비례하는 분배율로 하기와 같이 각 차륜에 분배된다.
여기서, FXi0는 기본 목표 종방향 힘을 나타낸다.
한편, 구동 동안(비제동), 구동력이 차륜에 직접적으로 적용되는 것으로 가정하면, 기본 목표 힘(FXI0)은 하기와 같이 결정된다.
사륜 구동 차량의 경우
후륜 구동 차량의 경우
전륜 구동 차량의 경우
I-5-2 제 1 목표 종방향 힘의 연산
이전의 하위 장에서 설명된 기본 목표 힘은 운전자의 요구에 기초하여 적절한 제동/구동력 분배를 제공한다. 그러나, 과다한 운전자의 요구는 휠 스핀이나 휠 록 상태를 초래한다. 부가적으로, I-2장의 타이어 모델로부터 알 수 있는 바와 같이, 종방향 힘의 변화는 대응하는 측방향 힘의 감소를 유발하여 차량의 선회력의 손실을 초래할 수 있다. 따라서, 본 영역에서, 정상 주행 한계값[상한값 및 하한값]이 도입되며, 기본 목표 힘이 정상 주행 한계값들 중 어느 한쪽을 초과하는 경우, 목표 힘이 상기 한계값으로 조정된다. 이 조정 프로세스를 통한 목표값은 FXi1으로 표시되는 "제 1" 목표 종방향 힘으로서 정의된다. 따라서, 각 차륜상의 실제 종방향 힘은 정상 주행 상한값과 하한값 사이의 이 제 1 목표 힘으로 조절된다[스핀 상태가 판정되지 않을 때].
정상 주행 한계값들은 슬립각(βi)에 따라 각 차륜에 대하여 개별적으로 결정된다. 여기서, 한계값을 결정하는 일반적인 방식을 먼저 설명하고, 그 각각의 경우를 세부적으로 설명한다.
도 8A 및 도 8B는 각각 작은 슬립각과 큰 슬립각(｜βi｜)을 위한 도 3과 유사한 마찰원을 도시하고 있다. 원론적으로, 복합력 벡터(FXYi)는 지점 A와 E 사이에서 종방향 힘(FX)의 변화에 의해 이동될 수 있다. 도 8A에 도시된 바와 같이, 슬립각(｜βi｜)이 작은 경우, 측방향 힘(FYi)은 종방향 힘(FXi)의 변화에 의해 덜 변화되며, 그래서, 이 경우에, 종방향 힘(FXi)은 광범위하게 변화될 수 있다. 그러나, 휠 스핀 및 록이 지점 A 및 E에서 각각 발생하기 때문에, 정상 주행 한계값들은 타이어의 중심에 보다 근접한 지점들, 예로서, B 및 D(ξ=0임)에서 결정되어야만 하며, 그에 의해, 휠 스핀 및 로킹을 회피하여야 한다(안티-휠 스핀 및 안티-록 프로세스).
도 8B에 도시된 바와 같은 큰 슬립각(｜βi｜)에 대하여, FYi는 FXi에 따라 광범위하게 변화되며, 그래서, 정상 주행 한계값들은 예로서, 지점 F 및 G에서 결정되어 구동자의 요구를 소정 범위 만족시키면서, 소정량의 측방향 힘(FYi)을 유지하여야만 한다.[지점들 B 및 D 양자 모두는 슬립각(｜βi｜)이 증가할 때 타이어의 회전축을 향해 이동한다. 정상 주행 한계값들이 슬립각의 전체 범위에서 지점 B 및 D로 설정되는 경우에, 목표 종방향 힘은 큰 슬립각에 대해 너무 작은 범위내로 제한되며, 그래서, 운전자의 명령이 목표값에 반영되지 않는다.]
슬립각(｜βi｜)이 큰지 작은지를 결정하고, 큰 슬립각을 위한 정상 주행 한계값을 정의하기 위해서, 도 8A 및 도 8B에 지점 F 및 G로 도시된 바와 같은 지표점들이 도입된다. ξ=0인 지점 B 및/또는 D가 F와 G 사이에 형성된 원호의 외측에 위치되는 경우(도 8A), 대응하는 슬립각(｜βi｜)은 작은 것으로 판정되고, 정상 주행 한계값들이 B 및/또는 D로 정의된다. 지점 B 및/또는 D가 지점 F와 G 사이에 있는 경우에(도 8B), 대응하는 슬립각(｜βi｜)은 큰 것으로 판정되고, 정상 주행 한계값들은 지점 F와 G에 의해 정의된다.
정상 주행 한계값의 정의 및 각각의 경우에 대한 제 1 목표 종방향 힘의 결정을 후술한다.[지점 B 및 D에서, 힘의 값은 I-2장에 도시되어 있음]
(a)전륜(도 8A 및 도 8B 참조)
지표점 F 및 G는 폭 F1과 F2에 의해 정의되며, 상기 F1과 F2는 하기와 같이 결정된다.
여기서, KFXf는 예로서 0.4의 적절한 양의 상수이다. F1과 F2는 차체의 종방향을 따라 취해진다. 종방향 주행 한계값과 제 1 종방향 힘(FXfl1과 FXfr1)은 하기와 같이 결정된다.
후륜 구동 차량의 경우
｜βi｜가 작은 경우, 정상 주행 한계값 : C 및 D
｜βi｜가 큰 경우, 정상 주행 한계값 : C 및 G
주 : 후륜 전방 차량의 전륜은 구동되지 않으며, 그래서, Fxi1<0이다. 따라서, 상한값은 지점 C로 설정된다. FXfl1과 FXfr1의 방정식에서, 안티 록 목표 종방향 힘은 하기와 같이 표현된다.
전륜 구동 차량 및 사륜 구동 차량의 경우
｜βi｜가 작은 경우, 정상 주행 한계값 : B 및 D
｜βi｜가 큰 경우, 정상 주행 한계값 : F 및 G
주 : 안티 휠 스핀 목표 종방향 힘은 하기와 같이 표현된다.
(b) 후륜 내측(좌측) 차륜(도 9A 및 도 9B 참조)
지표점 H 및 G가 정의된다. 지점 G는 하기와 같이 표현되는 폭 F2로 정의된다.
여기서, KFXr은 예로서, 0.4의 적절한 양의 상수이다. 지점 H는 도면에 도시된 바와 같이 정의되며, 여기서, 복합력 벡터(FXY)는 차체의 중심과 타이어 중심(122; 힘 작용점) 사이의 모멘트 아암(124)에 수직이다. 따라서, 최대 역방향 차량 선회 요 모멘트는 지점 H에서 얻어진다. 정상 주행 한계값과 제 1 종방향 힘(FXfl1과 FXfr1)은 하기와 같이 결정된다.
전륜 구동 차량의 경우
｜βi｜가 작은 경우, 정상 주행 한계값 : C 및 D
｜βi｜가 큰 경우, 정상 주행 한계값 : C 및 G
주 : 전륜 전방 차량의 후륜은 구동되지 않으며, 그래서, Fxi1<0이다. 따라서, 상한값은 지점 C로 설정된다. FXrl1의 방정식에서, 안티 록 목표 종방향 힘은 하기와 같이 표현된다.
후륜 구동 차량 및 사륜 구동 차량의 경우
제동시 : 전륜 구동 차량의 경우와 동일
비제동시
｜βi｜가 작은 경우, 정상 주행 한계값 : B 및 C
｜βi｜가 큰 경우, 정상 주행 한계값 : H 및 C
주 : 비제동시, FXfl> 0이며, 그래서, 하한값은 C에서 정의된다. 안티 휠 스핀 목표 종방향 힘은 하기와 같이 표현된다.
(c) 후륜 외측(우측) 차륜(도 10A 및 도 10B 참조)
지표점 F 및 J가 정의된다. 지점 F는 하기와 같이 표현되는 폭 F1로 정의된다.
여기서, KFXr은 예로서, 0.4의 적절한 양의 상수이다. 지점 J는 복합력 벡터(FXY)가 차체의 중심(104)과 타이어 중심(122) 사이의 모멘트 아암(134)에 수직인 지점으로 정의된다. 따라서, 최대 역방향 차량 선회 요 모멘트는 지점 J에서 얻어진다. 각 경우에 대한 정상 주행 한계값과 제 1 종방향 힘(FXfl1과 FXfr1)은 하기와 같이 결정된다.
전륜 구동 차량의 경우
｜βi｜가 작은 경우, 정상 주행 한계값 : C 및 D
｜βi｜가 큰 경우, 정상 주행 한계값 : C 및 J
주 : 전륜 전방 차량의 후륜은 구동되지 않으며, 그래서, Fxi1<0이다. 따라서, 상한값은 지점 C로 설정된다. FXrr1의 방정식에서, 안티 록 목표 종방향 힘은 하기와 같이 표현된다.
후륜 구동 차량 및 사륜 구동 차량의 경우
제동시 : 전륜 구동 차량의 경우와 동일
비제동시
｜βi｜가 작은 경우, 정상 주행 한계값 : B 및 C
｜βi｜가 큰 경우, 정상 주행 한계값 : F 및 C
주 : 비제동시, FXfr> 0이며, 그래서, 하한값은 C에서 정의된다. 안티 휠 스핀 목표 종방향 힘은 하기와 같이 표현된다.
(d) 단순화된 정상 주행 한계값
상기 프로토콜에서, 지표점들은 각 차륜에 대해 독립적으로 결정된다. 제 1 목표 힘의 연산을 단순화하기 위해서, 지표점 F 및 G는 도 11A 및 도 11B에 도시된 바와 같이 각 차륜의 종방향(진행 방향)을 따라 취해진 폭(F1, F2)에 의해 모든 차륜에 공통적으로 정의될 수 있다. 상기 폭(F1, F2)은 하기와 같이 정의된다.
따라서, 정상 주행 한계값과 제 1 종방향 힘(FXi1과 FXi1; i=fl, fr, rl 및 rr)은 하기와 같이 정의될 수 있다.
제동시
｜βi｜가 작은 경우, 정상 주행 한계값 : C 및 D
｜βi｜가 큰 경우, 정상 주행 한계값 : C 및 G
비제동시
｜βi｜가 작은 경우, 정상 주행 한계값 : B 및 C
｜βi｜가 큰 경우, 정상 주행 한계값 : F 및 C
(e) 종방향 힘을 위한 보조 제어
종방향 힘의 제어성을 개선시키기 위해서, 상술한 수학식에 나타난 B 및 D에서의 FXBi및 FXDi는 하기와 같이 목표 및 실제 슬립율 사이의 차에 관하여 변형될 수 있다.
하기의 설명에서, 이 값들은 단순히 FXD및 FXB로 나타낸다.
I-5-3 제 2 목표 종방향 힘(F Xi2 )의 연산(스핀 상태 억제 및/또는 회피를 위한 목표 힘)
본 발명에서, 스핀 상태 검출시, 각 차륜을 위한 제 1 목표 종방향 힘(FXi1)은 스핀 상태 억제를 위해서, "제 2" 목표 힘(FXi2)으로 조정되며, 여기서, 부가적인 요 모멘트가 그 중심 둘레에서 차량의 현재 회전에 대항하는 방향으로 발생된다. 좌회전시, 차륜들 중 소정의 것에 의해 시계방향의 요 모멘트가 생성되어야만 한다.
I-4장에서 설명한 바와 같이, 본 발명에서, 지표값이 하기의 식을 만족할 때, 스핀 상태, 엄밀히 말하면, 스핀 경향이 검출된다.
Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG- KIβdr> -ΔMs
따라서, 이 스핀 경향을 억제하기 위해서, 차륜에 의해 스피닝에 대항하는방향으로 제어 요 모멘트(Mns)가 하기의 수학식을 만족하도록 발생되어야만 한다.
여기서, Mns는 제어 프로세스 이후에, 하기의 조건을 만족시키도록 차륜에 분배되어야만 한다.
Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG- KIβdr≥-ΔMs
지표값에서, 전륜을 위한 요 모멘트의 양은 실제값이며, 후륜을 위한 요 모멘트의 양은 실제값이 아니라 임계값이다. 따라서, 실제 또는 임계값을 위한 목표값이 각 차륜에 대하여 연산되어야만 한다.
본 명세서에 설명된 프로세스에서, 가장 먼저, 각 차륜에 의해 발생될 목표 요 모멘트가 상술한 개념에 기초하여 연산된다. 그후, 상기 목표 요 모멘트로부터 각 차륜을 위한 제 2 목표 종방향 힘(FXi2)이 얻어진다.
하기에, 목표 요 모멘트 연산에 필요한 파라미터 산출 방식을 먼저 설명한다. 그후, 각 차륜을 위한 목표 요 모멘트를 결정하는 방식을 설명한다. 마지막으로, 목표 요 모멘트를 제 2 종방향 힘(FXi2)으로 전환하는 방식을 설명한다.
(i) 파라미터의 연산
F Xi1 에 의해 발생될 요 모멘트
여기서, 단지 전륜을 위한 요 모멘트만을 설명하며, 그 이유는 후륜을 위한 요 모멘트는 하기의 연산에서 사용되지 않기 때문이다.
제 1 목표 종방향 힘(FXi1)에 대응하는 측방향 힘(FYi)이 하기와 같이 연산된다.
｜FXDi｜가 작은 경우, 즉, 슬립각(｜βi｜)이 큰 경우(도 8B 참조)
｜FXDi｜가 큰 경우, 즉, 슬립각(｜βi｜)이 작은 경우(도 8A 참조), 타이어 모델(I-2장 참조)의 수학식 2.12를 통해서 하기의 수학식이 얻어진다.
FXi1<0인 경우
FXi1=0인 경우
여기서, S=0에서, FXY1= μmaxFzi(1-ξ3)이다.
FXi1>0인 경우
따라서, 이들 힘에 의해 발생된 요 모멘트는 하기와 같이 주어진다.
F Xi1 에 의해 발생될 수 있는 임계 요 모멘트
MiG1으로 표시되는, 제 1 목표 종방향 힘(FXi1)에서 각 차륜에의해 발생될 수 있는 임계 요 모멘트는 하기와 같이 연산된다.
여기서, FYiG1=(μmax 2Fzi 2-FXi1 2)1/2이다
"임계 요 모멘트"의 정의에 대하여서는 I-4-2장을 참조하라.
F Xi1 = 0에서 임계 요 모멘트
여기서, 후륜을 위한 양만이 도시되어 있으며, 그 이유는 전륜을 위한 것들은 하기의 연산에 사용되지 않기 때문이다.
MiG0로 표현되는, FXi= 0, 즉, FYi= μmaxFzi에서의 임계 요 모멘트는 하기와 같이 연산된다.
스피닝에 대항하는 유효 요 모멘트
여기서는, 각 차륜을 위한 스피닝에 대항하는 "유효 요 모멘트"가 도입된다. 상기 각 차륜을 위한 유효 요 모멘트는 스핀 상태 억제 방향으로의 그 크기에서 가장 큰, 달리 말하면, 수학식 5.16을 충족시키기 위해 가장 효과적인, 요 모멘트로서 정의된다. 이 유효 요 모멘트는 차륜으로 제어 요 모멘트(Mns)를 분배시키기 위해 사용될 수 있는 각 차륜을 위한 목표 요 모멘트의 크기의 상한값을 정의한다.
상술한 바와 같이, 수학식 5.16에서, 전륜을 위해 제어될 요 모멘트는 실제값(Mfl, Mfr)이며, 후륜을 위해 제어될 요 모멘트는 임계값(MrlG, MrrG)이다. 따라서, 유효 요 모멘트는 좌회전 동안 항상 음이며, 따라서, 스피닝에 대항하는 유효 요 모멘트는 하기의 설명에서 "Mi_min" 또는 MiG_min으로 표시된다.
각 차륜을 위한 스피닝에 대항하는 유효(임계) 요 모멘트는 하기와 같이 정의된다.
(a) 외측(우측) 전륜
βf≤0일 때, 즉, 전륜이 도 12A에 도시된 바와 같이 현재 선회(좌측) 방향과 동일한 방향으로 조종될 때, 복합력 벡터(FXY)는 정상 주행 상태에서의 제어하에서 지점 B와 D 사이에 존재하고(I-3 장 참조), 종방향 힘(FX)을 변경하는 것에 의해 지점 A와 E 사이에서 이동할 수 있다. 따라서, 지점 D와 E 사이의 복합력 벡터는 가장 효과적으로 스핀 상태를 억제하는 요 모멘트를 효과적으로 발생시키며, 최소 요 모멘트(시계 방향으로 가장 큰)가 지점 E상의 복합 벡터에 의해 하기와 같이 발생될 수 있다.
여기서, FXfr= -μmaxfrFzfrCOSβfr이다.
그러나, 지점 E상에서, 휠 록킹이 발생한다. 이를 회피하기 위해서, 슬립율을 적절한 값(Smax)으로 제한함으로써, 따라서, 대응하는 종방향 힘(FXfr)은 하기와 같이 표현된다.
여기서, λmaxfr은 다음과 같다.
따라서, 스피닝에 대항하는 유효 요 모멘트는 하기와 같이 주어진다.
여기서, FYfr_min = (μmaxfr 2Fzfr 2-FXfr_min2)1/2이다.
βf>0일 때, 즉, 전륜은 도 12B에 도시된 바와 같은 현재 선회 방향(좌측)에 역방향으로 조종될 때, 유효 요 모멘트를 발생시키는 지점은 슬립각(｜βi｜)의 크기에 의존하여 변화된다.
FXDfr≥-(μmaxfrFzfr·sin(arctan(Tr/2Lf)+δ)인 경우, 즉, 그 위의 복합력 벡터가 모멘트 아암에 수직 방향인 지점 J 위에 지점 D가 있는, ｜βi｜가 큰 경우, 유효 요 모멘트는 지점 J 상에서 하기와 같이 주어진다.
FXDfr< -(μmaxfrFzfr·sin(arctan(Tr/2Lf)+δ)인 경우, 즉, 도 12B에 도시된 바와 같이 지점 D가 지점 J 아래에 있는, ｜βi｜가 작은 경우, 유효 요 모멘트는 지점 D 상에서 하기와 같이 주어진다.
여기서, FYDfr= (μmaxfr 2Fzfr 2-FXDfr 2)1/2이다.
도 12A 및 12B로부터 알 수 있는 바와 같이, 유효 요 모멘트는 제동력을 적용함으로써 얻어진다. 스피닝 억제의 실제 제어시, 외측 전륜 요 모멘트는 Mfr1과 Mfr_min 사이로 조절된다.
(b) 내측(좌측) 후륜
도 13A를 참조하면, 차량 제동시, 즉, 복합력 벡터가 좌하부 사분면에 있어야만 하는 경우, 유효 "임계" 요 모멘트는 지점 I상의 복합력 벡터에 의해 주어진다. 따라서, 하기의 수학식이 성립한다(FXrl= 0에서의 임계 요 모멘트는 상술되어 있음).
비제동시, 즉, 복합력 벡터가 좌상부 사분면에 있어야만 할 때, 유효 임계 요 모멘트는 복합력이 모멘트 아암(124)에 수직으로 지향되는 지점 H상의 복합력 벡터에 의해 주어진다. 따라서, 하기의 수학식이 성립한다.
(c) 외측(우측) 후륜
도 13B를 참조하면, 유효 "임계" 요 모멘트는 지점 J상의 복합력 벡터에 의해 얻어진다. 따라서, 하기의 수학식이 성립한다.
(d) 내측(좌측) 전륜
도 14를 참조하면, 복합력 벡터가 D와 E 사이의 간격으로 향하는 경우, 전륜에 의해 현재 발생된 요 모멘트는 감소된다. 그러나, 요 모멘트의 방향은 역전되지 않으며, 그래서, 단지 적은 효과만이 얻어진다. 따라서, 차륜의 목표값의 조정은이루어지지 않는다.
(ⅱ) 각 차륜을 위한 목표 요 모멘트의 결정
필요(제어) 요 모멘트(Mns)를 분배하는 몇가지 방식이 가능하며, 이들 각각의 방식들은 후속하는 차량 거동에 상이한 효과를 초래한다. 하기에, Mns의 분배 방법과, 각 효과들이 설명된다. 각 차륜을 위한 목표 실제 또는 임계 요 모멘트는 각각 Mi2또는 MiG2로 표시된다.
(a) 차량 제동시
차량 제동시 스피닝을 억제하는 요 모멘트를 획득하기 위해서, 제동력은 외측 전륜에서는 증가되고, 후륜에서는 감소되어야만 한다. 전륜상의 제동력의 증가는 선회 성능을 저하시키지만, 그러나, 제동 성능을 향상시킨다. 한편, 제동력의 감소는 제동 성능을 열화시키면서, 선회 성능을 향상시킨다. 따라서, 차륜에 대한 요 모멘트를 분배하는 방식은 차량 거동에서 양호한 성능에 의해 결정된다. 부가적으로, 상술한 바와 같이, 분배 방식은 추가적으로 발생될 요 모멘트의 크기(Mns)에 적합화되어야만 한다.
제어 요 모멘트(Mns)를 분배하는 몇가지 방법이 후술된다. 실제로, 이들 방법으로부터 소정의 하나가 선택된다. 본 명세서에 설명된 프로세스에서, 각 차륜을 위한 요 모멘트는 제동 효과를 확실히 얻기 위해, 어떠한 차륜도 구동력을 받지 않도록(즉, 종방향 힘은 마찰원내의 하부(좌측) 사분면내에 제한됨) 제어된다. 따라서, MrlG_min = MrlG0이다.
(1) 선회 성능이 양호한 경우
제어 요 모멘트(Mns)가 후륜으로부터만 획득될 수 있는 경우, 즉, 하기의 수학식 5.30을 만족하는 경우, 차량의 총 요 모멘트는 하기의 수학식 5.31로서 설정되어야만 한다.
이때, 인자 Kls는 하기의 수학식과 같이 표현되기 때문에, 각 차륜을 위한 목표 모멘트는 수학식 5.32로서 표현될 수 있다.
한편, 즉, 하기의 수학식을 만족하고, 후륜을 위한 유효 임계 요 모멘트가, 전륜을 위한 유효 요 모멘트로 보상되면서, 완전히 사용되어야만 하는 경우에, 차량의 총 요 모멘트는 수학식 5.33과 같이 표현될 수 있다.
(Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG) + Mns = -ΔMs + KIβdr≤Mfl1+ Mfr1+ MrlG0+ MrrG_min
이때, 인자 Kls가 하기와 같이 표현되기 때문에, 각 차륜을 위한 목표 종방향 힘은 수학식 5.34와 같이 표현될 수 있다.
(2) 제동 성능이 비교적 양호할 때
제어 요 모멘트(Mns)는 대응하는 부가적인 가용한 요 모멘트(유효 요 모멘트로부터 제 1 목표 요 모멘트까지의 차이, Mi_min - Mi1)에 비례하는 비율로 세 개의 차륜 각각에 분배되며, 그에 의해, 전륜에 의해 추가된 제동력의 효과의 증가된 중량으로 인해 제동 성능을 향상시킨다.
