WO2004106116A1 - タイヤグリップ度推定装置及び方法、走行状態制御方法 - Google Patents

タイヤグリップ度推定装置及び方法、走行状態制御方法 Download PDF

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WO2004106116A1
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grip
self
wheel
estimating
lining
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PCT/JP2004/007273
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English (en)
French (fr)
Inventor
Eiichi Ono
Ken Koibuchi
Kenji Asano
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Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha
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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62D—MOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D6/00—Arrangements for automatically controlling steering depending on driving conditions sensed and responded to, e.g. control circuits
    • B62D6/002—Arrangements for automatically controlling steering depending on driving conditions sensed and responded to, e.g. control circuits computing target steering angles for front or rear wheels
    • B62D6/006—Arrangements for automatically controlling steering depending on driving conditions sensed and responded to, e.g. control circuits computing target steering angles for front or rear wheels using a measured or estimated road friction coefficient
    • 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
    • B60T8/172—Determining control parameters used in the regulation, e.g. by calculations involving measured or detected parameters
    • 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
    • B60T2210/00—Detection or estimation of road or environment conditions; Detection or estimation of road shapes
    • B60T2210/10—Detection or estimation of road conditions
    • B60T2210/12—Friction
    • 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
    • B60T2240/00—Monitoring, detecting wheel/tire behaviour; counteracting thereof
    • B60T2240/02—Longitudinal grip

Definitions

  • the present invention relates to a tire grip degree estimation device and method, and a running state control method.
  • Patent Document 1 Conventionally, a device for estimating a grip state using self-lining torque has been proposed (see Patent Document 1).
  • Patent Document 1 JP 2002-12160 A
  • the present invention has been made in view of the above-described circumstances, and provides a grip degree estimating apparatus and the like that can accurately estimate a grip degree when a force acts on the vehicle in a front-rear direction or a lateral direction.
  • the purpose is to:
  • a tire grip degree estimating apparatus includes a self-lining torque obtaining means for estimating or detecting a self-lining torque generated on a ground contact surface of a vehicle, Lateral state quantity calculating means for calculating a lateral state quantity to be calculated, front and rear direction state quantity calculating means for calculating a longitudinal state quantity generated in the wheel, and self-lining based on the lateral state quantity and tire parameters.
  • a self-lining model value calculating means for calculating a torque model value; a self-lining torque estimated or detected by the self-lining torque obtaining means; and a self-lining torque model value calculated by the self-lining model value calculating means.
  • a ratio calculating means for calculating a self-lining ratio which is a ratio; Selfa lining Grip degree estimating means for estimating the grip degree of the tire based on the ratio and the longitudinal state amount.
  • the self-aligning torque obtaining means obtains the self-aligning torque generated on the ground contact surface of the wheel by estimating or detecting the self-aligning torque.
  • the lateral state quantity calculating means calculates a lateral state quantity generated in the wheel, and the front and rear state quantity calculating means calculates a front and rear state quantity generated in the wheel.
  • the self-lining model value calculation means calculates a self-lining torque model value based on the lateral state quantity calculated by the lateral state quantity calculation means and the tire parameter.
  • the ratio calculating means calculates a self-lining ratio.
  • the self-lining ratio is a ratio between the self-lining torque estimated or detected by the self-lining torque obtaining means and the self-lining torque model value calculated by the self-lining model value calculating means.
  • the grip degree estimating means estimates the grip degree of the tire based on the self-lining ratio and the amount of state in the front-rear direction.
  • the self-lining torque model value is calculated based on the lateral state quantity and the tire parameter, the ratio of the self-lining torque to the self-lining torque model value (self-lining ratio) is calculated, and the self-lining ratio is calculated. Since the tire grip is estimated on the basis of the front-rear direction quantity, the grip can be accurately estimated.
  • the tire grip degree estimating apparatus includes a self-lining torque obtaining means for estimating or detecting a self-lining torque generated on a ground contact surface of a wheel, and a lateral state amount generated on the wheel.
  • a lateral state quantity calculating means for calculating, a longitudinal state quantity calculating means for calculating a longitudinal state quantity occurring in the wheel, and a self-propelled state based on the lateral state quantity, the longitudinal state quantity, and tire parameters.
  • a self-lining model value calculating means for calculating a lining torque model value; a self-lining torque estimated or detected by the self-lining torque obtaining means; and a self-lining torque model value calculated by the self-lining model value calculating means.
  • Ratio calculating means for calculating a self-lining ratio which is a ratio of Said Selfa lining Grip degree estimating means for estimating the grip degree of the tire based on the ratio.
  • the self-aligning torque obtaining means estimates or detects a self-aligning torque generated on the ground contact surface of the wheel.
  • the lateral state quantity calculating means calculates a lateral state quantity generated in the wheel.
  • the longitudinal state quantity calculating means calculates the longitudinal state quantity generated in the wheels.
  • the self-lining model value calculating means calculates a self-lining torque model value based on the lateral state quantity, the front-back state quantity, and the tire parameters.
  • the ratio calculating means calculates the self-lining ratio, and the grip degree estimating means estimates the grip degree of the tire based on the self-leaning ratio.
  • the self-lining torque model value is calculated based on the lateral state amount generated in the wheel, the front-rear direction state amount, and the tire parameter, and the self-lining ratio is calculated, and the self-lining ratio is calculated. Since the degree of grip of the tire is estimated based on this, the degree of grip can be accurately estimated.
  • the grip degree estimating means may estimate the grip degree of the tire using the front-rear state quantity in addition to the self-lining torque ratio.
  • the front-rear state quantity in addition to the self-lining torque ratio.
  • the lateral state amount is a slip angle
  • the longitudinal state amount is a longitudinal force or a longitudinal force.
  • the quotient divided by the cornering power and the tire parameter may be used as the tire contact length and the tire rigidity.
  • the lateral state amount is a lateral force
  • the longitudinal state amount is a longitudinal force
  • the tire parameter is determined.
  • the tire contact length and tire stiffness can also be determined.
  • the lateral state amount is a lateral force
  • the longitudinal direction amount is a longitudinal force
  • the longitudinal force is a cornering power. Even if the quotient divided by the above, the tire parameter is a tire contact length.
  • the invention according to claim 7 is the vehicle according to any one of claims 1 to 3, wherein the vehicle speed detection means for detecting a vehicle speed, and the steering angle detection means for detecting a steering angle. Further includes The lateral state quantity calculating means, based on the vehicle speed and the steering angle, based on a vehicle linear model, estimating means for estimating a lateral force generated on the tire; and a lateral force estimated by the lateral force estimating means.
  • a high-pass filter that performs a high-pass filter process a lateral force calculating unit that calculates a lateral force generated in the tire from the vehicle state quantity, a low-pass filter that performs a low-pass filter process on the lateral force calculated by the lateral force calculating unit,
  • the calculation means is configured to calculate the sum of the lateral force subjected to the high-pass filter processing by the high-pass filter and the lateral force subjected to the low-pass filter processing by the low-pass filter as a lateral state quantity.
  • the invention according to claim 8 is the invention according to any one of claims 1 to 3, wherein the longitudinal state amount calculating means is controlled based on an engine output and a brake oil pressure.
  • the braking / driving force estimating means for estimating the driving force and a divider for dividing the braking / driving force by a cornering power to calculate a longitudinal state quantity are provided.
  • self-lining torque obtaining means for estimating or detecting self-lining torque generated on the ground contact surface of a wheel
  • lateral state quantity calculating means for calculating a horizontal state quantity generated on the wheel.
  • a self-lining model value calculating means for calculating a self-lining model value based on the lateral state quantity and the tire parameters; a self-lining torque estimated or detected by the self-lining torque obtaining means; and a self-lining model value.
  • a ratio calculating means for calculating a self-lining ratio, which is a ratio of the self-lining torque model value calculated by the calculating means, and a grip degree estimating means for estimating a grip degree of a tire based on the self-lining ratio and tire parameters. , Including tire grip degree Constant apparatus.
  • a self-lining torque obtaining means for estimating or detecting a self-lining torque generated on the ground contact surface of the wheel, a lateral state quantity calculating means for calculating a horizontal state quantity generated on the wheel, A front-rear state amount calculating means for calculating a front-rear state amount generated on a wheel; and a self-lining which calculates a self-lining torque model value based on the lateral state amount, the front-rear state amount, and predetermined parameters.
  • Ratio calculating means for calculating a self-lining ratio, which is a ratio of the self-lining torque and the self-lining torque model value calculated by the self-lining model value calculating means; and the self-lining ratio, the front-rear state quantity, and
  • a grip degree estimating device comprising: grip degree estimating means for estimating a grip degree of a tire based on tire parameters.
  • the grip degree estimating apparatus wherein the self-lining torque estimating means for estimating self-aligning torque generated on the ground contact surface of the wheel, and the slip angle calculating means for calculating a slip angle generated on the wheel.
  • a self-lining torque model value calculating means for calculating a self-lining torque model value based on the slip angle calculated by the slip angle calculating means, the ground contact length and the rigidity of the wheel, and the self-lining torque estimating means.
  • a self-lining torque ratio calculating means for calculating a self-lining torque ratio which is a ratio of the estimated self-lining torque and the self-lining torque model value calculated by the self-lining torque model value calculating means; Occurs on driving / braking wheels
  • a braking / driving force estimating means for estimating the braking / driving force, a self-lining torque ratio calculated by the self-lining torque ratio calculating means, and a braking / driving force estimated by the braking / driving force estimating means.
  • a grip degree estimating means for estimating the grip degree of the steered wheels.
  • the self-lining torque estimating means of the present invention estimates self-lining torque generated on the ground contact surface of the wheel.
  • the wheels may be front wheels of the vehicle as in claim 14, and may be all the wheels attached to the vehicle as in claim 15.
  • the wheels may be the rear wheels of the vehicle. Note that the wheels may be steered wheels or non-steered wheels.
  • the slip angle calculation means calculates a slip angle generated at the wheel.
  • the slip angle calculating means includes a slip angle estimating means for estimating a slip angle from a vehicle speed and a steering angle based on a vehicle linear model, and a slip angle estimated by the slip angle estimating means.
  • a high-pass filter that performs a high-pass filter process on the corner angle
  • a lateral force calculating unit that calculates the lateral force of the wheel, and dividing the lateral force calculated by the lateral force calculating unit by the cornering power of the wheel.
  • Lateral force Slip to calculate the converted slip angle Angle conversion means a low-pass filter for performing a low-pass finolator process on the slip angle converted by the slip-angle conversion means, a slip angle subjected to a high-pass filter processing by the high-pass filter, and a filter processing by the low-pass filter.
  • An addition means for calculating the slip angle generated at the wheel by adding the slip angle to the wheel may be provided.
  • the self-lining torque model value calculation means calculates a self-lining torque model value based on the slip angle, wheel contact length, and rigidity calculated by the slip angle calculation means.
  • the self-lining torque ratio calculating means is a self-aligning torque ratio which is a ratio of the self-lining torque estimated by the self-lining torque estimating means and the self-lining torque model value calculated by the self-lining torque model value calculating means. Is calculated.
  • the braking / driving force estimating means estimates the braking / driving force generated in the braking / driving wheels for braking / driving the vehicle.
  • the grip degree estimating means calculates the wheel grip degree based on the self-lining torque ratio calculated by the self-lining torque ratio calculating means and the braking / driving force estimated by the braking / driving force estimating means. Is estimated.
  • the grip degree estimating means includes a storage means for storing in advance the relationship between the self-lining torque ratio, the braking / driving force, and the grip degree, and the self-calculation calculated by the self-lining torque ratio calculating means.
  • the grip degree of the wheel may be estimated based on the lining torque ratio, the braking / driving force estimated by the braking / driving force estimating means, and the relationship stored by the storage means.
  • the grip degree when the vehicle is in the braking / driving state is obtained. Can be accurately estimated.
  • the contact length and the rigidity of the wheel may be set to predetermined values.
  • a vehicle according to claim 12 further comprising a load state estimating means for estimating a load state on the wheel, wherein a vehicle ground length and rigidity of the wheel are estimated by the load state estimating means. Based on the load on the wheel, it may be determined.
  • the contact length and rigidity of the wheel are determined based on the load state on the wheel, the self-lining torque model value is calculated, and the grip of the wheel is estimated.
  • the degree of grip in the state can be more accurately estimated.
  • the invention according to claim 16 estimates the grip degree based on the self-lining torque estimated value obtained from the steering situation, the self-lining torque model value obtained from the vehicle situation, and the braking / driving force. Therefore, the degree of grip can be accurately detected without being affected by the braking / driving force.
  • the tonnolek around the kingpin may be calculated from the tie rod axial force and the knuckle arm length to obtain a self-lining torque estimation value. Therefore, the self-lining torque estimation value can be accurately calculated.
  • the grip degree for each wheel may be estimated as in claim 18. That is, the degree of grip for each wheel can be obtained.
  • the invention according to claim 19 controls the running state using the grip degree of each wheel estimated in claim 18.
  • the traveling state is controlled using the grip degree of each wheel accurately estimated, the traveling state can be accurately controlled.
  • the driving state may be controlled so that the driving state is stabilized.
  • the control of the traveling state is performed by adjusting the braking force so that the grip of the four wheels becomes uniform during turning braking, estimating the grip of the drive wheels, If the degree of grip is low, suppress the decrease in the degree of grip. If the grip of the rear wheel falls below a predetermined level, perform spin suppression control. If the grip of the front wheel falls below a predetermined level To perform the drift-out suppression control, decelerate if the grip of all wheels is less than a predetermined value, switch back the front wheel steering angle if the grip of the rear wheels is less than a predetermined value, and If the grip of the rear wheel falls below a certain level, increase the rigidity of the front wheel stabilizer
  • the braking force is adjusted so that the grip of the four wheels becomes uniform during turning braking.
  • the grip margin of each wheel becomes uniform, and the optimal braking force distribution can be achieved.
  • the invention according to claim 1 calculates a self-aligning torque model value based on the lateral state quantity and the tire parameter, and calculates a ratio (self-lining ratio) between the self-lining torque and the self-aligning torque model value. Since the tire grip is estimated on the basis of the self-lining ratio and the longitudinal state quantity, the force S for accurately estimating the grip can be obtained.
  • the invention according to claim 2 provides a self-lining ratio by calculating a self-lining torque model value based on a lateral state amount and a front-and-rear state state amount generated on a wheel, and a tire parameter. Since the grip degree of the tire is estimated based on the ratio, it is possible to accurately estimate the grip degree.
  • the degree of grip of the wheels is estimated based on the self-lining torque ratio and the braking / driving force estimated by the braking / driving force estimating means. It is possible to accurately estimate the degree of grip at the time of (1), which has an effect.
  • the invention according to claim 16 is characterized in that the estimated value of the self-lining torque obtained from the steering situation and the vehicle Since the degree of grip is estimated based on the self-lining torque model value obtained from both situations and the braking / driving force, the grip degree can be accurately detected without the influence of the braking / driving force.
  • FIG. 1 is a block diagram of a grip degree estimating device working on a first embodiment.
  • FIG. 2 is a block diagram of a grip degree estimator.
  • FIG. 3 is a block diagram of a slip angle calculator.
  • FIG. 4 is a diagram showing characteristics of SAT with respect to a slip angle and a slip ratio.
  • FIG. 5 is a graph showing the relationship between braking / driving force and SAT when the slip angle is constant.
  • FIG. 6 is a diagram showing a relationship between braking / driving force, linear model ratio, and grip degree.
  • FIG. 7 is a diagram showing the relationship between the braking / driving force, the linear model ratio, and the degree of grip when the caster rail is considered.
  • FIG. 8A is a diagram showing the upper and lower limits of the SAT estimated value
  • FIG. 8B is a diagram for explaining a method of calculating the SAT estimated value.
  • FIG. 9A and FIG. 9B are explanatory diagrams illustrating the effect of removing the hysteresis characteristics.
  • FIG. 10A is a diagram showing a relationship between a slip angle and steering and assist torques.
  • OB is a diagram showing the relationship between the slip angle and the SAT estimated value.
  • FIG. 11 is an explanatory diagram for explaining an influence of braking on an estimated SAT value.
  • FIG. 12A and FIG. 12C are diagrams comparing the true values of the estimated values of grip during braking.
  • FIG. 13 is a block diagram of a grip degree estimating apparatus according to a third embodiment.
  • FIG. 14 is a block diagram of a longitudinal state quantity calculator.
  • FIG. 15 is a three-dimensional map of the SAT model nore ratio ⁇ of the grip factor ⁇ and F / ⁇ .
  • FIG. 16 is another three-dimensional map of the SAT model ratio ⁇ of the grip factor ⁇ and F / ⁇ .
  • FIG. 17 is a block diagram of a grip degree estimating apparatus according to a fourth embodiment.
  • FIG. 18 is a block diagram of a grip degree estimating apparatus according to a fifth embodiment.
  • FIG. 19A is a graph showing a comparison between a grip level estimation result when turning on a dry road and a true grip level when considering the influence of lateral load movement
  • FIG. 19B is a graph showing the SA in this case.
  • 9 is a graph showing T model values and the like.
  • FIG. 20A is a graph showing a comparison between the grip degree estimation result when turning on a dry road and the true grip degree when the influence of lateral load movement is not taken into consideration
  • FIG. 4 is a graph showing AT model values and the like.
  • FIG. 21 is a block diagram of a lateral force calculator.
  • FIG. 23 is a block diagram of a grip degree estimating apparatus according to an eighth embodiment.
  • FIG. 24 is a block diagram of a grip degree estimation device according to a ninth embodiment.
  • FIG. 25 is a block diagram of a grip degree estimation device according to a tenth embodiment.
  • FIG. 26 is a schematic diagram showing a configuration of a first application example.
  • FIG. 27 is a schematic diagram showing a configuration of a second application example.
  • the force / grip degree estimating apparatus includes a steering torque detector 12 for detecting a steering torque when a driver steers a steering system (steering) not shown. , An assist torque detector 14 for detecting an assist torque by a power steering (not shown) (not shown), a steering torque detected by the steering torque detector 12, and an assist torque detected by the assist torque detector 14. And a SAT estimator 16 that estimates the SAT generated between the road surface and the tires by removing the friction of the steering system from the vehicle.
  • the SAT estimator 16 can be configured by a computer.
  • the grip degree estimating device includes a slip angle calculator 18 for estimating a front wheel slip angle from a vehicle speed and a steering angle from a vehicle speed sensor and a steering angle detection sensor (not shown), and a slip angle calculator 18 from a longitudinal acceleration signal of the vehicle.
  • a load change estimator 20 that estimates the load change of the steered wheels due to braking / driving
  • a SAT model calculator 22 for calculating a SAT linear model output, that is, a SAT model value, by multiplying the tangent angle.
  • the slip angle calculator 18, the load change estimator 20, and the SAT model calculator 22 can be configured by a computer.
  • the grip degree estimating device includes a braking / driving force estimator 24 for estimating the braking / driving force generated in the braking / driving wheels for braking / driving the vehicle, a SAT estimated by the SAT estimator 16, and a SAT model calculator A grip degree estimator 26 for estimating the grip degree from the SAT model value calculated by 22 and the braking / driving force estimated by the braking / driving force estimator 24 is provided.
  • the braking / driving force estimator 24 can be configured by a computer.
  • the grip degree estimator 26 calculates the SAT model value of the SAT from the SAT estimated by the SAT estimator 16 and the SAT model value calculated by the SAT model calculator 22.
  • SAT model ratio calculator 28 that calculates the ratio to the SAT model ratio
  • a memory 32 that stores a grip degree map that is a three-dimensional map showing the relationship between the SAT model ratio, braking / driving force, and grip degree, and an SAT model
  • the relationship between the SAT model ratio calculated by the ratio calculator 28 and the braking / driving force estimated by the braking / driving force estimator 24 and the SAT model ratio, braking / driving force, and grip degree stored in the memory 32 are shown.
  • a grip degree output device 30 is provided for calculating and outputting a drip degree based on the grip degree map.
  • the SAT model ratio calculator 28 and the grip degree output device 30 can be configured by a computer.
  • a slip angle calculator 18 calculates a slip angle estimated value based on a vehicle linear model from the vehicle speed and the steering angle from the vehicle speed sensor detection and the steering angle detection sensor.
  • a lateral force calculator 38 for inputting lateral acceleration and yaw rate from an estimator 34, a lateral acceleration detection sensor and a yaw rate detection sensor (not shown), and calculating the lateral force of the front wheels from the amount of vehicle motion, and a front wheel cornering the lateral force calculation value
  • a slip angle converter 40 for calculating the slip angle conversion value of the lateral force calculation value by dividing by power, a high-pass filter 36 for high-pass processing the estimated slip angle value, and a low-pass filter 42 for low-pass processing the slip angle conversion value 42
  • an adder 44 for adding the slip angles after the high-pass filter and the low-pass filter processing to calculate an integrated slip angle.
  • Each of the elements (34-44) can be constituted by a computer.
  • s slip ratio
  • ⁇ slip angle
  • ⁇ rigidity of lateral force with respect to slip angle
  • ⁇ rigidity of longitudinal force with respect to slip ⁇ s ratio
  • tire generation force by brush model Can be simplified and described as the following equation.
