JP4399145B2

JP4399145B2 - Road surface friction coefficient estimating apparatus and vehicle motion control apparatus including the apparatus

Info

Publication number: JP4399145B2
Application number: JP2002150236A
Authority: JP
Inventors: 由行安井; 英一小野; 裕治村岸; 峰一樅山; 憲司浅野
Original assignee: Aisin Seiki Co Ltd; JTEKT Corp; Toyota Central R&D Labs Inc; Aisin Corp
Current assignee: JTEKT Corp; Toyota Central R&D Labs Inc; Aisin Corp
Priority date: 2002-05-24
Filing date: 2002-05-24
Publication date: 2010-01-13
Anticipated expiration: 2022-05-24
Also published as: JP2003341502A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、路面摩擦係数推定装置に関し、車両前方の車輪に対する横方向のグリップの程度を表すグリップ度を推定し、このグリップ度に基づき路面摩擦係数を推定する装置に係る。また、この路面摩擦係数推定装置を備え、車両の旋回時等において、ブレーキペダルの操作の有無には無関係に各車輪に対して制動力を付与することにより、過度のオーバーステア及び過度のアンダーステアを抑制制御する制動操舵制御を含み、種々の制御を行なう車両の運動制御装置に係る。
【０００２】
【従来の技術】
車両の運動制御装置としては、例えば特開平９ー３０１１４７号公報に開示されている。これは、低μ時に制御開始の応答性が向上すると共に、高μ時に不必要に制御が開始されるのを低減することを課題とし、車両の各車輪に対し少なくともブレーキペダルの操作に応じて制動力を付与するブレーキ液圧制御装置と、車両の運動状態量を推定する車両状態量推定手段と、該車両状態量推定手段により推定された車両運動状態量が制御開始閾値を超えた場合に、制御開始要と判定する開始判定手段と、該開始判定手段が制御開始要と判定した時に、前記車両のヨーモーメントを安定側に修正するように前記ブレーキ液圧制御装置を制御し、前記車両の各車輪に制動力を付与する運動制御手段とを備えた車両の運動制御装置において、路面の摩擦係数を推定する路面摩擦係数推定手段と、該路面摩擦係数推定手段により推定された路面摩擦係数が低い程小さくするように制御開始閾値を設定する開始閾値設定手段とを備えることとしたものである。
【０００３】
一方、特許第３１６６４７２号公報においては、路面摩擦係数検出装置が開示されており、その従来技術として、車両旋回中に車輪の横スリップ角がある程度大きくなるとその車輪に作用するコーナリングフォースが飽和し、そのときの値が路面μに対応するという事実に基づき、コーナリングフォースの飽和値から路面μを検出する技術が知られているとし、その一例として特開昭６０−１４８７６９号公報が引用されている。同特許公報においては、従来の路面μ検出技術はいずれも、車輪グリップ状態が限界に近い状態になって初めて路面μを検出し得るものであり、車輪グリップ状態が限界に近くなる以前に路面μを検出することは困難であるとし、更に、復元モーメントとコーナリングフォースとの関係を用いれば、車輪の横スリップ角とコーナリングフォースとの関係を用いるより、コーナリングフォースが小さい領域から路面μを検出し得るとしている。
【０００４】
そして、上記特許公報においては、検出精度低下状態にあると推定し続けられる場合には、各回の最終路面摩擦係数が前回の最終摩擦路面係数に一致し続けられ、結局、各回の最終路面摩擦係数が、その検出精度低下状態に先行する検出精度良好状態における最後の最終路面摩擦係数に固定される傾向が強くなるとした上で、検出精度低下状態で供給する路面μは車両制御装置の設計方針との関係において決定されるべきであり、検出精度低下状態では路面μの各回の値を前回値ではなく予め設定された値に近づくように決定することにより、検出精度低下状態でも適正な路面μを出力可能とすることを課題として以下の装置が提案されている。
【０００５】
即ち、今回の検出復元モーメントと検出コーナリングフォースとの関係に基づいて路面摩擦係数の今回の暫定値である暫定路面摩擦係数の検出精度を推定し、少くともその今回の検出復元モーメントと予め設定された設定路面摩擦係数とに基づいて路面摩擦係数の今回の最終値である最終路面摩擦係数を、推定した検出精度が上昇するにつれて今回の暫定路面摩擦係数に近づき、低下するにつれて設定路面摩擦係数に近づくように決定するようにした装置が提案されている。