따라서, 차량의 총 요 모멘트는 하기와 같이 표현된다.
이때, 상기 인자 Kls가 하기와 같이 표현되기 때문에, 각 차륜을 위한 목표 모멘트는 하기의 수학식 5.36으로 표현될 수 있다.
(3) 제동 성능이 양호할 때
제어 요 모멘트(Mns)가 전륜으로부터만 얻어질 수 있는 경우, 즉, 수학식 5.37의 경우, 차량의 총 요 모멘트는 수학식 5.38로 표현될 수 있다.
이때, 인자 Kls가 하기와 같이 표현되기 때문에, 각 차륜을 위한 목표 모멘트는 수학식 5.39와 같이 표현될 수 있다.
한편, 즉, 수학식 5.40이 성립하는, 후륜을 위한 유효 임계 요 모멘트로 보상되면서, 전륜을 위한 유효 요 모멘트가 완전히 사용되어야만 하는 경우에, 차량의 총 요 모멘트는 수학식 5.41과 같이 표현된다.
이때, 인자 Kls는 하기와 같이 표현되기 때문에, 각 차륜을 위한 목표 모멘트는 수학식 5.42와 같이 표현된다.
(b) 차량 비제동시
요 모멘트(Mns) 분배 방식은 차량 구동 형태에 따라 상이하다.
(1) 후륜 구동 차량
후륜 구동 차량에서, 스핀 상태를 억제하는 요 모멘트를 획득하기 위해서, 외측 전륜상의 제동력이 증가되어야만 하며, 구동력이 감소되어야만 하거나 후륜상의 제동력이 증가되어야만 한다. 그러나, 전륜상의 제동력의 증가는 도 12A에 도시된 바와 같이 전륜상의 측방향 힘이 감소되기 때문에 선회 성능을 감소시킨다. 따라서, 스핀 상태의 억제는 주로 후륜에 의해 이루어진다. 요 모멘트(Mns) 분배 방식은 기본적으로 상술한 제동시의 (a)-(1)의 경우와 동일하다. 그러나, MrlG_min은 수학식 5.28로 주어진다.
(2) 전륜 구동 차량
전륜 구동 차량에서, 스핀 상태는 외측 전륜상의 구동력을 감소시키는 것 및/또는 외측 후륜상의 제동력을 증가시키는 것에 의해 억제될 수 있다. 내측 후륜으로부터는 어떠한 스핀 상태 억제에 유효한 요 모멘트도 가용하지 않으며, 그상에서 발생될 수 있는 힘의 방향을 고려한다(상기 차륜은 피구동되지 않는다, 도 13B 참조). 외측 전륜상의 구동력의 감소는 차량의총 구동력이 손실되면서 대응하는 측방향 힘을 증가시키기 때문에 선회 성능을 향상시킨다.
스핀 상태가 0보다 크거나 같은 외측 전륜상의 종방향 힘의 상태하에서 억제될 수 있는 경우, 즉, 수학식 5.43인 경우에, 차량의 총 요 모멘트는 수학식 5.44와 같이 표현되어야만 한다.
여기서, Mfr0는 FXfrl= 0에서의 Mfrl을 나타낸다(수학식 5.18b 및 5.19 참조).
이때, 인자 Kls가 하기와 같이 표현되기 때문에, 각 차륜을 위한 목표 모멘트는 수학식 5.45와 같이 표현될 수 있다.
스핀 상태가 외측 전륜상의 종방향 힘이 0인 상태 하에서, 외측 후륜에 의해 억제될 수 있는 경우, 즉, 수학식 5.46을 만족하는 경우, 차량의 총 요 모멘트는 수학식 5.47과 같이 표현된다.
이때, 인자 Kls가 하기와 같이 표현되기 때문에, 각 차륜을 위한 목표 모멘트는 수학식 5.48과 같이 표현될 수 있다.
한편, 외측 전륜상에 제동력을 적용함으로써 보상되면서, 외측 후륜을 위한 유효 요 모멘트가 완전히 사용되는 경우에, 차량의 총 요 모멘트는 하기와 같이 표현된다.
이때, 인자 Kls가 하기와 같이 표현되기 때문에, 각 차륜을 위한 목표 모멘트는 수학식 5.50과 같이 표현될 수 있다.
(3) 사륜 구동 차량
제어 요 모멘트(Mns)가 외측 전륜상의 구동력을 감소시키는 것 및/또는 외측 후륜상의 제동력을 증가시키는 것에 의해 얻어질 수 있다. 요 모멘트(Mns)의 분배 방식은 내측 후륜이 사용되는 것을 제외하면, 전륜 구동 차량의 경우와 같이 결정된다.
외측 전륜 상의 측방향 힘(FXfr)이 0보다 크거나 같을때만 스핀 상태가 억제도리 수 있는 경우, 즉, 수학식 5.51인 경우에, 차량의 총 요 모멘트는 수학식 5.52와 같이 표현되어야만 한다.
이때, 인자 Kls가 하기와 같이 표현되기 때문에, 각 차륜을 위한 목표 모멘트는 수학식 5.53과 같이 표현될 수 있다.
스핀 상태가 외측 전륜상의 종방향 힘(FXfr)이 0인 상태 하에서, 외측 후륜에의해 억제될 수 있는 경우, 즉, 수학식 5.54를 만족하는 경우, 차량의 총 요 모멘트는 수학식 5.55와 같이 표현된다.
이때, 인자 Kls가 하기와 같이 표현되기 때문에, 각 차륜을 위한 목표 모멘트는 수학식 5.56과 같이 표현될 수 있다.
한편, 외측 전륜상에 제동력을 적용함으로써 보상되면서, 외측 후륜을 위한 유효 요 모멘트가 완전히 사용되는 경우에, 차량의 총 요 모멘트는 하기와 같이 표현된다.
이때, 인자 Kls가 하기와 같이 표현되기 때문에, 각 차륜을 위한 목표 모멘트는 수학식 5.58과 같이 표현될 수 있다.
(c) 단순화된 프로세스
본 프로세스에서 연산을 단순화하기 위해서, Mns는 외측 전륜만에 의해 발생될 수 있으며, 여기서, 지점 E상의 값(Mfr_min; 수학식 5.22 참조)은 전륜을 위한 유요 요 모멘트로서 사용될 수 있다. 이 경우에, 외측 전륜의 목표 모멘트는 하기와 같이 주어진다.
이때, Mns가 외측 전륜의 제어에 의해 얻어질 수 없는 경우에, 후륜은 정상 주행 하한값(도 11B 참조)에 대응하는 지점 G 상의 복합력을 발생시키도록 제어되고, 내측 전륜은 ξ=0인 지점 D상의 힘을 발생시키도록 제어되며, 그에 의해, 차량이 감속되도록 모든 차륜들이 제동된다.
(ⅲ) 제 2 목표 종방향 힘의 연산
I-2장에 설명된 타이어 모델을 사용하여, 목표 모멘트(Mfr2, MrlG2및 MrrG2)는 각각의 종방향 힘, 즉, 제 2 목표 종방향 힘(FXi2)으로 변환된다. 하기의 연산에 필요한 파라미터들은 영역 (A)에서 얻어진다.
(a) 외측 전륜
｜βfr｜이 큰 경우, 즉, FXDfr≥F2인 경우, 차륜상의 복합력은 도 15A에 도시된 바와 같이 그 임계 마찰원에 거의 도달한다. 따라서, Mfr2는 하기와 같이 표현된다.
여기서, FYfr2= (μmaxi 2Fzfr 2-FXfr2 2)1/2이다.
비록, 도 15A에 P1 및 P2로 도시된 바와 같이 Fxfr2에 대해 이 수학식을 풀면 두 개의 결과가 얻어지지만, 힘 벡터(Fxy)가 실선상에서만 이동하기 때문에, 목표 힘은 음의 결과 P1에 의해 얻어진다.
｜βfr｜이 작은 경우, 즉, FXDfr≤F2인 경우, 도 15B에 관하여, 얻어진 복합력이 지점 B로부터 지점 D까지인 경우, 대응하는 측방향 힘(FYfr2)은 타이어 모델로부터의 수학식에 의해 하기와 같이 주어진다.
따라서, Mfr2는 하기와 같이 표현된다.
이때, Fxfr2는 하기와 같다.
얻어진 복합력이 지점 D와 지점 E 사이인 경우, 목표 힘은 ｜βfr｜이 큰 경우와 동일한 수학식에 의해 얻어진다. 따라서, 목표 힘은 하기와 같다.
(b) 내측 후륜
목표(임계) 요 모멘트(MrlG2)는 하기와 같이 표현된다.
따라서, 목표힘을 위한 두 개의 결과들은 하기와 같이 주어지며, 이들은 도 16A에 P1 및 P2로서 도시되어 있다.
따라서, 제 1 목표힘이 FXrl1≥μmaxrlFZrlsin(arctan((Tr/2)/Lr))인 경우(지점 H 위에서), P1(+부호의 결과)이 선택된다. 한편, FXrl1< μmaxrlFZrlsin(arctan((Tr/2)/Lr))인 경우, P2(-부호의 결과)가 선택된다.
(c) 외측 후륜
목표(임계) 요 모멘트(MrrG2)는 하기와 같이 표현된다.
따라서, 목표 힘에 대한 두 개의 결과가 하기와 같이 주어지며, 이들은 도 16B에 P1 및 P2로서 도시되어 있다.
따라서, 제 1 목표힘이 FXrr1≥- μmaxrrFZrrsin(arctan(Tr/2Lr))인 경우(지점 J 위에서), P1(+ 부호의 결과)이 선택된다. 한편, FXrr1< - μmaxrrFZrrsin(arctan(Tr/2Lr))인 경우, P2(- 부호의 결과)가 선택된다.
(d) 수학식 5.63의 다른 해법
수학식 5.63에 대하여, 외측 전륜의 목표 힘은 하기와 같이 연산될 수 있다. 종방향 힘 및 측방향 힘의 현재값과 목표값 사이의 차이가 작은 것으로 가정하면, 목표값은 대략적으로 하기와 같이 주어진다.
여기서, ΔS는 슬립율의 작은 차이이다. ΔS를 소거함으로써, 종방향 힘과 측방향 힘 사이의 관계는 하기와 같이 주어진다.
이때, 목표 종방향 힘은 하기와 같이 주어진다.
여기서, XYSfr은 다음과 같다.
I-2장의 타이어 모델을 통해, 상술한 수학식의 분자와 분모는 하기와 같이 표현된다.
I-5-4 제 3 목표 종방향 힘(F Xi3 )의 연산
(드리프트 아웃 상태의 억제 및/또는 회피를 위한 목표 힘)
드리프트 상태 검출시, 각 차륜을 위한 제 1 목표 힘(FXi1)은 드리프트 상태 억제를 위한 "제 3" 목표 힘으로 조정된다. 드리프트 회피 프로세스에서, 굴곡 경로를 따라 차량이 선회하는 것을 가능하게 하기 위하여 차량상의 측방향 힘이 보증되어야만 한다. 부가적으로, 현재의 요잉율와 동일한 방향으로 보다 강한 요 모멘트가 발생되어, 굴곡 경로의 선회 중심으로 내향하여 차량의 두부를 선회시키고, 차량의 선회 성능을 회복시켜야만 한다. 좌회전 동안, 이 부가적으로 필요한 요 모멘트는 반시계 방향으로 차륜에 의해 발생되어야만 한다.
I-4장에서 설명한 바와 같이, 드리프트 상태는 지표값이 하기의 수학식을 만족할 때 판정된다.
여기서, 하기의 수학식이 충족되어야 한다.
현재의 제 1 목표힘(FXi1)에 기초하여 발생될 요 모멘트가 KIβdr- ΔMd보다 작은 경우, 즉, Mfl1+ Mfrl+ MrlG1+ MrrG1- KIβdr< - ΔMd인 경우에, 드리프트 상태의 억제를 위해서, 그리고, 차량의 선회력의 회복을 위해서 FXi1의 조정이 필요하다. 따라서, 이 상태의 억제를 위하여, 드리프팅에 대항하는 제어 요 모멘트(Mnd)가 하기의 수학식을 만족시키도록 각 차륜에 의해 발생된다.
여기서, Mfl= Mfr이고, Mfr= MfrG인 것으로 가정되며, 그 이유는 실제 요 모멘트(Mfl+ Mfr)는 수학식 5.72의 상태하에서, 임계 요 모멘트(MrlG+ MrrG)와 거의 동일하기 때문이다. 이 제어 프로세스 이후에, Mnd는 하기의 수학식을 만족하도록 차륜들에 분배되어야만 한다.
부가적으로, 제어 요 모멘트(Mnd)의 발생시, 각 차륜상의 측방향 힘도 증가되어 각 차륜상의 목표 종방향 힘이 정상 주행 한계값들 사이에 설정되어야만 한다.
또한, 상기 지표값은 차륜들에 의해 발생될 수 있는 "임계" 요 모멘트로 구성된다. 따라서, 각 임계 요 모멘트들을 위하여 모든 차륜들의 목표값들이 연산되어야만 한다.
여기서 설명된 프로세스에서, 먼저, 상술한 개념에 기초하여 각 차륜을 위한 목표 임계 요 모멘트가 연산된다. 그후, 각 차륜을 위한 제 3 목표 종방향 힘(FXi3)이 목표 임계 요 모멘트로부터 얻어진다.
이전 장에서, "드리프트에 대항하는 유효 임계 요 모멘트"를 제외한 본 프로세스에 사용되는 파라미터들이 도입되었다. 따라서, 하기에서는, 각 차륜을 위한 드리프팅에 대항하는 유효 임계 요 모멘트가 먼저 도입된다. 그후, 각 차륜을 위한 목표 임계 요 모멘트를 결정하는 방식을 설명한다. 마지막으로, 목표 요 모멘트들을 제 3 목표 종방향 힘(FXi3)으로 변환하는 방식을 설명한다.
(i) 파라미터들의 연산
드리프팅에 대항하는 유효 요 모멘트
여기서, 각 차륜을 위한 "드리프팅에 대항하는 유효 요 모멘트"는 드리프트 상태를 억제하는 방향으로 그 크기가 가장 큰 요 모멘트, 또는, 수학식 5.73을 만족하는 가장 효과적인 요 모멘트로서 정의된다. 상술한 바와 같이, 수학식 5.73 및 5.74에서, 제어될 모든 요 모멘트는 임계값(MiG)이다. 따라서, 유효 임계 요 모멘트가 여기서 정의된다. 또한, 상술한 바와 같이, 목표 종방향 힘은 차량이 굴곡 경로를 따라 선회하기에 충분한 측방향 힘을 보증하기 위해, 정상 주행 한계값의 범위내에 존재하여야만 한다. 따라서, 각 차륜을 위한 유효 임계 요 모멘트도, 대응하는 종방향 힘이 정상 주행 한계값들 사이에서 설정되도록 정의된다.
드리프트 상태를 억제하기 위해서, 좌회전시, 요 모멘트는 반시계 방향으로 증가(또는, 시계 방향으로 감소)되어야만 하며, 따라서, 드리프팅에 대항하는 유효 임계 요 모멘트는 하기의 설명에서, "MiG_max"로 표시한다. 상기 유효 임계 요 모멘트는 제어 요 모멘트(Mnd)를 차륜으로 분배하는데 사용할 수 있는 각 차륜을 위한 목표 요 모멘트의 상한값을 정의한다.
각 차륜을 위한 드리프팅에 대항하는 유효 임계 요 모멘트는 하기와 같이 정의된다.
(a) 내측(좌측) 전륜
도 17A를 참조하면, 복합력이 지점 K상에 있을 때, 가장 큰 임계 요 모멘트가 얻어지며, 그 방향은 차량의 중심(104)으로부터의 모멘트 아암에 수직이다. 가장 큰 요 모멘트, 즉, 유효 임계 요 모멘트는 하기와 같이 주어진다.
그러나, 운전자가, 그/그녀의 차량을 제동하도록 명령하는 경우에, 제동력의 감소(Fxfl의 증가)는 바람직하지 않다. 따라서, 하기의 상태하에서, 유효 임계 요 모멘트는 FXi1에서의 임계 요 모멘트로 표현된다.
(1) δ< arctan{(Tr/2)/Lr)}이고, FXfl1< -μmaxFZflsin(arctan((Tr/2)/Lr)-δ))[조향각이 중심으로부터의 모멘트 아암과, 차체 진행 방향 사이의 각도 보다작고, 제 1 목표 힘(FXfl1)이 지점 K에 대응하는 종방향 힘 보다 작다]인 상태.
(2) δ> arctan{(Tr/2)/Lr)}이고, FXfl1< 0[조향각이 중심으로부터의 모멘트 아암과, 차체 진행 방향 사이의 각도 보다 크고, 제 1 목표 힘(FXfl1)이 지점 K에 대응하는 종방향 힘 보다 크다]인 상태.
여기서, FYflG1= (μmaxfl 2Fzfl 2- FXfl1 2)1/2이다.
(b) 내측(좌측) 후륜
도 18A를 참조하면, 가장 큰 "임계" 요 모멘트(반시계 방향으로 가장 작은)는 지점 B 또는 D 상의 복합 힘 벡터에 의해 얻어진다. 따라서, 유효 임계 요 모멘트는 하기와 같이 표현된다.
FXrl1> μmaxr1FZrlsin(arctan((Tr/(2Lr)))인 경우
여기서, 구동력은 지점 B로 증가된다.
FXrl1≤ μmaxr1FZrlsin(arctan((Tr/(2Lr)))인 경우
여기서, 제동력은 지점 D로 증가된다.
상술한 수학식에서, arctan((Tr/(2Lr))은 모멘트 아암(중심으로부터)과 차체 진행 방향 사이의 각도이다.
(c) 외측(우측) 후륜
도 18B를 참조하면, 지점 J 위에서, 가장 큰 가용한 "임계" 요 모멘트는 지점 B상에서 주어진다. 그러나, 차량이 제동되는 경우, 구동력의 추가는 회피되어야만 한다. 한편, 지점 J 아래에서, 가장 큰 가용한 임계 요 모멘트는 지점 D상에서 주어진다. 따라서, 유효 임계 요 모멘트는 하기와 같이 표현된다.
FXrr1> - μmaxrrFZrrsin(arctan((Tr/(2Lr)))인 경우[지점 J 위쪽]
제동시
비제동시
[지점 B 또는 정상 주행 상한값에 대응]
FXrr1≤ - μmaxrrFZrrsin(arctan((Tr/(2Lr)))인 경우[지점 J 아래쪽]
(d) 외측(우측) 전륜
도 17B를 참조하면, 가장 큰 요 모멘트는 지점 K 상에서 가용하며, 여기서,복합력(Fxy)은 대응하는 모멘트 아암에 수직이다. 그러나, 지점 K는 도 17B에 도시된 정상 주행 상한값에 근접하거나, 초과한다. 따라서, 힘 벡터를 지점 K로 조절하기 위해서, 종방향 힘(FX)은 증가되어야만 하며, 이는 측방향 힘(FY)이 감소되기 때문에 바람직하지 못하다. 따라서, 이 차륜상에는 드리프트 상태에 대항하는 어떠한 제어도 실행되지 않는다.
(ⅱ) 각 차륜을 위한 목표 요 모멘트의 결정
스핀 회피 프로세스의 경우와 같이, 제어 요 모멘트(Mnd)를 분배하는 적합한 방법은 차량의 현재 상태와 구동 형태에 의존한다. 제어 요 모멘트(Mnd)는 세 개의 차륜, 즉, 좌측 전륜, 좌측 후륜, 우측 후륜에 의해서, 또는, 하나 또는 두 개의 후륜에 의해서 생성될 수 있다. Mnd를 분배하기 위한 일반적인 수학식은 하기와 같다.
차량의 총 요 모멘트는 하기와 같이 표현되어야만 한다.
이때, 인자 Kld는 하기의 수학식 5.82a와 같이 표현되기 때문에, 각 차륜을 위한 목표 모멘트는 수학식 5.83과 같이 표현될 수 있다.
상술한 수학식들에서, 요 모멘트(Mnd)는 대응하는 추가적인 가용한 임계 요 모멘트(유효 임계 요 모멘트로부터 제 1 목표 임계 요 모멘트까지의 차이)에 비례하는 비율로 각 차륜에 분배된다. 하기에, 각 경우에 대한 Mnd 분배 방식을 설명한다.
(a) 세 개의 차륜에 분배 : 제동시
각 차륜상의 종방향 힘은 차량내의 제동력을 확보하는 것을 보증하기 위해서, 각 마찰원내의 제동측(하부 사분면)으로 제한된다. 따라서, 도 17A, 도 18A 및 18B를 참조하면, 내측 전륜 및 후륜상의 힘(Fxi)은 감소되어야만 한다(제동력이 증가되도록).
그러나, 내측 전륜에 대하여, 하기의 상태하에서, FXfl1을 위한 임계 요 모멘트(MflG1)가 하위 장(i)에서 설명한 바와 같이, 일반식 5.82 내지 83의 MflG로서 직접적으로 사용된다[항 MflG_max - MflG1이 소거됨].
(1) δ < arctan{Tr/(2Lr)}이고, FXfl1< -μmaxflFZflsin(arctan(Tr/(2Lr)-δ)) 또는,
(2) δ> arctan{Tr/(2Lr)}이고, FXfl1< 0
외측 후륜은 지점 J상의 FXrr에 대한 FXrrl의 크기에 따라서 감소 또는 증가되어야만 한다. 따라서, FXrr1> - μmaxrrFZrrsin(arctan((Tr/(2Lr)))[지점 J 위쪽]인 상태하에서, MrrG_max = MrrG0= -μmaxrrFZrrLr 이다. 한편, 수학식 5.81이 적용된다.
(b) 세 개의 차륜에 분배 : 비제동시
후륜 구동 차량 및 사륜 구동 차량의 경우
각 차륜에 의해 발생될 수 있는 요 모멘트를 증가시키기 위해서, 내측 전륜 및 외측 후륜상의 힘(Fxi)은 각각 감소 및 증가되어야만 한다. 내측 후륜상의 힘(FXrl1)의 조정 방향은 지점 H의 그것에 대한 제 1 목표 힘의 크기에 의존한다(도 18A 참조). 내측 후륜상의 힘은 FXrl1> μmaxrlFZrlsin(arctan((Tr/(2Lr)))인 경우, 지점 B를 향해 증가되어야만 하고, FXrl1≤μmaxrlFZrlsin(arctan((Tr/(2Lr)))인 경우, 지점 D를 향해 감소되어야만 한다. 전자의 경우에, 후륜은 가속된다. 그러나, 여기서 설명하는 드리프트 회피 프로세스를 통해 후륜의 슬립각이 증가되기 때문에, FXrl1및 FXrrl은 감소되고(지점 B가 하향 이동하기 때문에), 동시에, 차륜상의 측방향 힘은 증가되어 차량의 가속을 방지한다. 각 경우에 대한 일반식에 사용되는 MiG_max는 앞의 하위 장(i)에서 정의되었다.