  • ⁇ road surface friction coefficient (road surface ⁇ )
  • F tire generation force
  • F braking / driving force
  • F lateral force
  • F contact force
  • the SAT is calculated using the lateral slip, the braking / driving force, and the degree of grip. Number 13
  • the SAT can be described by the lateral slip, the braking / driving force and the degree of grip. This indicates the possibility of estimating the degree of grip when lateral slip, braking / driving force, and SAT can be detected.
  • the relationship between the grip degree and the SAT linear model ratio (the ratio of the SAT to the output of the SAT linear model) used for the analysis in the non-braking state is arranged, and the grip degree estimation is examined.
  • the SAT model value T is obtained from the lateral slip (slip angle) f as a lateral state quantity and the above-mentioned stiffness Ks and tire contact length 1 as tire parameters.
  • Fig. 6 shows the result of solving the grip degree from the equation (20), that is, obtaining the degree of drip from the braking / driving force and the linear model ratio and displaying the result as a three-dimensional map. From this figure, there is a monotonous relationship near the plane between the braking / driving force, the linear model ratio, and the grip degree, and it is expected that the grip degree can be accurately estimated.
  • the signal affected by the load movement caused by braking / driving and used in the grip degree estimation is the sum of the left and right wheels (converted to the handle axis) of the tonolek around the kingpin. .
  • 0 represents a value in the non-braking drive state.
  • 0 represents a value in the non-braking drive state.
  • the influence of the caster rail or kingpin offset is described as the following equation.
  • T torque around the kingpin
  • 1 caster rail
  • 1 kc k at the kingpin offset
  • the influence of the kingpin offset has the property that the sign differs between the left and right wheels.
  • the tonnolek T transmitted to the handle shaft is
  • [0115] can be derived.
  • the SAT model value T is obtained from the lateral slip (slip angle) f as a lateral state quantity and the above-mentioned stiffness Ks and tire contact length 1 as tire parameters.
  • Fig. 7 is a result of solving the grip degree from the equation (27), that is, obtaining a drip degree from the braking / driving force and the linear model ratio, and showing the result as a three-dimensional map. Comparing with Fig. 6, it is clear that the influence of the braking / driving force on the grip is reduced by the presence of the start rail.
  • the steering torque detector 12 detects the steering torque steered by the driver using a torque sensor attached to the steering wheel.
  • the assist torque detector 14 calculates the power steering assist torque by multiplying the current value of the electric power steering by a torque constant.
  • the SAT estimator 16 estimates the SAT generated between the road surface and the tire by removing the friction of the steering system from the sum of the steering torque and the assist torque. Calculation of friction removal is performed by the following logic.
  • FIG. 8A The width of the two straight lines shown in Fig. 8A is the magnitude of the hysteresis caused by the friction of the steering system. And the slope of each straight line is 1.
  • FIG. 8B shows a method of the friction removal calculation. In the straight running state where the sum of the steering torque and the assist torque and the slip angle are both 0, no hysteresis characteristic occurs and the estimated SAT value at this time is 0. Next, when steering is performed and SAT occurs, the estimated SAT value is calculated with the slope of K1 with respect to the sum of steering torque and assist torque. In the computer, by the discretized logic,
  • TSAT (k + 1) TSAT (k) + K! ⁇ (T DA (k + 1)-T DA (k)) (28)
  • T is the SAT estimated value and ⁇ is the sum of steering torque and assist torque.
  • This slope K is set smaller than 1 and is controlled by Coulomb friction.
  • the lower limit of the model is calculated according to the following equation. To increase.
  • TSAT (k + 1) T SAT (k) + T DA (k + 1)-T DA (k) (29)
  • the SAT estimated value is calculated according to the equation (28) using the slope K.
  • the fluctuation of the SAT estimated value is set to be smaller than the fluctuation of the sum of the steering torque and the assist torque. This expresses that even when the steering force of the driver is slightly changed in the steering holding state during turning, the estimated SAT value does not appear due to the influence of the Coulomb friction of the power steering system and the like. If the sum of steering torque and assist torque increases again at point C, which is reached from point B due to the decrease in SAT, the estimated SAT value increases toward point B according to equation (28). Also, by switching back When the sum of the SAT steering torque and assist torque further decreases from the point C and reaches the model upper limit, the SAT estimated value decreases along the upper limit according to the equation (29). The hysteresis characteristics shown in FIG. 8B are eliminated by setting these two types of inclination.
  • FIG. 9A and FIG. 9B show the sum of the steering torque and the assist torque when traveling on a high ⁇ road surface and this value.
  • FIGS. 10A and 10B show the relationship between the slip angle, the steering torque and the assist torque, and the relationship between the slip angle and the SAT estimated value when traveling on a high ⁇ road and a low ⁇ road. . It can be seen that the hysteresis characteristics have been removed.
  • the slip angle estimator 34 estimates the front wheel slip angle based on the vehicle speed and the steering angular force vehicle linear model.
  • the estimation of the front wheel slip angle in the slip angle calculator 18 utilizes the dynamic characteristics of the vehicle motion and is estimated by the following state equation.
  • v lateral speed (m / s)
  • r halo rate (rad / s)
  • a estimated value of front wheel slip angle (rad)
  • u u
  • Equations (30) and (31) are discretized by sampling time and expressed as a function of vehicle speed. [0131] [Number 27]
  • the lateral force calculator 38 calculates the lateral force of the front wheels from the vehicle motion state quantity.
  • the front wheel lateral force is the equation of motion of the body
  • F f is described as follows by deforming the front wheel lateral force and the rear wheel lateral force. [0137] [Number 30]
  • the slip angle converter 18 divides the lateral force calculation value by the front wheel cornering power to calculate a slip angle conversion value of the lateral force calculation value. That is,
  • a is a slip angle converted value.
  • the high-pass filter 36 is configured by a first-order discrete filter. By the way, the filter in continuous time is described by the following transfer function.
  • ⁇ is a break frequency of the filter.
  • a discrete-time filter can be designed. Tustin transformation is based on the assumption that the sampling time is ⁇ and the time advance operator is ⁇ .
  • the low-pass filter 42 is configured as a first-order discrete filter having the same break frequency as the high-pass filter 36.
  • the filter in continuous time is
  • the sum of the high-pass filter 36 and the low-pass filter 42 designed here is 1. This means that when the same signal is input to the high-pass filter 36 and the low-pass filter 42 and their outputs are added, the original signal is restored.
  • high-pass filtering is performed on the slip angle estimation value including the drift error in the low frequency region to remove the drift error
  • low-pass filtering is performed on the slip angle converted value including the noise and phase delay in the high frequency region. Then, by removing the fluctuation components in the high-frequency region and adding the signals after the finoreta processing, the slip angle which is not affected by drift error or noise can be calculated.
  • the break point frequency here is set to a value that can remove noise due to road surface disturbance and the like included in the slip angle conversion value and can adapt to the road surface cant change speed when entering a bank road or the like.
  • the slip angles after the high-pass filter and low-pass filter processing are added and used as an integrated slip angle in the grip degree calculation. That is,
  • ⁇ ⁇ ( ⁇ ) G H (z) ⁇ E (Z) + G L (z) . ⁇ ⁇ ( ⁇ ) (42)
  • the load change estimator 20 estimates and calculates the ground contact load Fz of the front wheels, which are the steered wheels, after the load change from the longitudinal acceleration signal g of the vehicle based on the following equation.
  • h is the height of the center of gravity
  • F is the static load of the front wheels
  • the SAT model value calculator 22 multiplies the slip angle by the gradient of the origin relative to the slip angle of the SAT from the integrated slip angle and the contact load after moving the load, and outputs the SAT linear model output, that is, the SAT model value as (21)- Calculate based on equations (23) and (26).
  • the SAT model ratio calculator 28 (see Fig. 2) of the grip degree estimator 26 calculates the ratio of the SAT estimated value to the SAT model value from the SAT estimated value and the SAT model value as the SAT model ratio.
  • the grip degree map is a three-dimensional map that outputs the grip degree from the SAT model ratio and the braking / driving force shown in Fig. 7. The grip degree increases monotonically with the SAT model ratio, and the grip / driving force (driving force is positive). It is characterized by a monotonous decrease.
  • Fig. 11 compares the SAT linear model values (calculated from the integrated slip angle) and the SAT estimated values when braking and when not braking on low / road. It is confirmed that the SAT estimated value is reduced by braking.
  • Figs. 12A to 12C show comparisons of the true values of the estimated grip degrees during braking on a low / i road.
  • the grip degree estimated value is a value calculated from the braking force and the linear model ratio based on the map in FIG. According to this figure, 1.7s or earlier It can be seen that the grip degree was correctly estimated both during braking and during braking after 1.7s.
  • the grip of the steered wheels is estimated based on the self-lining torque ratio and the braking / driving force estimated by the braking / driving force estimator. The degree of grip at that time can be accurately estimated.
  • the grounding length and rigidity of the steered wheels are determined based on the load state on the steered wheels, the self-lining torque model value is calculated, and the grip degree of the steered wheels is estimated. Therefore, the degree of grip when the vehicle is in the braking / driving state can be more accurately estimated.
  • the contact length and rigidity of the steered wheels are determined based on the load state on the steered wheels, and the self-lining torque model values are calculated ((21)-(23), ( The present invention is not limited to this.
  • the ground contact length and stiffness of the steered wheels are not limited to these, and the self-lining torque model value is calculated (equation (19), etc.) as a predetermined value.
  • the load change estimator 20 may be omitted.
  • the steered wheels are two front wheels, and the grip degree is estimated from the steering torque of the left and right two wheels of the front wheel.
  • the grip degree is estimated for each wheel. Is what you do. Note that the configuration in this example is the same as that of the above-described embodiment, and a description thereof will be omitted.
  • 0 represents a value in a static load state.
  • the SAT model value T taking into account the effects of changes in the ground contact length and cornering stiffness due to load transfer is
  • [0182] can be derived.
  • the SAT model value T is obtained from the lateral slip (slip angle) ⁇ as a lateral state quantity, and the stiffness K and the contact length 1 as tire parameters.
  • the SAT estimator 16 outputs the strain gauge output affixed to the tie rod portion of the steered wheel, that is, the torque around the kingpin by multiplying the tie rod axial force by the knuckle arm length as the SAT estimated value.
  • the slip angle estimator 34 of the slip angle calculator 18 estimates the front and rear wheel slip angles from the vehicle speed and the actual steering angles of the front and rear wheels based on a vehicle linear model. Front and back of slip angle calculator 18 The wheel slip angle is estimated by using the dynamic characteristics of vehicle motion and by the following equation of state.
  • v lateral speed (m / s)
  • r yaw rate (rad / s)
  • a estimated value of front wheel slip angle (rad)
  • rad front wheel slip angle
  • N / rad Distance between center of gravity of front and rear axle (m), M: vehicle mass (kg), I: inertia (kgm 2 ), ⁇ :
  • Equations (108), (109), and (110) are separated by the sample time and expressed as a function of vehicle speed.
  • x (k + 1) u (k) + ⁇ A s / u (k) x (k) + ⁇ ⁇ f (k)
  • the lateral force calculator 38 calculates the lateral force of the left and right wheels of the front and rear wheels from the vehicle motion state amount.
  • the front and rear wheel lateral force is calculated by the equation of motion
  • F deforms front wheel lateral force (lateral force for two front wheels)
  • F rear wheel lateral force (lateral force for two rear wheels)
  • Slip angle converter 40 divides the calculated lateral force by the front and rear wheel cornering power to calculate a converted slip angle of the calculated lateral force. That is,
  • G is a converted value of the front wheel slip angle
  • ⁇ is a converted value of the rear wheel slip angle
  • the high-pass filter 36 is composed of a first-order discrete filter. By the way, the filter in continuous time is described by the following transfer function.
  • ⁇ is a break frequency of the filter.
  • the low-pass filter 42 is configured as a first-order discrete filter having the same break frequency as the high-pass filter 36.
  • the filter in continuous time is
  • the break point frequency is used to eliminate noise due to road surface disturbance, etc., included in the slip angle conversion value, as well as to change the road surface cant when entering a bank road. It is set to a value that can be adapted to the speed.
  • the slip angles after the one-pass filter processing are added and used for the integrated slip degree calculation. That is,
  • a front wheel integrated slip angle
  • ⁇ rear wheel integrated slip angle
  • the slip angle may be estimated.
  • the SAT model value calculator 22 multiplies the slip angle by the slope of origin relative to the slip angle of the SAT from the integrated slip angle and the contact load after moving the load, and outputs the SAT linear model output, that is, the SAT model value T as (103) Calculate based on equation _ (106).
  • the SAT model ratio calculator 28 of the grip degree estimator 26 calculates the SAT estimated value T, which is the torque around the kingpin, and controls the influence of the torque based on the kingpin offset as shown in equation (102).
  • the ratio of the SAT estimated value T to the SAT model value T from which the influence of the torque based on the kingpin offset has been removed by using the force is calculated as the SAT model ratio.
  • the grip degree map is a three-dimensional map that outputs the grip degree from the SAT model ratio and the braking / driving force.
  • the grip degree increases monotonically with respect to the SAT model ratio, and the braking / driving force (driving force is positive). Is characterized by a monotonic decrease with respect to.
  • the present technology also estimates and calculates the slip angle for each wheel even in a vehicle in which four wheels are independently steered. It can be applied by doing.
  • strain gauges to multiple suspension links to which the rear wheels are attached and estimating the tonolek around the z-axis generated at the rear wheels, application to vehicles without a rear wheel steering mechanism is also possible. .
  • the force and strength grip estimating apparatus includes the same parts as those of the first embodiment (see FIG. 1) described above. Are denoted by the same reference numerals, description thereof will be omitted, and different parts will be described. That is, in the present embodiment, the force / grip degree estimating apparatus includes a lateral force detector 180 instead of the slip angle calculator 18 in the first embodiment (see FIG. 1) and a load change estimator 20. It is not provided, but includes a front / rear state quantity calculator 240. The front / rear state quantity calculator 240 is connected not only to the grip degree estimator 26 but also to the SAT model value calculator 22. Note that the lateral force detector 180 can be configured by a computer.
  • the longitudinal state quantity calculator 240 includes a braking / driving force estimator 42 for estimating the braking / driving force based on the engine output and the brake oil pressure, and a braking / driving force estimator 42.
  • the output braking / driving force is divided by the front wheel cornering power to obtain the front-rear state quantity (FIK ⁇
  • the braking / driving force estimator 42 and the divider 244 can be configured by a computer.
  • T torque around the kingpin
  • 1 caster rail
  • 1 kingpin offset
  • the influence of the kingpin offset has a different sign on the left and right wheels.
  • g is the steering gear ratio
  • the braking / driving force and lateral force for the left and right two wheels of the target front wheel are described as F and F, respectively.
  • F the steering gear ratio
  • the braking / driving forces match, but if there is a difference between the left / right braking / driving forces, the difference between the braking / driving forces caused by the difference between the braking / driving forces is compensated for in advance.
  • Supplement The steering wheel torque of Formula (204) can be derived as the steering wheel torque after compensation.
  • the steering torque including the torque generated by the caster rail is derived.
  • the torque generated by the caster rail is proportional to the lateral force, and this value can be estimated regardless of the grip state. It is possible. For this reason, the castor rail's Tonolec may be compensated for in advance. In this case, the hand-held Nork T after the caster rail compensation is
  • [0249] can be derived.
  • the SAT model value is obtained using the lateral force Fy as the lateral state amount and the longitudinal state amount (F / K).
  • this map shows the monotonic increase with respect to the SA model!] It is monotonically decreasing, and the gradient of the monotonic decreasing with respect to F / ⁇ becomes smaller as the ratio of the SA model becomes larger.
  • the steering torque detector 12 detects the steering torque steered by the driver, the assist torque detector 14 calculates the assist torque, and the SAT estimator 16 is used in the present embodiment.
  • Corrected form (Rule 91) Estimates the tonnolek T transmitted to the handle shaft from the sum of steering torque and assist torque from equation (204). Lateral force detector 180 detects lateral force.
  • the braking / driving force estimator 42 of the longitudinal state quantity calculator 240 estimates the braking / driving force based on the engine output and the brake oil pressure, and the divider 244 is output from the braking / driving force estimator 42. Divide the braking / driving force by the front wheel cornering power to calculate the front-rear state quantity (F / 1).
  • the SAT model value calculator 22 calculates the longitudinal state quantity (F / 1) output from the longitudinal state quantity calculator 240, the lateral force F detected by the lateral force detector 180, and the steering gear ratio g.
  • the SAT model value T is calculated from the above equation (206) using the caster rail 1 and the contact length 1.
  • the grip degree estimator 26 working in the present embodiment includes a torque T (Equation (204)) estimated by the SAT estimator 16 and a SAT model value T estimated by the SAT model value calculator 22.
  • the SAT model ratio y which is the ratio of (Expression (206)), is calculated from Expression (207).
  • Fig. 16 does not include vehicle parameters such as the ground contact length, and performs grip estimation using the handle torque after caster rail compensation. Features that the same three-dimensional map can always be used.
  • the SAT model value is obtained from equation (206).
  • the SAT model value is obtained as the state quantity (F / K) including the stiffness K of the lateral force with respect to the slip angle. Therefore, the SAT model value is calculated from the lateral force, the longitudinal state quantity (F / 1), and the contact length.
  • the rigidity of the lateral force against the slip angle 1 is taken as a parameter, the lateral force,
  • the self-lining torque model value is calculated from the power F, the K as a parameter, and the contact length.
  • the present embodiment provides a force / grip degree estimating apparatus that has the same parts as the configuration of the third embodiment (see Fig. 13) described above. Are denoted by the same reference numerals, description thereof will be omitted, and different parts will be described. That is, the force / approach grip degree estimating apparatus according to the present embodiment includes the slip angle calculator 18 shown in FIG. 1 instead of the lateral force calculator 180 in the third embodiment (see FIG. 13). I have.
  • the torque ⁇ transmitted to the handle shaft is calculated using the lateral slip, braking / driving force and ⁇
  • T s - ⁇ K s /. Y 3 ⁇ 43 _ .Ks / ⁇ : y (1+ + 3 ⁇ 42)
  • Ts0 - ⁇ 3 ⁇ 4 ;; W ⁇ " K 002)
  • the ratio of Expressions (301) and (302) is defined as the SAT model ratio ⁇ , [0273] [Number 77] Number 77
  • [0278] can be derived.
  • the SAT model value calculator 22 calculates the longitudinal state quantity (F / K) output from the longitudinal state quantity calculator 240, the lateral slip / c detected by the slip angle calculator 18, and the steering.
  • the SAT model value T is calculated from the above equation (302) using the gear ratio g, the caster rail 1, and the contact length 1.
  • the grip degree estimator 26 calculates the torque T (Equation (301)) transmitted to the handle shaft estimated by the SAT estimator 16 and the estimation by the SAT model value calculator 22.
  • the SAT model ratio ⁇ which is the ratio of the SAT model value T (equation (302)) to the SAT model value T (equation (302)), is calculated from equation (303) above. .
  • the grip degree estimating apparatus is substantially the same as the configuration of the third embodiment (see Fig. 13), and the same parts are denoted by the same reference numerals. The description thereof is omitted, and different parts will be described. That is, in the drip degree estimating apparatus according to the present embodiment, the longitudinal state quantity calculator 240 is the SA
  • the SAT model value is obtained using the lateral force F as the lateral state quantity and the predetermined tire parameter (contact length 1).
  • the SAT model value calculator 22 calculates the lateral force F and stearin y detected by the lateral force detector 180.
  • the grip degree estimator 26 includes the SAT (Equation (311)) estimated by the SAT estimator 16 and the SAT model value T ( (312), and the SAT model ratio ⁇ , which is the ratio of the SAT model ratio ⁇ , is calculated from the above equation (313). .
  • the grip degree estimating device used in the present embodiment is the same as that of the first embodiment (see FIG. 1), and a description thereof will be omitted.
  • F is the static load of the front axle (static load for the two front wheels)
  • F is the front axle load (the load for the two front wheels) taking into account the transfer of the front-rear load, and is the load variation of the left and right front wheels.
  • Quantity is the amount of load change between the front left and right wheels, and the lateral acceleration signal g
  • the SAT model value T is
  • the SAT model value T is obtained by using the lateral slip as the lateral state amount and the lateral load change amount AF.
  • the operation of the grip estimation device according to the present embodiment has the same portions as those of the above-described first embodiment, and therefore, different portions will be described.
  • the SAT model value calculator 22 calculates the lateral slip ⁇ : calculated by the slip angle calculator 18 and
  • the linear model output of the SAT is calculated based on the expression (403) from the left-right load change amount ⁇ Fz estimated by the load change estimator 20.
  • the SAT model ratio calculator 28 of the grip degree estimator 26 calculates the ratio ⁇ of the SAT estimated value and the SAT model value to the SAT model value from the equation (404) as the SAT model ratio. Then, the grip degree output device 30 calculates the linear model ratio ⁇ and the braking / driving force F
  • the grip degree is calculated based on the equation (404) _ (407). Also in this case, instead of the equations (404) _ (407), a map, a data table, and a relationship showing the relationship between the grip degree ⁇ , the SAT model ratio, and the longitudinal state quantity (braking / driving force F) are used. An equation may be obtained in advance and the degree of grip may be estimated.