【０００６】
更に、特開平１１−９９９５６公報においては、操舵輪の切り過ぎを防止することを目的とした車両用可変舵角比操舵装置が開示されており、横力使用率あるいは横Ｇ使用率という指標が用いられている。即ち、同公報に記載の装置によれば、先ず路面摩擦係数μが推定され、横力の使用率が求められる。路面摩擦係数μが低いほどタイヤのコーナリングパワーＣｐが減少するため、同一舵角での路面から受けるラック軸反力は路面摩擦係数μに応じて小さくなる。従って、前輪舵角とラック軸反力を実測し、前輪舵角に対する実ラック軸反力と、予め内部モデルとして設定された基準ラック軸反力との比較により路面摩擦係数μを推定することができるとするものである。更に、路面摩擦係数μに基づき等価摩擦円を設定し、前後力による摩擦力使用分を差し引き、最大発生横力を求め、現在発生している横力との比を横力使用率としている。あるいは、横Ｇセンサを設け、検出した横Ｇに基づき横Ｇ使用率とすることもできるとしている。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
前掲の特開平９ー３０１１４７号公報に記載の車両の運動制御装置においては、制御パラメータの一つである開始感度を路面摩擦係数（路面μ）に応じて調整するように構成されている。この場合に必要とされる路面μは最大摩擦係数であり、従って、特にことわらない限り、通常、路面μというときは路面の最大摩擦係数という意味で用いられる。
【０００８】
然し乍ら、従来技術では、摩擦力限界に達する前に路面摩擦係数を精度良く検出することが困難であることから、一般的に、誤作動を防止するため、通常は摩擦係数を高μに設定し、摩擦係数推定値のフィルタ値により低μ側に値を更新するように構成されている。この方法では、低μの路面では、摩擦係数推定値がその真値に収束するまでに時間を要し、制御開始が遅れるおそれがある。また、制御量についても、路面μに対応すべき制御量に対しずれを生ずるおそれがあるので、良好な制御性を確保することは至難である。
【０００９】
前掲の特許第３１６６４７２号公報に記載の路面摩擦係数検出装置によれば、検出精度が低下したときには設定路面摩擦係数に近づくように決定されるとされているように、検出精度が低下したときに、路面μ、即ち路面の最大摩擦係数として推定される値をできるだけ適切な値とするものであり、運動制御装置にも適用可能ではあるが、同特許公報では他の装置における路面μと同様の扱いであり、特に、運動制御装置における制御パラメータの調整に好適な、路面の最大摩擦係数に至るまでの早い段階で精度よく路面μを推定し得るという訳ではない。
【００１０】
ここで、路面とタイヤとの摩擦力には限界があるため、車両が摩擦力限界に達し、過度のアンダステア状態になった場合には、運転者が意図する走行旋回半径を維持するためには、車両のヨー運動、つまり車両走行路面上における車両姿勢を制御するだけではなく、車両を減速することが必要となる。然し乍ら、前掲の特開平６−９９８００号公報に記載の装置等では、タイヤが摩擦力限界に達してから車両挙動が判別されるため、この状況で車両を減速するとコーナリングフォースが減少し、アンダステアの助長が懸念される。さらに、実際の制御システムにおいては、制御不感帯を有するため、ある程度の車両挙動が発生した後、上記の制御が実行されることになる。
【００１１】
また、道路のカーブ形状はクロソイド曲線で構成されており、運転者が道路のカーブをトレースしようとする場合には、徐々にステアリングホイール（ハンドル）を切りこんで行くことになる。従って、カーブへの進入速度が高い場合には、車輪に発生するサイドフォースが遠心力と釣合わず、車両はカーブ外側にふくらむ傾向を示す。このような場合に、前掲の特開平６−９９８００号公報や特開昭６２−１４６７５４号公報に記載の装置が作動するが、旋回限界で制御が開始されるため、この制御により車速が十分に低下できない場合が生じ、前述の制御のみではカーブ外側へのふくらみを防止できない場合も起こり得る。
【００１２】
ところで、自動車技術ハンドブック〈第１分冊〉基礎・理論編（１９９０年１２月１日社団法人自動車技術会発行）の１７９頁乃至１８０頁においては、タイヤが横すべり角αを以って横すべりしながら転動する状態が図２に示すように説明されている。
【００１３】
即ち、図２において、破線で示すタイヤのトレッド面は路面と図２の点Ａを含む接地面前端で接触し、点Ｂまで路面に粘着し、タイヤ進行方向に移動する。そして、横方向のせん断変形による変形力が摩擦力に等しくなった点ですべりだし、点Ｃを含む後端で路面から離れて元の状態に戻る。このとき、接地面全体で発生する力Ｆｙ（サイドフォース）はトレッド部の横方向への変形面積（図２の斜線部）と単位面積当たりのトレッド部の横方向弾性定数の積となる。図２に示すように、サイドフォースＦｙの着力点はタイヤ中心線直下（点Ｏ）よりもｅ_n（ニューマチックトレール）だけ後方（図２の左方向）にある。従って、このときのモーメントＦｙ・ｅ_nがセルフアライニングトルク（Ｔsa）であり、横すべり角αを減少させる方向に作用することになる。