전륜 구동 차량의 경우
내측 전륜 및 후륜만이 사용되며, 여기서, 힘 Fxi는 감소되어야만 한다. 외측 후륜은 비피구동 차륜이며, 이는 구동력을 제공하지 않을 수 있다. 따라서, 그 목표 요 모멘트(MrrG1)는 조정되지 않는다. 일반식에서, 항 MrrG_max - MrrG1은 소거된다.
상술한 경우 (a) 및 (b)에서, 내측 전륜의 종방향 힘의 감소는 대응하는 측방향 힘의 감소를 초래하여, 차량의 선회력을 열화시키는 것으로 판단된다. 그러나, 선회 요 모멘트의 증가는 후륜상의 슬립각을 증가시켜, 후륜상의 측방향 힘을 증가시킨다(크기의 측면).
(c) 좌측 후륜에 의해서만 Mnd 발생
상술한 바와 같이, 드리프트 회피 프로세스에서, 목표 임계 요 모멘트은 하기의 수학식을 만족시키도록 표현된다.
(MflG+ MfrG+ MrlG+ MrrG) + Mnd - KIβdr= -ΔMd
여기서, -KIβdr은 생략될 수 있다.
제동시, MrlG_max ≥MrlG+ Mnd, 즉, MrlG_max ≥-ΔMd- (MflG+ MfrG+ MrrG)인 경우, 내측 후륜에 의해서만 제어 요 모멘트(Mnd)가 발생될 수 있다.
따라서, 내측 후륜을 위한 목표 임계 요 모멘트는 하기와 같이 표현될 수 있다.
전륜 구동 차량에서, 상술한 프로세스는 비제동시에도 적용될 수 있다.
(d) 후륜에 의한 Mnd의 발생
비제동시, 후륜 구동 및 사륜 구동 차량에서, 제어 요 모멘트(Mnd)는 한쌍의 후륜에 의해서만 발생될 수 있다. 목표 요 모멘트의 조정, 즉, 제어 요 모멘트를 차륜들로 분배하는 방식은 현재의 슬립각(｜βi｜)의 크기, 즉, 각 차륜상의 노면 반력이 포화되었는지 아닌지에 의존한다. 슬립각(｜βi｜)이 큰지 작은지는 정상 주행 한계값의 결정에 관하여 I-3 장에서 설명된 바와 같이 판정된다. 차륜의 양쪽 모두상의 측방향 힘들이 각 임계 마찰원에 도달하는 경우에는 어떠한 조정 프로세스도 수행되지 않는다. 단지 외측 차륜상의 힘만이 포화되는 경우, (c)에서 설명된 방법이 적용된다. 내측 차륜이 포화되는 경우, 드리프트 상태를 억제하는 방향으로의 요 모멘트를 발생시킬 때 외측 차륜이 가속되어야만 하기 때문에, 조정은 이루어지지 않는다.
차륜상의 힘들이 포화되지 않았을 때, 목표 요 모멘트를 조정하는 방식은 하기와 같다.
양 후륜상에서, 노면 반력이 후륜 양자 모두상에서 포화되지 않을 때, 즉, FXDrl< -KFXrμmaxrlFZrl이고 KFXrμmaxrlFZrl< FXDrr인 경우에(도 11A 참조), 내측 및 외측 후륜은 차체의 가속을 증가시키지 않으면서, 각각 제동력과 구동력을 가져야만 한다. 따라서, 내측 차륜상의 제동력의 증가(변화량)는 외측 차륜상의 구동력의 증가 보다 커야만 한다. 이를 위해서, 목표 임계 요 모멘트는 MrlG3- MrlG1≥MrrG3- MrrG1를 만족시키도록 조정되어야만 한다. 즉, 내측 차륜상의 조정량은 외측 차륜상의 조정량 보다 크고, 그에 의해, 차체의 전체 종방향 힘의 증가를 대략적으로 방지한다.
MrlG_max - MrlG1≥MrrG_max - MrrG1인 경우, 앞서 제공된 유효 임계 요 모멘트는 완전히 사용될 수 있다. 따라서, 조정된 목표 요 모멘트(MrlG3과 MrrG3)는 일반식 5.82 내지 83에 의해 주어지며, 여기서, MflG_max는, 전륜에 대하여 어떠한 조정도 시도되지 않기 때문에, MflG_max = MflG1으로 기술되어야만 한다.
MrrG_max - MrlG1< MrrG_max - MrrG1인 경우, 조정된 목표 요 모멘트는 MrlG3- Mrlg1= MrrG3- MrrG1을 만족하여야만 한다. MrlG3와 MrrG3이 (MflG+ MfrG+ MrlG+ MrrG) + Mnd = MflG1+ MfrG1+ MrlG3+ MrrG3= -ΔMd+ KIβdr로 표현되기 때문에, MrlG3와 MrrG3는 하기와 같이 주어진다.
MrlG3= 1/2(ΔMd+ KIβdr+ MflG1+ MfrG1+ MrlG1- MrrG1)
MrrG3= 1/2(ΔMd+ KIβdr+ MflG1+ MfrG1- MrlG1+ MrrG1)
상기 드리프트 회피 프로세스는 MrlG3≤MrlG_max인 조건하에서 가능하다.
따라서, 하기의 수학식이 성립한다.
(e) 드리프트 회피 프로세스동안의 측방향 힘
차량의 드리프팅을 억제 또는 회피하기 위해서, 각 차륜상에서 발생되는 측방향 힘은 굴곡 경로를 따라 차량을 선회시키기에 충분하여야만 한다. 여기서, 드리프트 회피 프로세스 동안의 측방향 힘이 연구된다.
전륜
제동시, 도 19에 도시된 타이어 모델에서, 종방향 힘 벡터(FX)는 하향으로 향하고, 본 발명에서 정상 주행 하한값을 초과하여 연장하는 것이 방지된다. 따라서, 측방향 힘은 항상 정상 주행 하한값에 대응하는 것 보다 크다. 드리프트 회피 프로세스를 통해, 증가된 선회 요 모멘트가 차량 및 그 차륜들의 슬립각을 증가시키기 때문에, 정상 주행 한계값은 타이어 중심으로부터의 폭(F2)에 의해 규정된 지점 G에 도달할때까지(점선의 화살표로 도시된 바와 같이) 자동적으로 타이어 중심을 향해 이동되며, 그에 의해, 상기 한계값에 대응하는 측방향 힘이 증가된다. 상기 지점 G에 대응하는 측방향 힘은 거의 타이어에 의해 발생될 수 있는 최대치이다.
비제동시, 전륜 구동 차량 및 사륜 구동 차량에서, 유사하게, 종방향 힘 벡터가 정상 주행 상한값에서 제한되며, 그래서, 증가된 선회 요 모멘트에 의한 대응하는 슬립각의 증가로 인해 정상 주행 상한값이 하향 이동할 때, 측방향 힘이 증가된다. 후륜 구동 차량에 대하여, 전륜상의 종방향 힘은 0이며, 그래서, 드리프트 회피 프로세스 동안 증가된 선회 요 모멘트에 의해 슬립각들이 증가될때, 대응하는 측방향 힘이 증가된다.
따라서, 증가된 선회 요 모멘트를 통한 슬립각들의 증가와, 종방향 힘들을정상 주행 한계값들내에서 제한하는 것에 의해서, 드리프트 억제 경향을 위한 측방향 힘이 얻어진다.
후륜
도 20은 비제동시 후륜 구동 차량의 후륜에 대한 타이어 모델의 마찰원들을 도시하고 있다. 드리프트 회피 프로세스 이전에, 각 차륜상의 실제 노면 반력 벡터는 RR 지점 Ml및 Mr을 향하는 것으로 가정되며, 따라서, 대응하는 임계 요 모멘트(MrlG와 MrrG)를 발생시키는 힘 벡터들은 지점 Nl및 Nr상에 존재한다. 드리프트 회피 프로세스에서, 내측 및 외측 차륜에 제동력과 구동력을 적용함으로써, 임계 요 모멘트들이 지점 Nl과 Nr로부터 지점 Ol과 Or로 향해지고, 이때, 좌측 및 우측 차륜상의 실제 힘 벡터들은 각각 Pl과 Pr로 이동한다.
이어서, 선회 요 모멘트가 발생되고, 그에 의해, 각 차륜을 위한 슬립각(｜βi｜)과 함께, 각 차륜상의 실제 마찰원(굵은 선)은 대응하는 임계 마찰원을 향해 이동한다. 따라서, 실제 힘 벡터들은 Pl과, Pr로로부터 Ql과 Qr로 각각 이동되어, 전체적인 측방향 힘의 증가(ΔYl + ΔYr)를 초래한다. 상술한 바에서, 후륜상의 측방향 힘의 증가도 전륜에 의해 발생된 요 모멘트에 의해 실현된다.
따라서, 종방향 힘의 추가 또는 제거에도 불구하고, 슬립각의 크기의 증가로 인해, 측방향 힘은 실질적으로 증가된다.
(ⅲ) 제 3 목표 종방향 힘의 연산
I-2장에 설명된 타이어 모델을 사용하여, 상술한 바와 같이 얻어진 목표 임계 요 모멘트(MflG3, MrlG3, MrrG3)가 각 종방향 힘, 즉, 제 3 목표 종방향 힘(FXi3)으로 변환된다. 하기의 연산들에 필요한 파라미터들은 영역 (A)에서 얻어졌다.
(a) 내측 전륜
목표(임계) 요 모멘트(MflG3)는 하기와 같이 표현된다.
여기서, FYflG3= (μmaxfl 2Fzfl 2- FXfl3 2)1/2이다.
따라서, 목표값을 위한 두 개의 결과들은 하기와 같이 주어지며, 이는 도 21A에 P1 및 P2로서 도시되어 있다.
제 1 목표 힘이 FXfl1> -μmaxflFZflsin(arctan(Tr/2Lf) - δ)[ 지점 K 위쪽]인 경우, P1(+ 부호의 결과)이 선택된다.
한편, FXfl1≤ -μmaxflFZflsin(arctan(Tr/2Lf) - δ)인 경우, FXfl3는 조정되지 않는다. 즉, FXfl3= FXfl1이다.
(b) 내측(좌측) 후륜
목표(임계) 요 모멘트(MrlG2)는 하기와 같이 표현된다.
따라서, 목표값을 위한 두 개의 결과들은 하기와 같이 주어지며, 이는 도 21B에 P1 및 P2로서 도시되어 있다.
제 1 목표 힘이 FXrl1> μmaxrlFZrlsin(arctan(Tr/2Lf))[ 지점 H 위쪽]인 경우, P1(+ 부호의 결과)이 선택된다.
한편, FXrl1≤ μmaxrlFZrlsin(arctan(Tr/2Lf))인 경우, P2(- 부호의 결과)가 선택된다.
(c) 외측(우측) 후륜
목표(임계) 요 모멘트(MrrG3)는 하기와 같이 표현된다.
따라서, 목표값을 위한 두 개의 결과들은 하기와 같이 주어지며, 이는 도21C에 P1 및 P2로서 도시되어 있다.
제 1 목표 힘이 FXrr1> - μmaxrrFZrrsin(arctan(Tr/2Lf))[ 지점 J 위쪽]인 경우, P1(+ 부호의 결과)이 선택된다.
한편, FXrr1≤ - μmaxrrFZrrsin(arctan(Tr/2Lf))인 경우, P2(- 부호의 결과)가 선택된다.
I-5-5 각 차륜을 위한 목표 종방향 힘(Fti)의 선택
상술한 실제 연산에서, 대응하는 제 1 목표 힘에 비교하여 계산상의 오류 등으로 인해 제 2 또는 제 3 종방향 힘(Fxi2, Fxi3)들은 비정상적인 상태를 회피하는데 별로 효과가 없을 수 있다. 그러므로, 각각의 차륜에 최종적으로 가해지는 힘 Ftxi는 제 1, 제 2 및 제 3 종방향 힘(Fxi1, Fxi2, Fxi3)들로부터 하기와 같이 선택된다.
좌측 전륜
우측 전륜
좌측 후륜
FXrl1≥μmaxrlFZrlsin(arctan(Tr/2Lf))인 경우
FXrl1< μmaxrlFZrlsin(arctan(Tr/2Lf))인 경우
우측 후륜
FXrr1≥ - μmaxrrFZrrsin(arctan(Tr/2Lf))인 경우
FXrr1< - μmaxrrFZrrsin(arctan(Tr/2Lf))인 경우
I-5-6 제동 압력 및 스로틀 개방도에 대한 목표 종방향 힘의 변환
각 차륜상의 실제 종방향 힘은 (i) 제동 압력 또는 (ⅱ) 제동 압력과 엔진의 스로틀 개방도의 조합을 통해 대응하는 목표 종방향 힘으로 조절될 수 있다. 여기서, 목표값을 대응하는 제동 압력 및/또는 스로틀 개방도로 변환하는 방식을 설명한다.
(i) 운전자에 의해 명령된 구동력(D)을 조정하지 않고 단지 제동 압력만이 제어될 때
I-3장의 수학식 3.1로부터 각 차륜을 위한 목표 제동력(Bti)은 하기와 같이 주어진다.
여기서, 후륜 구동 차량의 경우, a = 0, IDF= 0이고, 전륜 구동 차량의 경우, 1/a = 0, IDF= 0, IDR= 0이다.
상술한 수학식에서, 차륜 가속도(VWdi)는 종방향 가속도(Gx)와 거의 동일한 것으로, 즉, VWdi = Gx인 것으로 가정한다. 구동력(D)은 수학식 3.4 또는 5.1b로부터 얻어진다. 수학식 3.4가 바람직한데, 왜냐하면 수학식 5.1b의 값이 차륜에서 실제 생성된 구동력과 너무 다를 수 있기 때문이다. 그후, 결과적인 목표 제동력이 수학식 3.2를 통해 제동 압력으로 변환된다.
(ⅱ) 제동 압력과 함께 엔진으로부터 제공된 구동력이 제어될 때
여기서, 스로틀 개방도는 구동력(D, 즉, 엔진 출력)을 차륜상에 최대 종방향 힘을 발생시키기 위해 필요한 양으로 제한하도록 제어된다.
(a) 엔진 토크에 대한 스로틀 개방도의 추정
동력전달 출력 NT에서의 회전 속도는 하기와 같이 주어진다.
NT= (VW/2πr)ρ
여기서, ρ는 차동 감속 기어비이고, r은 타이어 유효 반경이며, VW는 차륜 속도(예를 들어, 구동 차륜의 평균 차륜속도)이다. 이때, 동력전달 기어비(RT)는 하기와 같이 주어진다.
RT=((VW/2πr)ρ)/NE
여기서, NE는 엔진 회전 속도를 나타낸다. 완전히 닫혀진 스로틀을 위한 엔진 출력 토크(동력 전달 효율을 고려)는 하기와 같이 표현된다.
NE> N0인 경우
T0= K0(NE- N0)
여기서, N0는 아이들링 회전 속도이다.
노면 반력으로부터 얻어진 현재 구동력(D0)에 관하여, 현재 스로틀 개방도(Q0)에서의 현재 엔진 출력 토크는 하기와 같이 표현된다.
따라서, 토크(T)는 대략적으로 스로틀 개방도(Q)의 함수로서 표현된다(도 22 참조).
(b) 목표 구동력(DT) 및 목표 스로틀 개방도(Qt)
목표 구동력(DT)은 전륜 및 후륜을 위한 구동력이 하기와 같으면서, 각각 좌측 전륜 및 우측 전륜과, 좌측 후륜 및 우측 후륜상의 목표 종방향 힘의 상한값을 크게 초과하지 않도록 결정된다.
Df= {a/(2(1+a))}D
Dr= {1/(2(1+a))}D
종방향 힘들의 상한값들안 하기와 같이 주어진다.
따라서, 전륜 및 후륜을 위한 구동력들은 하기와 같이 기술된다.
여기서, ΔD는 전륜 및 후륜 구동력이 대응하는 종방향 힘들의 상한값들 아래로 떨어지는 것을 방지하는 양의 상수이다.
이때, DG= MAX(Df, Dr)이라 정의하면, 목표 구동력(DT)은 하기와 같이 기술된다.
그리고, 목표 스로틀 개방도(QT)는 D ≥DG인 경우 하기와 같이 표현되며, D< DG인 경우에는 Q의 어떠한 제어도 수행되지 않는다.
(c) 각 힘들을 위한 목표 제동력 및 압력
엔진 출력의 제어하에서 목표 제동 압력도 수학식 5.99에 의해 연산되며, 여기서, D는 DT로 치환된다. 결과적인 목표 제동력들은 그후, 수학식 3.2를 통해 제동 압력으로 변환된다.
I-6 우회전 동안의 프로세스
차량이 우회전할 때, 상기 프로세스는 상술한 바와 같은 좌회전시의 프로세스와 실질적으로 동일하다. 그러나, 차량의 내측 및 우측이 역전되며, 따라서, 챠량의 스피닝 및 드리프팅은 좌회전시의 반대 방향에서 발생한다. 따라서, 우회전시의 프로세스에서, 차량 거동 판정(영역 (B))에 사용된 요 모멘트의 수학식의 부호가 반대가 된다.
즉, 지표값이 하기의 수학식을 만족할 때, 그때 거동은 스핀 상태에 있는 것으로 판정된다.
지표값이 하기의 수학식을 만족하는 경우, IB·γd ≤0일 때, 거동은 드리프트 상태하에 있는 것으로 판정된다.
목표 종방향 힘(FXi2,3)을 얻기 위한 하기의 연산은 단순히 회전 방향이 반대라는 것을 고려하는 것을 제외하면, 실질적으로 동일하다. 좌회전 및 우회전의 프로세스의 차이점은 본 기술 분야의 숙련자들은 용이하게 실현할 수 있을 것이다. 부록 Ⅲ에서, 우회전시의 프로세스에서의 수학식들이 나열되어 있다.
Ⅱ. 실제 실시예
여기서는, 이전 장에서 설명된 본 발명의 일반적인 개념에 기초한 실제 실시예를 참조로 본 발명을 설명한다. 하기에서, 엔진 제어를 동반한/동반하지 않은 사륜 구동 차량(제 1/제 2 실시예), 엔진 제어를 동반한/동반하지 않은 후륜 구동 차량(제 3/제 4 실시예) 및 엔진 제어를 동반한/동반하지 않은 전륜 구동 차량(제 5/제 6 실시예)의 여섯 개의 실제 실시예들이 제공된다.
Ⅱ-1. 제 1 실시예(엔진 제어를 동반하지 않은 사륜 구동 차량)
도 23은 본 발명에 따른 차량 운동 제어 장치를 채용한 사륜 구동 차량을 개략적으로 도시하고 있다. 상기 차량은 차체(12)와, 각 현가 수단(도면에는 도시되지 않음)을 경유하여 차체(12)를 지지하는 우측 전륜(24FR), 좌측 전륜(24FL), 우측 후륜(24RR) 및 좌측 후륜(24RL)과, 운전자에 의한 가속 페달(51)의 침하에 응답한 스로틀 개방도에 따라 구동 토크를 출력하는 엔진(10)과, 차동 기어 시스템(62내지 70)과 전륜 및 후륜 샤프트(22R,L 및 56R,L)을 통해 차륜으로 구동력을 제공하는 트랜스미션(16)을 포함한다. 차동 기어 시스템은 트랜스미션(16)의 출력 샤프트(60)를 통해 수신된 구동 토크를 각각 전방 및 후방 프로펠러 샤프트(64, 66)로 분배하는 중앙 차동 기어 장치(62)와, 전방 및 후방 차동 기어 장치(68, 70)을 포함하고, 상기 전방 및 후방 차동 기어 장치는 각각 분배된 구동 토크를 각 좌측 및 우측 차륜 샤프트로 전달하여 차륜을 회전시킨다. 우측 전륜 및 좌측 전륜(24FR, 24FL)은 한쌍의 로드(도시하지 않음)를 경유하여 운전자에 의한 조종휠의 회전에 따라, 랙-피니언형 동력 조종 수단에 의해 조종된다.
도면부호 26으로 표시된 제동 시스템은 유압 회로 수단(28)과, 운전자에 의해 침하되는 제동 페달(32)과, 운전자에 의한 제동 페달의 침하에 따라 마스터 실린더 압력을 유압 회로 수단(28)으로 공급하기 위한 마스터 실린더(34)와, 유압 회로 수단(28)으로부터의 유압 공급에 따라서, 각각 우측 전륜, 좌측 전륜, 우측 후륜 및 좌측 후륜중 대응하는 하나로 제동력을 적용하는 차륜 실린더(30FR, 30FL, 30RL, 30RR)를 포함한다. 전자 제어 수단(36)은 중앙 프로세서 유니트, 리드 온리 메모리, 랜덤 액세스 메모리, 입력 및 출력 포트 수단 및 이들 구성 요소들을 상호 접속하는 공유 버스(도시하지 않음)를 포함하는 통상적인 형태로 구성된 마이크로 프로세서를 포함하며, 본 발명에 따른 차량 운동 제어 장치로서 기능한다.
도 23에 도시된 바와 같이, 전자 제어 수단(36)은 종방향 가속 센서(38)로부터의 차량의 종방향 가속도(Gx)를 나타내는 신호와, 측방향 가속 센서(40)로부터의 차체의 측방향 가속도(Gy)를 나타내는 신호와, 요잉율 센서(42)로부터의 차체의 요잉율(γ)를 나타내는 신호와, 조향각 센서(44)로부터의, 구동자에 의한 조종휠의 회전에 따른 조종휠로부터 랙-피니언형 동력 조종 수단으로 입력된 조향각(δ)을 나타내는 신호와, 차륜 속도 센서(48FR, 48FL, 48RL, 48RR)로부터의 우측 전륜, 좌측 전륜, 우측 후륜 및 좌측 후륜의 차륜 속도를 나타내는 신호와, 압력 센서(46FR, 46FL, 46RL, 46RR)에 의해 검출된 차륜 실린더(30FR, 30FL, 30RL, 30RR)내의 유압(Pi)을 나타내는 신호와, 압력 센서(50)에 의해 검출된 마스터 실린더(34)내의 유압(Pm)을 나타내는 신호와, 가속 페달 센서(53)에 의해 감지도니 가속 페탈의 침하량(α)을 나타내는 신호를 공급받는다. [차륜 속도 센서(48FR-RL), 차륜 실린더 압력 센서(46FR-RL)는 실용적으로 각 차륜에 인접하게 위치된다.] 부가적으로, 프로세스에서의 연산을 위해 필요한 상수 파라미터들은 전자 제어 수단(36)으로 공급 및 저장된다. 차체의 슬립각(βB)은 소정의 종래의 장치에 의해 얻어질 수 있다.