  • Figs. 19A and 19B show the results of estimation of the degree of grip during turning on a dry road when the SAT model value (see Fig. 19B) is set in consideration of lateral load transfer AF based on equation (403) (Fig. 19A).
  • Reference z
  • Figures 20A and 20B show the SAT model values (see Figure 20B) without considering the effect of lateral load movement.
  • the grip degree estimating apparatus includes the same components as those of the third embodiment (see Fig. 13) described above. The description is omitted, and different parts will be described. That is, as shown in FIG. 21, in the present embodiment, the lateral force calculator 180 of the force / grip degree estimating apparatus calculates the estimated lateral force of the front wheels from the vehicle speed and the steering angle based on the vehicle linear model.
  • Each element (340-440) can be configured by a computer.
  • the ground contact length increases in proportion to the square root of the load, and the cornering power and lateral force of each wheel increase in proportion to the load.
  • the SAT estimator 16 removes friction of the steering system from the sum of the steering torque and the assist torque to estimate the SAT generated between the road surface and the tire.
  • the friction is removed after the compensation for reducing the tonnolek caused by the difference in the braking / driving force is performed. That is, the SAT before friction removal is
  • Tfric T sw + T ma -i k ⁇ F x (506)
  • a friction removal calculation (similar to the first embodiment) is performed on the obtained T, and the estimated SAT T is the steering torque.
  • T assist torque
  • AF braking / driving force difference between left and right wheels
  • 1 kingpin offset.
  • the lateral force estimator 340 in the force calculator 180 estimates the front wheel lateral force from the vehicle speed and the steering angle based on the vehicle linear model.
  • the front wheel lateral force is estimated by using the dynamic characteristics of the vehicle motion and by the following state equation.
  • v lateral speed (m / s), r: horate (rad), Fy: estimated value of front wheel lateral force (N), u: vehicle speed (m / s), c,: front and rear wheel cornering radius ), Then,: Distance between the center of gravity of the front and rear axle (m), M: Vehicle mass (kg), I: Inertia (kgm 2 ), g: Gear ratio between the actual steering wheel of the steering wheel, ⁇ : C angle
  • Equations (507) and (508) Discretized by the sample time ⁇ and expressed as a function of vehicle speed,
  • the lateral force calculator 380 calculates the lateral force of the front wheels from the vehicle motion state amount.
  • the front wheel lateral force is the equation of motion of the vehicle body.
  • the lateral force converter 400 calculates the lateral force based on the equation (513), and calculates Output.
  • the high-pass filter 360 is constituted by a first-order discrete filter. By the way, the filter in continuous time is described by the following transfer function.
  • ⁇ is the break frequency of the filter.
  • a discrete-time filter can be designed. Tustin transformation is based on the assumption that the sampling time is ⁇ and the time advance operator is ⁇ .
  • the low-pass filter 420 has the same break frequency as the high-pass filter 360. It is configured as a first-order discrete filter with numbers.
  • the filter in continuous time is
  • the sum of the high-pass filter 360 and the low-pass filter 420 designed here is 1. This means that when the same signal is input to the high-pass filter 360 and the low-pass filter 420 and their outputs are added, the original signal is restored.
  • high-pass filtering is performed on the lateral force estimation value including the drift error in the low frequency region to remove the drift error
  • low-pass filtering is performed on the lateral force calculation value including the noise and the phase delay in the high frequency region.
  • the break point frequency here is set to a value that can remove noise due to road surface disturbances and the like included in the lateral force calculation value and can adapt to the road surface cant change speed when entering a bank road or the like. .
  • the lateral forces after the high-pass filter and the low-pass filter processing are added and used as an integrated lateral force in the grip degree calculation. That is,
  • F integrated lateral force.
  • the longitudinal state quantity calculator 240 multiplies the engine output torque T by the gear ratio g and the differential ratio g, eng ed and divides the driving force and the brake oil pressure P obtained by dividing by the tire effective radius r to obtain a constant k.
  • wb brake Multiply the braking force obtained by multiplying by the braking / driving force Fx generated at the front wheels.
  • the SAT model value calculator 22 calculates the SAT model value based on the lateral state quantity F and the state quantity front-back state quantity FIK ⁇ ZylZ ⁇ 30 as follows.
  • the SAT ratio calculator 28 of the grip degree estimator 26 calculates the SAT estimated value T and the SAT model value T
  • the ratio is calculated as in the following equation and output as the SAT model ratio ⁇ .
  • the grip degree output device 30 calculates the two-dimensional pine based on the SAT model ratio ⁇ and the front-rear state quantity Fx / K.
  • the grip degree is calculated based on the grip and the like (see the third embodiment described above).
  • the grip degree estimating apparatus has the same parts as those of the third embodiment (see FIG. 13) described above. The description will be omitted, and different portions will be described. That is, as shown in FIG. 23, the force / grip degree estimating apparatus according to the present embodiment is the same as the steering torque detector 12, the assist torque detector 14, and the SAT in the third embodiment (see FIG. 13). Estimator 16, lateral force calculator 180 to calculate the front wheel lateral force, front and rear direction state calculator 240 to calculate front wheel front and rear direction state quantity, SAT model value calculator 22, and estimate the front wheel grip degree The grip degree estimator 26 is provided.
  • the grip degree estimating apparatus further includes a road friction coefficient calculator 100 for calculating a road friction coefficient (road surface /), and a braking / driving force calculator for calculating braking / driving force of the rear wheels. 540, a lateral force calculator 182 for calculating the lateral force of the rear wheel, and a drip degree estimator 126 for estimating the grip of the rear wheel.
  • the road surface friction coefficient calculator 100, the lateral force calculator 182, and the grip degree estimator 126 can be configured by a computer.
  • the grip degree estimator 26 estimates the grip degree of the front wheels.
  • the road surface friction coefficient calculator 100 calculates the road surface friction coefficient (road surface ⁇ ) as follows. That is, the road surface ⁇ is changed by the front wheel grip ⁇ , the front wheel braking / driving force F, the lateral force F, and the front wheel
  • the braking / driving force F of the front wheels is calculated by the braking / driving force xf
  • the braking / driving force calculator 540 calculates the braking / driving force F of the rear wheel, and the lateral force calculator 182 calculates the xr of the rear wheel.
  • the grip degree estimator 126 calculates the yr of the front and rear wheels.
  • the road surface friction coefficient ⁇ calculated by the road surface friction coefficient calculator 100, the braking / driving force F, the lateral force F, and the rear wheel load W of the rear wheel
  • the grip degree estimating apparatus according to the present embodiment has the same parts as those of the eighth embodiment (see FIG. 23), the same parts are given the same reference numerals and explanations thereof will be given. The description will be omitted, and different portions will be described. That is, as shown in FIG. 24, the grip degree estimating apparatus according to the present embodiment is different from the eighth embodiment (see FIG. 23) in that the road surface friction coefficient calculator 100 is omitted and the lateral force calculator is used. 180, the braking / driving force estimator 42 (see FIG. 14) and the grip degree estimator 26 in the longitudinal state quantity calculator 240 are connected to the grip degree estimator 126.
  • Grip degree estimator 126 estimates the grip degree of the rear wheel as follows. In other words, in addition to the assumption that the road surface ⁇ of the front and rear wheels is the same, the ratio of the lateral force of the front and rear wheels matches the load ratio of the front and rear wheels.
  • the grip degree estimator 126 calculates the front wheel grip degree ⁇ , the front wheel braking / driving force F
  • the grip degree estimating apparatus has the same parts as those of the ninth embodiment (see FIG. 24) described above, and therefore the same parts are denoted by the same reference numerals and description thereof will be made. The description will be omitted, and different portions will be described. That is, as shown in FIG.
  • the strong grip degree estimating apparatus includes a lateral force calculator 182R, 182L, a braking / driving force estimator 52R, 52L, and a grip degree in the ninth embodiment (see FIG. 23) for the rear left wheel and the rear right wheel, respectively. Estimators 126R and 126L are provided.
  • the operation of the present embodiment has the same operation as the operation of the above-described tenth embodiment. Therefore, the description of the same operation will be omitted, and different operation will be mainly described.
  • the rear left wheel grip degree estimator 126L calculates the front wheel grip degree ⁇ , the front wheel load W, and the rear left
  • the rear right wheel grip degree estimator 126R calculates the front wheel grip degree ⁇ , the front wheel load W,
  • the grip degree of the rear wheel can be estimated.
  • the stability of the vehicle motion is improved as a result of the improved grip margin of each wheel during the system.
  • the phase of the estimation of the rear wheel lateral force is made to coincide with the generation of the front wheel lateral force. Estimation of the phase is faster than the estimation of the grip of the rear wheel based on Eq. (602). It works.
  • This application example includes a driving force distribution controller 400 connected to the grip degree estimator 26 as shown in FIG.
  • the drive power distribution controller 400 connected to the grip degree estimator 26 performs the ⁇ estimation value before the drive wheel slips during acceleration during turning acceleration. Throttle control is performed based on The grip degree estimation value based on the SAT has the characteristic that the grip reduction can be detected before the wheel behavior (acceleration slip) reflecting the driving force occurs. Therefore, the driving force distribution controller 400 performs control such as closing the throttle slightly at the time when the grip degree decreases. As a result, acceleration slip of the wheels can be prevented.
  • the driving force distribution controller 400 connected to the grip degree estimator 26 estimates the grip degree of the drive wheel independently for the left and right. Brake on As a result, the driving force of the grip lowering wheel is suppressed, the grip is restored, and the right and left driving force distribution can be optimized. If both wheels fall, the engine torque is reduced.
  • this application example includes a braking force controller 402 connected to the grip degree estimator 26 (any one of the first embodiment to the tenth embodiment).
  • the braking force controller 402 connected to the grip degree estimator 26 distributes the braking force during the turning braking, the braking force is controlled so that the grip degree of the four wheels becomes uniform. decide. As a result, the mouth bust is improved with respect to the estimation error of the limit friction force of the four wheels / (road surface ⁇ X load). In an area where the grip degree cannot be estimated, the estimated zW is In the range, the method using the grip degree is switched and used.
  • the braking force distribution based on the grip degree estimation value of the present invention for estimating the grip degree of each of the four wheels during braking that is, the braking force is determined so that the grip degrees of the four wheels become uniform.
  • control is performed so that the margin of grip with respect to the limit frictional force becomes uniform, and it is possible to always secure an optimal braking force distribution.
  • the braking force controller 402 connected to the grip degree estimator 26 detects a decrease in grip at the time of turning braking before the ABS operation. Set the start sensitivity of BS to be shallow to prevent the wheel speed from dropping before starting ABS.