【００１４】
次に、車両にタイヤが装着された場合について、図２を簡略化した図３を用いて説明する。車両の操舵車輪においては、通常、ステアリングホイール（ハンドル）の戻りをよくするため、キャスタ角をつけキャスタトレールｅ_cを設けることしている。従って、車輪の接地点は点Ｏ’となりステアリングホイールを復元させようとするモーメントは、Ｆｙ・（ｅ_n＋ｅ_c）となる。
【００１５】
タイヤの横方向のグリップ状態が低下し、すべり領域が拡大すると、トレッド部の横方向変形は図３のＡＢＣの形状からＡＤＣの形状となる。この結果、サイドフォースＦｙの着力点は、車両進行方面に対して前方（図３の点Ｈから点Ｊ）に移動することになる。つまりニューマチックトレールｅ_nが小さくなる。従って、同一のサイドフォースＦｙが作用していても、粘着領域が大きく、すべり領域が小さい場合（即ち、タイヤの横グリップが高い場合）には、ニューマチックトレールｅ_nは大きく、セルフアライニングトルクＴsaは大きくなる。逆に、タイヤの横方向のグリップが失われ、すべり領域が増大すると、ニューマチックトレールｅ_nは小さくなり、セルフアライニングトルクＴsaは減少することになる。
【００１６】
以上のように、ニューマチックトレールｅ_nの変化に着目すれば、タイヤ横方向のグリップの程度を検出することが可能である。そして、ニューマチックトレールｅ_nの変化はセルフアライニングトルクＴsaに表れるため、セルフアライニングトルクＴsaに基づき、車両前方の車輪に対する横方向のグリップの程度を表すグリップ度（以下、グリップ度という）を推定することができる。また、グリップ度としては、後述するように、路面摩擦に対するサイドフォースの余裕度に基づいて推定することもできる。
【００１７】
上記のグリップ度は、前掲の特開平１１−９９９５６公報に開示された横力使用率又は横Ｇ使用率とは以下のように相違している。同公報に記載の装置においては、路面において発生可能な最大横力を、路面摩擦係数μから求めている。この路面摩擦係数μはコーナリングパワーＣｐ（定義は、スリップ角１deg 時のサイドフォースの値）の路面摩擦係数μ依存性に基づいて推定される。しかし、コーナリングパワーＣｐは路面摩擦係数μだけでなく、タイヤ接地面の形状（接地面長さ、及び幅）、トレッドゴムの弾性などに影響される。例えば、トレッド面に水が介在するような場合、あるいは、タイヤ磨耗、温度によりトレッドゴム弾性が変化した場合等において、路面摩擦係数μが同一でもコーナリングパワーＣｐに変化が現れる。このように、同公報に記載の技術においては車輪のゴムタイヤとしての特性には全く配慮されていない。
【００１８】
そこで、本発明は、摩擦力限界に達する前の早い段階で路面摩擦係数を精度よく推定し得る路面摩擦係数推定装置を提供することを課題とする。
【００１９】
また、本発明は、摩擦力限界に達する前の早い段階で路面摩擦係数を精度よく推定し、その路面摩擦係数に応じて制御パラメータを調整し、適切に車両の運動制御を行ない得る車両の運動制御装置を提供することを課題とする。
【００２０】
【課題を解決するための手段】
上記の課題を解決するため、本発明の路面摩擦係数推定装置は、請求項１に記載のように、車両のステアリングホイールからサスペンションに至る操舵系に加わる操舵トルク及び操舵力を含む操舵力指標のうちの少くとも一つの操舵力指標を検出する操舵力指標検出手段と、該操舵力指標検出手段の検出信号に基づき、前記車両前方の車輪に生ずるセルフアライニングトルクを推定するセルフアライニングトルク推定手段と、前記車両の状態量を検出する車両状態量検出手段と、該車両状態量検出手段の検出信号に基づき、前記車両前方の車輪に対するサイドフォース及び前輪スリップ角を含む前輪指標のうちの少くとも一つの前輪指標を推定する前輪指標推定手段と、該前輪指標推定手段が推定した前輪指標に対する、前記セルフアライニングトルク推定手段が推定したセルフアライニングトルクの変化に基づき、少くとも前記車両前方の車輪に対するグリップ度を推定するグリップ度推定手段と、該グリップ度推定手段が推定したグリップ度に基づき少くとも前記車両前方の車輪の路面に対する摩擦係数を推定する摩擦係数推定手段とを備え、前記前輪指標推定手段が推定した前輪指標と前記セルフアライニングトルク推定手段が推定したセルフアライニングトルクの特性において、少なくとも原点を通り且つ該原点における勾配を有する線形に近似させると共に、前記車両の走行中に前記勾配を同定する基準セルフアライニングトルク特性に基づき、基準セルフアライニングトルクを設定する基準セルフアライニングトルク設定手段を具備し、前記グリップ度推定手段が、前記基準セルフアライニングトルク設定手段が設定した基準セルフアライニングトルクと前記セルフアライニングトルク推定手段が推定したセルフアライニングトルクとの比較結果に基づき、少くとも前記車両前方の車輪に対するグリップ度を推定するように構成したものである。尚、前記車両の状態量としては、車両の速度、横加速度、ヨーレイト、操舵角等、運動中の車両に係る指標を含む。