이전 I 장에서 설명된 바와 같은 연산들은 리드 온리 메모리내에 저장된 프로그램에 따라 상술한 신호들에 의해 나타나는 파라미터들을 사용하여 제어 수단(36)에 의해 수행된다. 차륜을 위한 목표값의 연산 이후에, 제어 수단(36)은 제어 신호를 유압 회로 수단(28)과 엔진 제어 수단(52)으로 출력하고, 그에 의해, 제동 압력과, 엔진(10)을 위한 스로틀 개구를 각각 제어한다.
도 24 내지 도 29를 참조하면, 사륜 구동 차량에 통합된 본 발명의 차량 운동 제어 장치는 그 실시예의 제어 작업의 형태로 하기에 설명된다. 도 24에 도시된 메인 루틴에 따른 제어는 점화 스위치(도 23에는 도시되지 않음)의 폐쇄에 의해 시작되고, 차량의 동작 동안 수십 마이크로초 등의 사이클 시간으로 주기적으로 반복된다.
스텝 10에서, 도 23에 도시된 신호들이 판독된다. 스텝 20에서, 차륜상의 종방향 및 측방향 힘들 같은 목표값 연산에 필요한 파라미터들이 추정된다. 이 스텝은 도 25에 세부적으로 설명되어 있다. 스텝 30에서, 예로서, 요잉율 센서(42)에 의해 검출된 요잉율 신호의 부호같은 소정의 종래의 프로토콜에 기초하여 차량이 좌회전하는지가 판정된다. 긍정적인 응답 또는 좌회전의 경우에, 스텝 40이 수행된다. 한편, 우회전의 경우에 스텝 140이 수행된다(도 29 참조). 스텝 40에서, 각 차륜을 위한 제 1 목표 종방향 힘(FXi1)이 연산된다. 스텝 50에서, 각 차륜을 위한 실제 및 임계 요 모멘트(Mi, MiG)가 연산된다. 스텝 60에서, 차량이 스핀상태하에 있는지가 판정된다. 긍정적인 응답의 경우에, 스텝 70이 수행되며, 여기서, 제 1 목표 종방향 힘(FXi1)이 제 2 종방향 힘(FXi2)으로 조정된다(도 26 참조). 한편, 스텝 80에서, 차량이 드리프트 상태하에 있는지 여부가 판정된다. 스텝 80에서 긍정적인 응답의 경우에, 스텝 90이 수행되며, 여기서, 제 1 목표 종방향 힘(FXi1)이 제 3 종방향 힘(FXi3)으로 조정된다(도 27 참조). 스텝 220에서, 목표 스로틀 개방도(Qt)가 연산된다(도 28 참조). 스텝 240에서, 목표 제동력이, 그리고, 이어서, 스텝 250에서, 목표 제동 압력이 연산된다. 마지막으로, 스텝 260에서, 차륜의 제동 압력의 제어가 수행되고, 프로세스가 시작점으로 복귀된다.
도 25는 I장에서, 영역 A에 대하여 설명된 바와 같은 파라미터의 연산들의서브루틴을 도시한다. 도면에서 설명된 바와 같이, 파라미터들은 하기의 순서, 즉, 제동력(Bi; 3.2), 차륜 종방향 힘(FXi; 3.1), 총 구동력(D; 3.4), 차륜 측방향 힘(FYi; 3.9 및 3.13), 차륜 수직부하(FZi; 3.14), 타이어 강성도(KSi및 Kβi; 3.15), 차량 종방향 속도(SVB; 3.20), 차륜 슬립각(βi; 3.18), 차륜 슬립율(Si; 3.19), 차륜 최대 정지 마찰 계수(μmax; 3.22) 및 각 차륜을 위한 타이어 모델(도 3 참조)에 기초한 적어도 지점 B와 D에서의 파라미터 세트들(2.13 a 내지 e)의 순서로 추정될 수 있다[괄호안은 연산에 사용된 수학식 번호임]. 스텝 344에서, 타이어가 제동되는지 아닌지가 추정된 FXi의 방향으로부터 판정될 수 있고, 이 판정에 따라서, 기준 슬립율(SKi)과 차량 종방향 속도(SVB)가 대응하여 선택된다. 이 루틴에서의 연산의 세부사항에 대해서는 I-3장을 참조하라.
도 24를 참조하면, 스텝 40에서, 각 차륜을 위한 제 1 종방향 힘(FXi)은 하기와 같이 얻어진다. 먼저, 마스터 실린더(34)의 압력 센서로부터의 신호(Pm)와 가속 페달 센서(53)로부터의 신호(α)에 기초하여 운전자의 명령에 응답하여 FXV가 연산된다(수학식 5.1 참조). 그후, 차량이 제동되는지 아닌지가 차체 총 목표 종방향 힘(FXV)의 방향으로부터 판정되고, 각 차륜을 위한 기본 목표 종방향 힘(FXi10)이 제동시 수학식 5.2a를 통해, 그리고, 비제동시 수학식 5.2b를 통해 연산된다.
이어서, 각 결과적인 기본 값들이 전륜의 경우는 수학식 5.5, 내측(우측) 후륜의 경우는 수학식 5.8, 외측(우측) 후륜의 경우는 수학식 5.11을 통해 각각 대응하는 제 1 목표 종방향 힘(FXi1)으로 조정된다. 단순화된 정상 주행 한계값에 기초하여 정의된 수학식 5.13과 5.14가 FXi1의 연산에 사용될 수 있다.
스텝 50에서, 각 차륜을 위한 실제 및 임계 요 모멘트(Mi, MiG)가 수학식 4.1 및 4.3을 통해 연산된다. 부가적으로, 후륜 슬립각속도(βdr)가 연산될 수 있다. 따라서, 지표값 Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG- KIβdr, Mfl+ Mfr및 MflG+ MfrG가 얻어지고, 그래서, 상기 스텝 60 및 80에서의 판정 프로세스가 I-4-3장에서 설명된 바와 같이 수행될 수 있다.
도 26을 참조하면, 스텝 70으로부터의 서브루틴에서, 제 1 목표값(FXi1)이 차량의 스핀 회피를 위한 제 2 목표 종방향 힘(FXi2)으로 조정된다. 여기서, 먼저, 목표 요 모멘트의 연산을 위해 I-5-3(i)장에서 유도된 각 수학식을 통해 하기의 파라미터들, 즉, 제 1 목표 종방향 힘(FXi1)에 의해 발생될 요 모멘트(Mfl1, Mfr1)[전륜의 경우만](스텝 362)와, FXfr= 0에서 발생될 요 모멘트(Mfr0)(스텝 364)와, FXrl= 0에서의 임계 요 모멘트(MrlG0)와, 유효(또는 임계) 요 모멘트(Mfr_min, MrlG_min, MrrG_min)[스텝 366에서 MrlG_min의 연산에서, 차량은 FXV< 0인 경우 제동되는 것으로 판정됨](스텝 366)가 연산된다.
이때, 스텝 368에서, 각 차륜을 위한 목표 요 모멘트(Mfr2, MrlG2, MrrG2)가 연산된다. 차량 제동시(FXV< 0) 연산에서, 차량 거동의 양호한 성능은 I-5-3(ⅱ)(a)장에서 설명된 바와 같이, 선회 성능과 제동 성능으로부터 선택되어야만 한다. 비제동시, 목표 요 모멘트 연산 방식은 제어 요 모멘트(Mns)의 상대적 크기와, 유효(임계) 요 모멘트에 의존하여, 수학식 5.53, 5.56 또는 5.58로부터 선택된다.
단지 외측 전륜을 위한 목표값만이 조정되는, I-5-3(ⅱ)(c) 장에 설명된 단순화된 프로세스가 사용되는 경우, 스텝 362 내지 366은 통과되고, 스텝 368에서, Mfr2가 수학식 5.22 및 5.59를 통해 연산된다.
마지막으로, 스텝 370에서, 목표 요 모멘트(Mfr2, MrlG2, MrrG2)는 수학식 5.61, 5.64, 5.65, 5.67, 5.69 중 어느 하나를 통해 제 2 목표 종방향 힘(FXfr2, FXrl2, FXrr2)으로 변환된다[FXfl1은 조정되지 않으며, 따라서, 항상 FXfl2= FXfl1이다]. 그후, 스텝 380에서, 각 차륜을 위한 적절한 값이 I-5-5장의 수학식에 따라 선택되고, FXfl2는 수학식 5.64 대신 수학식 5.70을 통해 연산될 수 있다.
도 27을 참조하면, 스텝 90으로부터의 서브루틴에서, 제 1 목표값(FXi1)은 차량의 드리프트를 회피하기 위한 제 3 목표 종방향 힘(FXi3)으로 조정된다. 도 26의 서브루틴에서와 같이, 먼저, 목표 요 모멘트의 연산을 위해 필요한 파라미터들, 즉, FXi1에 의해 발생될 수 있는 임계 요 모멘트(MiG)(스텝 382)와, FXrr= 0 에서의 임계 요 모멘트(MrrG0)(스텝 383)와, 유효 임계 요 모멘트(MflG_max, MrlG_max, MrrG_max)(스텝 384)가 연산된다[스텝 384에서의 MrrG_min의 연산에서, FXV<0인 경우차량이 제동되는 것으로 판정됨]. 그후, 스텝 388에서, 각 차륜을 위한 목표 요 모멘트(Mfl3, MrlG3, MrrG3)가 일반식 5.82 내지 5.83을 통해 연산되며, 여기서, 유효 임계 요 모멘트의 값은 FXi1에 의존하여 다르다[세부적인 사항은 I-5-4(ⅱ)(a)(b)장을 참조].
I-5-4(ⅱ)(c) 장에서 설명된 바와 같이 단지 내측 후륜만이 드리프트 회피를 위해 사용되는 경우, 스텝 382 및 383은 통과되며, 스텝 384에서, 단지 MrlG_max가 연산되고, 스텝 388에서, MrlG3은 수학식 5.84를 통해 연산된다. 선택적으로, 후륜들 양자 모두가 사용되는 I-5-4(ⅱ)(d)장에서 설명된 프로토콜이 사용되는 경우에, 스텝 384는 MflG_max = MflG1인 것으로 가정하여 수행되고, MrlG_max - MrlG< MrrG_max - MrrG인 경우, MrlG3와 MrrG3는 수학식 5.85를 통해 연산된다.
마지막으로, 스텝 390에서, 목표 요 모멘트(Mfl3, MrlG3, MrrG3)는 수학식 5.88, 5.90, 5.92중 어느 하나를 통해 제 3 목표 종방향 힘(FXfl3, FXrl3, FXrr3)으로 변환된다[FXfr1은 조정되지 않으며, 따라서, 항상 FXfr3= FXfr1이다]. 그후, 이들 수학식에 의해 표시된 적절한 값들이 대응하는 제 1 목표값(FXi1)에 의존하여 각 차륜을 위해 선택된다.
스텝 400에서, 최종 목표 종방향 힘이 I-5-5장에 설명된 수학식을 통해 각 차륜에 대하여 선택된다.
도 28을 참조하면, 스텝 220으로부터의 서브루틴에서, 목표 구동력(DT)이 연산되고, 이는 목표 스로틀 개구(QT)로 변환된다. 스텝 222에서, Df와 Dr이 수학식 5.102를 통해 결정되고, 스텝 224에서 DG= MAX(Df, Dr)이 정의된다. 그후, 스텝 226에서, 수학식 3.4를 통해 결정된 구동력이 D ≥DG인지가 판정된다. 응답이 "예"인 경우, 그후, Dt는 스텝 228에서 DG로 조정된다. 그후, 목표 스로틀 개방도(QT)가 수학식 5.104를 통해 연산되고, QT에 대응하는 신호가 엔진 제어 수단(52)으로 출력된다. 스텝 226에서 응답이 "아니오"인 경우는, 스로틀 개방도에 대한 어떠한 제어도 수행되지 않는다.
도 24의 메인 루틴을 다시 참조하면, 스텝 240에서, 목표 제동력(Bti)이 대응하는 수학식 5.99을 통해 각 차륜에 대하여 연산된다. 그후, Bti는 각 차륜을 위해, 수학식 3.2를 통해 대응하는 제동 압력으로 변환된다. 마지막으로, 제동 압력의 제어는 스텝 260에서 수행된다. 그후, 프로세스는 시작점으로 복귀된다.
도 29는 우회전 동안의 프로세스를 위해 스텝 140으로부터 시작하는 서브루틴을 도시하며, 이는 실질적으로 스텝 40 내지 90과 동일하다. 그러나, I-6장에서 이미 언급한 바와 같이, 선회 중심에 대한 차량의 내측 및 외측이 반대가되고, 그래서, 거동 판정(스텝 160 및 180)을 위한 지표값과 요 모멘트의 방향이 좌회전시의 방향에 반대가 된다. 여기서 사용되는 수학식은 부록 Ⅲ에 나열되어 있다.
Ⅱ-2. 제 2 실시예(엔진 제어를 동반하지 않은 사륜 구동 차량)
제 2 실시예는 도 28에 도시된 바와 같은 서브 루틴의 엔진 출력의 변조가 수행되지 않는 것을 제외하면, 제 1 실시예와 동일하다. 따라서, 스텝 220이 통과된다. 스텝 240에서, 수학식 3, 4로부터 얻어진 구동력(D)이 수학식 5.99에 대입된다.
Ⅱ-3 제 3 실시예(엔진 제어를 동반한 후륜 구동 차량)
본 발명에 따른 차량 운동 제어 장치는 후륜 구동 차량에 통합될 수 있다. 도 23을 참조하면, 후륜 구동 차량에서, 본 기술 분야에서 널리 공지되어 있는 바와 같이, 전륜은 구동력이 없으며, 따라서, 차륜 샤프트(56R 및 L), 중앙 차동 기어 장치(62), 전륜 프로펠러 샤프트(64) 및 전륜 차동 기어 장치(68)에 대응하는, 전륜으로 엔진 토크를 전달하는 시스템이 없다. 전륜은 서로 독립적으로 회전할 수 있다. 후륜 구동 차량의 다른 구조는 도 23에 개략적으로 도시된 것들과 실질적으로 동일하다.
본 발명에 따른 후륜 구동 차량을 위한 차량 운동 제어의 프로토콜은 상술한 바와 같은 사륜 구동 차량을 위한 것들과 실질적으로 동일하다. 하기에, 사륜 구동 차량을 위한 것과의 프로토콜의 차이점을 도 24 내지 도 29를 참조로 설명한다.
스텝 334에서, 스텝 20으로부터 시작하는 서브루틴에서(도 25 참조), 차량 종방향 힘(FXi)과 구동력(D)이 사륜 구동 차량에서와 동일한 수학식 3.1 및 3.4를 통해 추정된다. 그러나, 후륜 구동 차량에서, 시스템 파라미터들 IDf, IDr및a가 0이기 때문에, 이들 수학식들은 단순화된다. 스텝 344에서, 차량 종방향 속도(SVB)가 비피구동 전륜의 수학식 3.21a을 통해 얻어진 추정값으로부터 선택된다. 수학식 3.21a에 어떠한 추정값도 없기 때문에(차체이 슬립각 제외), 결과적인 SVB는 사륜 구동 차량에서 보다 더욱 신뢰성 있다.
스텝 40에서, 도 24의 메인 루틴에서, 비구동시 각 차륜을 위한 기본 목표값(FXi0)이 수학식 5.2c를 통해 연산된다. 각 차륜을 위한 제 1 목표 종방향 힘(FXi1)은 전륜에 대해서는 수학식 5.4, 내측(좌측) 후륜에 대해서는 수학식 5.8, 그리고, 외측(우측) 후륜에 대해서는 수학식 5.11을 통해 얻어진다.
스텝 368에서, 스핀 회피 프로세스를 위한 도 26에 도시된 서브 루틴에서, 비제동시 목표 요 모멘트는 유효 임계 요 모멘트(MrlG_min)가 수학식 5.28에 의해 주어지는 것을 제외하면, 사륜 구동 차량에서 제동시의 것들과 유사한 방식으로 연산될 수 있다[후륜 차량에서, 드리프트 회피 프로세스는 사륜 구동 차량에서와 동일하다.
스텝 220 내지 240의 프로세스에 사용된 수학식은 사륜 구동 차량에서의 것들과 동일하다. 그러나, 상수 파라미터들 IDf, IDr및 a = 0이기 때문에, 연산은 단순화된다.
상술한 것들을 제외한 후륜 구동 차량에 관한 프로세스들은 사륜 구동 차량의 것들과 실질적으로 동일하다.
Ⅱ-4 제 4 실시예(엔진 제어를 동반하지 않은 후륜 구동 차량)
제 4 실시예는 도 28에 도시된 바와 같은 서브 루틴의 엔진 출력 조정이 수행되지 않는 것을 제외하면 제 3 실시예와 동일하다. 따라서, 스텝 220이 통과된다. 스텝 240에서, 수학식 3.4로부터 얻어진 구동력(D)이 수학식 5.99에 대입된다.
Ⅱ-5 제 5 실시예(엔진 제어를 동반한 전륜 구동 차량)
본 발명에 따른 차량 운동 제어 장치는 전륜 구동 차량에 통합될 수도 있다. 도 23을 다시 참조하면, 본 기술 분야에 널리 공지된 바와 같이, 전륜 구동 차량에서는 후륜에 구동력이 없으며, 따라서, 차륜 샤프트(22R 및 L)와, 중앙 차동 기어 장치(62)와, 후방 프로펠러 샤프트(66) 및 후방 차동 기어 장치(70)에 대응하는 후륜으로 엔진 토크를 전달하는 시스템이 없다. 후륜은 서로 독립적으로 회전할 수 있다. 전륜 구동 차량의 다른 구조들은 도 23에 개략적으로 도시된 것과 실질적으로 동일하다.
본 발명에 따른 전륜 구동 차량을 위한 차량 운동 제어의 프로토콜도 상술한 바와 같은 사륜 구동 차량의 것들과 실질적으로 동일하다. 하기에, 도 24 내지 29를 참조로 사륜 구동 차량의 것들과의 프로토콜의 차이를 설명한다.
스텝 334에서, 스텝 20에서 출발하는 서브루틴에서(도 25 참조), 차륜 종방향 힘(FXi)과 구동력(D)이 사륜 구동 차량에서와 동일한 수학식 3.1 및 3.4를 통해 추정된다. 그러나, 전륜 구동 차량에서 시스템 파라미터들 IDf, IDr및 1/a가 0이기 때문에, 이들 수학식들은 단순화된다. 스텝 344에서, 차량 종방향 속도(SVB)가 비피구동 후륜의 수학식 3.21b을 통해 얻어진 추정값들로부터 선택된다. 결과적인 SVB는 수학식 3.21b에서의 소정의 추정값이 없기 때문에, 사륜 구동 차량의 것 보다 신뢰성 있다.
스텝 40에서, 도 24의 메인 루틴에서, 비제동시 각 차륜을 위한 기본 목표값(FXi0)이 수학식 5.2d를 통해 연산된다. 각 차륜을 위한 제 1 목표 종방향 힘(FXi1)은 전륜에 대해서는 수학식 5.5, 내측(좌측) 후륜에 대해서는 수학식 5.7, 그리고, 외측(우측) 후륜에 대해서는 수학식 5.10을 통해 얻어진다.
스텝 368에서, 스핀 회피 프로세스를 위한 도 26에 도시된 서브 루틴에서, 내측 후륜이 구동되지 않기 때문에 비제동시 사용되지 않는 것(세부 사항은 I-5-4(ⅱ)(b) 참조)을 제외하면, 사륜 구동 차량에서의 것들과 동일한 방식으로 목표 요 모멘트들이 연산될 수 있다.
스텝 388에서, 드리프트 회피 프로세스를 위한 도 27에 도시된 서브루틴에서, 외측 후륜이 구동되지 않기 때문에, 비제동시 사용되지 않는 것을 제외하면, 사륜 구동 차량에서의 것들과 동일한 방식으로 목표 요 모멘트들이 연산될 수 있다. 내측 후륜의 유효 임계 요 모멘트는 단지 제동측에서만 연산된다(마찰원의 하부 사분면). 부가적으로, 후륜들이 구동되지 않기 때문에, 단지 대향한 후륜들 만을 사용한 드리프트 회피 프로세스(I-5-4(ⅱ)(d) 장 참조)는 전륜 구동차량에서는 가용하지 않다.
스텝 220 내지 240의 프로세스에 사용된 수학식은 사륜 구동 차량에서의 것들과 동일하다. 그러나, 상수 파라미터들 IDf, IDr및 1/a = 0이기 때문에, 연산은 단순화된다.
상술한 것들을 제외한 후륜 구동 차량에 관한 프로세스들은 사륜 구동 차량의 것들과 실질적으로 동일하다.
Ⅱ-6 제 6 실시예(엔진 제어를 동반하지 않은 전륜 구동 차량)
제 6 실시예는 도 28에 도시된 바와 같은 서브 루틴의 엔진 출력 조정이 수행되지 않는 것을 제외하면 제 5 실시예와 동일하다. 따라서, 스텝 220이 통과된다. 스텝 240에서, 수학식 3.4로부터 얻어진 구동력(D)이 수학식 5.99에 대입된다.
비록 본 발명을 그 양호한 실시예와, 부분적인 몇몇의 변용에 관련하여 설명하였지만, 본 기술 분야의 숙련자들이 본 발명의 범주내에서 예시된 실시예들에 관련하여 다양하게 변화시키는 것이 가능하다는 것은 명백하다.
부록 I. 각 차륜상의 종방향 힘의 수학식 3.1의 유도
수학식 3.1의 유도에서, 차량은 사륜 구동 차량인 것으로 가정되고, 따라서, 모든 차륜이 피구동 차륜인 것으로 취급된다. 이륜 구동 차량의 수학식은 일부 파라미터들을 0으로 가정함으로써 간단하게 얻을 수 있다.
각 차륜상의 종방향 힘(FXi)은 각 차륜상의 회전의 기존의 운동 방정식을 통해 하기와 같이 표현될 수 있다.
여기서, ωdi는 각 차륜상의 각가속도를 나타내고, Ti는 각(전방 또는 후방) 차동 기어 장치로부터 각 차륜에 적용되는 구동 토크를 나타낸다. 이륜 구동 차량에 대하여, 토크 Ti는 전륜 및 후륜의 쌍들 중 어느 하나에 대하여 0이 된다.
각 차륜상에 적용된 토크(Ti)는 엔진으로부터 중앙 차동 기어 장치를 통해 전방 및 후방 차동 기어 장치 각각으로 전달된다. 따라서, Ti는 엔진에 의해 출력된 토크에 의해 표현될 수 있다.