  • the control start sensitivity of the ABS is conventionally set to be deeper because it is necessary to prevent malfunction due to road surface disturbance or the like. As a result, the wheel speed dropped at the start of control (wheel locking tendency), and it was necessary to greatly reduce the wheel cylinder oil pressure at the start of control in order to recover from this drop.
  • the grip degree estimation value based on the SAT is characterized in that a reduction in grip can be detected before the behavior of the wheel reflecting the braking force (wheel lock) occurs.
  • VSC OS, US, precharge
  • the braking force controller 402 connected to the grip degree estimator 26 determines that the rear wheel grip degree is less than a threshold value. Then, brake the outer ring.
  • the brake strength is a map based on ⁇ . When the degree of lag is recovered to a certain level, the control is terminated. Another application is to precharge the outer wheel brake when the rear wheel grip is less than the threshold value to prevent the start delay of VSC control.
  • Oversteer is a phenomenon in which the grip of the rear wheel is lower than that of the front wheel, and the lateral balance of the front and rear wheels collapses, resulting in a change in the yaw rate.
  • Traditional VSCs provide feedback on the resulting change in the rate.
  • the braking force controller 402 connected to the grip degree estimator 26 (any one of the above embodiments) performs drift-out control by brake control when the front wheel grip approaches the limit.
  • understeer detection was also performed based on the change in the yaw rate reflecting the lateral force.
  • the use of this grip estimation causes a change in the yaw rate.
  • the occurrence of understeer can be predicted beforehand, and the occurrence of understeer can be prevented beforehand by generating an inward moment by braking control or reducing the vehicle speed.
  • Understeer is a phenomenon in which the grip of the front wheels is lower than that of the rear wheels, and the lateral balance of the front and rear wheels collapses, resulting in a change in the yaw rate.
  • Traditional VSCs provide feedback on the resulting change in the rate.
  • the present method directly estimates the cause of the decrease in the front wheel grip and performs vehicle control based on this in a feedforward manner. For this reason, it is possible to prevent understeer from occurring.
  • the braking force controller 402 connected to the grip degree estimator 26 uses the front and rear wheel independent grip estimation, Detect drift.
  • the braking force controller 402 controls the vehicle to decelerate when it detects a simultaneous decrease in grip of the four wheels.
  • the vehicle needs to be decelerated in order to recover the grip because the grip on both the front and rear wheels has decreased.
  • the braking force controller 402 decelerates while equalizing the tire burden ratio of each wheel so that the four wheels simultaneously recover grip. By distributing the braking force of each wheel so that the grip of each wheel is balanced, it is possible to recover the grip while maintaining the balance of the lateral forces of the front and rear wheels, that is, without changing the behavior of the vehicle.
  • the braking force controller 402 adjusts the grip of the front wheels to the rear wheels so that the rear wheels recover the grip first.
  • Braking force distribution control is performed so as to have a value smaller than the grip degree.
  • the braking force controller 402 controls the front and rear wheels so that the steering force maximizes the lateral force. In a situation where four-wheel drift occurs, both the front and rear wheels have exceeded the lateral force limit. Therefore, by appropriately turning back the steering angle, the slip angle is reduced to the angle at which the lateral force becomes maximum.
  • the braking force controller 402 connected to the grip degree estimator 26 determines that the rear wheel grip degree is less than a threshold value. Then, turn back the front wheel steering angle. This prevents oversteer from occurring.
  • the braking force controller 402 connected to the grip degree estimator 26 determines that the rear wheel grip degree is less than a threshold value. Then, increase the rigidity of the front wheel stabilizer and increase the left-right difference in front wheel load. As a result, the rear wheel grip is increased by reducing the left-right difference in rear wheel load, thereby preventing oversteer. Conversely, when the grip of the front wheel falls below a certain threshold, the rigidity of the front wheel stabilizer is reduced to reduce the left-right difference in front wheel load, thereby increasing the grip of the front wheel and preventing understeer.

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Abstract

　ＳＡＴ推定器１６は路面とタイヤ間で発生するＳＡＴを推定する。スリップ角演算器１８は、前輪スリップ角を推定する。横力演算器１８０は、車輪に発生する横力を演算する。ＳＡＴモデル演算器２２は、スリップ角推定値と横力値からＳＡＴモデル値を演算する。前後方向状態量演算器２４０は、車輪に発生する前後方向状態量を演算する。グリップ度推定器２６は、ＳＡＴ推定器１６により推定されたＳＡＴ、ＳＡＴモデル演算器２２により演算されたＳＡＴモデル値、及び前後方向状態量演算器２４０により推定された前後方向状態量から、グリップ度を推定する。                                                                                 

Description

明 細 書
タイヤグリップ度推定装置及び方法、走行状態制御方法
技術分野
[0001] 本発明は、タイヤグリップ度推定装置及び方法、走行状態制御方法に関する。
背景技術
[0002] 従来、セルファライニングトルクを利用してグリップ状態を推定する装置が提案され ている (特許文献 1参照。）。
特許文献 1 :特開 2002 - 12160号公報
発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0003] しかし、上記従来の装置では、セルファライニングトルクを利用してグリップ状態を 推定する際は、車両を制駆動する制駆動輪に発生する制駆動力や横力等を考慮し ていない。従って、制動状態や駆動状態のときのグリップ度を精度よく推定することが できない。
[0004] 本発明は、上記事実に鑑み成されたもので、車両に前後方向又は横方向に力が 作用した場合にグリップ度を精度よく推定することの可能なグリップ度推定装置等を 提供することを目的とする。
課題を解決するための手段
[0005] 上記目的達成のため請求項 1記載の発明に係るタイヤグリップ度推定装置は、車 輪の接地面に発生するセルファライニングトルクを推定または検出するセルファライ ニングトルク取得手段と、前記車輪に発生する横方向状態量を演算する横方向状態 量演算手段と、前記車輪に発生する前後方向状態量を演算する前後方向状態量演 算手段と、前記横方向状態量及びタイヤパラメータに基づいてセルファライニングト ルクモデル値を演算するセルファライニングモデル値演算手段と、前記セルファライ ニングトルク取得手段で推定または検出されたセルファライニングトルクと、前記セル ファライニングモデル値演算手段で演算されたセルファライニングトルクモデル値と の比であるセルファライニング比を演算する比演算手段と、前記セルファライニング 比及び前記前後方向状態量に基づいてタイヤのグリップ度を推定するグリップ度推 定手段と、を備えている。
[0006] セルファライニングトルク取得手段は、車輪の接地面に発生するセルファライニン グトルクを、推定または検出することにより、取得する。
[0007] 横方向状態量演算手段は、前記車輪に発生する横方向状態量を演算し、前後方 向状態量演算手段は、前記車輪に発生する前後方向状態量を演算する。
[0008] セルファライニングモデル値演算手段は、横方向状態量演算手段により演算され た横方向状態量及びタイヤパラメータに基づいてセルファライニングトルクモデル値 を演算する。比演算手段は、セルファライニング比を演算する。セルファライニング比 は、セルファライニングトルク取得手段で推定または検出されたセルファライニングト ルクと、前記セルファライニングモデル値演算手段で演算されたセルファライニングト ルクモデル値との比である。
[0009] そして、グリップ度推定手段は、セルファライニング比及び前後方向状態量に基づ いてタイヤのグリップ度を推定する。
[0010] このように、横方向状態量及びタイヤパラメータに基づいてセルファライニングトノレ クモデル値を演算し、セルファライニングトルクとセルファライニングトルクモデル値と の比（セルファライニング比）を演算し、セルファライニング比及び前後方向状態量に 基づいてタイヤのグリップ度を推定するので、グリップ度を精度よく推定することがで きる。
[0011] 請求項 2記載の発明に係るタイヤグリップ度推定装置は、車輪の接地面に発生する セルファライニングトルクを推定または検出するセルファライニングトルク取得手段と 、前記車輪に発生する横方向状態量を演算する横方向状態量演算手段と、前記車 輪に発生する前後方向状態量を演算する前後方向状態量演算手段と、前記横方向 状態量、前記前後方向状態量、及びタイヤパラメータに基づいてセルファライニング トルクモデル値を演算するセルファライニングモデル値演算手段と、前記セルファラ イニングトルク取得手段で推定または検出されたセルファライニングトルクと、前記セ ルファライニングモデル値演算手段で演算されたセルファライニングトルクモデル値 との比であるセルファライニング比を演算する比演算手段と、前記セルファライニング 比に基づいてタイヤのグリップ度を推定するグリップ度推定手段と、を備えている。
[0012] セルファライニングトルク取得手段は、車輪の接地面に発生するセルファライニン グトルクを推定または検出する。横方向状態量演算手段は、車輪に発生する横方向 状態量を演算する。前後方向状態量演算手段は、車輪に発生する前後方向状態量 を演算する。
[0013] セルファライニングモデル値演算手段は、横方向状態量、前後方向状態量、及び タイヤパラメータに基づレ、てセルファライニングトルクモデル値を演算する。
[0014] 比演算手段はセルファライニング比を演算し、グリップ度推定手段は、セルファライ ユング比に基づいてタイヤのグリップ度を推定する。
[0015] このように、車輪に発生する横方向状態量'前後方向状態量、及びタイヤパラメ一 タに基づいてセルファライニングトルクモデル値を演算して、セルファライニング比を 演算し、セルファライニング比に基づいてタイヤのグリップ度を推定するので、グリツ プ度を精度良く推定することができる。
[0016] 請求項 2記載の発明では、請求項 3のように、グリップ度推定手段は、セルファライ ニングトルク比に加え、前後方向状態量を用いてタイヤのグリップ度を推定するように してもよレ、。これにより、グリップ度をより精度良く推定することができる。
[0017] 請求項 1乃至請求項 3の何れか 1項に記載の発明においては、請求項 4のように、 前記横方向状態量をスリップ角、前記前後方向状態量を前後力又は前後力をコー ナリングパワーで除算した商、前記タイヤパラメータをタイヤ接地長及びタイヤ剛性と してもよい。
[0018] 請求項 1乃至請求項 3の何れか 1項に記載の発明においては、請求項 5のように、 前記横方向状態量を横力、前記前後方向状態量を前後力、前記タイヤパラメータを タイヤ接地長及びタイヤ剛性としてもよレ、。
[0019] 請求項 1乃至請求項 3の何れか 1項に記載の発明においては、請求項 6のように、 前記横方向状態量を横力、前記前後方向状態量を、前後力をコーナリングパワーで 除算した商、前記タイヤパラメータをタイヤ接地長であるとしてもよレ、。
[0020] 請求項 7記載の発明は、請求項 1乃至請求項 3の何れ力、 1項に記載の発明におい て、車速を検出する車速検出手段と、操舵角を検出する舵角検出手段とを更に含み 、前記横方向状態量演算手段を、前記車速と前記操舵角とから車両線形モデルに 基づいて、タイヤに発生する横力を推定する推定手段と、前記横力推定手段で推定 された横力にハイパスフィルタ処理を施すハイパスフィルタと、車両状態量からタイヤ に発生する横力を演算する横力演算手段と、前記横力演算手段で演算された横力 にローパスフィルタ処理を施すローパスフィルタと、前記ハイパスフィルタによりハイパ スフィルタ処理が施された横力と、前記ローパスフィルタによりローパスフィルタ処理 が施された横力との和を横方向状態量として演算する演算手段と、により構成してい る。
[0021] 請求項 8記載の発明は、請求項 1乃至請求項 3の何れ力、 1項に記載の発明におい て、前記前後方向状態量演算手段を、エンジン出力及びブレーキ油圧に基づいて、 制駆動力を推定する制駆動力推定手段と、前記制駆動力をコーナリングパワーで除 算して前後方向状態量を演算する除算器と、により構成している。
[0022] なお、その他の発明として以下の発明が提案される。
[0023] 即ち、第 1に、車輪の接地面に発生するセルファライニングトルクを推定または検出 するセルファライニングトルク取得手段と、前記車輪に発生する横方向状態量を演算 する横方向状態量演算手段と、前記横方向状態量及びタイヤパラメータに基づいて セルファライニングトルクモデル値を演算するセルファライニングモデル値演算手段 と、前記セルファライニングトルク取得手段で推定または検出されたセルファライニン グトルクと、前記セルファライニングモデル値演算手段で演算されたセルファライニン グトルクモデル値との比であるセルファライニング比を演算する比演算手段と、前記 セルファライニング比及びタイヤパラメータに基づいてタイヤのグリップ度を推定する グリップ度推定手段と、を含むタイヤグリップ度推定装置。
[0024] 第 2に、車輪の接地面に発生するセルファライニングトルクを推定または検出する セルファライニングトルク取得手段と、前記車輪に発生する横方向状態量を演算する 横方向状態量演算手段と、前記車輪に発生する前後方向状態量を演算する前後方 向状態量演算手段と、前記横方向状態量、前記前後方向状態量、及び所定のパラ メータに基づいてセルファライニングトルクモデル値を演算するセルファライニングモ デル値演算手段と、前記セルファライニングトルク取得手段で推定または検出された セルファライニングトルクと、前記セルファライニングモデル値演算手段で演算された セルファライニングトルクモデル値との比であるセルファライニング比を演算する比演 算手段と、前記セルファライニング比、前記前後方向状態量、及びタイヤパラメータ に基づレ、てタイヤのグリップ度を推定するグリップ度推定手段と、を含むタイヤグリツ プ度推定装置。
[0025] 請求項 9にかかるグリップ度推定装置は、車輪の接地面に発生するセルファライ二 ングトルクを推定するセルファライニングトルク推定手段と、前記車輪に発生するスリ ップ角を演算するスリップ角演算手段と、前記スリップ角演算手段により演算されたス リップ角、前記車輪の接地長及び剛性に基づいて、セルファライニングトルクモデル 値を演算するセルファライニングトルクモデル値演算手段と、前記セルファライニング トルク推定手段により推定されたセルファライニングトルクと、前記セルファライニング トルクモデル値演算手段により演算されたセルファライニングトルクモデル値と、の比 であるセルファライニングトルク比を演算するセルファライニングトルク比演算手段と、 前記車両を制駆動する制駆動輪に発生する制駆動力を推定する制駆動力推定手 段と、前記セルファライニングトルク比演算手段により演算されたセルファライニング トルク比と、前記制駆動力推定手段により推定された制駆動力と、に基づいて、前記 操舵輪のグリップ度を推定するグリップ度推定手段と、を備えてレ、る。
[0026] 本発明のセルファライニングトルク推定手段は、車輪の接地面に発生するセルファ ライニングトルクを推定する。なお、車輪は、請求項 14のように、車両の前輪の場合も あり、請求項 15のように、車両に取付けられた全ての車輪である場合もある。なお、 車輪が車両の後輪の場合もある。なお、車輪は操舵輪の場合もあり、非操舵輪の場 合もある。
[0027] スリップ角演算手段は、車輪に発生するスリップ角を演算する。なお、スリップ角演 算手段は、請求項 13のように、車速と操舵角から車両線形モデルに基づいてスリツ プ角を推定するスリップ角推定手段と、前記スリップ角推定手段により推定されたスリ ップ角にハイパスフィルタ処理を施すハイパスフィルタと、前記車輪の横力を演算す る横力演算手段と、前記横力演算手段により演算された横力を前記車輪のコーナリ ングパワーで除算することにより、横力力 換算されたスリップ角を演算するスリップ 角換算手段と、前記スリップ角換算手段により換算されたスリップ角にローパスフィノレ タ処理を施すローパスフィルタと、前記ハイパスフィルタによりハイパスフィルタ処理さ れたスリップ角と、前記ローパスフィルタによりフィルタ処理されたスリップ角と、を加算 することにより、前記車輪に発生するスリップ角を演算する加算手段と、により構成す るようにしてもよい。
[0028] セルファライニングトルクモデル値演算手段は、スリップ角演算手段により演算され たスリップ角、車輪の接地長及び剛性に基づいて、セルファライニングトルクモデル 値を演算する。セルファライニングトルク比演算手段は、セルファライニングトルク推 定手段により推定されたセルファライニングトルクと、セルファライニングトルクモデル 値演算手段により演算されたセルファライニングトルクモデル値と、の比であるセルフ ァライニングトルク比を演算する。
[0029] 制駆動力推定手段は、車両を制駆動する制駆動輪に発生する制駆動力を推定す る。
[0030] そして、グリップ度推定手段は、セルファライニングトルク比演算手段により演算さ れたセルファライニングトルク比と、制駆動力推定手段により推定された制駆動力と、 に基づいて、車輪のグリップ度を推定する。なお、グリップ度推定手段は、請求項 10 のように、セルファライニングトルク比、制駆動力、及びグリップ度の関係を予め記憶 する記憶手段を備え、セルファライニングトルク比演算手段により演算されたセルフ ァライニングトルク比及び制駆動力推定手段により推定された制駆動力と、記憶手段 により記憶された上記関係と、に基づいて、車輪のグリップ度を推定するようにしても よい。
[0031] このように、セルファライニングトルク比と、制駆動力推定手段により推定された制駆 動力と、に基づいて、車輪のグリップ度を推定するので、車両が制駆動状態のときの グリップ度を精度よく推定することができる。
[0032] ところで、請求項 11のように、車輪の接地長及び剛性は予め定められた値としても よい。し力、しながら、車両が制駆動状態のときは、車輪への荷重状態が変化する場合 がある。そこで、請求項 12のように、車輪への荷重状態を推定する荷重状態推定手 段を更に備え、車輪の接地長さ及び剛性を、荷重状態推定手段により推定された車 輪への荷重状態に基づレ、て定めるようにしてもょレ、。
[0033] このように、車輪の接地長さ及び剛性を、車輪への荷重状態に基づいて定めて、セ ルファライニングトルクモデル値を演算し、車輪のグリップ度を推定するので、車両が 制駆動状態のときのグリップ度をより精度よく推定することができる。
[0034] また、請求項 16記載の発明は、操舵状況より求めたセルファライニングトルク推定 値、車両状況から求めたセルファライニングトルクモデル値、及び制駆動力に基づい て、グリップ度を推定する。よって、制駆動力の影響なくグリップ度が正確に検出でき る。
[0035] この場合、請求項 17のように、タイロッド軸力とナックルアーム長さよりキングピン周 りのトノレクを演算してセルファライニングトルク推定値とするようにしてもよい。よって、 正確にセルファライニングトルク推定値が演算できる。
[0036] 上記請求項 16又は請求項 17においては、請求項 18のように、各輪毎のグリップ度 を推定するようにしてもよレ、。即ち、各輪毎のグリップ度が得られる。
[0037] 請求項 19記載の発明は、請求項 18にて推定された各輪のグリップ度を用いて、走 行状態を制御する。
[0038] このように、精度よく推定された各輪のグリップ度を用いて、走行状態を制御するの で、走行状態を精度よく制御することができる。
[0039] この場合、請求項 20のように、前記走行状態が安定するように、走行状態を制御す るようにしてもよい。
[0040] 具体的に、走行状態の制御は、請求項 21のように、旋回制動時に 4輪のグリップ度 が均一となるように制動力を調整すること、駆動輪のグリップ度を推定し、グリップ度 が低レ、場合にはグリップ度の低下を抑制すること、後輪のグリップ度が所定以下とな つた場合にはスピン抑制制御を行うこと、前輪のグリップ度が所定以下となった場合 にはドリフトアウト抑制制御を行うこと、全輪のグリップ度が所定以下となった場合には 減速を行うこと、後輪のグリップ度が所定以下となったら前輪操舵角を切り戻すこと、 及び、後輪のグリップ度が所定以下となったら前輪のスタビライザの剛性を高めること
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[0041] ここで、上記のように、旋回制動時に 4輪のグリップ度が均一となるように制動力を 調整すると、各輪のグリップ余裕度が均一になり最適な制動力配分とすることができ る。
[0042] また、駆動輪のグリップ度を推定し、グリップ度が低レ、場合にはグリップ度の低下を 抑制すると、過剰なスリップ以前の早レ、段階でトラクシヨン制御ができる。
[0043] 更に、後輪のグリップ度が所定以下となった場合にはスピン抑制制御を行ったり、 前輪のグリップ度が所定以下となった場合にはドリフトアウト抑制制御を行うと、旋回 挙動を良好にできる。
[0044] また、全輪のグリップ度が所定以下となった場合には減速を行うと、 4輪ドリフトの検 出及び対応が可能となる。
[0045] 更に、後輪のグリップ度が所定以下となったら、即ち、オーバーステア傾向になった 場合には前輪操舵角を切り戻すと、横力を低下させてバランスさせることができる。
[0046] また、後輪のグリップ度が所定以下となったら、即ち、オーバーステア傾向となった ら、前輪のスタビライザの剛性を高めると、前輪荷重の左右差を大きくし後輪荷重の 左右差を小さくして後輪のグリップ度を高めることができる。
発明の効果
[0047] 請求項 1記載の発明は、横方向状態量及びタイヤパラメータに基づいてセルファラ イニングトルクモデル値を演算し、セルファライニングトルクとセルファライニングトノレ クモデル値との比（セルファライニング比）を演算し、セルファライニング比及び前後 方向状態量に基づレ、てタイヤのグリップ度を推定するので、グリップ度を精度よく推 定すること力 Sできる、という効果を有する。
[0048] 請求項 2記載の発明は、車輪に発生する横方向状態量 ·前後方向状態量、及びタ ィャパラメータに基づいてセルファライニングトルクモデル値を演算して、セルファラ イニング比を演算し、セルファライニング比に基づいてタイヤのグリップ度を推定する ので、グリップ度を精度良く推定することができる、という効果を有する。
[0049] 請求項 9記載の発明は、セルファライニングトルク比と、制駆動力推定手段により推 定された制駆動力と、に基づいて、車輪のグリップ度を推定するので、車両が制駆動 状態のときのグリップ度を精度よく推定することができる、とレ、う効果を有する。
[0050] 請求項 16記載の発明は、操舵状況より求めたセルファライニングトルク推定値、車 両状況から求めたセルファライニングトルクモデル値、及び制駆動力に基づいて、グ リップ度を推定するので、制駆動力の影響なくグリップ度が正確に検出できる、という 効果を有する。