【００２２】
前記摩擦係数推定手段は、請求項２に記載のように、前記グリップ度が所定の基準グリップ度に達したときに、前記セルフアライニングトルク、又は前記前輪指標のうちの少くとも一つ、即ちサイドフォースもしくは前輪スリップ角に基づき、前記摩擦係数を推定するように構成するとよい。
【００２３】
あるいは、請求項３に記載のように、前記車両状態量検出手段は、前記車両の状態量として、前記車両に対する横加速度を検出するように構成し、前記摩擦係数推定手段は、前記横加速度と前記グリップ度に基づき、前記摩擦係数を推定するように構成してもよい。例えば、路面摩擦係数をμとし、横加速度を重力加速度（9.81m/sec²）により無次元化した値Ｇｙとすると、μ＝Ｇｙ／（１−ε）として求めることができる。尚、詳細については後述する。
【００２４】
また、本発明の車両の運動制御装置は、請求項４に記載のように、車両の各車輪に付与する制動力を発生する制動力発生手段と、該制動力発生手段の出力を制御して前記車輪に制動力を付与する制動力制御手段と、前記車両の状態量を検出する車両状態量検出手段と、該車両状態量検出手段が検出した状態量に基づき前記制動力制御手段に対する制御パラメータを設定し、該制御パラメータに応じて前記車両のヨーモーメントを安定側に修正するように前記制動力制御手段を制御して前記車両の各車輪に制動力を付与する運動制御手段とを備えた車両の運動制御装置において、前記車両のステアリングホイールからサスペンションに至る操舵系に加わる操舵トルク及び操舵力を含む操舵力指標のうちの少くとも一つの操舵力指標を検出する操舵力指標検出手段と、該操舵力指標検出手段の検出信号に基づき、前記車両前方の車輪に生ずるセルフアライニングトルクを推定するセルフアライニングトルク推定手段と、前記車両状態量検出手段の検出信号に基づき、前記車両前方の車輪に対するサイドフォース及び前輪スリップ角を含む前輪指標のうちの少くとも一つの前輪指標を推定する前輪指標推定手段と、該前輪指標推定手段が推定した前輪指標に対する、前記セルフアライニングトルク推定手段が推定したセルフアライニングトルクの変化に基づき、少くとも前記車両前方の車輪に対するグリップ度を推定するグリップ度推定手段と、該グリップ度推定手段が推定したグリップ度に基づき少くとも前記車両前方の車輪の路面に対する摩擦係数を推定する摩擦係数推定手段と、該摩擦係数推定手段が推定した路面摩擦係数に応じて前記制御パラメータを調整する制御パラメータ調整手段を備え、前記前輪指標推定手段が推定した前輪指標と前記セルフアライニングトルク推定手段が推定したセルフアライニングトルクの特性において、少なくとも原点を通り且つ該原点における勾配を有する線形に近似させると共に、前記車両の走行中に前記勾配を同定する基準セルフアライニングトルクを設定する基準セルフアライニングトルク特性に基づき、基準セルフアライニングトルクを設定する基準セルフアライニングトルク設定手段を具備し、前記グリップ度推定手段が、前記基準セルフアライニングトルク設定手段が設定した基準セルフアライニングトルクと前記セルフアライニングトルク推定手段が推定したセルフアライニングトルクとの比較結果に基づき、少くとも前記車両前方の車輪に対するグリップ度を推定するように構成したものである。
【００２６】
前記摩擦係数推定手段は、請求項５に記載のように、前記グリップ度が所定の基準グリップ度に達したときに、前記セルフアライニングトルク、又は前記前輪指標のうちの少くとも一つ、即ちサイドフォースもしくは前輪スリップ角に基づき、前記摩擦係数を推定するように構成してもよい。
【００２７】
あるいは、請求項６に記載のように、前記車両状態量検出手段は、前記車両の状態量として、前記車両に対する横加速度を検出するように構成し、前記摩擦係数推定手段は、前記横加速度と前記グリップ度に基づき、前記摩擦係数を推定するように構成することができる。
【００２８】
前記制御パラメータとしては、例えば、前記運動制御手段による前記制動力制御手段の制御量と、前記車両運動状態量が制御開始閾値を超えた場合に制御開始要と判定する開始判定に際して設定する開始感度、及び制御終了閾値を含む終了感度がある。また、前記車両運動状態量としては、車体横すべり角、車体横すべり角速度等を用いることができる。
【００２９】
更に、前記車輪の各々に装着したホイールシリンダを備え、前記制動力発生手段が、ブレーキ操作部材の操作に応じてブレーキ液圧を出力する液圧発生手段を備えると共に、前記制動力制御手段が、前記液圧発生手段と前記ホイールシリンダとの間に介装し、前記制御パラメータに応じて前記ホイールシリンダに供給されるブレーキ液圧を制御する液圧制御手段を備え、前記制動力制御手段が、前記制御パラメータ調整手段が調整した制御パラメータに応じて前記液圧制御手段を制御するように構成することができる。あるいは、何れの手段も電気制御手段として電気ブレーキ装置を構成することとしてもよい。