엔진으로부터 출력된 토크(Te)는 엔진의 회전의 운동 방정식을 통해 중앙 차동 기어 장치로 입력된 토크(TC)에 연계된다.
여기서, ωde는 엔진의 각가속도, 즉, 각도(ωe) 단위의 엔진 회전 속도의 시간 미분을 나타낸다. 관성 모멘트(Ie)는 엔진으로부터 트랜스미션의 출력 샤프트로의 그것들을 포함하며, 차동 기어 장치의 감속 기어비는 상술한 연산을 단순화하기 위해 1인 것으로 가정한다.
도 30A를 참조하면, 중앙 차동 장치에서, 트랜스미션의 출력 샤프트로부터 입력된 토크(TC)는 유성 기어(60A)를 통해 전방 프로펠러 샤프트에 연결된 링 기어(64A)와, 후방 프로펠러 샤프트에 연결된 선 기어(66A)로 분배된다. 이때, 전방 및 후방 차동 기어 장치로부터 출력된 토크(TF와 TR)는 하기와 같이 주어진다.
여기서, a = TF/TR이고, TC= TF+ TR이다.
부가적으로, 이 기어들의 트레인상의 힘의 밸런스는 하기와 같이 주어진다(도 30B 참조).
여기서, rC, rF, rR은 각각 유성 기어, 링 기어 및 선 기어의 중심의 회전 반경들이다. 도 30A에 도시된 바와 같이, 이들 반경들은 rC= (rF+ rR)/2 이고 rF> rR인 관계로 서로 연계되어 있다. 따라서, 수학식 A1.3 및 A1.4로부터, 반경들의 비율도 rF/rR= a로 주어진다[단순한 연산으로부터, TF/rF= TR/rR도 얻어진다].
기어들의 회전 속도의 관계도 하기와 같이 얻어진다.
ωF·rF+ ωR·rR= 2ωC·rC
여기서, ωF, ωR, ωC는 각각 링 기어, 선 기어 및 유성 기어의 중심(선 기어 둘레)의 각속도를 나타낸다. 따라서, 유성 기어의 중심의 각속도는 하기와 같이 비율로 표현된다.
ωC= [rF/2rC]ωF+ [rR/2rC]ωR= [a/(1+a)]ωF+ [1/(1+a)]ωR
이때, 이 수학식의 시간 미분은 하기와 같이 주어진다.
여기서, ωdF, ωdR은 링 기어와 선 기어의 각가속도를 나타낸다. 이들 각가속도들은 각각 전방 및 후방 차동 기어 장치로 직접적으로 적용된다. ωdC는 유성 기어의 중심의 각가속도이다. 상술한 바와 같이, 차동 기어 장치의 감속 기어비가 1인 것으로 가정되기 때문에, 유성 기어의 중심의 각가속도(ωdC)는 ωdC=ωde인 것으로 가정된다.
토크 TF, TR와 각가속도 ωdF, ωdR은 전방 및 후방 차동 기어 장치 각각상의 회전의 운동 방정식을 경유하여 각 차륜에 적용되는 토크에 연계된다.
각 차동 기어 장치에서, 토크가 좌측과 우측 차륜에 균등하게 분배되는 것으로 가정하면, 즉, Tfl= Tfr이고, Trl= Trr인 경우에 하기의 수학식이 성립한다.
상술한 토크와 가속도 사이의 관계로부터, 수학식 A1.1은 하기와 같이 변형된다.
여기서, D는 총 구동력을 나타내고, 이는 엔진 토크 Te로부터 D=Te/r을 사용하여 얻어진다. 상기 각 차륜상의 각가속도(ωdi)는 VWdi = r·ωdi를 사용하여 차륜 회전가속도(VWdi)로 변환될 수 있다.
따라서, 각 차륜상의 종방향 힘(FXi)은 수학식 3.1에 기재된 바와 같이 각 차륜상의 차륜 회전 가속도(VWdi)와, 총 구동력과, 제동력(Bi)의 함수로 표현된다.
이륜 구동 차량에 대하여, 후륜 구동 차량은 단지 후방 차동 기어 장치만을 가지며, 이는 상술한 수학식에서 중앙 차동 기어 장치에 대응하고, 따라서, IDf, IDr, a = 0이다. 한편, 전륜 구동 차량은 단지 중앙 장치에 대응하는 전방 차동 기어 장치만 가지며, 따라서, IDf, IDr, 1/a = 0이 된다.
부록 Ⅱ. 최대 정지 마찰 계수의 수학식 3.22의 유도
도 5A에 도시된 바와 같이, 정지 마찰 계수(μ)는 복합 슬립율(λ)의 함수로서 주어진다. 도 31A에 관하여, μmax는 하기와 같이 특정 μ와 그 미분(μ/λ)으로 표현된다.
여기서, Δλ는 각각 λ의 미소 변위이다. 이때, Δλ는 하기와 같이 표현된다.
Δμ = (μ/λ)λ=0Δλ
여기서, (μ/λ)λ=0는 λ=0에서 μ(λ)의 곡선의 경사이다. 따라서, μmax는 대략 수학식 3.22에 의해 주어진다.
수학식 3.22를 사용한 추정시에, Δμ와 (μ/λ)λ=0는고정된 파라미터들로서 주어진다. 따라서, 노면 반력이 포화되기 이전에, 실제 μmax와 추정 μmax사이의 차이는 실제 μmax에 대한 Δμ의 상대적 크기에 의존한다. 도 31B에 도시된 바와 같이, 추정 μmax는 λ=0에서의 Δμ로부터 λ의 증가와 함께 실제 μmax까지 변화한다. 따라서, 실제 μmax가 비교적 작은 경우에, 노면 반력이 포화되지 않는 한, 추정 μmax는 항상 실제 μmax보다 크다. 한편, 실제 μmax가 상대적으로 크기 때문에, 추정 μmax는 도 5C에 도시된 바와 같은 실제 μmax보다 작다. 그러나, 노면 반력이 포화된 이후에, μmax는 정확하게 추정된다.
큰 ｜FXi｜와 작은 ｜FYi｜에 대한 제동 중에, 즉 차량이 직선 경로 상에서 주행시에, ξ는 하기와 같이 표현된다.
.
I-3-6절에서 언급한 바와 같이, 큰 ｜FXi｜와 작은 ｜FYi｜에 대한 제동 중에 ξ≥0이 만족되어야 하며, 적어도 하나의 차륜이 이러한 조건을 만족하도록 제어되어야 한다. 이를 위해, 후방 차륜에 대한 최대 마찰 계수 μmax는 하기와 같이 추정된다.
여기서 Δ는 0.01과 같은 작은 값이다. 그다음에, 후방 차륜에 대한 마찰 계수가 더 작은 것으로 추정되고, 따라서 후방 차륜에서의 제동력은 제동중에 차량의 주행 거동의 불안정성을 회피하기 위해 보다 작은 값으로 제한된다.
부록 Ⅲ. 우회전시의 수학식
하기에, 좌회전시와 상이한 우회전시의 수학식들이 나열된다. 수학식의 대응하는 번호들은 좌회전시의 대응하는 수학식을 나타낸다.
I-4 영역 (B), 차량 거동 안정/불안정의 판정
I-4-2 임계 요 모멘트(M iG )의 연산
여기서, FYiG= - (μmax 2FZ 2-FXi 2)1/2이다.
I-4-3 차량 거동 안정의 판정
(b) 실제
지표값이 하기의 수학식을 만족하고, 여기서 ΔMs가 적절한 작은 양의 상수인 경우, 거동은 스핀 상태하에 있는 것으로 판정된다.
지표값이 하기의 수학식을 만족하고, 여기서, ΔMd가 적절한 작은 양의 상수이고, Kf가 0.8 내지 0.9의 적절한 양의 인자인 경우, IB·γd≤0에서, 거동은 드리프트 상태하에 있는 것으로 판정된다.
I-5 영역 (C) 각 차륜을 위한 목표값의 연산
I-5-2 제 1 목표 종방향 힘의 연산
(b) 내측(우측) 후륜
전륜 구동 차량의 경우
｜βi｜가 작은 경우, 정상 주행 한계값 : C 및 D
｜βi｜가 큰 경우, 정상 주행 한계값 : C 및 G
주 : 안티 록 목표 종방향 힘은 하기와 같이 표현된다.
후륜 구동 차량 및 사륜 구동 차량의 경우
제동시 : 전륜 구동 차량의 경우와 동일
비제동시
｜βi｜가 작은 경우, 정상 주행 한계값 : B 및 C
｜βi｜가 큰 경우, 정상 주행 한계값 : H 및 C
주 : 안티 휠 스핀 목표 종방향 힘은 하기와 같이 표현된다.
(c) 후륜 외측(좌측) 차륜
전륜 구동 차량의 경우
｜βi｜가 작은 경우, 정상 주행 한계값 : C 및 D
｜βi｜가 큰 경우, 정상 주행 한계값 : C 및 J
주 : 안티 록 목표 종방향 힘은 하기와 같이 표현된다.
후륜 구동 차량 및 사륜 구동 차량의 경우
제동시 : 전륜 구동 차량의 경우와 동일
비제동시
｜βi｜가 작은 경우, 정상 주행 한계값 : B 및 C
｜βi｜가 큰 경우, 정상 주행 한계값 : F 및 C
주 : 안티 휠 스핀 목표 종방향 힘은 하기와 같이 표현된다.
I-5-3 제 2 목표 종방향 힘(F Xi2 )의 연산(스핀 상태 억제 및/또는 회피를 위한 목표 힘)
이 스핀 경향을 억제하기 위해서, 차륜에 의해 스피닝에 대항하는 방향으로 제어 요 모멘트(Mns)가 하기의 수학식을 만족하도록 발생되어야만 한다.
여기서, Mns는 제어 프로세스 이후에, 하기의 조건을 만족시키도록 차륜에 분배되어야만 한다.
Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG- KIβdr≥ΔMs
(i) 파라미터의 연산
F Xi1 에 의해 발생될 요 모멘트
여기서, 단지 전륜을 위한 요 모멘트만을 설명하며, 그 이유는 후륜을 위한 요 모멘트는 하기의 연산에서 사용되지 않기 때문이다.
제 1 목표 종방향 힘(FXi1)에 대응하는 측방향 힘(FYi)이 하기와 같이 연산된다.
｜FXDi｜가 작은 경우, 즉, 슬립각(｜βi｜)이 큰 경우(도 8B 참조)
F Xi1 에 의해 발생될 수 있는 임계 요 모멘트
여기서, FYiG1=-(μmax 2Fzi 2-FXi1 2)1/2이다.
F Xi1 = 0에서 임계 요 모멘트
스피닝에 대항하는 유효 요 모멘트
(a) 외측(우측) 전륜
βf≤0인 경우
여기서, FXfr= -μmaxfrFzfrCOSβfr이다.
여기서, λmaxfr은 다음과 같다.
여기서, FYfr_min = -(μmaxfr 2Fzfr 2-FXfr_min2)1/2이다.
βf>0일 때
FXDfr≥- μmaxfrFzfr·sin(arctan(Tr/2Lf)-δ)인 경우
FXDfr< - μmaxfrFzfr·sin(arctan(Tr/2Lf)-δ)인 경우
여기서, FYDfr= -(μmaxfr 2Fzfr 2-FXDfr 2)1/2이다.
(b) 내측(우측) 후륜
차량 제동시
차량 비제동시
(c) 외측(좌측) 후륜
(ⅱ) 각 차륜을 위한 목표 요 모멘트의 결정
(a) 차량 제동시
MrrG_max = MrrG0이다.
(1) 선회 성능이 양호한 경우
수학식 5.30이 성립하는 경우, 차량의 총 요 모멘트는 수학식 31과 같이 기술되어야만 한다.
이때, 인자 Kls는 하기의 수학식과 같이 표현되기 때문에, 각 차륜을 위한 목표 모멘트는 수학식 5.32로서 표현될 수 있다.
한편, 하기의 수학식을 만족하면, 차량의 총 요 모멘트는 수학식 5.33과 같이 표현될 수 있다.
(Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG) + Mns = ΔMs + KIβdr≤Mfl1+ Mfr1+ MrlG_max + MrrG0
이때, 인자 Kls가 하기와 같이 표현되기 때문에, 각 차륜을 위한 총 모멘트는 수학식 5.34와 같이 표현될 수 있다.
(2) 제동 성능이 비교적 양호할 때
차량의 총 요 모멘트는 하기와 같이 표현된다.
이때, 상기 인자 Kls가 하기와 같이 표현되기 때문에, 각 차륜을 위한 목표 모멘트는 하기의 수학식 5.36으로 표현될 수 있다.
(3) 제동 성능이 양호할 때
수학식 5.37의 경우, 차량의 총 요 모멘트는 수학식 5.38로 표현될 수 있다.
이때, 인자 Kls가 하기와 같이 표현되기 때문에, 각 차륜을 위한 목표 모멘트는 수학식 5.39와 같이 표현될 수 있다.
한편, 즉, 수학식 5.40이 성립하는 경우에, 차량의 총 요 모멘트는 수학식 5.41과 같이 표현된다.
이때, 인자 Kls는 하기와 같이 표현되기 때문에, 각 차륜을 위한 목표 모멘트는 수학식 5.42와 같이 표현된다.
(b) 차량 비제동시
(1) 후륜 구동 차량
요 모멘트(Mns) 분배 방식은 기본적으로 상술한 제동시의 (a)-(1)의 경우와 동일하다. 그러나, MrrG_max는 수학식 5.28에 의해 주어진다.
(2) 전륜 구동 차량
수학식 5.43인 경우에, 차량의 총 요 모멘트는 수학식 5.44와 같이 표현되어야만 한다.
이때, 인자 Kls가 하기와 같이 표현되기 때문에, 각 차륜을 위한 목표 모멘트는 수학식 5.45와 같이 표현될 수 있다.
수학식 5.46을 만족하는 경우, 차량의 총 요 모멘트는 수학식 5.47과 같이 표현된다.
이때, 인자 Kls가 하기와 같이 표현되기 때문에, 각 차륜을 위한 목표 모멘트는 수학식 5.48과 같이 표현될 수 있다.
한편, 차량의 총 요 모멘트는 하기와 같이 표현된다.
이때, 인자 Kls가 하기와 같이 표현되기 때문에, 각 차륜을 위한 목표 모멘트는 수학식 5.50과 같이 표현될 수 있다.
(3) 사륜 구동 차량
수학식 5.51인 경우에, 차량의 총 요 모멘트는 수학식 5.52와 같이 표현되어야만 한다.
이때, 인자 Kls가 하기와 같이 표현되기 때문에, 각 차륜을 위한 목표 모멘트는 수학식 5.53과 같이 표현될 수 있다.
스핀 상태가 외측 전륜상의 종방향 힘(FXfr)이 0인 상태 하에서, 외측 후륜에 의해 억제될 수 있는 경우, 즉, 수학식 5.54를 만족하는 경우, 차량의 총 요 모멘트는 수학식 5.55와 같이 표현된다.
이때, 인자 Kls가 하기와 같이 표현되기 때문에, 각 차륜을 위한 목표 모멘트는 수학식 5.56과 같이 표현될 수 있다.
한편, 외측 전륜상에 제동력을 적용함으로써 보상되면서, 외측 후륜을 위한 유효 요 모멘트가 완전히 사용되는 경우에, 차량의 총 요 모멘트는 하기와 같이 표현된다.
이때, 인자 Kls가 하기와 같이 표현되기 때문에, 각 차륜을 위한 목표 모멘트는 수학식 5.58과 같이 표현될 수 있다.
(c) 단순화된 프로세스
(ⅲ) 제 2 목표 종방향 힘의 연산
(a) 외측 전륜
｜βfl｜이 큰 경우, 즉, FXDfr≥F2인 경우
여기서, FYfl2= (μmaxi 2Fzfl 2-FXfl2 2)1/2이다.
｜βfr｜이 작은 경우, 즉, FXDfr≤F2인 경우
(b) 외측(좌측) 후륜
따라서, FXrl1≥μmaxrlFZrlsin(arctan((Tr/2)/Lr))인 경우, +부호의 결과가 선택된다. FXrl1< μmaxrlFZrlsin(arctan((Tr/2)/Lr))인 경우, - 부호의 결과가 선택된다.
(c) 내측(우측) 후륜
FXrr1≥- μmaxrrFZrrsin(arctan(Tr/2Lr))인 경우, + 부호의 결과가 선택된다. FXrr1< - μmaxrrFZrrsin(arctan(Tr/2Lr))인 경우, - 부호의 결과가 선택된다.
(d) 수학식 5.63의 다른 해법
여기서, XYSfr은 다음과 같다.
I-5-4 제 3 목표 종방향 힘(F Xi3 )의 연산
(드리프트 아웃 상태의 억제 및/또는 회피를 위한 목표 힘)
드리프트 상태의 억제를 위해서, 드리프팅에 대항하는 제어 요 모멘트(Mnd)가 하기의 수학식 5.73이 성립하도록 각 차륜에 의해 발생된다.
제어 프로세스 이후에, Mnd는 하기의 수학식을 만족하도록 차륜들에 분배되어야만 한다.
(i) 파라미터들의 연산
드리프팅에 대항하는 유효 요 모멘트
(a) 내측(우측) 전륜
(1) δ> -arctan{(Tr/2)/Lr)}이고, FXfl1< -μmaxFZfrsin(arctan((Tr/2)/Lr)+δ))
(2) δ≤-arctan{(Tr/2)/Lr)}이고, FXfl1< 0
여기서, FYfrG1= (μmaxfr 2Fzfr 2- FXfr1 2)1/2이다.
(b) 내측(우측) 후륜
FXrr1> μmaxrrFZrrsin(arctan((Tr/(2Lr)))인 경우
FXrr1≤ μmaxrrFZrrsin(arctan((Tr/(2Lr)))인 경우
(c) 외측(좌측) 후륜
FXrl1> - μmaxrlFZrlsin(arctan((Tr/(2Lr)))인 경우
제동시
비제동시
FXrl1≤ - μmaxrlFZrlsin(arctan((Tr/(2Lr)))인 경우
(ⅱ) 각 차륜을 위한 목표 요 모멘트의 결정
Mnd를 분배하기 위한 일반적인 수학식은 하기와 같다.
차량의 총 요 모멘트는 하기와 같이 표현되어야만 한다.
이때, 인자 Kld는 하기의 수학식 5.82a와 같이 표현되기 때문에, 각 차륜을 위한 목표 모멘트는 수학식 5.83과 같이 표현될 수 있다.
(a) 세 개의 차륜에 분배 : 제동시
(1) δ < arctan{Tr/(2Lr)}이고, FXfl1< -μmaxflFZflsin(arctan(Tr/(2Lr)-δ)) 또는,
(2) δ> arctan{Tr/(2Lr)}이고, FXfl1< 0
[항 MfrG_min - MfrG1이 소거됨]
FXrr1> - μmaxrrFZrrsin(arctan((Tr/(2Lr))), MrlG_min = μmaxrlFZrlLr 이다. 한편, 수학식 5.81이 적용된다.
(b) 세 개의 차륜에 분배 : 비제동시
후륜 구동 차량 및 사륜 구동 차량의 경우
내측 후륜상의 힘은 FXrr1> μmaxrrFZrrsin(arctan((Tr/(2Lr)))인 경우, 지점 B를 향해 증가되어야만 하고, FXrr1≤μmaxrrFZrrsin(arctan((Tr/(2Lr)))인 경우, 지점 D를 향해 감소되어야만 한다. 각 경우에 대한 일반식에 사용되는 MiG_min은 앞의 하위 장(i)에서 정의되었다.
전륜 구동 차량의 경우
일반식에서, 항 MrlG_min - MrlG1은 소거된다.
(c) 좌측 후륜에 의해서만 Mnd 발생
(d) 후륜에 의한 Mnd의 발생
MrrG1- MrrG_min ≥MrlG1- MrlG_min인 경우
일반식 5.82 내지 83, MfrG_min = MfrG1
MrrG1- MrrG_min < MrlG1- MrlG_min인 경우
MrlG3= 1/2(ΔMd+ KIβdr+ MflG1+ MfrG1+ MrlG1- MrrG1)
MrrG3= 1/2(ΔMd+ KIβdr+ MflG1+ MfrG1- MrlG1+ MrrG1)
이때, MrlG3≥MrrG_min인 경우, 하기의 수학식이 성립한다.
(ⅲ) 제 3 목표 종방향 힘의 연산
(a) 내측 전륜
여기서, FYfrG3= (μmaxfr 2Fzfr 2- FXfr3 2)1/2이다.
FXfr1> -μmaxfrFZfrsin(arctan(Tr/2Lf) + δ)인 경우, + 부호의 결과가 선택된다.
FXfl1≤-μmaxfrFZfrsin(arctan(Tr/2Lf) + δ)인 경우, FXfl3= FXfl1이다.
(b) 내측(우측) 후륜
FXrr1≥ μmaxrrFZrrsin(arctan(Tr/2Lf))인 경우, + 부호의 결과가 선택된다.
FXrr1< μmaxrrFZrrsin(arctan(Tr/2Lf))인 경우, - 부호의 결과가 선택된다.
(c) 외측(우측) 후륜
FXrl1≥ - μmaxrlFZrlsin(arctan(Tr/2Lf))인 경우, + 부호의 결과가 선택된다.
FXrl1< - μmaxrlFZrlsin(arctan(Tr/2Lf))인 경우, - 부호의 결과가 선택된다.
I-5-5 각 차륜을 위한 목표 종방향 힘(Fti)의 선택
좌측 전륜
우측 전륜
좌측 후륜
FXrl1≥- μmaxrlFZrlsin(arctan(Tr/2Lf))인 경우
FXrl1< - μmaxrlFZrlsin(arctan(Tr/2Lf))인 경우
우측 후륜
FXrr1≥ μmaxrrFZrrsin(arctan(Tr/2Lf))인 경우
FXrr1< μmaxrrFZrrsin(arctan(Tr/2Lf))인 경우
본 발명은 차륜의 각 상태를 계통적으로 취급하여 안티 휠 록 및 휠 스핀 프로세싱과 제동력 분배 등과 함께 차량 거동 안정성을 확보 및 유지하는 신규하고 독창적인 차량 운동 제어 장치 및 방법을 제공한다.