[0051] 請求項 19記載の発明は、各輪毎のグリップ度を推定し、推定された各輪のグリップ 度を用いて、走行状態を制御するので、走行状態を精度よく制御することができる、と レ、う効果を有する。
図面の簡単な説明
[0052] [図 1]第 1の実施の形態に力かるグリップ度推定装置のブロック図である。
[図 2]グリップ度推定器のブロック図である。
[図 3]スリップ角演算器のブロック図である。
[図 4]スリップ角、スリップ率に対する SATの特性を示した図である。
[図 5]スリップ角を一定としたときの制駆動力と SATの関係を示したグラフである。
[図 6]制駆動力、線形モデル比とグリップ度の関係を示した図である。
[図 7]キャスタートレールを考慮した場合の制駆動力、線形モデル比とグリップ度の関 係を示した図である。
[図 8]図 8Aは、 SAT推定値の上下限を示した図であり、図 8Bは、 SAT推定値の演 算方法を説明する図である。
[図 9]図 9A及び図 9Bは、ヒステリシス特性除去の効果を説明する説明図である。
[図 10]図 10Aは、スリップ角と操舵及びアシストトルクとの関係を示した図であり、図 1
OBは、スリップ角と SAT推定値の関係を示した図である。
[図 11]SAT推定値の制動による影響を説明する説明図である。
[図 12]図 12A 図 12Cは、制動時のグリップ度推定値の真値比較した図である。
[図 13]第 3の実施の形態に力かるグリップ度推定装置のブロック図である。
[図 14]前後方向状態量演算器のブロック図である。
[図 15]グリップ度 εの SATモデノレ比 γと F / Κ との 3次元マップである。
[図 16]グリップ度 εの SATモデル比 γと F / Κ との他の 3次元マップである。
[図 17]第 4の実施の形態に力かるグリップ度推定装置のブロック図である。
[図 18]第 5の実施の形態に力かるグリップ度推定装置のブロック図である。 [図 19]図 19Aは、横荷重移動の影響を考慮した場合のドライ路旋回時のグリップ度 推定結果をグリップ度真値と比較して示したグラフであり、図 19Bは、この場合の SA Tモデル値等を示したグラフである。
[図 20]図 20Aは、横荷重移動の影響を考慮しない場合のドライ路旋回時のグリップ 度推定結果をグリップ度真値と比較して示したグラフであり、図 20Bは、この場合の S ATモデル値等を示したグラフである。
[図 21]横力演算器のブロック図である。
[図 22]図 22A 図 22Cは、路面 μ =0.45の人工低 μ路において旋回加速実験を行 つたときのグリップ度推定結果を示したグラフである。
[図 23]第 8の実施の形態に力かるグリップ度推定装置のブロック図である。
[図 24]第 9の実施の形態に力かるグリップ度推定装置のブロック図である。
[図 25]第 10の実施の形態に力かるグリップ度推定装置のブロック図である。
[図 26]第 1の応用例の構成を示す概略図である。
[図 27]第 2の応用例の構成を示す概略図である。
発明を実施するための最良の形態
[0053] 〔第 1の実施の形態〕
以下、図面を参照して、本発明の第 1の実施の形態を詳細に説明する。
[0054] 図 1に示すように、本実施の形態に力、かるグリップ度推定装置は、ドライバが図示し ない操舵系（ステアリング）を操舵する際の操舵トルクを検出する操舵トルク検出器 12 と、図示しないパワーステアリング（以下、パワステという）によるアシストトルクを検出 するアシストトルク検出器 14と、操舵トルク検出器 12により検出された操舵トルク、及 び、アシストトルク検出器 14により検出されたアシストトルクから、操舵系の摩擦を除 去して、路面とタイヤ間で発生する SATを推定する SAT推定器 16と、を備えている 。なお、 SAT推定器 16は、コンピュータで構成することができる。
[0055] また、グリップ度推定装置は、図示しない車速センサ検出及び操舵角検出センサか らの車速と操舵角などから前輪スリップ角を推定するスリップ角演算器 18と、車両の 前後加速度信号などから制駆動に伴う操舵輪の荷重変化を推定する荷重変化推定 器 20と、スリップ角推定値と荷重変化から SATのスリップ角に対する原点勾配をスリ ップ角に乗じて SATの線形モデル出力、すなわち SATモデル値を演算する SATモ デル演算器 22と、を備えている。なお、スリップ角演算器 18、荷重変化推定器 20、 及び SATモデル演算器 22は、コンピュータにより構成することができる。
[0056] 更に、グリップ度推定装置は、車両を制駆動する制駆動輪に発生する制駆動力を 推定する制駆動力推定器 24と、 SAT推定器 16により推定された SAT、 SATモデル 演算器 22により演算された SATモデル値、及び制駆動力推定器 24により推定され た制駆動力から、グリップ度を推定するグリップ度推定器 26と、を備えている。なお、 制駆動力推定器 24は、コンピュータにより構成することができる。
[0057] 図 2に示すように、グリップ度推定器 26は、 SAT推定器 16により推定された SATと 、 SATモデル演算器 22により演算された SATモデル値と、から、 SATの SATモデ ル値に対する比を SATモデル比として演算する SATモデル比演算器 28と、 SATモ デル比、制駆動力、及びグリップ度の関係を示す 3次元マップであるグリップ度マップ を記憶するメモリ 32と、 SATモデル比演算器 28により演算された SATモデル比及 び制駆動力推定器 24により推定された制駆動力と、メモリ 32に記憶された SATモデ ル比、制駆動力、及びグリップ度の関係を示すグリップ度マップと、に基づいて、ダリ ップ度を演算出力するグリップ度出力器 30と、を備えている。なお、 SATモデル比演 算器 28及びグリップ度出力器 30は、コンピュータにより構成することができる。
[0058] 図 3に示すように、スリップ角演算器 18は、上記車速センサ検出及び操舵角検出セ ンサからの車速と操舵角から車両線形モデルに基づいてスリップ角推定値を演算す るスリップ角推定器 34と、図示しない横加速度検出センサ及びョーレート検出センサ から横加速度及びョーレートを入力し、車両運動状態量から前輪の横力を演算する 横力演算器 38と、横力演算値を前輪コーナリングパワーで除算し横力演算値のスリ ップ角換算値を演算するスリップ角換算器 40と、スリップ角推定値をハイパス処理す るハイパスフィルタ 36と、スリップ角換算値をローパス処理するローパスフィルタ 42と 、ハイパスフィルタおよびローパスフィルタ処理後のスリップ角を加算し統合スリップ角 を演算する加算器 44と、を備えている。なお、上記各素子（34— 44)は、コンビユー タにより構成することができる。
[0059] 次に、本実施の形態におけるグリップ度の推定原理を説明する。 前後スリップ、横スリップを
[0060] [数 1]
数 1
κχ二 、 （制動時） (1 )
1— s s 1 -s
K x = s , K y (駆動時） （2)
Figure imgf000014_0001
[0061] ただし、 s :スリップ率、 β：スリップ角、 Κ ：スリップ角に対する横力の剛性、 Κ：スリツ β s プ率に対する前後力の剛性と定義することによって、ブラッシュモデルによるタイヤ発 生力は、次式のように簡素化されて記述できる。
[0062] [数 2]
数 2
Figure imgf000014_0002
:x = Fcos θ (4) ■ν - Fsin θ (5)
[0063] ただし、
[0064] [数 3] 数 3
Figure imgf000014_0003
[0065] である。ここで、 μ：路面摩擦係数（路面 μ )、 F :タイヤ発生力、 F：制駆動力、 F：横 力、 F：接地力であり、タイヤ発生力の方向はすべりの方向と一致すると仮定すると、
[0066] [数 4] K cos θ
K sin θ
[0067] となる。ここでは、以上の関係を用いて制駆動時の SAT記述の整理を行う。まず、準 備として (6)、（9)式を整理し、
[0068] [数 5] 数 5
3 U Fzsin Θ = ： (10)
1- s
[0069] を、また、（3)、（4)式を整理し、
[0070] [数 6] 数 6
Figure imgf000015_0001
[0071] を得る。さらに、（6)、（8)、（11)式から、
[0072] [数 7] 数 7
„ 3 F7 (Λ t a_ 3FX(1— ） _ 3FX
(12)
W。― Ks(1 - — Ks(1 + s+ 2)
[0073] を得る。
[0074] ところで、制動時の SATは、次式のように記述できることが知られている（自動車の 運動と制御、 37/39、山海堂（1992))。
[0075] [数 8] 数 8
Tsat , ¾ ト + ト + Ι Fzsin θ■ |s2
+ 2iKs S tan^ , 3 + 3^ Fz)½in Θ -cos Θ (1_10 3 +15 4— 5 ) (13) 3(1-s)2 ° 5K s s s
[0076] また、同様に駆動時の SATは、次式によって記述される。
[0077] [数 9] 数 9
「sat =十 K 1+s)tar^ ■ s2 f i/ Fzsin0 - ^s2 (1-^)2
1- s
+^-iKs(Hs)s tan β -^+ ^ Fzhs,n Θ -cos α (1 _】 Q 3 g 4 _6^5 )
(14)
[0078] (13)、（14)式より、制駆動時の SATは、スリップ角とスリップ率および路面 μの複雑 な関数であることがわかる。図 4及び図 5は、（13)、（14)式などから SATを演算した結 果を示したものである。これらの図 4及び図 5に示すように、 SATは制駆動の影響を 受けて変化し、例えばスリップ角 =0.1radの状態では、駆動力の増加に伴って SAT は初め増加するもののその後減少するというように非単調な複雑な特性を示すことが わかる。このように、 SATと制駆動力の間には複雑な関係が存在する。
[0079] 一方、 FF車への展開やアクティブブレーキ制御によって車両運動の安定化を図る VSCへの応用を考えた場合には、グリップ度推定の制駆動状態への拡張は不可欠 と考えられる。このため、本発明者は、次に説明するように、 SATのモデルを再整理 するとともに、非制駆動状態の解析で利用した線形モデル比（SATと線形モデル出 力との比）とグリップ度（1一 μ利用率)の関連 (非制駆動状態では一致)などに着目し て解析を行い、制駆動時のグリップ度の推定の可能性にっレ、て検討した。
[0080] 最初に、タイヤ単体での制駆動力と車輪の ζ軸 (鉛直方向）周りの SATに関して検 討した。即ち、スリップ率、スリップ角を前後スリップ、横スリップに置き換えて記述する と、（13)、（14)式は、何れも
[0081] [数 10] 数 10
「sat二 -2~KS /ί
Figure imgf000017_0001
2iK 3K μ Fz)½in θ - cos 0 3 +】 5 4— 5 ) {15)
3Κβ 5Κβ
[0082] と記述できる。さらに、（15)式に (10)、（11)、（12)式を用いて整理すると、
[0083] [数 11] 数 1 1
Figure imgf000017_0002
[0084] となる。ここで、グリップ度（1_ μ利用率） εは、
[0085] [数 12] 数 1 2
(17)
[0086] となることから、結局 SATは、横スリップと制駆動力およびグリップ度を用いて、 [0087] [数 13] 数 13
TSat
Figure imgf000018_0001
[0088] と記述することができる。
[0089] SATは、横スリップと制駆動力およびグリップ度によって記述できることがわかった 。これは、横スリップと制駆動力、 SATが検出できる場合のグリップ度推定の可能性 を示すものである。ここでは、非制駆動状態での解析に利用した SATの線形モデル 比（SATと SAT線形モデル出力の比）を利用してグリップ度との関連を整理し、グリツ プ度推定の検討を行う。
SATの線形モデルを、
[0090] [数 14] 数 14
■ sato = ― Ks i y
[0091] とすると、 SATの線形モデル比（セルファライニングトルク比） γは
[0092] [数 15] 数 15
Tsat _ Tsat _ 丫
Tsat。 —i-KsKy (19)
[0093] となり、（16)式より
[0094] [数 16] 数 16
1+2^+3 ^2 +4 3
5Κ 1+ , 2 (20)
'S
[0095] という関係が成立することがわかる。したがって、線形モデル比 γと前後方向状態量 である制駆動力 F (又は F /K )から (20)式に基づいてグリップ度
0
[0096] [数 17] 数 1 7
[0097] を導出することができる。
[0098] なお、上記のように、 SATモデル値 T は、横方向状態量としての横スリップ (スリップ 角） f と、タイヤパラメータとしての上記剛性 Ks及び接地長 1と、により、求められる。
[0099] 図 6は、（20)式からグリップ度を解いた、すなわち制駆動力と線形モデル比からダリ ップ度を求めて 3次元マップとして示した結果である。この図より、制駆動力、線形モ デル比とグリップ度の間には、平面に近い単調な関係が存在しており、精度の良いグ リップ度推定が期待できる。
[0100] 次に、キャスタートレール、荷重移動（変化）を考慮して検討した。
[0101] 即ち、制駆動に伴う荷重移動の影響を受けるとともにグリップ度推定で使用される 信号は、キングピン周りのトノレクの左右輪和（ハンドル軸換算値)であることを考慮す る必要がある。
[0102] ところで、荷重変化時には、接地長は荷重の平方根に比例して長くなるとともに、コ ーナリングパワー、ブレーキンダステイツフネスは荷重に比例して大きくなる、すなわ ち、
[0103] [数 18] 数 1 8
ί = ί θ ·
FzO (21 ) s二 r\sQ■
Fzo (22)
Figure imgf000019_0001
[0104] と記述できる。ただし、 0は非制駆動状態の値を表している。 [0105] また、 z軸周りの SATとキングピン周りのトルクの間には、キャスタートレールやキン グピンオフセットの影響力 次式のように記述される。
[0106] [数 19] 数 19
Tk = 1 sat + 【c「yェ【kFx (24)
[0107] ただし、 T：キングピン周りのトルク、 1：キャスタートレール、 1：キングピンオフセットで k c k
あり、キングピンオフセットの影響は左右輪で符号が異なる性質を有している。ここで 左右輪の制駆動力が一致すると仮定する場合、ハンドル軸に伝達されるトノレク Tは、
[0108] [数 20]
数 20 り gh s 3gh y、' -s 1 5gh " y ] + i + ji 2
(25)
[0109] と記述される。ただし、ここでは、タイヤ剛性と前後力に関しては、左右 2輪分の値を 改めて K、 K 、 Fと記述している。また、 gはハンドルギヤ比である。この場合、荷重 s /3
移動による接地長、コーナリングスティッフネス変化の影響を考慮した線形モデル τ s0
(ハンドル軸換算値）は、
[0110] [数 21] 数 21
Figure imgf000020_0001
[0111] であることから線形モデル比 Ίは、
[0112] [数 22] « 2 +4 3
Figure imgf000021_0001
« 2 一
(27)
[0113] と演算される。したがって、タイヤ単体で考えた場合と同様、キャスタートレールを考 慮したハンドル周りのトノレクで考察した場合も、線形モデル比 γと制駆動力 Fxから (27)式に基づいてグリップ度
[0114] [数 23] 数 23
[0115] を導出することができる。
[0116] なお、上記のように、 SATモデル値 T は、横方向状態量としての横スリップ (スリップ 角） f と、タイヤパラメータとしての上記剛性 Ks及び接地長 1と、により、求められる。
[0117] 図 7は、（27)式からグリップ度を解いた、すなわち制駆動力と線形モデル比からダリ ップ度を求めて 3次元マップとして示した結果である。図 6と比較することにより、キヤ スタートレールの存在により、制駆動力のグリップ度に及ぼす影響は小さくなることが わ力る。
[0118] 次に、前述した原理に基づいた本実施の形態に係るグリップ度推定装置の作用を 説明する。
[0119] 操舵トルク検出器 12は、ハンドルに取り付けられたトルクセンサによってドライバの 操舵する操舵トルクを検出する。アシストトルク検出器 14は、電動パワステの電流値 にトルク定数を乗じてパワステのアシストトルクを算出する。
[0120] SAT推定器 16は、操舵トルクとアシストトルクの和から操舵系の摩擦を除去して路 面とタイヤ間で発生する SATを推定する。摩擦除去の演算は、以下のロジックによつ て行う。
[0121] 図 8Aに示す 2本の直線の幅は、操舵系の摩擦によって生じたヒステリシスの大きさ を表したものであり、それぞれの直線の傾きは 1である。図 8Bは、摩擦除去演算の方 法を示すものである。操舵トルクとアシストトルクの和、スリップ角ともに 0となる直進状 態では、ヒステリシス特性は発生しておらず、このときの SAT推定値は 0を出力する。 つぎに操舵が行われ、 SATが発生した場合、 SAT推定値は、操舵トルクとアシストト ルクの和に対し K1の傾きで演算される。コンピュータ内では、離散化されたロジックに より、
[0122] [数 24] 数 24
TSAT (k+ 1 ) = TSAT (k) + K! ■ (TDA(k+ 1 ) - TDA(k)) (28)
[0123] と演算される。ただし、 T は、 SAT推定値、 Τ は、操舵トルクとアシストトルクの和で
SAT DA
ある。この傾き Kは、 1に比較して小さく設定されており、クーロン摩擦などによって操
1
舵トルクとアシストトルクの和が変動しても SAT推定値の変動は小さいことを表現する ものである。さらに、操舵が行われ、（1)による SAT推定値の演算値が図 8Bにおける A点まで達し、さらに操舵トルクとアシストトルクの和が増加する場合には、モデルの 下限に沿って次式に従って増加する。
[0124] [数 25] 数 25
TSAT (k+1 ) = TSAT (k) + TDA (k+1 ) - TDA(k) (29)
[0125] また、さらに操舵が行われて B点まで達したところで切り増しが終了し、操舵トルクと アシストトルクの和が減少し始めた場合には、傾き Kで (28)式に従って SAT推定値は
1
減少する。この領域では、操舵トルクとアシストトルクの和の変動に対し、 SAT推定値 の変動は小さくなるように設定されている。これは、旋回時の保舵状態においてドライ バの操舵力を多少変化させてもパワステシステムのクーロン摩擦などの影響によって SAT推定値には影響が現れないことを表現したものである。なお、 B点から SATの 減少によって到達した C点において再び操舵トルクとアシストトルクの和が増加する 場合には、（28)式に従レ、 B点に向かって SAT推定値は増加する。また、切戻しにより C点からさらに SAT操舵トルクとアシストトルクの和が減少し、モデル上限に達した場 合には、 SAT推定値は上限に沿って (29)式に従って減少する。このような 2種類の傾 きの設定によって図 8Bに示すヒステリシス特性が除去される。
[0126] 図 9A及び図 9Bは、高 μ路面走行時の操舵トルクとアシストトルクの和とこの値から
(1)、（2)式に基づいてヒステリシス特性を除去した SAT推定値を示したものである。摩 擦除去の効果によって、クーロン摩擦などの影響と考えられる保舵時の変動がほぼ 補償されていることがわかる。
[0127] また、図 10A及び図 10Bは、高 μ路、低 μ路の走行時のスリップ角と操舵トルクと アシストトルクの禾ロ、およびスリップ角と SAT推定値の関係を示したものである。ヒステ リシス特性が除去されていることがわかる。
[0128] 次に、スリップ角演算器 18 (図 3参照）によるスリップ角の演算を説明する。スリップ 角推定器 34は、車速と操舵角力 車両線形モデルに基づき前輪スリップ角を推定す る。スリップ角演算器 18における前輪スリップ角の推定は、車両運動の動特性を利用 し、次式の状態方程式によって推定するものである。
[0129] [数 26] 数 26
Figure imgf000023_0002
Figure imgf000023_0001
[0130] ただし、 v :横速度（m/s)、r :ョーレート (rad/s)、 a ：前輪スリップ角推定値 (rad)、 u
E
：車速 (m/s)、c、 ：前後輪コーナリングパワー（N/rad)、L、 ：前後軸重心間距離 (m)
、 M：車両質量 (kg)、 I：ョー慣性 (kgm2)、 g：ハ 実舵間ギヤ比、 Θ ：ハンドル角 である。なお、前輪のグリップ度を推定する本実施の形態においては、 cは前述の K f β と同じものである。 （30)、（31)式をサンプノレ時間てで離散化し、車速の関数として表現 すると、 [0131] [数 27]
数 27 x(k+1) = 1 0 + 0 -て u(k) +て As/u(k) x(k) +て Bs 0 (k) (32)
0 1 0 0 . αΕ0 = [1 Lf]x(k)/u(k)-0p(k)/gh (33)
[0132] ただし、
[0133] [数 28] 数 28
Figure imgf000024_0001
[0134] という形式で表現される。
横力演算器 38は、車両運動状態量から前輪の横力を演算する。前輪横力は、車体 の運動方程式
[0135] [数 29] 数 29
Figure imgf000024_0002
[0136] ただし、 Ff:前輪横力、 後輪横力を変形することによって、以下のように記述する: とができる。 [0137] [数 30]
数 30
Lr Mgy + Iz- -
(36)
[0138] ただし、
[0139] [数 31] 数 31 gy :横加速度 + m
[0140] である。
[0141] スリップ角換算器 18は、横力演算値を前輪コーナリングパワーで除算し、横力演算 値のスリップ角換算値を演算する。すなわち、
[0142] [数 32] 数 32
_FL
τ (37)
Cf
[0143] ただし、 a ：スリップ角換算値である。
T
[0144] ハイパスフィルタ 36は 1次の離散フィルタによって構成される。ところで、連続時間 でのフィルタは、次式の伝達関数によって記述される。
[0145] [数 33] 数 33
Figure imgf000026_0001
[0146] ただし、 ω ：フィルタの折れ点周波数である。この式を Tustin変換などの手法を用い
b
て変換することにより、離散時間のフィルタを設計することができる。 Tustin変換は、サ ンプリング時間を τ、時間進みオペレータを ζとした場合、
[0147] [数 34] 数 34
Figure imgf000026_0002
[0148] を (38)式に代入することによって演算でき、このときの離散時間フィルタは、
[0149] [数 35] 数 35
GH(Z) = ( r o b+2)z + r M b - 2 (39)
[0150] と記述される。また、ローパスフィルタ 42はハイパスフィルタ 36と同じ折れ点周波数を もつ 1次の離散フィルタとして構成される。連続時間でのフィルタは、
[0151] [数 36] 数 36
GL(S) = (40)
[0152] と記述され、これを Tustin変換すると、
[0153] [数 37] 数 37 n 、― て OJ b(z+1 )
Gl(z) - ( τ ω ,+2)ζ + τ ω , - 2 (41 )
[0154] と記述される。ここで設計されるハイパスフィルタ 36とローパスフィルタ 42の和は、 1と なる。これは、同一の信号をハイパスフィルタ 36とローパスフィルタ 42に入力し、これ らの出力を加算した場合、元の信号が復元されることを意味している。ここでは、低周 波数領域にドリフト誤差を含むスリップ角推定値にハイパスフィルタ処理を行いドリフ ト誤差を除去するとともに、高周波数領域にノイズや位相の遅れを含むスリップ角換 算値にローパスフィルタ処理を行い高周波領域の変動成分を除去し、これらのフィノレ タ処理後の信号を加算することによってドリフト誤差やノイズなどの影響を受けないス リップ角を演算することができる。ここでの折れ点周波数は、スリップ角換算値に含ま れる路面外乱などに伴うノイズを除去するとともに、バンク路進入時などの路面カント 変化速度に適応できるような値に設定されるものである。ハイパスフィルタおよびロー パスフィルタ処理後のスリップ角は、加算され、統合スリップ角としてグリップ度演算に 用いられる。すなわち、
[0155] [数 38] 数 38
α ι(ζ) = GH(z) ■ E(Z) + GL(z) . α τ(ζ) (42)
[0156] ただし、 α ι：統合スリップ角である。
[0157] 荷重変化推定器 20 (図 1参照）は、車両の前後加速度信号 gから操舵輪である前 輪の荷重変化後の接地荷重 Fzを次式に基づいて推定演算する。
[0158] [数 39] 数 39 hM
= fzO 一
Lf + (43)
[0159] ただし、 hは重心高、 F は前輪の静止荷重であり、
Figure imgf000028_0001
[0160] [数 40] 数 40
- _ _LrMg
"z0 二 ^ΰ (44)
[0161] である。
[0162] SATモデル値演算器 22は、統合スリップ角と荷重移動後の接地荷重から SATの スリップ角に対する原点勾配をスリップ角に乗じて SATの線形モデル出力、すなわち SATモデル値を (21)-(23)式および (26)式に基づき演算する。
[0163] グリップ度推定器 26の SATモデル比演算器 28 (図 2参照）は、 SAT推定値と SAT モデル値から SAT推定値の SATモデル値に対する比を SATモデル比として演算 する。グリップ度マップは、図 7に示す SATモデル比と制駆動力からグリップ度を出 力する 3次元マップであり、グリップ度は SATモデル比に関して単調増加で、制駆動 力（駆動力を正）に関して単調減少となることを特徴としている。
[0164] 図 11は、低/ 路における制動時と非制動時の SAT線形モデル値 (統合スリップ角 から演算）と SAT推定値の比較を行ったものである。制動によって SAT推定値が小 さくなることが確認される。
[0165] 図 12A—図 12Cは、低/ i路における制動時のグリップ度推定値の真値比較を示し たものである。グリップ度真値は、路面 μを一定 (0.35)と仮定し、前輪で発生している 前後力と横力を荷重で基準化した実績/ 値力 「グリップ度真値 = 1- μ利用率 = 1 -実績/ 値/路面 / 」として演算した値である。また、グリップ度推定値は、図 6のマツ プに基づき、制動力と線形モデル比から演算した値である。この図より、 1.7s以前の 非制動時、 1.7s以降の制動中ともにグリップ度推定が正確に実施できていることがわ かる。
[0166] 本実施の形態では、セルファライニングトルク比と、制駆動力推定器により推定され た制駆動力と、に基づいて、操舵輪のグリップ度を推定するので、車両が制駆動状 態のときのグリップ度を精度よく推定することができる。
[0167] また、本実施の形態では、操舵輪の接地長さ及び剛性を、操舵輪への荷重状態に 基づいて定めて、セルファライニングトルクモデル値を演算し、操舵輪のグリップ度を 推定するので、車両が制駆動状態のときのグリップ度をより精度よく推定することがで きる。
[0168] なお、上記実施の形態では、操舵輪の接地長さ及び剛性を、操舵輪への荷重状態 に基づいて定めて、セルファライニングトルクモデル値を演算（(21)-(23)、（26)式）して いる力 本発明はこれに限定されるものではなぐ操舵輪の接地長及び剛性は予め 定められた値として、セルファライニングトルクモデル値を演算（(19)式等）するように してもよレ、。この場合には、荷重変化推定器 20を省略するようにしてもよい。
〔第 2の実施の形態〕
次に、第 2の本実施の形態を説明する。前述した第 1の実施の形態では、操舵輪を 前 2輪とし、前輪の左右 2輪の操舵トルクからグリップ度を推定していたが、本実施の 形態では、各輪毎にグリップ度を推定するものである。なお、本例における構成は前 述した実施の形態と同様であるので、その説明を省略する。
[0169] 最初に、本実施の形態における各輪毎にグリップ度を推定する原理を説明する。
[0170] 左右 2輪の操舵トルクからグリップ度を推定する場合には、左右輪に働くキングピン オフセットに基づくトルクは相殺していたためグリップ度推定時にはこの影響を考慮す る必要はな力、つた。しかし、各輪ごとに SATを推定し、この SATとスリップ角から各輪 毎のグリップ度を推定する場合には、キングピンオフセットに基づくトルクの影響を除 去する必要がある。すなわち、ブラッシュモデルにおいて導出される z軸周りの SATと キングピン周りのトルクの間には、
[0171] [数 41] 数 41
Tk = Tsat + icFy土 ikFx (101 )
[0172] ただし、 T：キングピン周りのトルク、 1：キャスタートレール、 1 ：キングピンオフセットと レ、う関係が存在しており、キングピンオフセットと制駆動力は既知であると仮定すると
、（101)式における右辺第 3項を除去することが可能である。すなわち、キングピンオフ セットに基づくトルクの影響を除去したキングピン周りトルク T は
[0173] [数 42] 数 42
Tkc - l^k +ikr =「sat .