【００３０】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の望ましい実施形態を図面を参照して説明する。図１は本発明の路面摩擦係数推定装置の一実施形態に係り、車両前方の車輪に対するサイドフォース（以下、前輪サイドフォースという）とセルフアライニングトルクからグリップ度を推定し、このグリップ度に基づき路面摩擦係数を推定する路面摩擦係数推定装置の主要構成を示すブロック図である。先ず、図２乃至図４を参照して路面摩擦係数の推定の一例について説明する。
【００３１】
前述の図２及び図３から明らかなように、前輪サイドフォースに対する実セルフアライニングトルクの特性は、図４のＴsaa に示すような特性となる。前述のように、実セルフアライニングトルクをＴsaa とし前輪サイドフォースをＦyfとすると、Ｔsaa ＝Ｆyf・（ｅ_n＋ｅ_c）であるので、実セルフアライニングトルクＴsaa の前輪サイドフォースＦyfに対する非線型特性はニューマチックトレールｅ_nの直接的変化を表している。従って、実セルフアライニングトルクＴsaa の原点０近傍（ここで、前輪はグリップ状態にある）での前輪サイドフォースＦyfに対する傾きＫ１を同定し、つまり、完全グリップ状態でのセルフアライニングトルク特性（基準セルフアライニングトルクＴsao ）で示す特性を求める。尚、傾きＫ１は、初期値として実験的に求めた所定値を用い、グリップ度が高い通常走行中に、これを同定し補正することが望ましい。尚、実セルフアライニングトルクＴsaa は、後述する演算によって求められる。
【００３２】
そして、基準セルフアライニングトルクＴsao に対する実セルフアライニングトルクＴsaa に基づき前輪のグリップ度εが推定される。例えば、前輪サイドフォースがＦyf1 の場合における、基準セルフアライニングトルクＴsao の値Ｔsao1（＝Ｋ１・Ｆyf1 ）と、実セルフアライニングトルクＴsaa の値Ｔsaa1に基づき、グリップ度εは、ε＝Ｔsaa1／Ｔsao1として求めることができる。
【００３３】
上記のように、車輪のグリップ度は、サイドフォース（前輪サイドフォースＦyf）に対するセルフアライニングトルク（実セルフアライニングトルクＴsaa ）の変化に基づいて推定することができるが、これは図１に示すように構成することによって実現でき、その具体的構成を図１２及び図１３に示す。先ず、図１においては、車両のステアリングホイール（図示せず）からサスペンション（図示せず）に至る操舵系に加わる操舵トルク及び操舵力を含む操舵力指標のうちの少くとも一つの操舵力指標（例えば、操舵トルク）を検出する操舵力指標検出手段として、操舵トルク検出手段Ｍ１とアシストトルク検出手段Ｍ２が設けられている。これらの検出結果に基づき反力トルク検出手段Ｍ３にて反力トルクが検出される。
【００３４】
本実施形態では、電動パワーステアリング装置（ＥＰＳ）を備えており、例えば図１２に示すように構成されている。後に図１２を参照して詳細に説明するので、ここでは概要を説明する。本実施形態の電動パワーステアリング装置は、運転者によるステアリングホイール１の操作によってステアリングシャフト２に作用する操舵トルクＴstr を、操舵トルクセンサＴＳによって検出し、この検出操舵トルクＴstr の値に応じて電動モータ３を制御し、減速ギヤ４及びラックアンドピニオン５を介して車両前方の車輪ＦＬ，ＦＲを操舵し、運転者のステアリング操作力を軽減するものである。また、操舵角検出手段Ｍ４たる図１２の操舵角センサＳＳによって操舵角が検出され、これに基づきステアリング摩擦トルク推定手段Ｍ５によってステアリング摩擦トルクが推定される。尚、これについても後述する。
【００３５】
そして、これら反力トルク検出手段Ｍ３及びステアリング摩擦トルク推定手段Ｍ５の検出結果に基づき、セルフアライニングトルク推定手段Ｍ６にて、車両前方の車輪ＦＬ，ＦＲに生ずる実セルフアライニングトルクＴsaa が推定される。
【００３６】
一方、車両の状態量を検出する車両状態量検出手段として、本実施形態では、横加速度検出手段Ｍ７とヨーレイト検出手段Ｍ８が設けられており、これらの検出信号に基づき、車両前方の車輪ＦＬ，ＦＲに対するサイドフォース及び前輪スリップ角を含む前輪指標のうちの少くとも一つの前輪指標（図１では前輪サイドフォースＦyf）が、前輪指標推定手段たるサイドフォース推定手段Ｍ９によって推定される。
【００３７】
前輪サイドフォースＦyfは、横加速度検出手段Ｍ７とヨーレイト検出手段Ｍ８の出力結果に基づき、Ｆyf＝（Ｌｒ・ｍ・Ｇｙ＋Ｉｚ・ｄγ／ｄｔ）／Ｌに従って推定される。ここで、Ｌｒは重心から後輪軸までの距離、ｍは車両質量、Ｌはホイールベース、Ｉｚはヨー慣性モーメント、Ｇｙは横加速度、ｄγ／ｄｔはヨーレイトの時間微分値である。
【００３８】