Claims (86)

  1. 차체와 차륜을 구비한 차량의 주행 거동을 제어하기 위한 장치에 있어서,
    각 차륜상에 발생되는 노면 반력을 추정하기 위한 수단과,
    각 차륜상의 노면 반력에 의해 발생된 차체의 중심 둘레의 요 모멘트(yaw moment)를 연산하기 위한 수단과,
    상기 차량의 주행을 안정화하도록, 상기 요 모멘트에 기초하여 상기 각 차륜상의 구동력 및 제동력을 제어하기 위한 수단을 포함하는 차량 주행 거동 제어 장치.
  2. 제 1 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 수단은 차량 주행을 안정화하도록 차체에 추가될 필요가 있는 요 모멘트를 연산하기 위한 연산 수단을 포함하고,
    상기 필요한 요 모멘트를 상기 차체에 추가하도록 상기 각 차륜상의 구동력 및 제동력을 제어하는 차량 주행 거동 제어 장치.
  3. 제 2 항에 있어서, 상기 필요 요 모멘트는 각 차륜상의 노면 반력에 의해 현재 발생된 요 모멘트와, 상기 각 차륜상의 구동력 및 제동력의 제어를 통해 발생될 수 있는 요 모멘트에 기초하여 연산되는 차량 주행 거동 제어 장치.
  4. 제 2 항 또는 제 3 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 수단은 필요 요 모멘트에 기초하여 각 차륜을 위한 목표 구동력 및 목표 제동력을 연산하고,
    상기 목표 구동력 및 목표 제동력에 기초하여 상기 각 차륜상의 구동력과 제동력을 제어하는 차량 주행 거동 제어 장치.
  5. 제 3 항에 있어서, 상기 연산 수단은 타이어 모델에 기초하여 각 차륜상에 발생될 수 있는 노면 반력을 추정하고,
    현재 발생된 노면 반력과 각 차륜상에 발생될 수 있는 상기 노면 반력에 따라, 각 차륜상에 발생될 수 있는 상기 요 모멘트를 연산하는 차량 주행 거동 제어 장치.
  6. 제 2 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 수단은, 상기 요 모멘트의 합의 방향이 차량의 선회 방향과 동일하고, 상기 요 모멘트의 합의 크기가 너무 클 때, 차체에 추가될 상기 필요 요 모멘트에 의해 현재 발생된 요 모멘트의 합의 크기가 감소되도록 상기 각 차륜상의 구동력과 제동력을 제어하는 차량 주행 거동 제어 장치.
  7. 제 6 항에 있어서, 상기 차륜은 좌측 전륜과 우측 전륜 및 좌측 후륜과 우측 후륜을 포함하고, 상기 구동력 및 제동력 제어 수단은 Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 소정 범위 외측인 경우, 상기 요 모멘트 합의 크기가 너무 크고, 차량이 스핀 상태하에있는 것으로 판정하며,
    여기서, Mfl와 Mfr은 각각 좌측 전륜과 우측 전륜상에 노면 반력에 의해 발생된 차체의 중심 둘레의 요 모멘트를 나타내고, MrlG와 MrrG는 각각 후륜들상의 현재 종방향 힘에서의 임계 요 모멘트를 나타내며, 상기 임계 요 모멘트는 그 종방향 힘 성분을 유지하면서 노면 반력이 최대인 것으로 가정할 때, 차체의 중심 둘레에 발생될 수 있는 요 모멘트로서 정의되는 차량 주행 거동 제어 장치.
  8. 제 7 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 수단은 상기 차량이 좌회전할 때, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 판정을 위한 음의 기준값 보다 크거나, 상기 차량이 우회전할 때, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 판정을 위한 양의 기준값 보다 작은 경우에, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 소정 범위 외측에 있는 것으로 판정하며, 여기서, 차량의 좌회전 방향은 요 모멘트의 양의 방향으로서 정의되는 차량 주행 거동 제어 장치.
  9. 제 8 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 수단은 상기 차량이 좌회전할 때, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 판정을 위한 음의 기준값 보다 큰 경우에, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 음의 제어 기준값 -ΔMs 보다 작아지도록, 그리고, 상기 차량이 우회전 할 때, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 판정을 위한 양의 기준값 보다 작은 경우에, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 양의 제어 기준값 ΔMs 보다 커지도록 각 차륜상의 구동력및 제동력을 제어하는 차량 주행 거동 제어 장치.
  10. 제 9 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 수단은 상기 차량이 좌회전할 때, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 판정을 위한 음의 기준값 보다 큰 경우에, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 상기 음의 제어 기준값 -ΔMs보다 작아지게 하고, 상기 차량이 우회전 할 때, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 판정을 위한 양의 기준값 보다 작은 경우에, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 상기 양의 제어 기준값 ΔMs 보다 커지게 하도록, 상기 차량의 선회 중심에 대하여 전륜 중 외측 차륜을 위한 목표 요 모멘트를 연산하고,
    또한, 상기 구동력 및 제동력 제어 수단은 상기 목표 요 모멘트에 기초하여 상기 외측 전륜상의 목표 종방향 힘을 연산하며, 상기 목표 종방향 힘에 기초하여 상기 외측 전륜상의 구동력 및 제동력을 제어하는 차량 주행 거동 제어 장치.
  11. 제 10 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 수단은 상기 외측 전륜의 제어에 의해 스핀 상태가 억제될 수 있는지를 판정하고, 상기 외측 전륜의 제어에 의해 상기 스핀 상태가 억제될 수 있을 때, 상기 목표 요 모멘트에 기초하여 상기 외측 전륜을 위한 목표 종방향 힘을 연산하며, 상기 목표 종방향 힘에 기초하여 상기 외측 전륜상의 구동력 및 제동력을 제어하는 차량 주행 거동 제어 장치.
  12. 제 2 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 수단은 요 모멘트의 합의 크기가 과다하지 않은 상태에서, 후륜상의 측방향 힘이 대응하는 타이어의 한계값에 도달하지 않으면서, 상기 전륜상의 측방향 힘이 대응하는 차륜의 한계값에 도달할 때, 차체에 상기 필요 요 모멘트를 추가함으로써 후륜상의 측방향 힘의 크기를 증가시키도록 상기 각 차륜상의 구동력 및 제동력을 제어하는 차량 주행 거동 제어 장치.
  13. 제 12 항에 있어서, 상기 차륜은 좌측 전륜과 우측 전륜 및 좌측 후륜과 우측 후륜을 포함하고, 상기 구동력 및 제동력 제어 수단은, MflG+ MfrG에 대한 Mfl+ Mfr의 비의 크기가 최소 기준값 보다 크고, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 소정 범위 외측에 있는 경우에, 후륜상의 측방향 힘이 대응하는 타이어의 한계값에 도달하지 않으면서, 전륜상의 측방향 힘이 대응하는 타이어의 한계값에 도달하고, 차량이 드리프트 상태하에 있는 것으로 판정하며,
    여기서, Mfl과 Mfr은 각각 좌측 전륜과 우측 전륜상의 노면 반력에 의해 발생된 차체의 중심 둘레의 요 모멘트를 나타내며, MflG, MfrG, MrlG및 MrrG는 각각 좌측 전륜, 우측 전륜, 좌측 후륜 및 우측 후륜상의 현재 종방향 힘에서의 임계 요 모멘트를 나타내며, 상기 임계 요 모멘트는 그 종방향 힘 성분을 유지하면서 노면 반력이 최대화되는 것을 가정할 때, 차체의 중심 둘레에 발생될 수 있는 요 모멘트로서 정의되는 차량 주행 거동 제어 장치.
  14. 제 13 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 수단은 차량이 좌회전할 때, MflG+ MfrG에 대한 Mfl+ Mfr의 비의 크기가 최소 기준값 보다 크고, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 판정을 위한 음의 기준값 보다 낮거나, 또는 차량이 우회전할 때, MflG+ MfrG에 대한 Mfl+ Mfr의 비의 크기가 최소 기준값 보다 크고, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 판정을 위한 양의 기준값 보다 높을 경우에, 후륜상의 측방향 힘이 대응하는 타이어의 한계값에 도달하지 않으면서, 전륜상의 측방향 힘이 대응하는 타이어의 한계값에 도달하고, 상기 차량이 드리프트 상태하에 있는 것으로 판정하며, 여기서, 상기 차량의 좌회전 방향은 요 모멘트의 양의 방향으로서 정의되는 차량 주행 거동 제어 장치.
  15. 제 14 항에 있어서, 상기 최소 기준값은 1 보다 작은 양(positive)의 값인 차량 주행 거동 제어 장치.
  16. 제 15 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 수단은 상기 차량이 좌회전할 때, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 판정을 위한 상기 음의 기준값 보다 작은 경우에, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 음의 제어 기준값 -ΔMd 보다 커지도록, 그리고, 상기 차량이 우회전 할 때, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 판정을 위한 양의 기준값 보다 큰 경우에, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 양의 제어 기준값 ΔMd 보다 작아지도록 각 차륜상의구동력 및 제동력을 제어하는 차량 주행 거동 제어 장치.
  17. 제 16 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 수단은 상기 차량이 좌회전할 때, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 판정을 위한 음의 기준값 보다 작은 경우에, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 상기 음의 제어 기준값 -ΔMs보다 커지게 하고, 상기 차량이 우회전 할 때, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 판정을 위한 양의 기준값 보다 큰 경우에, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 상기 양의 제어 기준값 ΔMs 보다 작아지게 하도록, 상기 각 후륜을 위한 목표 요 모멘트를 연산하고,
    상기 구동력 및 제동력 제어 수단은 상기 목표 요 모멘트에 기초하여 각 후륜상의 목표 종방향 힘을 연산하며, 상기 목표 종방향 힘에 기초하여 상기 각 후륜상의 구동력 및 제동력을 제어하는 차량 주행 거동 제어 장치.
  18. 제 17 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 수단은 각 후륜상의 노면 반력에 의해 발생될 차량의 선회와 동일한 방향으로의 차체의 중심 둘레의 차체 선회 요 모멘트를 위한 최대 허용값을 연산하고,
    상기 목표 요 모멘트가 상기 최대 허용값을 초과하는 경우에, 상기 각 후륜을 위한 상기 목표 요 모멘트를 제한하는 차량 주행 거동 제어 장치.
  19. 제 10 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 수단은 각 차륜의 슬립각을연산하는 수단과, 각 차륜의 수직부하를 연산하는 수단과, 각 차륜의 차륜과 노면 사이의 최대 정지 마찰 계수를 연산하는 수단과, 상기 수직부하와 상기 최대 정지 마찰 계수에 기초하여 각 차륜을 위한 목표 종방향 힘의 정상 주행 한계값을 연산하는 수단을 포함하고,
    상기 구동력 및 제동력 제어 수단은 외측 전륜을 제외한 각 차륜을 위한 목표 종방향 힘이 대응하는 정상 주행 한계값을 초과하는 것을 방지하는 차량 주행 거동 제어 장치.
  20. 제 17 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 수단은 각 차륜의 슬립각을 연산하는 수단과, 각 차륜상의 수직부하를 연산하는 수단과, 각 차륜의 차륜과 노면 사이의 최대 정지 마찰 계수를 연산하는 수단과, 상기 정지 마찰 계수와 수직부하에 기초하여 각 차륜을 위한 목표 종방향 힘에 대한 정상 주행 한계값을 정의하는 수단을 포함하고,
    상기 구동력 및 제동력 제어 수단은 좌측 전륜과 우측 전륜 각각을 위한 목표 종방향 힘이 대응하는 정상 주행 한계값을 초과하는 것을 방지하는 차량 주행 거동 제어 장치.
  21. 제 19 항 또는 제 20 항에 있어서, 상기 정상 주행 한계값 정의 수단은 차륜상의 복합 노면 반력이 타이어 모델에 따른 슬립각에서 그 임계값으로 포화되지 않는 종방향 힘의 제 1 범위와, 각 차륜을 위한 최대 정지 마찰 계수와 수직부하에기초한 제 2 범위를 정의하고,
    각 차륜을 위한 정상 주행 상한값과 정상 주행 하한값으로서, 상기 제 1 및 제 2 범위들로부터 보다 큰 범위를 선택하는 차량 주행 거동 제어 장치.
  22. 제 21 항에 있어서, 상기 정상 주행 한계값 정의 수단은 차체의 종방향을 따라 상기 제 2 범위를 정의하는 차량 주행 거동 제어 장치.
  23. 제 7 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 수단은 후륜의 슬립각 레이트(βdr)를 추정하고,
    차량이 좌회전할 때, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG- KIβdr이 판정을 위한 음의 기준값 보다 큰 경우, 또는, 차량이 우회전할 때, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG- KIβdr이 판정을 위한 양의 기준값 보다 작은 경우에, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG- KIβdr이 소정 범위 외측에 있는 것으로 판정하며,
    여기서, 상기 차량의 좌회전 방향은 요 모멘트의 양의 방향으로서 정의되며, KI는 양의 상수를 나타내는 차량 주행 거동 제어 장치.
  24. 제 23 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 수단은 차량이 좌회전할 때, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG- KIβdr이 판정을 위한 상기 음의 기준값 보다 큰 경우에, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG- KIβdr이 음의 제어 기준값 -ΔMs 보다 작아지고, 차량이 우회전할 때, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG- KIβdr이 판정을 위한 상기 양의 기준값 보다 작은 경우에, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG- KIβdr이 양의 제어 기준값 ΔMs 보다 커지는 것을 만족시키도록 각 차륜상의 구동력 및 제동력을 제어하는 차량 주행 거동 제어 장치.
  25. 제 24 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 수단은 Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG+ Mns = ΔMs - KIβdr의 조건을 만족시키는 스핀 회피 요 모멘트 Mns를 연산하고,
    상기 스핀 회피 요 모멘트를 발생시키도록 각 차륜상의 구동력 및 제동력을 제어하는 차량 주행 거동 제어 장치.
  26. 제 25 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 수단은 상기 스핀 회피 요 모멘트를 발생시키기 위한 각 차륜상의 목표 종방향 힘을 연산하고,
    상기 목표 종방향 힘에 기초하여 각 차륜상의 구동력 및 제동력을 제어하는 차량 주행 거동 제어 장치.
  27. 제 13 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 수단은 후륜의 슬립 각속도(βdr)를 추정하고,
    차량이 좌회전할 때, MflG+ MfrG에 대한 Mfl+ Mfr의 비의 크기가 최소 기준값보다 크고, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG- KIβdr이 판정을 위한 음의 기준값 보다 작은 경우, 또는, 차량이 우회전할 때, MflG+ MfrG에 대한 MrlG+ MrrG의 비의 크기가 최소 기준값 보다 크고, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG- KIβdr이 판정을 위한 양의 기준값 보다 큰 경우에, 상기 후륜상의 측방향힘이 대응하는 타이어의 한계값에 도달하지 않으면서, 상기 전륜상의 측방향 힘이 대응하는 타이어의 한계값에 도달하고, 상기 차량이 드리프트 상태하에 있는 것으로 판정하며,
    여기서, 상기 차량의 좌회전 방향은 요 모멘트의 양의 방향으로서 정의되는 차량 주행 거동 제어 장치.
  28. 제 27 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 수단은 차량이 좌회전할 때, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG- KIβdr이 판정을 위한 상기 음의 기준값 보다 작은 경우에, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG- KIβdr이 음의 제어 기준값 -ΔMd 보다 커지고, 차량이 우회전할 때, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG- KIβdr이 판정을 위한 양의 기준값 보다 큰 경우에, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG- KIβdr이 양의 제어 기준값 ΔMd 보다 작아지는 것을 만족시키도록 각 차륜상의 구동력 및 제동력을 제어하는 차량 주행 거동 제어 장치.
  29. 제 28 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 수단은 Mfl+ Mfr+ MrlG+MrrG+ Mnd = ΔMd - KIβdr의 조건을 만족시키는 드리프트 회피 요 모멘트 Mnd를 연산하고,
    상기 드리프트 회피 요 모멘트를 발생시키도록 각 차륜상의 구동력 및 제동력을 제어하는 차량 주행 거동 제어 장치.
  30. 제 29 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 수단은 상기 드리프트 회피 요 모멘트를 발생시키기 위한 각 차륜상의 목표 종방향 힘을 연산하고,
    상기 목표 종방향 힘에 기초하여 각 차륜상의 구동력 및 제동력을 제어하는 차량 주행 거동 제어 장치.
  31. 제 26 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 수단은 각 차륜의 슬립각을 연산하는 수단과, 각 차륜의 수직부하를 연산하는 수단과, 각 차륜의 차륜과 노면 사이의 최대 정지 마찰 계수를 연산하는 수단과, 상기 수직부하와 상기 최대 정지 마찰 계수에 기초하여 각 차륜에 대한 목표 종방향 힘의 정상 주행 한계값을 연산하는 수단을 포함하고,
    상기 구동력 및 제동력 제어 수단은 스핀 회피 요 모멘트의 발생을 위해 필요한 차륜을 제외한 각 차륜을 위한 목표 종방향 힘이 상기 대응하는 정상 주행 한계값을 초과하는 것을 방지하는 차량 주행 거동 제어 장치.
  32. 제 30 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 수단은 각 차륜의 슬립각을연산하는 수단과, 각 차륜상의 수직부하를 연산하는 수단과, 각 차륜의 차륜과 노면 사이의 최대 정지 마찰 계수를 연산하는 수단과, 상기 최대 정지 마찰 계수와 수직부하에 기초하여 각 차륜을 위한 목표 종방향 힘에 대한 정상 주행 한계값을 연산하는 수단을 포함하고,
    상기 구동력 및 제동력 제어 수단은 상기 드리프트 회피 요 모멘트의 발생을 위해 필요한 차륜을 제외한 각 차륜에 대한 목표 종방향 힘이 대응하는 정상 주행 한계값을 초과하는 것을 방지하는 차량 주행 거동 제어 장치.
  33. 제 31 항 또는 제 32 항에 있어서, 상기 정상 주행 한계값 정의 수단은 차륜상의 복합 노면 반력이 타이어 모델에 따른 슬립각에서 그 임계값으로 포화되지 않는 종방향 힘의 제 1 범위와, 각 차륜에 대한 최대 정지 마찰 계수와 수직부하에 기초한 종방향 힘의 제 2 범위를 정의하고,
    차량의 각 구동 및 제동 항(term)들에서 각 차륜을 위한 정상 주행 상한값과 정상 주행 하한값으로서, 상기 제 1 및 제 2 범위들로부터 보다 큰 범위를 선택하는 차량 주행 거동 제어 장치.
  34. 제 33 항에 있어서, 상기 정상 주행 한계값 정의 수단은 차체의 종방향을 따라 상기 제 2 범위를 정의하는 차량 주행 거동 제어 장치.
  35. 제 25 항 또는 제 29 항에 있어서, 상기 KIβdr의 항이 생략되는 차량 주행거동 제어 장치.
  36. 제 1 항에 있어서, 각 차륜은 타이어를 지지하고,
    상기 노면 반력 추정 수단은 각 차륜상의 타이어 측방향 힘과 타이어 종방향 힘을 추정하며, 부가적으로, 각 차륜상의 상기 타이어 측방향 힘과 타이어 종방향 힘에 기초하여 각 차륜상의 노면 반력을 추정하는 차량 주행 거동 제어 장치.
  37. 제 36 항에 있어서, 상기 각 차륜상의 타이어 종방향 힘은 차량 총 구동력과, 각 차륜상의 제동력 및 각 차륜상의 차륜 회전 가속도에 기초하여 추정되는 차량 주행 거동 제어 장치.
  38. 제 37 항에 있어서, 상기 노면 반력 추정 수단은 조향각과, 이전 사이클에서 추정된 차륜들 중 어느 하나상의 타이어 측방향 힘에 기초하여 차량 총 구동력을 추정하는 차량 주행 거동 제어 장치.
  39. 제 36 항 내지 제 38 항 중 어느 한 항에 있어서, 상기 전륜상의 타이어 측방향 힘은 차체의 요잉율과, 차체의 측방향 가속도와, 각 차륜상의 종방향 힘에 기초하여 추정되는 차량 주행 거동 제어 장치.
  40. 제 36 항 내지 제 38 항 중 어느 한 항에 있어서, 상기 후륜상의 타이어 측방향 힘은 차체의 측방향 가속도와, 전륜상의 상기 측방향 힘 및 상기 종방향 힘에 기초하여 추정되는 차량 주행 거동 제어 장치.
  41. 제 36 항에 있어서, 상기 차량은 차동 기어 장치를 추가로 포함하고,
    상기 노면 반력은 상기 차동 기어 장치내의 토크 전달 기구를 고려하여 추정되는 차량 주행 거동 제어 장치.
  42. 제 36 항에 있어서, 전륜 및 후륜 쌍들 각각을 위한 좌측 및 우측 차륜상의 측방향 힘들의 합이 먼저 추정되고,
    그후, 타이어 모델에 기초한 연산으로부터 얻어진 좌측 차륜 및 우측 차륜상의 대응하는 측방향 힘들 사이의 비율에 따라 측방향 힘들의 합으로부터, 좌측 차륜 및 우측 차륜상의 개별적인 측방향 힘들이 연산되는 차량 주행 거동 제어 장치.