Figure imgf000030_0001
(102)
[0174] と記述できる。なお、接地長、コー 一、ブレー
の関数として、
[0175] [数 43]
数 43 ί = ίο . (103)
F2o
Figure imgf000030_0002
Fz0 (104) (105)
[0176] と記述される。ただし、 0は静止荷重状態の値を表している。ここで、荷重移動による 接地長、コーナリングスティッフネス変化の影響を考慮した SATモデル値 T を、
[0177] [数 44] 数 44
ίΚ,し . 61
k0 =
6 1 +丁 (106)
[0178] とすると線形モデル比 γは、
[0179] [数 45] 数 45
Figure imgf000031_0001
(107)
[0180] と演算される。したがって、各輪単位で考察した場合も、線形モデル比 Ίと制駆動力
Fxから (107)式に基づレ、てグリップ度
[0181] [数 46]
数 46
[0182] を導出することができる。
[0183] なお、上記のように、 SATモデル値 T は、横方向状態量としての横スリップ (スリップ 角） κ と、タイヤパラメータとしての上記剛性 K及び接地長 1と、により、求められる。
y s
[0184] 次に、本実施の形態における作用を説明する。
[0185] SAT推定器 16は、操舵輪のタイロッド部に貼られた歪みゲージ出力、すなわちタイ ロッド軸力にナックルアーム長を乗じてキングピン周りのトルクを SAT推定値として出 力する。
[0186] スリップ角演算器 18のスリップ角推定器 34は、車速と前後輪の実舵角から車両線 形モデルに基づき前後輪スリップ角を推定する。スリップ角演算器 18における前後 輪スリップ角の推定は、車両運動の動特性を利用し、次式の状態方程式によって推 定するものである。
[0187] [数 47] 数 47
u +
Figure imgf000032_0003
[
Figure imgf000032_0001
J
(108)
QifE= [1 Lf]/u -Θ- (109) (110)
Figure imgf000032_0002
[0188] ただし、 v:横速度（m/s)、r:ョーレート（rad/s)、 a ：前輪スリップ角推定値 (rad)、 α
fE
：後輪スリップ角推定値 (rad)、 u:車速 (m/s)、 c、 ：前後輪コーナリングパワー（ rE f r
N/rad)、し、 ：前後軸重心間距離 (m)、 M：車両質量 (kg)、 I：ョ一慣性 (kgm2)、 Θ ：
f z f 前輪実舵角、 Θ ：後輪実舵角である。 （108)、（109)、（110)式をサンプル時間てで離 散化し、車速の関数として表現すると、
[0189] [数 48] 数 48
0
x(k+1) = u(k) + τ As/u(k) x(k) + τ Β f(k)
Figure imgf000032_0004
0r(k) fE(k) = [1 Lfjx(k)/u(k)- 0f(k) (112) arE(k)=[1 -Lr]x(k)/u(k)- Θ (k) (113)
[0190] ただし、
[0191] [数 49] 数 49
Figure imgf000033_0001
-
[0192] という形式で表現される。
[0193] 横力演算器 38は、車両運動状態量から前後輪における左右 2輪分の横力を演算 する。前後輪横力は、車体の運動方程式
[0194] [数 50] 数 50
Md + ru)=Ff+Fr (114) Iz-^= LfFf-LrFr (115)
[0195] ただし、 F:前輪横力（前 2輪分の横力）、 F：後輪横力（後 2輪分の横力）を変形する f r
ことによって、以下のように記述することができる。
[0196] [数 51] 数 51
Figure imgf000033_0002
LrMgy -
F = ― (117)
· Lf+ Lr u 1
[0197] ただし、
[0198] [数 52] 数 52
gy :横加速度 ¾" +
[0199] である。
[0200] スリップ角換算器 40は、横力演算値を前後輪コーナリングパワーで除算し、横力演 算値のスリップ角換算値を演算する。すなわち、
[0201] [数 53]
数 53
απ = - ¾ - ' (1 18) — (1 1 9)
[0202] ただし、ひ ：前輪スリップ角換算値、 α =後輪スリップ角換算値である。
rT
[0203] ハイパスフィルタ 36·は 1次の離散フィルタによって構成される。ところで、連続時間 でのフィルタは、次式の伝達関数によって記述される。
[0204] [数 54] 数 54
GH(s) = " T¾V (1 20)
[0205] ただし、 ω ：フィルタの折れ点周波数である。この式を Tustin変換などの手法を用い て変換することにより、離散時間のフィルタを設計することができる。 Tustin変換は、サ ンプリング時間を τ、時間進みオペレータを ζとした場合、
[0206] [数 55] 数 55 S 一
Figure imgf000034_0001
訂正された用紙 （規則 91) [0207] を (120)式に代入することによって演算でき、このときの離散時間フィルタは、
[0208] [数 56] 数 56
Gh(z) = ( r oj b+2)z + τ ω , - 2 ( 1 21 )
[0209] と記述される。また、ローパスフィルタ 42はハイパスフィルタ 36と同じ折れ点周波数を もつ 1次の離散フィルタとして構成される。連続時間でのフィルタは、
[0210] [数 57] 数 57
GL(s) (1 22)
[0211] と記述され、これを Tustin変換すると、
[0212] [数 58] 数 58
GL(z) (123)
Figure imgf000035_0001
[0213] と記述される。ここで設計されるハイパスフィルタ 36とローパスフィルタ 42の和は、 1と なる。これは、同一の信号をハイパスフィルタとローパスフィルタに入力し、これらの出 力を加算した場合、元の信号が復元されることを意味している。ここでは、低周波数 領域にドリフト誤差を含むスリップ角推定値にハイパスフィルタ処理を行いドリフト誤 差を除去するとともに、高周波数領域にノイズや位相の遅れを含むスリップ角換算値 にローパスフィルタ処理を行レ、高周波領域の変動成分を除去し、これらのフィルタ処 理後の信号を加算することによってドリフト誤差やノイズなどの影響を受けなレ、スリツ プ角を演算することができる。ここでの折れ点周波数は、スリップ角換算値に含まれる 路面外乱などに伴うノイズを除去するとともに、バンク路進入時などの路面カント変化 速度に適応できるような値に設定されるものである。 一パス フィルタ処理後のスリップ角は、加算され、統合スリップ 度演算に用い られる。すなわち、
[0214] [数 59] 数 59 a fl(z) = GH(Z) ■ fE(z) + GL(Z) ■ Qf fr(z) (124) oi r\{z) = GH(z) ■ a rE(z) + GL(z) - rT(z) (125)
[0215] ただし、 a ：前輪統合スリップ角、 α ：後輪統合スリップ角である。なお、本実施例で
fl rl
は、左右輪のスリップ角は、一致していると仮定して前輪 2輪のスリップ角および後輪 2輪のスリップ角を導出したが、左右輪の位置の違いを考慮して 4輪独立にスリップ角 を推定しても良い。
[0216] 荷重変化推定器 20は、車両の前後加速度信号 gおよび車両の横加速度信号 gか ら各輪の荷重変化後の接地荷重 F (i=l、 2、 3、 4、 1 :左前輪、 2 :右前輪、 3 :左後輪
、 4 :右後輪)を次式に基づいて推定演算する。各輪の静止荷重
[0217] [数 60] 数 60
LrMg
FZ10 = FZ20 : (126)
Lf +
LfMg
■z30 "z40 : (127)
Lf + ΰ
[0218] からの荷重変動を とすると、車体姿勢の釣り合いから
[0219] [数 61] 数 61
△ Fi +AF2+AF3+AF4 = 0 (128)
- Lf (AFi +AF2) + Lr(AF3+AF4) = hMgx (129)
-i-(AFi -AF2) -^"(厶 F3-AF4) = hMgy (130) (131)
Figure imgf000037_0001
[0220] ただし、 h:重心高、 γ ：ロール剛性配分（前輪の負担率）、 T：前輪トレッド、 Τ：後輪
roll f r トレッドという関係が存在する。したがって、各輪の荷重変動は、（128H131)式を解く ことによって、
[0221] [数 62] 数 62
-1
1 1 1 1 0
△ F2 "Lf -U Lr し r hMgx 厶 F3 -Tf Tf -lr Tr 2hMgy
△ F4 (l- roll)Tf - (i-rra")Tf - T ro((Tr Ύ ro(|Tr 0
(132)
[0222] として求められる。
[0223] SATモデル値演算器 22は、統合スリップ角と荷重移動後の接地荷重から SATの スリップ角に対する原点勾配をスリップ角に乗じて SATの線形モデル出力、すなわち SATモデル値 T を (103)_(106)式に基づき演算する。
[0224] グリップ度推定器 26の SATモデル比演算器 28は、キングピン周りのトルクである S AT推定値 T力 キングピンオフセットに基づくトルクの影響を (102)式のように制駆動
k
力を利用して除去し、このキングピンオフセットに基づくトルクの影響を除去した SAT 推定値 T の SATモデル値 T に対する比を SATモデル比として演算する。
kc s0
[0225] グリップ度マップは、 SATモデル比と制駆動力からグリップ度を出力する 3次元マツ プであり、グリップ度は SATモデル比に関して単調増加で、制駆動力（駆動力を正） に関して単調減少となることを特徴としている。
[0226] なお、本実施例では、左右輪が同じ角度で操舵される 4輪操舵車両を示したが、本 技術は 4輪が独立に操舵される車両でもスリップ角を各輪毎に推定演算するなどによ つて応用が可能である。また、後輪の取り付けられている複数のサスペンションリンク に歪みゲージを貼り、後輪で発生する z軸周りのトノレクを推定することによって後輪に 操舵機構を有しない車両への応用も可能である。
〔第 3の実施の形態〕
次に、第 3の実施の形態を説明する。
[0227] 図 13に示すように、本実施の形態に力、かるグリップ度推定装置は、前述した第 1の 実施の形態（図 1参照）の構成と同一の部分があるので、同一部分には同一の符号 を付してその説明を省略し、異なる部分について説明する。即ち、本実施の形態に 力、かるグリップ度推定装置は、第 1の実施の形態（図 1参照）におけるスリップ角演算 器 18に代えて横力検出器 180を備え、荷重変化推定器 20を備えておらず、前後方 向状態量演算器 240を備え、前後方向状態量演算器 240は、グリップ度推定器 26 ばかりではなぐ SATモデル値演算器 22にも接続されている。なお、横力検出器 18 0は、コンピュータにより構成することができる。
[0228] 図 14に示すように、前後方向状態量演算器 240は、エンジン出力及びブレーキ油 圧に基づいて、制駆動力を推定する制駆動力推定器 42と、制駆動力推定器 42から 出力された制駆動力を前輪コーナリングパワーで除算して前後方向状態量 (F I K β
)を演算する除算器 244と、を備えて構成されている。なお、制駆動力推定器 42及び 除算器 244は、コンピュータにより構成することができる。
[0229] 次に、本実施の形態に力かる制駆動時のグリップ度の演算原理を説明する。
[0230] まず、横力は、
[0231] [数 63] 数 63
(201 ) [0232] と表され、この横力を用いると、（16)式は、
[0233] [数 64] 数 64
Figure imgf000039_0001
[0234] となる。
z軸周りの SATとキングピン周りのトルクの間には、キャスタートレールやキングピンォ フセットの影響力 S、次式のように記述される。
[0235] [数 65] 数 65
Tk = Tsat + I FX (203)
[0236] ただし、 T：キングピン周りのトルク、 1：キャスタートレール、 1 ：キングピンオフセット であり、キングピンオフセットの影響は左右輪で符号が異なる性質を有している。ここ で左右輪の制駆動力が一致すると仮定する場合、ハンドル軸に伝達されるトノレク Tは
[0237] [数 66] 数 66
Ts = (204)
Figure imgf000039_0002
[0238] と記述される。ただし、 gはステアリングギヤ比であり、また以降の記述では対象となる 前輪の左右 2輪分の制駆動力、横力をそれぞれ F、 Fと記述する。なお、ここでは、 左右の制駆動力が一致するものと仮定したが、左右の制駆動力に差が生じた場合に は、制駆動力差によって生じるトノレクをあらかじめ補償することによって制駆動力差補 償後のハンドルトルクとして (204)式のハンドルトルクを導出することができる。また、こ こでは、キャスタートレールによって生じるトルクを含めたハンドルトルクを導出してレヽ る力 キャスタートレールによって生じるトルクは横力に比例するものであり、グリップ 状態に関わらずこの値を推定することが可能である。このため、キャスタートレール分 のトノレクをあら力、じめ補償してもよレ、。この場合には、キャスタートレール補償後のハ ンドルトノレク T は、
[数 67] 数 67
Figure imgf000040_0001
[0240] と記述できる。
[0241] また、ここでは、（204)式において、グリップ度 = 1を仮定した値
[0242] [数 68] 数 68 sO (206)
6gh 8h 3gh K «
[0243] を SATモデル値とする。ここで、（204)式と (206)式の比を SATモデル比 γ、すなわち
[0244] [数 69]
数 69
Figure imgf000040_0002
[0245] とすると、
[0246] [数 70] 数 70
:++ +τ 卜 (1+ + 2) 2=+ 3 2 )+'" W)2
Figure imgf000041_0001
'1¾,(1+2 +3 2+4
(208)
[0247] という関係が成立する。したがって、（208)式の関係を利用することによって SATモデ ノレ比 γと F/K 力らグリップ度
.、■ β
[0248] [数 71]
数 71 ·
[0249] を導出することができる。
なお、上記のように、 SATモデル値は、横方向状態量としての横力 Fyと前後方向状 態量 (F/K )とを用いて求められる。
[0250] 図 15は、（208)式をグリップ度 ε = έ s 3について解いた結果を SATモデル比 γと F /
Κ の 3次元マップとして示したものである。このような 3次元マップを予め用意してお a
けば、（208〉式を解く必要はなぐ γと F/1く 力 容易にグリップ度を求めることができ る。また、このマップは、 SA丁モデル比に関して単調増力!]、 F/K に関して単調減少 であり、さらに F/ Κ に関する単調減少の勾配は SA丁モデル比が大きいほど小さく なり SATモデル比が 1のときには勾配 =0、すなわち増力 Dも減少もしないという特徴を もっている。また、 F / 1く に関する変化を無視すれば、すなわち図 15において F I K =0の軸上の値を利用することにより、 SATモデル比のみ力もグリップ度を概略推定 β
することも可能である。
[0251] 次に、前述した原理に基づいた本実施の形態に係るグリップ度推定装置の作用を 説明する。
[0252] 前述したように、操舵トルク検出器 12はドライバの操舵する操舵トルクを検出し、ァ シストトルク検出器 14はアシストトルクを算出し、 SAT推定器 16は、本実施の形態で
訂正された用紙 （規則 91) は、操舵トルクとアシストトルクの和力 ハンドル軸に伝達されるトノレク Tを (204)式より 推定する。横力検出器 180は横力を検出する。
[0253] 前後方向状態量演算器 240の制駆動力推定器 42は、エンジン出力及びブレーキ 油圧に基づいて、制駆動力を推定し、除算器 244は、制駆動力推定器 42から出力 された制駆動力を前輪コーナリングパワーで除算して前後方向状態量 (F / 1く ）を 演算する。
[0254] SATモデル値演算器 22は、前後方向状態量演算器 240から出力された前後方向 状態量 (F / 1く ）、横力検出器 180により検出された横力 F、ステアリングギア比 g、 キャスタートレール 1、接地長 1を用いて上記 (206)式より、 SATモデル値 Tを演算す る。 '
[0255] 本実施の形態に力かるグリップ度推定器 26は、 SAT推定器 16により推定されたト ルク T ((204)式)と、 SATモデル値演算器 22 により推定された SATモデル値 T ( (206)式）と、の比である SATモデル比 yを、上記 (207)式より演算する。
[0256] そして、グリップ度推定器 26は、演算した SATモデル比 y及び前後方向状態量演 算器 240から出力された前後方向状態量 (F / !く ；)を用いて、上記マップ (図 15参 照）から、グリップ度 ε = 3を推定する。なお、マップに代えて、データテーブルや関 係式を記憶して用いるようにしてもよい。
[0257] ところで、前述して例では、キャスタートレ一ル補償前のハンドルトルク Τを用いてグ リップ度を推定しているが、本発明はこれに限定されるものではなぐキャスタートレー ノレ補償後のハンドルトルク Τ を利用して推定することも可能である。この場合、キャス タートレール補償後のハンドルトルクを記述した (205)式において、グリップ度 = 1を仮 定した値
[0258] [数 72] 数 72 丁 +¾' Fy (209)
[0259] を SATモデル値とする。ここで、（205)式と (209)式の比を SATモデル比 γ、すなわち
訂正された用紙 （規則 91) 2004/007273
41
[0260] [数 73] 数 73
Ύ = (210)
TscO
[0261] とすると、
[0262] [数 74] 数 74 4 )
Figure imgf000043_0001
(211)
[0263] という関係が成立する。したがって、この場合も (211)式の関係を利用することによって SATモデル比 γと F / K 力 グリップ度を導出することができる。
[0264] 図 16は、（211)式をグリップ度 ε = について解いた結果を SATモデル比 γと F I
Κ の 3次元マップとして示したもめである。図 15と同様、このような 3次元マップをあら e .
力^ め用意しておけば、（211)式を解く必要はなぐ γと F / Κ 力 容易にグリップ度 を求めることができる。なお、図 16は SATモデル比 = 1、 F / Κ =-0.25で常にグリツ プ度 = 1となり、この値力 SATモデル比が小さくなるのに、また F / K が大きくなる 、
のにしたがってグリップ度は小さくなる、即ち、グリップ度は SATモデル比に関して単 調増加し、かつ F /K に関して単調減少であるという特徴をもっている。さらに、図 1 6は、接地長などの車両パラメ一タを含んでおらず、キャスタートレ一ル補償後のハン ドルトルクを利用してグリップ推定を行う場合.、車両諸元が変更された場合にも常に 同一の 3次元マップを使用できるという特徴力 ¾る。
[0265] とこ で、 SATモデル値は、（206)式から求められるが、上記例では、スリップ角に対 する横力の剛性 K を含めて、前後方向状態量 (F /K )として求めているので、 SA Tモデル値は、横力、前後方向状態量 (F /1く )、及び接地長から演算することにな る。しかし、スリップ角に対する横力の剛性 1く をパラメ一タとして极えば、横力、制駆
訂正された用紙 （規則 91) 動力 F、ノ ラメータとしての K 、接地長からセルファライニングトルクモデル値を演算 することになる。
〔第 4の実施の形態〕
次に、第 4の実施の形態を説明する。
[0266] 図 17に示すように、本実施の形態に力、かるグリップ度推定装置は、前述した第 3の 実施の形態（図 13参照）の構成と同一の部分があるので、同一部分には同一の符号 を付してその説明を省略し、異なる部分について説明する。即ち、本実施の形態に 力、かるグリップ度推定装置は、第 3の実施の形態（図 13参照）における横力演算器 1 80に代えて図 1に示したスリップ角演算器 18を備えている。
[0267] 次に、本実施の形態に力かる制駆動時のグリップ度の演算原理を説明する。
ハンドル軸に伝達されるトルク Τは、横スリップと制駆動力および ξ を用いて、
[0268] [数 75] 数 75
Ts = -^ Ks /. y¾3 _ . Ks /<: y(1+ + ¾2)
°Sh Κβ 1 + ^ + ^ 2
(301 )
[0269] と記述することができる。また、ここでは、（301)式において、グリップ度 = 1を仮定した 値
[0270] [数 76] 数 76
Ts0=- {¾；； W ^" K 002)
[0271] (302)
を SATモデル値とする。即ち、 SATモデル値は、前後方向状態量としての F /K は制駆動力 F )、及び横方向状態量としての横スリップ κ 力、らも求められる。
[0272] ここで、（301)式と (302)式の比を SATモデル比 γ、すなわち、 [0273] [数 77] 数 77
Ύ
TsO (303)
[0274] とすると、
[0275] [数 78] 数 78
'丄
c +13L ) γ(]
Κβ>L +ξ + 2)=丄^ 3(1 + + 2) +_k(l+ + 2)2 6 j ί ?s s 6 gs Ss Ss Cs )
+ + (1« s2+4 3)
(304)
[0276] という関係が成立する。したがって、（304)式の関係を利用することによって SATモデ ノレ比 γと F/K 力らグリップ度
[0277] [数 79] 数 79
[0278] を導出することができる。
[0279] 次に、本実施の形態の方法を説明する。なお、前述した実施の形態と同様な作用 部分について省略し、異なる作用部分について説明する。
[0280] SATモデル値演算器 22は、前後方向状態量演算器 240から出力された前後方向 状態量 (F/ K )、スリップ角演算器 18により検出された横スリップ/ c 、ステアリング
β
ギア比 g、キャスタートレール 1、接地長 1を用いて上記 (302)式より、 SATモデル値 T を演算する。
[0281] 本実施の形態に力かるグリップ度推定器 26は、 SAT推定器 16により推定されたハ ンドル軸に伝達されるトルク T ((301)式）と、 SATモデル値演算器 22により推定され た SATモデノレ値 T ((302)式）と、の比である SATモデル比 γを、上記 (303)式より演 算する。 .
[0282] そして、グリップ度推定器 26は、演算した SATモデル比 Ί、前後方向状態量演算 器 240から出力された前後方向状態量 (F / Iく ）、及びキャスタートレール 1、接地長 1を用いて、（304)式から、グリップ度 ε = 3を推定する。なお、この場合も、（304)式に 代えて、グリップ度 εと、 SATモデノレ比 γ及び前後方向状態量 (F / Κ )と、の関係
>； β
を示すマップ、データテーブル、及び関係式を予め求めておき、グリップ度 ε = 3を 推定するようにしてもよい。
〔第 5の実施の形態〕
次に、第 5の実施の形態を説明する。
[0283] 図 18に示すように、本実施の形態に力かるグリップ度推定装置は、前述した第 3の 実施の形態（図 13参照）の構成と略同一なので、同一部分には同一の符号を付して その説明を省略し、異なる部分について説明する。即ち、本実施の形態に力かるダリ ップ度推定装置においては、前後方向状態量演算器 240は SA丁モデノレ値演算器 2
2にのみ接続されている。
[0284] 次に、本実施の形態に力かる制駆動を伴わない領域におけるグリップ度の演算原 理を説明する。
制駆動を伴わない領域では、ハンドル軸に伝達されるトノレク Τは、横力および ξを用 いて、
[0285] [数 80] 数 80
Figure imgf000046_0001
(311)
[0286] と記述することができる。また、ここでは、（311)式において、グリップ度 = 1を仮定した 値
[0287] [数 81]
訂正された用紙 （規則 91) 数 81
Figure imgf000047_0001
[0288] を SATモデル値とする。即ち、 SATモデル値は、横方向状態量としての横力 Fと所 y 定のタイヤパラメータ (接地長 1)を用いて求められる。
[0289] ここで、（311)式と (312)式の比を SATモデル比 γ、すなわち、
[0290] [数 82] 数 82
Ύ
TsO (313)
[0291] とすると、
[0292] [数 83] 数 83
6 バ 1 + + 2 ) = + 3+【c (1 + s + 2 ) (314)
[0293] という関係が成立する。したがって、（314)式の関係を利用することによって SATモデ ノレ];匕 γ力、らグリップ度
[0294] [数 84] 数 84
Figure imgf000047_0002
[0295] を導出することができる。
[0296] 次に、本実施の形態の方法を説明する。なお、前述した実施の形態と同様な作用 部分について省略し、異なる作用部分について説明する。
[0297] SATモデル値演算器 22は、横力検出器 180により検出された横力 F、ステアリン y
グギア比 g、キャスタートレール 1、接地長 1を用いて上記 (312)式より、 SATモデル値 T h c を演算する。
sD
[0298] 本実施の形態にかかるグリップ度推定器 26は、 SAT推定器 16により推定された S AT (丁 (311)式)と、 SATモデノレ値演算器 22 により推定された SATモデル値 T ( (312)式)と、の比である SATモデル比 γを、上記 (313)式より演算する。 .