更に、セルフアライニングトルク推定手段Ｍ６で推定された実セルフアライニングトルクＴsaa と、サイドフォース推定手段Ｍ９で推定された前輪サイドフォースＦyfに基づき、基準セルフアライニングトルク設定手段Ｍ１１にて基準セルフアライニングトルクが設定される。例えば、セルフアライニングトルク原点勾配推定手段Ｍ１０にてセルフアライニングトルクの原点近傍での勾配が推定され、この勾配と前輪サイドフォースに基づき、基準セルフアライニングトルク設定手段Ｍ１１にて基準セルフアライニングトルクが設定される。そして、基準セルフアライニングトルク設定手段Ｍ１１にて設定された基準セルフアライニングトルクとセルフアライニングトルク推定手段Ｍ６で推定されたセルフアライニングトルクとの比較結果に基づき、グリップ度推定手段Ｍ１２において前輪に対するグリップ度εが推定される。
【００３９】
即ち、図１において、セルフアライニングトルク推定手段Ｍ６で推定された実セルフアライニングトルクＴsaa と、サイドフォース推定手段Ｍ９で推定された前輪サイドフォースＦyfに基づき、図４の原点近傍におけるセルフアライニングトルク勾配Ｋ１が求められる。この勾配Ｋ１と前輪サイドフォースＦyfに基づき基準セルフアライニングトルクＴsao が、Ｔsao ＝Ｋ１・Ｆyfとして求められ、実セルフアライニングトルクＴsaa と比較される。この比較結果に基づき、グリップ度εが、ε＝Ｔsaa ／Ｔsao として求められる。
【００４０】
そして、路面摩擦係数推定手段Ｍ１３において、所定の基準グリップ度に到達したときのセルフアライニングトルクＴsa、又は前輪サイドフォースＦyfの値から路面摩擦係数μが推定される。尚、上記の基準グリップ度は基準グリップ度設定手段Ｍ１４にて予め設定される。
【００４１】
ここで、図５を参照して、路面摩擦係数μが低くなった場合の、前輪サイドフォースＦyfとセルフアライニングトルクＴsaとの関係について説明する。図５において実線が高μ、破線が低μの特性を示す。車輪の接地面形状、トレッドゴムの弾性が一定の場合、サイドフォース−セルフアライニングトルク特性は路面摩擦係数μに対して相似形となる（図５の実線と破線の特性）。従って、基準セルフアライニングトルクと実セルフアライニングトルクとの比で求められるグリップ度εが同一であるときの前輪サイドフォースＦyf又はセルフアライニングトルクＴsaの値は路面摩擦係数μを直接的に反映している。
【００４２】
図５から明らかなように、高μ時のグリップ度εはε＝線分〔Ｊ−Ｆyf1 〕／線分〔Ｈ−Ｆyf1 〕、低μ時のグリップ度ε’はε’＝線分〔Ｊ’−Ｆyf2 〕／線分〔Ｈ’−Ｆyf2 〕であり、三角形〔０−Ｈ−Ｆyf1 〕と三角形〔０−Ｈ’−Ｆyf2 〕は相似形であるため、ε＝ε’の場合、線分〔０−Ｆyf1 〕と線分〔０−Ｆyf2 〕との比、即ち、前輪サイドフォースＦyf1 とＦyf2 の比、もしくは線分〔Ｊ−Ｆyf1 〕と線分〔Ｊ’−Ｆyf2 〕の比、即ち、セルフアライニングトルクＴsaa1とＴsaa2の比は、路面摩擦係数μの比を表している。従って、例えば乾燥アスファルト路面（μ≒１．０）での所定のグリップ度を基準に用いることにより、その所定のグリップ度での前輪サイドフォースＦyf又はセルフアライニングトルクＴsaの値に基づき路面摩擦係数μを推定することが可能となる。即ち、図５において基準グリップ度（点Ｊ及びＪ’）に到達したときのセルフアライニングトルクの値（Ｔsaa1，Ｔsaa2）、又は前輪サイドフォース（Ｆyf1 ，Ｆyf2 ）の値から路面摩擦係数を推定することができる。尚、サイドフォースは車両挙動に反映されるため、前輪サイドフォースＦyf又はセルフアライニングトルクＴsaの値に代えて、車両挙動状態量である、横加速度又はヨーレイトを用いることとしてもよい。
【００４３】
以上のように、本実施形態では電動パワーステアリング装置（ＥＰＳ）を備えており、ＥＰＳモータ駆動電流はアシストトルクと比例関係にあるため、このアシストトルクと操舵トルク検出手段Ｍ１の検出結果に基づき、反力トルクを容易に推定することが可能である（これについては後に詳述する）。また、ステアリング系の摩擦によるトルクを補償する必要があるが、ステアリング摩擦トルク推定手段Ｍ５において、ステアリングホイールを切り増した時の反力トルク最大値と切り戻した時の反力トルクの差が摩擦トルクとして演算され、逐次摩擦トルクが補正される（これについても後に詳述する）ので、適切にセルフアライニングトルク（実セルフアライニングトルクＴsaa ）を推定することができる。もっとも、本発明はこれに限定されるものではなく、例えば、ステアリングシャフト（図示せず）にロードセル等を装着し、あるいは、サスペンション部材に歪み計を設け、その検知信号からセルフアライニングトルクを計測することも可能である。
【００４４】