  43. 제 31 항 또는 제 32 항에 있어서, 상기 정상 주행 한계값은 전륜쌍과, 내측 후륜과, 외측 후륜에 대하여 개별적으로 정의되는 차량 주행 거동 제어 장치.
  44. 차체와 차륜을 구비한 차량의 주행 거동을 제어하기 위한 방법에 있어서,
    각 차륜상에 발생되는 노면 반력을 추정하는 단계와,
    각 차륜상의 노면 반력에 의해 발생된 차체의 중심 둘레의 요 모멘트를 연산하는 단계와,
    상기 차량의 주행을 안정화하도록, 상기 요 모멘트에 기초하여 상기 각 차륜상의 구동력 및 제동력을 제어하는 단계를 포함하는 차량 주행 거동 제어 방법.
  45. 제 44 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 단계는 차량 주행을 안정화하도록 차체에 추가될 필요가 있는 요 모멘트를 연산하는 단계와,
    차체에 상기 필요한 요 모멘트를 추가하도록 상기 각 차륜상의 구동력 및 제동력을 제어하는 단계를 포함하는 차량 주행 거동 제어 방법.
  46. 제 45 항에 있어서, 상기 필요 요 모멘트는 각 차륜상의 노면 반력에 의해 현재 발생된 요 모멘트와, 상기 각 차륜상의 구동력 및 제동력의 제어를 통해 발생될 수 있는 요 모멘트에 기초하여 연산되는 차량 주행 거동 제어 방법.
  47. 제 45 항 또는 제 46 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 단계는 상기 필요 요 모멘트에 기초하여 각 차륜을 위한 목표 구동력 및 목표 제동력을 연산하고, 그에 의해, 상기 목표 구동력 및 목표 제동력에 기초하여 상기 각 차륜상의 구동력과 제동력을 제어하는 단계를 추가로 포함하는 차량 주행 거동 제어 방법.
  48. 제 46 항에 있어서, 상기 필요 요 모멘트 연산 단계는 타이어 모델에 기초하여 각 차륜상에 발생될 수 있는 노면 반력을 추정하고, 그에 의해, 현재 발생된 노면 반력에 따라, 각 차륜상에 발생될 수 있는 요 모멘트와 각 차륜상에 발생될 수있는 노면 반력을 연산하는 단계를 포함하는 차량 주행 거동 제어 방법.
  49. 제 45 항에 있어서, 상기 각 차륜상의 구동력 및 제동력은 상기 요 모멘트의 합의 방향이 차량의 선회 방향과 동일하고, 상기 요 모멘트의 합의 크기가 너무 클 때, 차체에 추가될 상기 필요 요 모멘트에 의해 현재 발생된 요 모멘트의 합의 크기가 감소되도록 제어되는 차량 주행 거동 제어 방법.
  50. 제 49 항에 있어서, 상기 차륜은 좌측 전륜과 우측 전륜 및 좌측 후륜과 우측 후륜을 포함하고,
    상기 구동력 및 제동력 제어 단계는 Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 소정 범위 외측인 경우, 상기 요 모멘트 합의 크기가 너무 크고, 차량이 스핀 상태하에 있는 것으로 판정하는 단계를 추가로 포함하며,
    여기서, Mfl와 Mfr은 각각 좌측 전륜과 우측 전륜상에 노면 반력에 의해 발생된 차체의 중심 둘레의 요 모멘트를 나타내고, MrlG와 MrrG는 각각 후륜들상의 현재 종방향 힘에서의 임계 요 모멘트를 나타내며, 상기 임계 요 모멘트는 그 종방향 힘 성분을 유지하면서 노면 반력이 최대인 것으로 가정할 때, 차체의 중심 둘레에 발생될 수 있는 요 모멘트로서 정의되는 차량 주행 거동 제어 방법.
  51. 제 50 항에 있어서, 상기 차량이 좌회전할 때, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 판정을 위한 음의 기준값 보다 크거나, 상기 차량이 우회전할 때, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 판정을 위한 양의 기준값 보다 작은 경우에, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 소정 범위 외측에 있는 것으로 판정하며, 여기서, 차량의 좌회전 방향은 요 모멘트의 양의 방향으로서 정의되는 차량 주행 거동 제어 방법.
  52. 제 51 항에 있어서, 각 차륜상의 구동력 및 제동력은 상기 차량이 좌회전할 때, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 판정을 위한 음의 기준값 보다 큰 경우에, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 음의 제어 기준값 -ΔMs 보다 작아지도록, 그리고, 상기 차량이 우회전 할 때, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 판정을 위한 양의 기준값 보다 작은 경우에, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 양의 제어 기준값 ΔMs 보다 커지도록 제어되는 차량 주행 거동 제어 방법.
  53. 제 52 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 단계는 상기 차량이 좌회전할 때, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 판정을 위한 음의 기준값 보다 큰 경우에, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 상기 음의 제어 기준값 -ΔMs보다 작아지게 하고, 상기 차량이 우회전 할 때, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 판정을 위한 양의 기준값 보다 작은 경우에, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 상기 양의 제어 기준값 ΔMs 보다 커지게 하도록, 상기 차량의 선회 중심에 대하여 전륜 중 외측 차륜을 위한 목표 요 모멘트를 연산하는 단계와,
    상기 목표 요 모멘트에 기초하여 상기 외측 전륜상의 목표 종방향 힘을 연산하는 단계와,
    상기 목표 종방향 힘에 기초하여 상기 외측 전륜상의 구동력 및 제동력을 제어하는 단계를 추가로 포함하는 차량 주행 거동 제어 방법.
  54. 제 50 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 단계는 상기 외측 전륜의 제어에 의해 스핀 상태가 억제될 수 있는지를 판정하는 단계와,
    상기 외측 전륜의 제어에 의해 상기 스핀 상태가 억제될 수 있을 때, 상기 목표 요 모멘트에 기초하여 상기 외측 전륜을 위한 목표 종방향 힘을 연산하는 단계와,
    상기 목표 종방향 힘에 기초하여 상기 외측 전륜상의 구동력 및 제동력을 제어하는 단계를 추가로 포함하는 차량 주행 거동 제어 방법.
  55. 제 45 항에 있어서, 각 차륜상의 구동력 및 제동력은 요 모멘트의 합의 크기가 과다하지 않은 조건하에서, 후륜상의 측방향 힘이 대응하는 타이어의 한계값에 도달하지 않으면서, 상기 전륜상의 측방향 힘이 대응하는 차륜의 한계값에 도달할 때, 차체에 상기 필요 요 모멘트를 추가함으로써 후륜상의 측방향 힘의 크기를 증가시키도록 제어되는 차량 주행 거동 제어 방법.
  56. 제 55 항에 있어서, 상기 차륜은 좌측 전륜과 우측 전륜 및 좌측 후륜과 우측 후륜을 포함하고,
    상기 구동력 및 제동력 제어 단계는, MflG+ MfrG에 대한 Mfl+ Mfr의 비의 크기가 최소 기준값 보다 크고, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 소정 범위 외측에 있는 경우에, 후륜상의 측방향 힘이 대응하는 타이어의 한계값에 도달하지 않으면서, 전륜상의 측방향 힘이 대응하는 타이어의 한계값에 도달하고, 차량이 드리프트 상태하에 있는 것으로 판정하는 단계를 추가로 포함하고,
    여기서, Mfl과 Mfr은 각각 좌측 전륜과 우측 전륜상의 노면 반력에 의해 발생된 차체의 중심 둘레의 요 모멘트를 나타내며, MflG, MfrG, MrlG및 MrrG는 각각 좌측 전륜, 우측 전륜, 좌측 후륜 및 우측 후륜상의 현재 종방향 힘에서의 임계 요 모멘트를 나타내며, 상기 임계 요 모멘트는 그 종방향 힘 성분을 유지하면서 노면 반력이 최대화되는 것을 가정할 때, 차체의 중심 둘레에 발생될 수 있는 요 모멘트로서 정의되는 차량 주행 거동 제어 방법.
  57. 제 56 항에 있어서, 차량이 좌회전할 때, MflG+ MfrG에 대한 Mfl+ Mfr의 비의 크기가 최소 기준값 보다 크고, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 판정을 위한 음의 기준값 보다 낮거나, 또는 차량이 우회전할 때, MflG+ MfrG에 대한 Mfl+ Mfr의 비의 크기가최소 기준값 보다 크고, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 판정을 위한 양의 기준값 보다 높을 경우에, 후륜상의 측방향 힘이 대응하는 타이어의 한계값에 도달하지 않으면서, 전륜상의 측방향 힘이 대응하는 타이어의 한계값에 도달하고, 상기 차량이 드리프트 상태하에 있는 것으로 판정되며, 여기서, 상기 차량의 좌회전 방향은 요 모멘트의 양의 방향으로서 정의되는 차량 주행 거동 제어 방법.
  58. 제 57 항에 있어서, 상기 최소 기준값은 1 보다 작은 양의 값인 차량 주행 거동 제어 방법.
  59. 제 57 항에 있어서, 각 차륜상의 구동력 및 제동력은 상기 차량이 좌회전할 때, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 판정을 위한 음의 기준값 보다 작은 경우에, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 음의 제어 기준값 -ΔMd 보다 커지도록, 그리고, 상기 차량이 우회전 할 때, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 판정을 위한 양의 기준값 보다 큰 경우에, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 양의 제어 기준값 ΔMd 보다 작아지도록 제어되는 차량 주행 거동 제어 방법.
  60. 제 59 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 단계는 상기 차량이 좌회전할 때, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 판정을 위한 음의 기준값 보다 작은 경우에, Mfl+Mfr+ MrlG+ MrrG가 상기 음의 제어 기준값 -ΔMs보다 커지게 하고, 상기 차량이 우회전 할 때, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 판정을 위한 양의 기준값 보다 큰 경우에, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG가 상기 양의 제어 기준값 ΔMs 보다 작아지게 하도록, 상기 각 후륜을 위한 목표 요 모멘트를 연산하는 단계와,
    상기 목표 요 모멘트에 기초하여 상기 각 후륜상의 목표 종방향 힘을 연산하하는 단계와,
    상기 목표 종방향 힘에 기초하여 상기 각 후륜상의 구동력 및 제동력을 제어하는 단계를 추가로 포함하는 차량 주행 거동 제어 방법.
  61. 제 60 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 단계는 각 후륜상의 노면 반력에 의해 발생될 차량의 선회와 동일한 방향으로의 차체의 중심 둘레의 차체 선회 요 모멘트를 위한 최대 허용값을 연산하는 단계와,
    상기 목표 요 모멘트가 상기 최대 허용값을 초과하는 경우에, 상기 각 후륜을 위한 상기 목표 요 모멘트를 제한하는 단계를 추가로 포함하는 차량 주행 거동 제어 방법.
  62. 제 53 항에 있어서, 각 차륜의 슬립각을 연산하는 단계와, 각 차륜의 수직부하를 연산하는 단계와, 각 차륜의 차륜과 노면 사이의 최대 정지 마찰 계수를 연산하는 단계를 추가로 포함하고,
    상기 구동력 및 제동력 제어 단계는 상기 수직부하와 상기 최대 정지 마찰 계수에 기초하여 각 차륜을 위한 목표 종방향 힘의 정상 주행 한계값을 연산하는 단계와,
    외측 전륜을 제외한 각 차륜을 위한 목표 종방향 힘이 대응하는 정상 주행 한계값을 초과하는 것을 방지하는 단계를 추가로 포함하는 차량 주행 거동 제어 방법.
  63. 제 60 항에 있어서, 각 차륜의 슬립각을 연산하는 단계와, 각 차륜상의 수직부하를 연산하는 단계와, 각 차륜의 차륜과 노면 사이의 최대 정지 마찰 계수를 연산하는 단계를 추가로 포함하고,
    상기 구동력 및 제동력 제어 단계는 상기 정지 마찰 계수와 수직부하에 기초하여 각 차륜을 위한 목표 종방향 힘에 대한 정상 주행 한계값을 정의하는 단계와,
    좌측 전륜과 우측 전륜 각각을 위한 목표 종방향 힘이 대응하는 정상 주행 한계값을 초과하는 것을 방지하는 단계를 추가로 포함하는 차량 주행 거동 제어 방법.
  64. 제 62 항 또는 제 63 항에 있어서, 상기 정상 주행 한계값 정의 단계는 차륜상의 복합 노면 반력이 타이어 모델에 따른 슬립각에서 그 임계값으로 포화되지 않는 종방향 힘의 제 1 범위와, 각 차륜을 위한 최대 정지 마찰 계수와 수직부하에 기초한 제 2 범위를 정의하는 단계와,
    각 차륜을 위한 정상 주행 상한값과 정상 주행 하한값으로서, 상기 제 1 및 제 2 범위들로부터 보다 큰 범위를 선택하는 단계를 포함하는 차량 주행 거동 제어 방법.
  65. 제 64 항에 있어서, 상기 제 2 범위는 차체의 종방향을 따라 정의되는 차량 주행 거동 제어 방법.
  66. 제 50 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 단계는 후륜의 슬립각 레이트(βdr)를 추정하는 단계와,
    차량이 좌회전할 때, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG- KIβdr이 판정을 위한 음의 기준값 보다 큰 경우, 또는, 차량이 우회전할 때, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG- KIβdr이 판정을 위한 양의 기준값 보다 작은 경우에, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG- KIβdr이 소정 범위 외측에 있는 것으로 판정하는 단계를 포함하고,
    여기서, 상기 차량의 좌회전 방향은 요 모멘트의 양의 방향으로서 정의되며, KI는 양의 상수를 나타내는 차량 주행 거동 제어 방법.
  67. 제 66 항에 있어서, 각 차륜상의 구동력 및 제동력은 차량이 좌회전할 때, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG- KIβdr이 판정을 위한 상기 음의 기준값 보다 큰 경우에, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG- KIβdr이 음의 제어 기준값 -ΔMs 보다 작아지고, 차량이 우회전할 때, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG- KIβdr이 판정을 위한 양의 기준값 보다 작은 경우에, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG- KIβdr이 양의 제어 기준값 ΔMs 보다 커지도록 제어되는 차량 주행 거동 제어 방법.
  68. 제 67 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 단계는 Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG+ Mns = ΔMs - KIβdr의 조건을 만족시키는 스핀 회피 요 모멘트 Mns를 연산하는 단계와,
    상기 스핀 회피 요 모멘트를 발생시키도록 각 차륜상의 구동력 및 제동력을 제어하는 단계를 포함하는 차량 주행 거동 제어 방법.
  69. 제 68 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 단계는 상기 스핀 회피 요 모멘트를 발생시키기 위한 각 차륜상의 목표 종방향 힘을 연산하는 단계와,
    상기 목표 종방향 힘에 기초하여 각 차륜상의 구동력 및 제동력을 제어하는 단계를 포함하는 차량 주행 거동 제어 방법.
  70. 제 56 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 단계는 후륜의 슬립각속도(βdr)를 추정하는 단계와,
    차량이 좌회전할 때, MflG+ MfrG에 대한 Mfl+ Mfr의 비의 크기가 최소 기준값보다 크고, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG- KIβdr이 판정을 위한 음의 기준값 보다 작은 경우, 또는, 차량이 우회전할 때, MflG+ MfrG에 대한 MrlG+ MrrG의 비의 크기가 최소 기준값 보다 크고, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG- KIβdr이 판정을 위한 양의 기준값 보다 큰 경우에, 상기 후륜상의 측방향힘이 대응하는 타이어의 한계값에 도달하지 않으면서, 상기 전륜상의 측방향 힘이 대응하는 타이어의 한계값에 도달하고, 상기 차량이 드리프트 상태하에 있는 것으로 판정하는 단계를 포함하고,
    여기서, 상기 차량의 좌회전 방향은 요 모멘트의 양의 방향으로서 정의되는 차량 주행 거동 제어 방법.
  71. 제 70 항에 있어서, 각 차륜상의 구동력 및 제동력은 차량이 좌회전할 때, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG- KIβdr이 판정을 위한 상기 음의 기준값 보다 작은 경우에, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG- KIβdr이 음의 제어 기준값 -ΔMd 보다 커지고, 차량이 우회전할 때, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG- KIβdr이 판정을 위한 양의 기준값 보다 큰 경우에, Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG- KIβdr이 양의 제어 기준값 ΔMd 보다 작아지도록 제어되는 차량 주행 거동 제어 방법.
  72. 제 71 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 단계는 Mfl+ Mfr+ MrlG+ MrrG+ Mnd = ΔMd - KIβdr의 조건을 만족시키는 드리프트 회피 요 모멘트 Mnd를 연산하는 단계와,
    상기 드리프트 회피 요 모멘트를 발생시키도록 각 차륜상의 구동력 및 제동력을 제어하는 단계를 포함하는 차량 주행 거동 제어 방법.
  73. 제 72 항에 있어서, 상기 구동력 및 제동력 제어 단계는 상기 드리프트 회피 요 모멘트를 발생시키기 위한 각 차륜상의 목표 종방향 힘을 연산하는 단계와,
    상기 목표 종방향 힘에 기초하여 각 차륜상의 구동력 및 제동력을 제어하는 단계를 포함하는 차량 주행 거동 제어 방법.
  74. 제 69 항에 있어서, 각 차륜의 슬립각을 연산하는 단계와, 각 차륜의 수직부하를 연산하는 단계와, 각 차륜의 차륜과 노면 사이의 최대 정지 마찰 계수를 연산하는 단계를 추가로 포함하고,
    상기 구동력 및 제동력 제어 단계는 상기 수직부하와 상기 최대 정지 마찰 계수에 기초하여 각 차륜을 위한 목표 종방향 힘의 정상 주행 한계값을 연산하는 단계와,
    스핀 회피 요 모멘트의 발생을 위해 필요한 차륜을 제외한 각 차륜에 대한 목표 종방향 힘이 상기 대응하는 정상 주행 한계값을 초과하는 것을 방지하는 단계를 추가로 포함하는 차량 주행 거동 제어 방법.
  75. 제 73 항에 있어서, 각 차륜의 슬립각을 연산하는 단계와, 각 차륜상의 수직부하를 연산하는 단계와, 각 차륜의 차륜과 노면 사이의 최대 정지 마찰 계수를 연산하는 단계를 추가로 포함하고,
    상기 구동력 및 제동력 제어 단계는 상기 최대 정지 마찰 계수와 수직부하에 기초하여 각 차륜을 위한 목표 종방향 힘에 대한 정상 주행 한계값을 연산하는 단계와,
    상기 드리프트 회피 요 모멘트의 발생을 위해 필요한 차륜을 제외한 각 차륜을 위한 목표 종방향 힘이 대응하는 정상 주행 한계값을 초과하는 것을 방지하는 단계를 추가로 포함하는 차량 주행 거동 제어 방법.
  76. 제 74 항 또는 제 75 항에 있어서, 상기 정상 주행 한계값 정의 단계는 차륜상의 복합 노면 반력이 타이어 모델에 따른 슬립각에서 그 임계값으로 포화되지 않는 종방향 힘의 제 1 범위와, 각 차륜을 위한 최대 정지 마찰 계수와 수직부하에 기초한 종방향 힘의 제 2 범위를 정의하는 단계와,
    차량의 각 구동 및 제동 항(term)들에서 각 차륜을 위한 정상 주행 상한값과 정상 주행 하한값으로서, 상기 제 1 및 제 2 범위들로부터 보다 큰 범위를 선택하는 단계를 포함하는 차량 주행 거동 제어 방법.
  77. 제 76 항에 있어서, 상기 제 2 범위는 차체의 종방향을 따라 정의되는 차량 주행 거동 제어 방법.
  78. 제 68 항 또는 제 72 항에 있어서, 상기 KIβdr의 항이 생략되는 차량 주행 거동 제어 방법.
  79. 제 44 항에 있어서, 각 차륜은 타이어를 지지하고,
    상기 노면 반력 추정 단계는 각 차륜상의 타이어의 종방향 힘을 추정하는 단계와, 각 차륜상의 타이어의 측방향 힘을 추정하는 단계와, 각 차륜상의 상기 타이어 측방향 힘과 타이어 종방향 힘에 기초하여 각 차륜상의 노면 반력을 추정하는 단계를 포함하는 차량 주행 거동 제어 방법.
  80. 제 79 항에 있어서, 상기 각 차륜상의 타이어 종방향 힘은 차량 총 구동력과, 각 차륜상의 제동력 및 각 차륜상의 차륜 회전 가속도에 기초하여 추정되는 차량 주행 거동 제어 방법.
  81. 제 80 항에 있어서, 상기 노면 반력 추정 단계는 조향각과, 이전 사이클에서 추정된 차륜들 중 어느 하나상의 타이어 측방향 힘에 기초하여 차량 총 구동력을 추정하는 단계를 추가로 포함하는 차량 주행 거동 제어 방법.
  82. 제 79 항 내지 제 81 항 중 어느 한 항에 있어서, 상기 전륜상의 타이어 측방향 힘은 차체의 요잉율와, 차체의 측방향 가속도와, 각 차륜상의 종방향 힘에 기초하여 추정되는 차량 주행 거동 제어 방법.
  83. 제 79 항 내지 제 81 항 중 어느 한 항에 있어서, 상기 후륜상의 타이어 측방향 힘은 차체의 측방향 가속도와, 전륜상의 상기 측방향 힘 및 상기 종방향 힘에 기초하여 추정되는 차량 주행 거동 제어 방법.
  84. 제 79 항에 있어서, 상기 차량은 차동 기어 장치를 추가로 포함하고,
    상기 노면 반력은 상기 차동 기어 장치내의 토크 전달 기구를 고려하여 추정되는 차량 주행 거동 제어 방법.
  85. 제 79 항에 있어서, 전륜 및 후륜 쌍들 각각을 위한 좌측 및 우측 차륜상의 측방향 힘들의 합이 먼저 추정되고,
    그후, 타이어 모델에 기초한 연산으로부터 얻어진 좌측 차륜 및 우측 차륜상의 대응하는 측방향 힘들 사이의 비율에 따라 측방향 힘들의 합으로부터, 좌측 차륜 및 우측 차륜상의 개별적인 측방향 힘들이 연산되는 차량 주행 거동 제어 방법.
  86. 제 74 항 또는 제 75 항에 있어서, 상기 정상 주행 한계값은 전륜쌍과, 내측 후륜과, 외측 후륜에 대하여 개별적으로 정의되는 차량 주행 거동 제어 방법.
KR10-2001-0071861A 2000-11-20 2001-11-19 차량 운동 제어 장치 및 방법 KR100489149B1 (ko)