[0299] そして、グリップ度推定器 26は、演算した SATモデル比 γ、キャスタートレーノレ 1、 接地長 1を用いて、（314)式から、グリシプ度 ε 3を推定する。なお、この場合も、 . (314)式に代えて、グリップ度 £と SATモデノレ比 γとの関係を示すマシプ、デ一タテ —プル、及び関係式を予め求めておき、グリシプ度 £ = ξ s 3を推定するようにしてもょレ、
〔第 6の実施の形態〕
次に、第 6の実施の形態を説明する。なお、本実施の形態に力かるグリップ度推定 - 装置は、前述した第 1の実施の形態 (図 1参照）の構成と同一なので、その説明を省 . '赂する。
[0300] 次に、本実施の形態におけるグリップ度の演算原理を説明する。
[0301] まず、左右輪の制駆動力が一致すると仮定する場合、ハンドノレ軸に伝達されるトノレ ク Tは、
[0302] [数 85]
訂正された用紙 （規則 91) 数 85
)
Figure imgf000049_0001
(401 )
[0303] と記述される。ただし、接地長、タイヤ剛性に関する 1、 rの添え字は、左右輪を意味し ている。また、 F は、前軸の静止荷重（前輪 2輪分の静止荷重）、 Fは、前後荷重移 動を考慮した前軸荷重 (前輪 2輪分の荷重）、 は、前輪左右輪の荷重変動量で ある。ただし、 A Fは、前輪左右輪の荷重変動量であり、横加速度信号 gとロール剛
z y
性配分 (前輪の負担率） Ύ および前輪トレッド下から
roll f
[0304] [数 86] 数 86
(402)
Tf
[0305] と近似することができる。ただし、 | g I は gの絶対値をあらわしている。この場合、
y y
SATモデル値 T は、
sO
[0306] [数 87] 数 87
Figure imgf000050_0001
[0307] と記述できる。即ち、 SATモデル値 T は、横方向状態量としての横スリップ 、左右 荷重変化量 AFを用いて求める。
[0308] このとき、線形モデル比 γは、
[0309] [数 88] 数 88
Figure imgf000050_0002
2/c Fzf
32 = (406)
3 Fzfo
Fzf +ΔΡΖ +」 - AF7
a3 = (407)
5Κβ0 iF2f0
[0310] と演算される。したがって、線形モデル比 と制駆動力 Fから (404)-(407)式に基づレ '
[0311] [数 89] 数 89
(408) [0312] を導出することができる。
[0313] 次に、本実施の形態に係るグリップ推定装置の作用を説明する。なお、本実施の形 態に係るグリップ推定装置の作用は、前述した第 1の実施の形態の作用と同一の部 分があるので、異なる部分を説明する。
[0314] SATモデル値演算器 22は、スリップ角演算器 18により演算された横スリップ κ: と
y 荷重変化推定器 20により推定された左右荷重変化量 Δ Fzから SATの線形モデル 出力、すなわち SATモデル値を (403)式に基づき演算する。
[0315] グリップ度推定器 26の SATモデル比演算器 28は、 SAT推定値と SATモデル値 力 SAT推定値の SATモデル値に対する比 Ίを (404)式から SATモデル比として演 算する。そして、グリップ度出力器 30は、線形モデル比 γと制駆動力 Fから
(404)_(407)式に基づいてグリップ度を演算する。なお、この場合も、（404)_(407)式に 代えて、グリップ度 εと、 SATモデル比 及び前後方向状態量 (制駆動力 F )と、の 関係を示すマップ、データテーブル、及び関係式を予め求めておき、グリップ度を推 定するようにしてもよい。
[0316] 図 19A及び図 19Bは、 SATモデル値（図 19B参照）を (403)式に基づき横荷重移 動 A Fを考慮して設定したときのドライ路旋回時のグリップ度推定結果（図 19A参照 z
)をグリップ度真値と比較して示したものである。
[0317] 図 20A及び図 20Bは、横荷重移動の影響を考慮せず、 SATモデル値（図 20B参 照）を
[0318] [数 90] 数 90
3
f Fzf ) 2 2 icKs0Fzf
κ、 (41 1 )
3gh l Fzf0J ghFzf0
[0319] と設定したときのドライ路旋回時のグリップ度推定結果（図 20A参照）をグリップ度真 値と比較して示したものである。グリップ度真値は、路面 μを一定 (0.9)と仮定し、前 輪で発生している前後力と横力を荷重で基準化した実績 μ値力も「グリップ度真値 = 1- μ利用率 = 1_実績 μ値 Ζ路面 μ」として演算した値である。 [0320] 図 19A及び図 19Bと図 20A及び図 20Bとの比較から、横荷重移動の影響を考慮 することによってグリップ度推定の精度が向上していることがわかる。
〔第 7の実施の形態〕
次に、第 7の実施の形態を説明する。
[0321] 本実施の形態にかかるグリップ度推定装置は、前述した第 3の実施の形態（図 13 参照）の構成と同一の部分があるので、同一部分には同一の符号を付してその説明 を省略し、異なる部分について説明する。即ち、図 21に示すように、本実施の形態に 力、かるグリップ度推定装置の横力演算器 180は、車速と操舵角から車両線形モデル に基づレ、て前輪の横力推定値を演算する横力推定器 340と、横力推定値をハイパ ス処理するハイパスフィルタ 360と、車両運動状態量から前輪の横力を演算する横 力演算器 380と、横力換算器 400と、横力演算値をローパス処理するローパスフィル タ 420と、ハイパスフィルタおよびローパスフィルタ処理後の横力を力卩算し統合横力を 演算する加算器 440と、を備えている。なお、各素子（340— 440)は、コンピュータ により構成すること力 Sできる。
[0322] 次に、本実施の形態に係る SATモデル値の演算原理を説明する。
接地長は荷重の平方根に比例して長くなるとともに、各輪のコーナリングパワー、横 力は荷重に比例して大きくなる、すなわち、
[0323] [数 91] 数 91
Figure imgf000052_0001
[0324] と記述できる。ただし、添え字の 0は非荷重移動状態を 1、 rはそれぞれ左輪、右輪の 値であることを表している。このため、このような荷重移動の影響を SATモデル値演 算時に考慮することによってグリップ度推定の精度向上が期待できる。 [0325] ここでは、（500H502)式の仮定にカ卩え、左右輪の制駆動力は一致する、すなわち [0326] [数 92] 数 92
Figure imgf000053_0001
[0327] と仮定すると、左右 2輪分の SATの合計である SATモデル値（高グリップ状態の操 トルク）は、
[0328] [数 93] 数 93
く山 Fy( Fxr( r" vr s0-' — -(((Fy,+irFyr )+ic(Fvl +Fyr ) +—
Figure imgf000053_0002
(504)
Figure imgf000053_0003
[0329] と記述できる。また、キャスタートレールを補償した後の操舵軸トルクを利用する場合 には、 SATモデル値は、
[0330] [数 94] 数 94
Figure imgf000053_0004
[0331] と記述できる。（504)または (505)式のように SATモデル値の導出の際に荷重移動の 影響を考慮することによって、グリップ度推定の精度向上が期待できる。
[0332] 次に、本実施の形態の作用を説明する。 SAT推定器 16は、操舵トルクとアシストトルクの和から操舵系の摩擦を除去して路面 とタイヤ間で発生する SATを推定する。なお、左右輪の制駆動力に差がある場合に は、制駆動力差によって生じるトノレクを減じる補償を実施後に摩擦除去を行う。すな わち、摩擦除去前の SATを
[数 95] 数 95
Tfric = Tsw + Tma - ik△ Fx (506)
[0334] に基づき演算し、求められた T に対して摩擦除去演算（第 1の実施の形態と同様)を 実施し、 SAT推定値 T は操舵トルク
Figure imgf000054_0001
、T はアシストトルク、 A Fは制駆動力左右輪差、 1はキングピンオフセットである。横 ma k
力演算器 180における横力推定器 340は、車速と操舵角から車両線形モデルに基 づき前輪横力を推定する。ここで、前輪横力の推定は、車両運動の動特性を利用し 、次式の状態方程式によって推定するものである。
[0335] [数 96] 数 96 d Γν" 0 一 1
dt kj 0 0
Figure imgf000054_0002
(507)
Figure imgf000054_0003
[0336] ただし、 v:横速度 (m/s)、r:ョーレート (rad ）、 Fy：前輪横力推定値 (N)、 u :車速（ m/s)、 c、 ：前後輪コーナリングパヮ rad)、し、 ：前後軸重心間距離 (m)、 M：車 両質量 (kg)、 I：ョー慣性 (kgm2)、g：ハンドル実舵間ギヤ比、 Θ ：ハ 角である c なお、前輪コーナリングパワー cは、前述の K と同じものである。 （507)、（508)式をサ ンプル時間 τで離散化し、車速の関数として表現すると、
[0337] [数 97] 数 97
x(k+1 ) 1 0 0 -て u(k)+て As/u(k) x(k) +て Bs 0 p(k) (509)
0 1 0 0
FfE(k) = -cf[l Lf ]x(k)/u(k)+cf Θ p(k)/gh (510) ：だし、
As =
Figure imgf000055_0001
[0338] という形式で表現される。
横力演算器 380は、車両運動状態量から前輪の横力を演算する。前輪横力は、車 体の運動方程式
[0339] [数 98] 数 98
Figure imgf000055_0002
[0340] ただし、 F ：前輪横力、 F ：後輪横力を変形することによって、以下のように記述する yf yr
こと力 sできる。
[0341] [数 99] 数 99
Lf + Lr d (51 3) ただし、
dv
gy：横加速度 +
[0342] である。横力換算器 400は、（513)式に基づいて横力を演算し、横力演算値 F として
Figure imgf000056_0001
出力する。
ハイパスフィルタ 360は 1次の離散フィルタによって構成される。ところで、連続時間 でのフィルタは、次式の伝達関数によって記述される。
[0343] [数 100] 数 100
(514)
GH(s)
[0344] ただし、 ω ：フィルタの折れ点周波数である。この式を Tustin変換などの手法を用い
b
て変換することにより、離散時間のフィルタを設計することができる。 Tustin変換は、サ ンプリング時間を τ、時間進みオペレータを ζとした場合、
[0345] [数 101] 数 1 01
Figure imgf000056_0002
[0346] を (514)式に代入することによって演算でき、このときの離散時間フィルタは、
[0347] [数 102] 数 1 02
2(z-1 )
GH(z) = (51 5)
( τ o) b+2)z + r wb - 2
[0348] と記述される。また、ローパスフィルタ 420はハイパスフィルタ 360と同じ折れ点周波 数をもつ 1次の離散フィルタとして構成される。連続時間でのフィルタは、
[数 103] 数 1 03
GL(S) = (51 6)
S+ 60 b
[0350] と記述され、これを Tustin変換すると、
[0351] [数 104] 数 1 04
τ gj b(z+1 )
GL(z) = (51 7)
(て o> b+2)z + r W - 2
[0352] と記述される。ここで設計されるハイパスフィルタ 360とローパスフィルタ 420の和は、 1となる。これは、同一の信号をハイパスフィルタ 360とローパスフィルタ 420に入力し 、これらの出力を加算した場合、元の信号が復元されることを意味している。ここでは 、低周波数領域にドリフト誤差を含む横力推定値にハイパスフィルタ処理を行いドリフ ト誤差を除去するとともに、高周波数領域にノイズや位相の遅れを含む横力演算値 にローパスフィルタ処理を行い高周波領域の変動成分を除去し、これらのフィルタ処 理後の信号を加算することによってドリフト誤差やノイズなどの影響を受けない横力を 演算することができる。ここでの折れ点周波数は、横力演算値に含まれる路面外乱な どに伴うノイズを除去するとともに、バンク路進入時などの路面カント変化速度に適応 できるような値に設定されるものである。ハイパスフィルタおよびローパスフィルタ処理 後の横力は、加算され、統合横力としてグリップ度演算に用いられる。すなわち、
[0353] [数 105] 数 1 05
Fyi(z) = GH(z) , FyE(Z) + GL(z) ■ Fyc(Z) (51 8)
[0354] ただし、 F ：統合横力である。 [0355] 前後方向状態量演算器 240は、エンジン出力トルク T にギヤ比 g、デフ比 gを乗じ eng e d るとともにタイヤ有効半径 rで除算して求めた駆動力とブレーキ油圧 Pに定数 k を w b brake 乗じて求めた制動力をカ卩えて前輪で発生する制駆動力 Fxを
[0356] [数 106] 数 106
gegd
「w ''eng - kbrake (51 9)
[0357] と求め、さらに前輪コーナリングパワー基準値で除算し、前後方向状態量 F / K
|3 0 て出力する。
[0358] SATモデル値演算器 22は、横方向状態量 F、状態量前後方向状態量 F I K \Z yl χ ι3 0 基づき SATモデル値を以下のように演算する。
[0359] [数 107] 数 107
FyI (520)
Figure imgf000058_0001
ただし、
Figure imgf000058_0002
[0360] である。
[0361] グリップ度推定器 26の SAT比演算器 28は、 SAT推定値 Tと SATモデル値 T の
S SO
比を次式のように演算し、 SATモデル比 γとして出力する。
[0362] [数 108] 数 1 08
Figure imgf000058_0003
[0363] グリップ度出力器 30は、 SATモデル比 γと前後方向状態量 Fx/ K から 2次元マツ
IS O プ等（前述した第 3の実施の形態参照）に基づいてグリップ度を演算する。
[0364] 図 22A—図 22Cは、路面/ i =0.45の人工低 μ路において旋回加速実験を行ったと きのグリップ度推定結果を示したものである。この実験では、図 22Α—図 22Cにおい て 2sの時に操舵し、 3sの時に 0.1G相当の加速を行っており、加速度と既知の路面 μ 値 (=0.45)から求めたグリップ度真値と推定値は、良レ、一致が見られる。
〔第 8の実施の形態〕
次に、第 8の実施の形態を説明する。
本実施の形態にかかるグリップ度推定装置は、前述した第 3の実施の形態（図 13参 照）の構成と同一の部分があるので、同一部分には同一の符号を付してその説明を 省略し、異なる部分について説明する。即ち、図 23に示すように、本実施の形態に 力、かるグリップ度推定装置は、第 3の実施の形態（図 13参照）における、操舵トルク検 出器 12、アシストトルク検出器 14、 SAT推定器 16、前輪の横力を演算する横力演 算器 180、前輪の前後方向状態量を演算する前後方向状態量演算器 240、 SATモ デル値演算器 22、及び前輪のグリップ度を推定するグリップ度推定器 26を備えてい る。
[0365] また、本実施の形態に力かるグリップ度推定装置はさらに、路面摩擦係数 (路面/ ) を演算する路面摩擦係数演算器 100、後輪の制駆動力を演算する制駆動力演算器 540、後輪の横力を演算する横力演算器 182、及び後輪のグリップ度を推定するダリ ップ度推定器 126を備えている。なお、路面摩擦係数演算器 100、横力演算器 182 、及びグリップ度推定器 126は、コンピュータにより構成されることができる。
[0366] 次に、本実施の形態における作用を説明する。なお、本実施の形態における作用 は、前述した第 3の実施の形態の作用と同一の作用部分があるので、同様な作用部 分について省略し、異なる作用部分について主として説明する。
[0367] 前述した第 3の実施の形態のように、グリップ度推定器 26は、前輪のグリップ度を推 定する。路面摩擦係数演算器 100は、路面摩擦係数 (路面 μ )を次にようにして演算 する。即ち、路面 μを、前輪のグリップ度 ε と前輪の制駆動力 F、横力 Fおよび前輪
f xf yf
荷重 Wから
f
[0368] [数 109] 数 1 09
[0369] から演算する。なお、前輪の制駆動力 Fは、前後方向状態量演算器 240における制 xf
駆動力推定器 42 (図 14参照）から求められる。
制駆動力演算器 540は、後輪の制駆動力 F を演算し、横力演算器 182は、後輪の xr
横力 F を演算する。そして、グリップ度推定器 126は、本実施の形態では、前後輪の yr
路面 μが同一と仮定して、路面摩擦係数演算器 100により演算した路面摩擦係数 μ 、後輪の制駆動力 F 、横力 F および後輪荷重 Wから
xr yr r
[0370] [数 110] 数 1 1 0
Figure imgf000060_0001
[0371] 力 演算する。
〔第 9の実施の形態〕
次に、第 9の実施の形態を説明する。
本実施の形態にかかるグリップ度推定装置は、前述した第 8の実施の形態（図 23参 照）の構成と同一の部分があるので、同一部分には同一の符号を付してその説明を 省略し、異なる部分について説明する。即ち、図 24に示すように、本実施の形態に 力かるグリップ度推定装置は、第 8の実施の形態（図 23参照）における、路面摩擦係 数演算器 100を省略し、横力演算器 180、前後方向状態量演算器 240における制 駆動力推定器 42 (図 14参照）、及びグリップ度推定器 26は、グリップ度推定器 126 に接続されている。
[0372] 次に、本実施の形態における作用を説明する。なお、本実施の形態における作用 は、前述した第 8の実施の形態の作用と同一の作用部分があるので、同一の作用部 分の説明を省略し、異なる作用部分について主として説明する。 [0373] グリップ度推定器 126は、以下のように後輪のグリップ度を推定する。即ち、前後輪 の路面 μが同一という仮定に加え、前後輪の横力の比が前後輪の荷重の比に一致 する、すなわち
[0374] [数 111] 数 1 1 1
Figure imgf000061_0001
Wf： W, (603)
[0375] と仮定すると、
[0376] [数 112] 数 1 12
Wr
yr Fxf (604)
Wf
[0377] となり、このときの後輪グリップ度は、
[0378] [数 113] 数 1 13
, Wf 2Fxr 2 + Wr 2Fyf 2
-- / Wr2Fxf 2 + Wr2F ト ) (605)
[0379] と表される。即ち、グリップ度推定器 126は、前輪のグリップ度 ε 、前輪の制駆動力 F
f
、前輪の横力 Fおよび前輪荷重 W、後輪荷重 W、後輪の制駆動力 F 、及び、後輪 xr yf f r xr
の横力 Fから、後輪グリップ度 ε を (605)式より演算する。
yr r
〔第 10の実施の形態〕
次に、第 10の実施の形態を説明する。
本実施の形態にかかるグリップ度推定装置は、前述した第 9の実施の形態（図 24参 照）の構成と同一の部分があるので、同一部分には同一の符号を付してその説明を 省略し、異なる部分について説明する。即ち、図 25に示すように、本実施の形態に 力かるグリップ度推定装置は、第 9の実施の形態（図 23参照）における、後左輪、後 右輪についてそれぞれ、横力演算器 182R、 182L、制駆動力推定器 52R、 52L、 及びグリップ度推定器 126R、 126Lを備えている。
[0380] 次に、本実施の形態における作用を説明する。なお、本実施の形態における作用 は、前述した第 10の実施の形態の作用と同一の作用部分があるので、同一の作用 部分の説明を省略し、異なる作用部分について主として説明する。
[0381] 左右輪の路面 μがー致していると仮定すると、各輪毎のグリップ度 ε 、
ε 、 ε 、 ε (添え字 fl、 fr、 rl、 rrは、それぞれ左前、右前、左後、右後を表している) fr rl rr
は、各輪の制駆動力（前後力） F 、 F 、 F 、 F 、横力 F 、 F 、 F 、 F 、荷重 W
xfl xtr xrl xrr yfl yfr yrl yrr i
、 w、 w、 wを用いて、
fr rl rr
[0382] [数 114] 数 1 14
VFxfl 2 + Fyft 2
fi = 1 - (606)
V FXfr2 + Fyfr 2
ε f r = 1 - (607) xri +
ε rl = 1 - (608)
Figure imgf000062_0001
[0383] と記述できる。ところで、各輪毎のグリップ度を推定するためには、（606H609)式から 明らかなように各輪毎の制駆動力、横力が必要となる。駆動力は左右同一と仮定で きるとともに、制動力は各輪のホイール油圧から各輪ごとに推定することか可能である 。一方、横力に関しては、車両運動からは左右輪の合計値のみ推定が可能であり、 各輪毎の値を導出することはできない。このためここでは、タイヤで発生する横力は、 各輪の荷重に概ね比例するという性質に着目し、 1輪ごとの横力を左右合計の横力 によって次式のように記述する。 [0384] [数 115] 数 115
Figure imgf000063_0001
[0385] したがって、（606H609)式に (601 （610)_(613)式を代入すると
[0386] [数 116] 数 116
W Fxfi 2 + Wf(2Fyf2
(1-£f) (614) Wfl 2Fxf 2 + Wfi 2Fyf2
Wf 2Fxfr 2+ Wfr 2Fyf 2
ε f r = 1 " (1-£f) (615)
Wf^Fxf 2+ Wf^Fyf^
Wr 2Fxrt 2 + Wri 2F yr 2 Wf