次に、図６乃至図１０は本発明の路面摩擦係数推定装置の他の実施形態に係り、本発明の前輪指標として前輪スリップ角を用いるものである。図６は、前輪スリップ角とセルフアライニングトルクからグリップ度を推定する路面摩擦係数推定装置のブロック図である。ブロックＭ１乃至Ｍ６は図１と同様であり、反力トルク、ステアリング系摩擦トルクが演算され、セルフアライニングトルクが推定される。一方、前輪スリップ角は、操舵角、ヨーレイト、横加速度、車両速度から求められるので、図１と同様、操舵角検出手段Ｍ４、横加速度検出手段Ｍ７及びヨーレイト検出手段Ｍ８の検出信号が、車両速度検出手段Ｍ９ｘの検出信号と共に前輪スリップ角推定手段Ｍ９ｙに入力される。
【００４５】
前輪スリップ角推定手段Ｍ９ｙにおいては、先ず、ヨーレイト、横加速度、車両速度から車体スリップ角速度ｄβ／ｄｔが求められ、これが積分されて車体スリップ角βが求められる。この車体スリップ角βをもとに車両速度、操舵角、及び車両諸元から前輪スリップ角αｆが演算される。尚、車体スリップ角βは、積分による方法以外に、車両モデルにもとづく推定や、これと積分法を組み合わせて演算することとしてもよい。
【００４６】
上記のように推定されたセルフアライニングトルクと前輪スリップ角αｆに基づき、セルフアライニングトルク原点勾配推定手段Ｍ１０にて、セルフアライニングトルクの原点勾配が同定され、この勾配と前輪スリップ角に基づき、基準セルフアライニングトルク設定手段Ｍ１１にて基準セルフアライニングトルクが設定される。更に、基準セルフアライニングトルク設定手段Ｍ１１にて設定された基準セルフアライニングトルクとセルフアライニングトルク推定手段Ｍ６で推定されたセルフアライニングトルクとの比較結果に基づき、グリップ度推定手段Ｍ１２において前輪に対するグリップ度εが推定される。
【００４７】
上記図６に記載の実施形態におけるグリップ度εの推定に関し、図７乃至図１０を参照して以下に詳述する。前輪スリップ角αｆに対する前輪サイドフォースＦyf及びセルフアライニングトルクＴsaの関係は、図７に示すような前輪スリップ角αｆに対して非線形の特性となる。セルフアライニングトルクＴsaは前輪サイドフォースＦyfとトレールｅ（＝ｅ_n＋ｅ_c）の積となることから、車輪（前輪）がグリップ状態にある場合、つまり、ニューマチックトレールｅ_nが完全グリップ状態にある場合のセルフアライニングトルク特性は、図８においてＴsar で示すような非線形の特性となる。
【００４８】
そこで、本実施形態では、前輪スリップ角−セルフアライニングトルク特性を図８に２点鎖線で示すように線形近似し、前輪スリップ角αｆに対して線形な領域（０−Ｍの領域）で路面摩擦係数μを推定することとしている。即ち、図９に示すように、原点０近傍における前輪スリップ角αｆに対するセルフアライニングトルクＴsaの勾配Ｋ２を求め、基準セルフアライニングトルク特性（図９にＴsas で示す）を設定することとしている。例えば、前輪スリップ角がαf1である場合、基準セルフアライニングトルクはＴsas1＝Ｋ２・αf1で演算される。そして、グリップ度εは、ε＝Ｔsaa1／Ｔsas1＝Ｔsaa1／（Ｋ２・αf1）として求められる。
【００４９】
従って、路面摩擦係数μを、前述の態様（図５）と同様に推定することができる。図１０は、図９と同様の前輪スリップ角αｆとセルフアライニングトルクＴsaの関係を示すもので、路面摩擦係数μが高い場合を実線で示し、路面摩擦係数μが低い場合を破線で示す。図１０から明らかなように、前輪スリップ角−セルフアライニングトルク特性も路面摩擦係数μに対して相似形となる（図１０の実線と破線の特性）。従って、予め設定された基準グリップ度（図１０の点Ｓ及びＳ’）に到達したときのセルフアライニングトルクの値（Ｔsaa1，Ｔsaa2）、又は前輪スリップ角（αf1，αf2）の値から路面摩擦係数を推定することができる。
【００５０】
ここで、基準グリップ度は、前輪スリップ角と前輪サイドフォースの関係が線形状態にある領域で設定することが必要である。また、路面摩擦係数変化を感度よく検出するためには、前輪スリップ角−セルフアライニングトルク特性において非線形になる領域、即ち、基準セルフアライニングトルクと実セルフアライニングトルクとの間である程度の差が発生する領域で検出することが必要となる。これらに鑑み、乾燥アスファルト路面等の路面摩擦係数が高い場合を基準に、実験的に基準グリップ度を設定することが望ましい。また、前輪スリップ角は前輪サイドフォースに影響を与え、更に、前輪サイドフォースは車両挙動に反映されるため、前輪スリップ角の値αｆ又はセルフアライニングトルクＴsaの値に代えて、車両挙動状態量である、横加速度又はヨーレイトを用いることとしてもよい。
【００５１】
而して、図６の基準グリップ度設定手段Ｍ１４においては基準グリップ度が上記のように予め設定されており、路面摩擦係数推定手段Ｍ１３において、この基準グリップ度に到達したときのセルフアライニングトルクＴsa又は前輪スリップ角αｆの値から路面摩擦係数μが推定される。
【００５２】