Applications Claiming Priority (4)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JPJP-P-2000-00353436 2000-11-20
JP2000353436 2000-11-20
JP2001264987A JP3601487B2 (ja) 2000-11-20 2001-08-31 車輌の制駆動力制御装置
JPJP-P-2001-00264987 2001-08-31

Publications (2)

Publication Number Publication Date
KR20020039254A true KR20020039254A (ko) 2002-05-25
KR100489149B1 KR100489149B1 (ko) 2005-05-17

Family

ID=26604307

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
KR10-2001-0071861A KR100489149B1 (ko) 2000-11-20 2001-11-19 차량 운동 제어 장치 및 방법

Country Status (6)

Country Link
US (1) US6659570B2 (ko)
EP (1) EP1207090B1 (ko)
JP (1) JP3601487B2 (ko)
KR (1) KR100489149B1 (ko)
DE (1) DE60127922T2 (ko)
ES (1) ES2281392T3 (ko)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2023204385A1 (ko) * 2022-04-18 2023-10-26 한국기술교육대학교 산학협력단 Abs 작동 중 선회 조종성 향상 장치 및 이를 이용한 abs 작동 중 선회 조종성 향상 방법

Families Citing this family (84)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US7275607B2 (en) 1999-06-04 2007-10-02 Deka Products Limited Partnership Control of a personal transporter based on user position
JP3601487B2 (ja) * 2000-11-20 2004-12-15 トヨタ自動車株式会社 車輌の制駆動力制御装置
US6829524B2 (en) * 2001-08-20 2004-12-07 Wisys Technology Foundation, Inc. Method and apparatus for estimating yaw rate in a wheeled vehicle and stability system
US20050144166A1 (en) * 2003-11-26 2005-06-30 Frederic Chapus Method for assisting in automated conversion of data and associated metadata
US7210544B2 (en) 2002-07-12 2007-05-01 Deka Products Limited Partnership Control of a transporter based on attitude
FR2843194A1 (fr) * 2002-07-31 2004-02-06 Soc Technologie Michelin Stm Procede et disposiitif de determination d'un effort exerce sur une roue par le sol
JP4039210B2 (ja) * 2002-10-29 2008-01-30 トヨタ自動車株式会社 車輌の運動制御装置
JP4342175B2 (ja) * 2002-12-27 2009-10-14 トヨタ自動車株式会社 制動システム
JP4165380B2 (ja) * 2003-01-31 2008-10-15 株式会社豊田中央研究所 車両制御方法及び車両制御装置
WO2004074059A2 (de) * 2003-02-20 2004-09-02 Continental Teves Ag & Co. Ohg Verfahren und system zur regelung der fahrstabilität eines fahrzeugs und verwendung des systems
JP4293431B2 (ja) * 2003-06-11 2009-07-08 富士重工業株式会社 車両制御装置および車両制御方法
EP1740414B1 (en) * 2003-06-30 2013-04-10 Kelsey-Hayes Company Method and apparatus for detecting and correcting trailer induced yaw movements in a towing vehicle
JP4268019B2 (ja) * 2003-11-14 2009-05-27 株式会社豊田中央研究所 車体運動実現方法及び装置
ATE345249T1 (de) * 2004-01-16 2006-12-15 Michelin Soc Tech System zur stabilitätsregelung eines fahrzeugs mit mehreren prädiktiven algorithmen und einem auswahlprozess
JP4161923B2 (ja) * 2004-03-09 2008-10-08 株式会社デンソー 車両安定化制御システム
EP1577147B1 (en) * 2004-03-15 2011-12-28 Nissan Motor Company Limited Deceleration control apparatus and method for automotive vehicle
JP2005271824A (ja) * 2004-03-25 2005-10-06 Mitsubishi Fuso Truck & Bus Corp 車両の挙動制御装置
JP4391304B2 (ja) * 2004-04-23 2009-12-24 日産自動車株式会社 減速制御装置
JP4638185B2 (ja) * 2004-08-04 2011-02-23 富士重工業株式会社 車両の挙動制御装置
JP2006096230A (ja) * 2004-09-30 2006-04-13 Fuji Heavy Ind Ltd 車両運動制御装置および車両運動制御方法
WO2006070842A1 (ja) * 2004-12-27 2006-07-06 Equos Research Co., Ltd. 車輪制御装置及び制御装置
JP4131268B2 (ja) * 2005-02-02 2008-08-13 トヨタ自動車株式会社 車輌の制駆動力制御装置
JP4186081B2 (ja) * 2005-02-02 2008-11-26 トヨタ自動車株式会社 車輌の制駆動力制御装置
JP4131270B2 (ja) * 2005-03-01 2008-08-13 トヨタ自動車株式会社 車輌の制駆動力制御装置
JP4131269B2 (ja) * 2005-03-01 2008-08-13 トヨタ自動車株式会社 車輌の制駆動力制御装置
JP2006321271A (ja) 2005-05-17 2006-11-30 Jtekt Corp 車両用操舵装置
JP2006335171A (ja) * 2005-06-01 2006-12-14 Toyota Motor Corp 車輌の制駆動力制御装置
US7308353B2 (en) * 2005-06-30 2007-12-11 Gm Global Technology Operations, Inc. Closed loop vehicle dynamic control for use with yaw rate controllers
WO2007018188A1 (ja) * 2005-08-05 2007-02-15 Honda Motor Co., Ltd. 車両の制御装置
US20070055431A1 (en) * 2005-09-07 2007-03-08 Weiwen Deng Method and apparatus for preview-based vehicle lateral control
JP4140626B2 (ja) * 2005-10-07 2008-08-27 トヨタ自動車株式会社 車輪接地荷重の変化率に応じて制駆動力制御態様を変更する車輌
JP4193838B2 (ja) * 2005-12-16 2008-12-10 トヨタ自動車株式会社 車輌の制駆動力制御装置
JP4781882B2 (ja) * 2006-03-31 2011-09-28 株式会社豊田中央研究所 車両運動制御装置及び制御方法
JP4904972B2 (ja) * 2006-08-02 2012-03-28 トヨタ自動車株式会社 スリップ抑制制御装置
JP4929944B2 (ja) * 2006-09-20 2012-05-09 日産自動車株式会社 車両の駆動力配分制御装置
DE102006052624A1 (de) * 2006-11-08 2008-05-15 Bayerische Motoren Werke Ag Verfahren zum Ermitteln der von einem Fahrzeugreifen übertragenen Seitenkräfte oder Längskräfte mit einem sogenannten Reifenmodell
JP4636012B2 (ja) * 2006-12-11 2011-02-23 トヨタ自動車株式会社 車両の制動制御装置
KR100845902B1 (ko) * 2007-07-27 2008-07-14 주식회사 만도 차량 안정성 시스템의 보상 요 모멘트의 제동압력 분배방법
DE102007038398B4 (de) * 2007-08-14 2020-11-12 Robert Bosch Gmbh Bestimmung der Fahrzeuglängsgeschwindigkeit bei allradgetriebenen Fahrzeugen
US8412435B2 (en) * 2007-10-08 2013-04-02 Gm Global Technology Operations, Llc System and method for detection of spun vehicle
US8170767B2 (en) * 2007-10-30 2012-05-01 Ford Global Technologies, Llc Vehicle stability control system and method
JP5125609B2 (ja) * 2008-02-28 2013-01-23 株式会社アドヴィックス 制動力配分制御装置
US20100063701A1 (en) * 2008-09-09 2010-03-11 Lockheed Martin Corporation Brake based viscous coupling alternative vehicle differential
FR2936203A3 (fr) * 2008-09-25 2010-03-26 Renault Sas Procede de regulation d'un systeme de freinage d'un vehicule automobile en virage et dispositif correspondant
JP5154397B2 (ja) * 2008-12-25 2013-02-27 富士重工業株式会社 車両運動制御装置
JP5133917B2 (ja) * 2009-02-16 2013-01-30 本田技研工業株式会社 路面摩擦係数推定装置
JP5359351B2 (ja) * 2009-02-19 2013-12-04 トヨタ自動車株式会社 挙動制御装置
US8428838B2 (en) * 2009-04-23 2013-04-23 Univance Corporation Driving-force transmitting apparatus for four-wheel-drive vehicle
DE102009029018A1 (de) * 2009-08-31 2011-03-03 Robert Bosch Gmbh Verfahren zur Bestimmung der Fahrzeuglängsgeschwindigkeit in einem Fahrzeug
US8718897B2 (en) * 2010-03-29 2014-05-06 Wrightspeed, Inc. Vehicle dynamics control in electric drive vehicles
US8521349B2 (en) * 2010-06-10 2013-08-27 Ford Global Technologies Vehicle steerability and stability control via independent wheel torque control
JP5413377B2 (ja) * 2011-01-28 2014-02-12 株式会社エクォス・リサーチ 車両
KR101415208B1 (ko) * 2011-10-14 2014-08-07 주식회사 만도 차량 제어 장치 및 방법
DE102012223296A1 (de) * 2012-12-14 2014-06-18 Continental Teves Ag & Co. Ohg Verfahren zum Betreiben eines Bremssystems
KR101436624B1 (ko) * 2013-02-07 2014-11-03 주식회사 만도 차선 유지 제어 시스템, 방법 및 컴퓨터 판독 가능한 기록 매체
US10377194B2 (en) 2014-08-06 2019-08-13 Bridgestone Americas Tire Operations, Llc Method of modeling tire performance
JP6416574B2 (ja) * 2014-09-29 2018-10-31 日立オートモティブシステムズ株式会社 車両の制御方法、車両制御システム、車両制御装置、および制御プログラム
JP6329105B2 (ja) 2015-05-13 2018-05-23 トヨタ自動車株式会社 四輪駆動車両の駆動力制御装置
CN106467111B (zh) * 2015-08-20 2019-06-07 比亚迪股份有限公司 车身稳定控制方法、系统及汽车
JP6585444B2 (ja) * 2015-09-25 2019-10-02 Ntn株式会社 車両姿勢制御装置
US10908045B2 (en) 2016-02-23 2021-02-02 Deka Products Limited Partnership Mobility device
US11399995B2 (en) 2016-02-23 2022-08-02 Deka Products Limited Partnership Mobility device
MX2018010241A (es) 2016-02-23 2019-06-06 Deka Products Lp Sistema de control de dispositivo de movilidad.
US10926756B2 (en) 2016-02-23 2021-02-23 Deka Products Limited Partnership Mobility device
JP6916812B2 (ja) 2016-04-14 2021-08-11 デカ・プロダクツ・リミテッド・パートナーシップ トランスポータのためのユーザ制御デバイス
US10011284B2 (en) * 2016-07-13 2018-07-03 Mitsubishi Electric Research Laboratories, Inc. System and method for determining state of stiffness of tires of vehicle
CN108248454B (zh) * 2016-12-28 2020-09-15 比亚迪股份有限公司 车身稳定控制系统、方法及汽车
DE102018108572B4 (de) * 2017-04-12 2023-05-04 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Spurwechselunterstützungsvorrichtung für ein fahrzeug
USD829612S1 (en) 2017-05-20 2018-10-02 Deka Products Limited Partnership Set of toggles
USD846452S1 (en) 2017-05-20 2019-04-23 Deka Products Limited Partnership Display housing
JP6504223B2 (ja) 2017-09-29 2019-04-24 マツダ株式会社 車両の駆動力制御方法
KR102418028B1 (ko) * 2018-04-06 2022-07-06 현대자동차주식회사 차량 제어 시스템, 차량 제어 시스템의 제어 방법
MX2020013312A (es) 2018-06-07 2021-06-08 Deka Products Lp Sistema y método para la ejecución de servicios públicos distribuidos.
WO2020125896A1 (en) 2018-12-20 2020-06-25 Vestas Wind Systems A/S Method and apparatus for testing a yaw system
US11529948B2 (en) * 2019-04-23 2022-12-20 GM Global Technology Operations LLC Architecture and methodology of limit handling intended driver command interpreter to achieve maximum lateral grip
CN112238896B (zh) * 2019-07-18 2021-10-22 上海燧方智能科技有限公司 车用转向方法、系统、行驶机构的转向方法及行驶机构
US11543343B2 (en) 2019-09-05 2023-01-03 Volvo Car Corporation Road friction estimation
US11318947B2 (en) * 2019-12-23 2022-05-03 Volvo Car Corporation Estimating surface friction coefficients using rear-wheel steering excitations
US11396287B2 (en) * 2020-02-14 2022-07-26 GM Global Technology Operations LLC Architecture and methodology for real-time target wheel slip identification to optimally manage wheel stability and vehicle lateral grip
DE102020206707A1 (de) 2020-05-28 2021-12-02 Volkswagen Aktiengesellschaft Verfahren zur Beeinflussung des Fahrverhaltens eines Kraftfahrzeugs während einer Kurvenfahrt und Kraftfahrzeug zur Durchführung des Verfahrens
JP2022025229A (ja) * 2020-07-29 2022-02-10 カワサキモータース株式会社 移動経路生成システム、移動経路生成プログラム及び移動経路生成方法
CN111965977B (zh) * 2020-08-06 2023-01-10 长春工业大学 一种基于轮胎均等后备能力的汽车稳定性控制方法
EP4330097A1 (en) * 2021-04-26 2024-03-06 Volvo Truck Corporation Vehicle control based on dynamically configured longitudinal wheel slip limits
CN113221257B (zh) * 2021-06-11 2022-05-31 吉林大学 考虑控制区域的极限工况下车辆横纵向稳定控制方法

Family Cites Families (20)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE3437071A1 (de) * 1983-10-15 1985-05-02 Nissan Motor Co., Ltd., Yokohama, Kanagawa Fahrzeuglenksystem
JP2902105B2 (ja) * 1990-11-30 1999-06-07 マツダ株式会社 車両の走行制御装置
DE4200061C2 (de) * 1992-01-03 2001-09-13 Bosch Gmbh Robert Verfahren zur Bestimmung der Fahrzeugquergeschwindigkeit und/oder des Schwimmwinkels
JPH0698418A (ja) * 1992-09-16 1994-04-08 Hitachi Ltd 路面反力推定装置および左右輪差動装置および自動車モータトルク制御装置ならびに自動車
DE4243717A1 (de) 1992-12-23 1994-06-30 Bosch Gmbh Robert Verfahren zur Regelung der Fahrzeugstabilität
JP3138603B2 (ja) * 1994-11-30 2001-02-26 三菱電機株式会社 アンチスキッド制御装置
JP3303605B2 (ja) * 1995-05-17 2002-07-22 トヨタ自動車株式会社 車輌の挙動制御装置
JP3257392B2 (ja) * 1996-02-23 2002-02-18 トヨタ自動車株式会社 車輌の挙動制御装置
JPH09301142A (ja) 1996-05-10 1997-11-25 Aisin Seiki Co Ltd 車両の制動力制御装置
DE19624795A1 (de) * 1996-06-21 1998-01-02 Teves Gmbh Alfred Verfahren zur Regelung des Fahrverhaltens eines Fahrzeugs mit Reifensensoren
JP3348619B2 (ja) * 1997-03-04 2002-11-20 トヨタ自動車株式会社 車輌の挙動制御装置
JPH10264798A (ja) * 1997-03-27 1998-10-06 Mazda Motor Corp 車両の姿勢制御装置
JPH1191526A (ja) 1997-09-17 1999-04-06 Toyota Motor Corp 車輌の運動制御装置
DE19812238A1 (de) 1998-03-20 1999-09-23 Daimler Chrysler Ag Verfahren zur Regelung des Gierverhaltens von Fahrzeugen
JP3458734B2 (ja) 1998-04-09 2003-10-20 トヨタ自動車株式会社 車輌の運動制御装置
WO1999056994A1 (fr) 1998-05-07 1999-11-11 Unisia Jecs Corporation Dispositif pour reguler les mouvements d'embardee d'un vehicule
JP3621842B2 (ja) * 1999-02-01 2005-02-16 トヨタ自動車株式会社 車輌の運動制御装置
US6341826B2 (en) * 1999-12-21 2002-01-29 Denso Corporation Antiskid brake control system for automotive vehicles
JP3458839B2 (ja) * 2000-11-20 2003-10-20 トヨタ自動車株式会社 路面の最大摩擦係数推定装置
JP3601487B2 (ja) * 2000-11-20 2004-12-15 トヨタ自動車株式会社 車輌の制駆動力制御装置

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2023204385A1 (ko) * 2022-04-18 2023-10-26 한국기술교육대학교 산학협력단 Abs 작동 중 선회 조종성 향상 장치 및 이를 이용한 abs 작동 중 선회 조종성 향상 방법

Also Published As

Publication number Publication date
JP3601487B2 (ja) 2004-12-15
US6659570B2 (en) 2003-12-09
JP2002211378A (ja) 2002-07-31
DE60127922D1 (de) 2007-05-31
EP1207090A2 (en) 2002-05-22
EP1207090A3 (en) 2003-01-02
EP1207090B1 (en) 2007-04-18
KR100489149B1 (ko) 2005-05-17
ES2281392T3 (es) 2007-10-01
US20020109402A1 (en) 2002-08-15
DE60127922T2 (de) 2008-01-17

Similar Documents

Publication Publication Date Title
KR100489149B1 (ko) 차량 운동 제어 장치 및 방법
JP3458734B2 (ja) 車輌の運動制御装置
EP2626264B1 (en) Motion control system for vehicle based on jerk information
US7337047B2 (en) Vehicle behavior control device
US7502676B2 (en) Tire grip level estimation apparatus and method
JP3516954B2 (ja) 車両安定性の制御方法
US6418369B2 (en) Road surface friction coefficient estimating apparatus
CN111267835B (zh) 基于模型预测算法的四轮独立驱动汽车稳定性控制方法
JP4151389B2 (ja) 車輌の挙動制御装置
JP3610738B2 (ja) 車輪スリップ制御装置付き車両の挙動制御装置
US6697728B2 (en) Vehicle motion control system
JP2800141B2 (ja) 車輪の目標滑りに対する実際滑りの偏差に関係して制動圧力を制御する方法
JP3621842B2 (ja) 車輌の運動制御装置
US7775608B2 (en) Method for controlling a brake pressure
JP2002053058A (ja) 車両の運転および動的パラメータの決定装置および方法
JP3705077B2 (ja) 車輌の運動制御装置
JP2004025996A (ja) 車輌の運動制御装置
JP2711740B2 (ja) 目標スリップ率推定装置
JP2005145256A (ja) 車体運動実現方法及び装置
JP3827265B2 (ja) 車輌の制動制御装置
JP3447969B2 (ja) 車輌の運動制御装置
JP3653182B2 (ja) 車輌の運動制御装置
JPH08276841A (ja) 車輌の挙動制御装置
JPH0443151A (ja) 自動車用アンチロック型ブレーキシステム
JPS6378866A (ja) アンチスキツド制御装置

Legal Events

Date Code Title Description
A201 Request for examination
E902 Notification of reason for refusal
E701 Decision to grant or registration of patent right
GRNT Written decision to grant
FPAY Annual fee payment

Payment date: 20130502

Year of fee payment: 9

FPAY Annual fee payment

Payment date: 20140418

Year of fee payment: 10

FPAY Annual fee payment

Payment date: 20150416

Year of fee payment: 11

FPAY Annual fee payment

Payment date: 20180418

Year of fee payment: 14