ε π = l - (1-£f)
Wr2Fxf2 + Wr2Fyf2 (616)
Figure imgf000063_0002
[0387] また、前後輪のグリップ度推定同様、前後輪の横力の比が前後輪の荷重の比に一致 すると仮定する場合には、
[0388] [数 117] (618) yd一 Wf yf
Figure imgf000064_0001
[0389] となり、後左右輪のグリップ度は、
[0390] [数 118] 数 1 1 8
W vvf† 2Fxxrni 2 + , W "rrli2F■ yγfτ 2 , ,
(620) W Fxf 2 + Wr(2Fyf 2
Figure imgf000064_0002
[0391] と記述される。
即ち、後左輪のグリップ度推定器 126Lは、前輪のグリップ度 ε 、前輪荷重 W、後左
f f 輪荷重 W、前輪制駆動力 F、前輪横力 F、及び後左輪制駆動力 F 、を用いて、
rl xf yf xrl
(620)式から、後左輪のグリップ度 ε を求める。
rl
[0392] 同様に、後右輪のグリップ度推定器 126Rは、前輪のグリップ度 ε 、前輪荷重 W、
f f 後右輪荷重 W、前輪制駆動力 F、前輪横力 F、及び後右輪制駆動力 F 、を用い
rr xf yf xrr
て、（622)式から、後左輪のグリップ度 ε を求める。
[0393] このように、前述した第 2の実施の形態及び第 8の実施の形態乃至第 10の実施の 形態では、後輪のグリップ度を推定することができる。この結果、たとえば、制動中の 前後輪のグリップ度をフィードバックして、グリップ度を均等化するような製動力の配 分制御を行うことが可能となる。この場合、制度中の各輪のグリップ余裕度が向上す る結果、車両運動の安定性が向上する。
[0394] また、第 9の実施の形態における (605)式に基づいた後輪のグリップ度の推定では、 後輪横力推定の位相を前輪横力発生と一致させることにより、第 8の実施の形態に おける (602)式に基づいた後輪のグリップ度の推定に比較して、位相の早い推定が可 能となる。
[0395] 第 1の実施の形態乃至第 10の実施の形態における応用例を説明する。
[0396] 第 1の応用例
駆動力配分制御 (含む TRC、エンジン制御、 4駆）
本応用例は、図 26に示すように、上記グリップ度推定器 26に接続された駆動力配 分制御器 400を備えている。
[0397] グリップ度推定器 26 (第 6の実施の形態または第 7の実施の形態）に接続された駆 動力配分制御器 400は、旋回加速時、駆動輪が加速スリップする前に μ推定値を元 にスロットル制御を行う。 SATに基づくグリップ度推定値は、駆動力を反映する車輪 の挙動 (加速スリップ）が発生する以前にグリップ低下を検出できるという特徴がある。 そこで、駆動力配分制御器 400は、グリップ度低下の時点でスロットルを絞り気味に するなどの制御を行う。これにより、車輪の加速スリップを未然に防止することができ る。
[0398] グリップ度推定器 26 (第 2の実施の形態）に接続された駆動力配分制御器 400は、 駆動輪のグリップ度推定を左右独立で行い、グリップ度が低下した場合にはその輪 にブレーキをかける。これによつてグリップ低下輪の駆動力を抑え、グリップの回復を 図り、左右の駆動力配分の最適化が実現できる。また、両輪とも落ちた場合にはェン ジントルクを低下させる。
[0399] 第 2の応用例
本応用例は、図 27に示すように、上記グリップ度推定器 26 (第 1の実施の形態一第 10の実施の形態の何れ力）に接続された制動力制御器 402を備えている。
[0400] なお、本応用例は、以下のように種々の態様がある。以下、各々について説明する
[0401] 制動力配分制御 (含む ABS)
上記グリップ度推定器 26 (第 2の実施の形態）に接続された制動力制御器 402は、 旋回制動時の制動力配分をする際に、 4輪のグリップ度が均一になるよう制動力を決 定する。これにより、 4輪の限界摩擦力/ (路面 μ X荷重）の推定誤差に対して口 バスト性が高まる。また、グリップ度の推定が不可な領域では推定 z Wを、可能な領 域ではグリップ度を用いる方法を切り替えて用いる。
[0402] 従来最適制動力配分を実行する場合、各輪の μは一定と仮定し、荷重は、あらか じめ設定された静止荷重に車体加速度の補正を行って推定し、この推定された荷重 配分に基づいた制動力配分が行われてきた。しかし、この手法では積載量変化など に伴う荷重配分の変化や、またぎ路面など路面 μのばらつきには適応できず、必ず しも最適な配分にはならなレ、とレ、う問題点がある。
[0403] これに対し、制動中の 4輪のグリップ度をそれぞれ推定する本発明のグリップ度推 定値に基づく制動力配分、すなわち 4輪のグリップ度が均一になるように制動力を決 定する場合、限界摩擦力に対するグリップ余裕度が均一になるように制御することに なり、常に最適な制動力配分を確保することが可能となる。
[0404] 上記グリップ度推定器 26 (第 6の実施の形態又は第 7の実施の形態）に接続された 制動力制御器 402は、 ABS作動前の旋回制動時にグリップ低下を検出した場合、 A BSの開始感度を浅めに設定し、 ABS開始前の車輪速落ち込みを防止する。
[0405] ABSの制御開始感度は、路面外乱などによる誤作動を防止する必要があることか ら、従来深めに設定してある。このため、制御開始時に車輪速が落ち込み（車輪ロッ ク傾向）、この落ち込みを回復させるために、制御開始時にホイールシリンダ油圧を 大きく減圧する必要が生じてレ、た。
[0406] しかし、制御開始時の大きな減圧は、タイヤで発生する制動力を減少させることに なり、望ましいことではない。
[0407] SATに基づくグリップ度推定値は、制動力を反映する車輪の挙動（車輪ロック）が 発生する以前にグリップ低下を検出できるとレ、う特徴がある。グリップ低下が判定され た場合に ABSの開始感度を浅めに設定することによって、制御開始時の車輪速落 ち込みを防止できる。
[0408] なお、従来から車輪速に基づレ、てグリップ余裕を検出し、これを ABS制御開始判 定に用いる技術 (特開平 10-71943)があるが、車輪速に基づいてグリップ余裕を推定 するこの従来技術に比べ、本発明は、 SATを利用していることからより速くほだ余裕 のある領域で）グリップ低下を精度良く検出できることから ABS制御開始感度をより適 切に設定できるという特徴がある。 [0409] 旋回 ABS制動中に低/ 力 高 μに乗り移った場合、グリップ度の回復を見てフロン トの増圧速度を上げる、またリャについては予見増圧を行う。
[0410] VSC (OS、 US、プリチャージ）
OS (オーバーステア）の時
上記グリップ度推定器 26 (第 2の実施の形態、第 8の実施の形態乃至第 10の実施 の形態）に接続された制動力制御器 402は、後輪のグリップ度がある閾値以下となつ たら、外輪にブレーキをかける。ブレーキの強さは μによるマップとする。また、リャグ リップ度があるところまで回復したら制御を終了する。また、後輪のグリップ度が閾値 以下となったら外輪のブレーキをプリチャージし、 VSC制御の開始遅れを防止する 応用も考えられる。
[0411] 従来の VSCは、横力を反映したョーレート変化からオーバーステアを検出して制御 開始を判断していた。
[0412] これに対し、本グリップ推定を利用することにより、ョーレート変化が生じる前にォー バーステア発生を予測することが可能となり、外輪にブレーキをかけることによってォ 一バーステアを未然に防止したり、プリチャージによって開始遅れを防止することが 可能となる。
[0413] オーバーステアは、後輪のグリップ度が前輪に比較して低下し、前後輪の横カバラ ンスが崩れることによってョーレートの変化が生じるものである。従来の VSCは結果と して生じるョーレート変化をフィードバックするものであった。
[0414] これに対し、本手法は、原因である後輪グリップ度の低下を直接推定し、これに基 づく車両制御をフィードフォワード的に行うものである。このため、オーバーステアの 発生を未然に防止することが可能となる。
[0415] US (アンダーステア）の時
上記グリップ度推定器 26 (上記各実施の形態の何れか）に接続された制動力制御 器 402は、前輪グリップが限界に近づいたら、ブレーキ制御によりドリフトアウト制御を 行う。
[0416] 従来の VSCでは、アンダーステアの検出も横力を反映したョーレート変化から行わ れていた。これに対し、本グリップ推定を利用することにより、ョーレート変化が生じる 前にアンダーステア発生を予測することが可能となり、ブレーキ制御によって内向き モーメントを発生させたり、車速を減速させることによってアンダーステア発生を未然 に防止することが可能となる。
[0417] アンダーステアは、前輪のグリップ度が後輪に比較して低下し、前後輪の横カバラ ンスが崩れることによってョーレートの変化が生じるものである。従来の VSCは結果と して生じるョーレート変化をフィードバックするものであった。
[0418] これに対し、本手法は、原因である前輪グリップ度の低下を直接推定し、これに基 づく車両制御をフィードフォワード的に行うものである。このため、アンダーステアの発 生を未然に防止することが可能となる。
[0419] 4輪ドリフト時
上記グリップ度推定器 26 (第 2の実施の形態、第 8の実施の形態乃至第 10の実施 の形態）に接続された制動力制御器 402は、前後輪独立グリップ推定を用いて、 4輪 ドリフトを検出する。
[0420] 従来の VSCでは、前後輪の横カバランスのずれによって生じるョーレート変化を検 出して OSまたは US制御を行うものであるため、 4輪のグリップが同時に低下してョー レート変化を生じることなく限界に至る場合、すなわち 4輪ドリフトの状態では制御開 始が遅れるという問題点がある。
[0421] これに対し、前後輪独立にグリップ推定を行う場合、 4輪ドリフトの発生原因である 4 輪同時のグリップ低下を直接推定することが可能であるため、従来問題であった制御 開始遅れを生じることなく適切に 4輪ドリフトを防止することが可能である。
[0422] 制動力制御器 402は、 4輪同時のグリップ低下を検出したら減速するよう制御する。
4輪ドリフト時には、前後輪ともにグリップが低下していることからグリップを回復させる ためには、車両を減速させる必要がある。
[0423] 制動力制御器 402は、 4輪同時にグリップ回復するよう、各輪のタイヤ負担率を均 一にしながら減速する。各輪のグリップ度がバランスするように各輪の制動力配分を 行うことによって、前後輪の横力のバランスを保ちながら、すなわち車両の挙動変化 を起こすことなくグリップ回復を図ることができる。
[0424] 制動力制御器 402は、後輪が先にグリップ回復するように前輪のグリップ度が後輪 のグリップ度に比べて小さい値になるように制動力配分制御を行う。この制御によつ て、車両挙動はドリフトアウト傾向を示すが、安定性を重視した運動を実現することが できる。
[0425] 制動力制御器 402は、前後輪ともステア制御は横力を最大化するよう制御する。 4 輪ドリフトが生じる状況では、前後輪ともに横力限界を超えた状態となっている。この ため、舵角を適切に切り戻すことによってスリップ角を横力が最大となる角度まで減 少させる。
[0426] ステア角
上記グリップ度推定器 26 (第 2の実施の形態、第 8の実施の形態乃至第 10の実施 の形態）に接続された制動力制御器 402は、後輪のグリップ度がある閾値以下となつ たら、前輪の操舵角を切り戻す。これより、オーバーステアの発生を未然に防止する
[0427] 後輪のグリップ度が低下した場合、前後輪の横力のバランスが崩れることによって オーバーステアが発生する恐れが生じる。このため、前輪の操舵角を切り戻すことに よって前輪の横力を低下させることによって横力のバランス化が図られ、オーバース テアの発生を防止することができる。この場合も、ョーレート変化などからオーバース テアを検出して、これに基づいて前輪の操舵角を切り戻す制御と比較すると、オーバ ーステア発生の原因である前輪グリップ度を直接検出することから車両制御のフィー ドフォワード的な制御が実現され、オーバーステアの発生を未然に防止することが可 能となる。
[0428] サスペンション制御
上記グリップ度推定器 26 (第 2の実施の形態、第 8の実施の形態乃至第 10の実施 の形態）に接続された制動力制御器 402は、後輪のグリップ度がある閾値以下となつ たら、前輪のスタビライザの剛性を高め、前輪荷重の左右差を大きくするように設定 する。これにより、後輪荷重の左右差を減少させることによって後輪のグリップを増加 させ、オーバーステアを未然に防止する。また、逆に前輪のグリップ度がある閾値以 下となったら、前輪のスタビライザの剛性を下げて、前輪荷重の左右差を減少させる ことによって前輪のグリップを増加させ、アンダーステアを未然に防止する。また、前 後輪ともにグリップ度が減少している場合には、後輪のグリップ回復を優先させ、前輪 のスタビライザの剛性を高めることによって安定性を重視した車両挙動を実現する。 前後輪いずれかのグリップ度が低下した場合に、スカイフックダンバのダンパ定数 を小さく設定し、接地性重視のサスペンション特性を実現する。 （特開平
2001-3540020の μ勾配推定を SAT利用グリップ推定に置き換えたもの）。
符号の説明
16 SAT推定器
18 スリップ角演算器
20 荷重変化推定器
22 SATモデル値演算器
24 制駆動力推定器
26 グリップ度推定器
180 横力演算器
240 前後方向状態量演算器
100 路面摩擦係数演算器
52 制駆動力演算器
182 横力演算器
126 グリップ度推定器

Claims

請求の範囲
[1] 車輪の接地面に発生するセルファライニングトルクを推定または検出するセルファ ライニングトルク取得手段と、
前記車輪に発生する横方向状態量を演算する横方向状態量演算手段と、 前記車輪に発生する前後方向状態量を演算する前後方向状態量演算手段と、 前記横方向状態量及びタイヤパラメータに基づいてセルファライニングトルクモデ ル値を演算するセルファライニングモデル値演算手段と、
前記セルファライニングトルク取得手段で推定または検出されたセルファライニング トルクと、前記セルファライニングモデル値演算手段で演算されたセルファライニング トルクモデル値との比であるセルファライニング比を演算する比演算手段と、 前記セルファライニング比及び前記前後方向状態量に基づいてタイヤのグリップ度 を推定するグリップ度推定手段と、
を含むタイヤグリップ度推定装置。
[2] 車輪の接地面に発生するセルファライニングトルクを推定または検出するセルファ ライニングトルク取得手段と、
前記車輪に発生する横方向状態量を演算する横方向状態量演算手段と、 前記横方向状態量、前記前後方向状態量、及びタイヤパラメータに基づいてセル ファライニングトルクモデル値を演算するセルファライニングモデル値演算手段と、 前記セルファライニングトルク取得手段で推定または検出されたセルファライニング トルクと、前記セルファライニングモデル値演算手段で演算されたセルファライニング トルクモデル値との比であるセルファライニング比を演算する比演算手段と、 前記セルファライニング比に基づいてタイヤのグリップ度を推定するグリップ度推定 手段と、
を含むタイヤグリップ度推定装置。
[3] 前記グリップ度推定手段は、前記セルファライニングトルク比に加え、前記前後方 向状態量を用いてタイヤのグリップ度を推定する請求項 2記載のタイヤグリップ度推 定装置。
[4] 前記横方向状態量はスリップ角、前記前後方向状態量は前後力又は前後カをコ ーナリングパワーで除算した商、前記タイヤパラメータはタイヤ接地長及びタイヤ剛 性である請求項 1乃至請求項 3の何れ力 1項に記載のタイヤグリップ度推定装置。
[5] 前記横方向状態量は横力、前記前後方向状態量は前後力、前記タイヤパラメータ はタイヤ接地長及びタイヤ剛性である請求項 1乃至請求項 3の何れ力 4項に記載の タイヤグリップ度推定装置。
[6] 前記横方向状態量は横力、前記前後方向状態量は前後力をコーナリングパワーで 除算した商、前記タイヤパラメータはタイヤ接地長である請求項 1乃至請求項 3の何 れカ、 1項に記載のタイヤグリップ度推定装置。
[7] 車速を検出する車速検出手段と、
操舵角を検出する舵角検出手段とを更に含み、
前記横方向状態量演算手段は、
前記車速と前記操舵角とから車両線形モデルに基づいて、タイヤに発生する横力 を推定する推定手段と、
前記横力推定手段で推定された横力にハイパスフィルタ処理を施すハイパスフィル タと、
車両状態量からタイヤに発生する横力を演算する横力演算手段と、
前記横力演算手段で演算された横力にローパスフィルタ処理を施すローパスフィ ノレタと、
前記ハイパスフィルタによりハイパスフィルタ処理が施された横力と、前記ローパス フィルタによりローパスフィルタ処理が施された横力との和を横方向状態量として演 算する演算手段と、
により構成されている請求項 1乃至請求項 3の何れ力 4項に記載のタイヤグリップ度 推定装置。
[8] 前記前後方向状態量演算手段は、
エンジン出力及びブレーキ油圧に基づいて、制駆動力を推定する制駆動力推定 手段と、
前記制駆動力をコーナリングパワーで除算して前後方向状態量を演算する除算器 と、 により構成されている請求項 1乃至請求項 3の何れ力 1項に記載のタイヤグリップ度 推定装置。
[9] 車輪の接地面に発生するセルファライニングトルクを推定または検出するセルファ ライニングトルク取得手段と、
前記車輪に発生するスリップ角を演算するスリップ角演算手段と、
前記スリップ角演算手段により演算されたスリップ角、前記車輪の接地長及び剛性 に基づレ、て、セルファライニングトルクモデル値を演算するセルファライニングトルク モデル値演算手段と、
前記セルファライニングトルク推定手段により推定されたセルファライニングトルクと 、前記セルファライニングトルクモデル値演算手段により演算されたセルファライニン グトルクモデル値と、の比であるセルファライニングトルク比を演算するセルファライ二 ングトルク比演算手段と、
前記車両を制駆動する車輪に発生する制駆動力を推定する制駆動力推定手段と 前記セルファライニングトルク比演算手段により演算されたセルファライニングトノレ ク比と、前記制駆動力推定手段により推定された制駆動力と、に基づいて、前記車 輪のダリップ度を推定するダリップ度推定手段と、
を備えたグリップ度推定装置。
[10] 前記グリップ度推定手段は、
セルファライニングトルク比、制駆動力、及びグリップ度の関係を予め記憶する記憶 手段を備え、
前記セルファライニングトルク比演算手段により演算されたセルファライニングトノレ ク比及び前記制駆動力推定手段により推定された制駆動力と、前記記憶手段により 記憶された前記関係と、に基づいて、前記車輪のグリップ度を推定する、
ことを特徴とする請求項 9に記載のグリップ度推定装置。
[11] 前記車輪の接地長及び剛性は予め定められた値であることを特徴する請求項 9記 載のグリップ度推定装置。
[12] 前記車輪への荷重状態を推定'または検出する荷重状態取得手段を更に備え、 前記車輪の接地長さ及び剛性は、前記荷重状態取得手段により推定された前記 車輪への荷重状態に基づいて定められる、
ことを特徴する請求項 9記載のグリップ度推定装置。
[13] 前記スリップ角演算手段は、
車速と操舵角から車両線形モデルに基づいてスリップ角を推定するスリップ角推定 手段と、
前記スリップ角推定手段により推定されたスリップ角にハイパスフィルタ処理を施す ハイパスフィルタと、
前記車輪の横力を演算する横力演算手段と、
前記横力演算手段により演算された横力を前記車輪のコーナリングパワーで除算 することにより、横力力も換算されたスリップ角を演算するスリップ角換算手段と、 前記スリップ角換算手段により換算されたスリップ角にローパスフィルタ処理を施す ローパスフィルタと、
前記ハイパスフィルタによりハイパスフィルタ処理されたスリップ角と、前記ローパス フィルタによりフィルタ処理されたスリップ角と、を加算することにより、前記車輪に発 生するスリップ角を演算する加算手段と、
により構成されたことを特徴する請求項 9乃至請求項 12の何れ力 1項に記載のダリ ップ度推定装置。
[14] 前記車輪は、前記車両の前輪であることを特徴する請求項 9乃至請求項 13の何れ 力 1項に記載のグリップ度推定装置。
[15] 前記車輪は、前記車両に取付けられた全ての車輪であることを特徴する請求項 9 乃至請求項 13の何れか 1項に記載のグリップ度推定装置。
[16] 操舵状況より求めたセルファライニングトルク推定値、車両状況から求めたセルフ ァライニングトルクモデル値、及び制駆動力に基づいて、グリップ度を推定するグリツ プ度推定方法。
[17] タイロッド軸力とナックルアーム長さよりキングピン周りのトルクを演算してセルファラ イニングトルク推定値とする請求項 16記載のグリップ度推定方法。
[18] 各輪毎のグリップ度を推定する請求項 16又は請求項 17記載のグリップ度推定方 法。
[19] 請求項 18にて推定された各輪のグリップ度を用いて、走行状態を制御する走行状 態制御方法。
[20] 前記走行状態が安定するように、走行状態を制御することを特徴とする請求項 19 記載の走行状態制御方法。
[21] 前記走行状態の制御は、旋回制動時に 4輪のグリップ度が均一となるように制動力 を調整すること、駆動輪のグリップ度を推定し、グリップ度が低い場合にはグリップ度 の低下を抑制すること、後輪のグリップ度が所定以下となった場合にはスピン抑制制 御を行うこと、前輪のグリップ度が所定以下となった場合にはドリフトアウト抑制制御を 行うこと、全輪のグリップ度が所定以下となった場合には減速を行うこと、後輪のグリツ プ度が所定以下となったら前輪操舵角を切り戻すこと、及び、後輪のグリップ度が所 定以下となったら前輪のスタビライザの剛性を高めることの少なくとも 1つである請求 項 19又は請求項 20記載の走行状態制御方法。
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