上記においては、タイヤのニューマチックトレールの変化に着目し、セルフアライニングトルクに基づきグリップ度εを求めることとしたものであるが、以下のように、路面摩擦に対するサイドフォースの余裕度に基づき、車輪に対する横方向のグリップの程度を表すグリップ度（この場合のグリップ度をεｍとする）を推定することができる。
【００５３】
先ず、タイヤ発生力の理論モデル（ブラッシュモデル）によれば、前輪のサイドフォースＦyfとセルフアライニングトルクＴsaa の関係は、以下の式により表される。即ち、ξ＝１−｛Ｋｓ／（３・μ・Ｆｚ）｝・λとした場合において、
ξ＞０の場合は、Ｆyf＝μ・Ｆｚ・（１−ξ³） …（１）
ξ≦０の場合は、Ｆyf＝μ・Ｆｚ …（２）
また、
ξ＞０の場合は、Ｔsaa ＝（ｌ・Ｋｓ／６）・λ・ξ³ …（３）
ξ≦０の場合は、Ｔsaa ＝０ …（４）
となる。ここで、Ｆｚは接地荷重、ｌはタイヤ接地面の接地長さ、Ｋｓはトレッド剛性に対応する定数、λは横スリップ（λ＝ｔａｎ（αｆ））であり、αｆは前輪スリップ角である。
【００５４】
一般的にξ＞０の領域では、前輪スリップ角αｆは小さいため、λ＝αｆとして扱うことができる。上記の式（１）から明らかなように、サイドフォースの最大値はμ・Ｆｚであるので、路面摩擦係数μに応じたサイドフォースの最大値に対する割合を路面摩擦利用率ηとするとη＝１−ξ³と表すことができる。従って、εｍ＝１−ηは路面摩擦余裕度ということになり、このεｍを車輪のグリップ度とするとεｍ＝ξ³となる。従って、上記（３）式は、以下のように表すことができる。
Ｔsaa ＝（ｌ・Ｋｓ／６）・αｆ・εｍ …（５）
【００５５】
上記（５）式は、セルフアライニングトルクＴsaa が前輪スリップ角αｆ及びグリップ度εｍに比例することを示している。そこで、グリップ度εｍ＝１（路面の摩擦利用率がゼロ、つまり摩擦余裕度が１）における特性を基準セルフアライニングトルク特性とすると、以下のようになる。
Ｔsau ＝（ｌ・Ｋｓ／６）・αｆ …（６）
【００５６】
従って、上記（５）式及び（６）式から、グリップ度εｍは、
εｍ＝Ｔsaa ／Ｔsau …（７）
として求めることができる。この（７）式には路面摩擦係数μがパラメータとして含まれていないことから明らかなように、グリップ度εｍは路面摩擦係数μを用いることなく算出することができる。この場合において、基準セルフアライニングトルクＴsau の勾配Ｋ４（＝ｌ・Ｋｓ／６）は、前述のブラッシュモデルを用いて予め設定することができる。また、実験的に求めることも可能である。更に、まず初期値を設定し、走行中に前輪スリップ角がゼロ近傍におけるセルフアライニングトルクの傾きを同定し、補正することとすれば、検出精度を向上させることができる。
【００５７】
例えば、図２７は前輪スリップ角αｆとセルフアライニングトルクＴsaの関係を示すもので、グリップ度εｍは基準セルフアライニングトルクＴsau1に対する実セルフアライニングトルクＴsaa1の比として、εｍ＝Ｔsaa1／Ｔsau1により求めることができる。図２７は路面摩擦係数μが高い場合を実線で示し、路面摩擦係数μが低い場合を破線で示している。従って、前述の態様（図５）と同様に、予め設定された基準グリップ度（εｍにおける基準）に到達したときのセルフアライニングトルク（Ｔsaa1，Ｔsaa2）、又は前輪スリップ角の値（αf1，αf2）の値から路面摩擦係数μを推定することができる。
【００５８】
而して、前述の図１乃至図１１に記載のニューマチックトレールに基づくグリップ度εに代えて、上記の路面摩擦余裕度に基づくグリップ度εｍを用いることができる。そして、前述のグリップ度εと上記のグリップ度εｍとは、図２８に示す関係となる。従って、グリップ度εを求めてグリップ度εｍに変換することができ、逆に、グリップ度εｍを求めてグリップ度εに変換することもできる。
【００５９】
図１２は、上記の路面摩擦係数推定装置を備えた車両の運動制御装置の一実施形態を示すもので、電動パワーステアリング装置（ＥＰＳ）を備えている。電動パワーステアリング装置は既に市販されており、運転者によるステアリングホイール１の操作によってステアリングシャフト２に作用する操舵トルクＴstr を、操舵トルクセンサＴＳによって検出し、この検出操舵トルクＴstr の値に応じてＥＰＳモータ（電動モータ）３を制御し、減速ギヤ４及びラックアンドピニオン５を介して車両前方の車輪ＦＬ，ＦＲを操舵し、運転者のステアリング操作力を軽減するものである。
【００６０】
本実施形態のエンジンＥＧはスロットル制御装置ＴＨ及び燃料噴射装置ＦＩを備えた内燃機関で、スロットル制御装置ＴＨにおいてはアクセルペダル６の操作に応じてメインスロットルバルブＭＴのメインスロットル開度が制御される。また、電子制御装置ＥＣＵの出力に応じて、スロットル制御装置ＴＨのサブスロットルバルブＳＴが駆動されサブスロットル開度が制御されると共に、燃料噴射装置ＦＩが駆動され燃料噴射量が制御されるように構成されている。本実施形態のエンジンＥＧは変速制御装置ＧＳ及びディファレンシャルギヤＤＦを介して車両後方の車輪ＲＬ，ＲＲに連結されており、所謂後輪駆動方式が構成されているが、本発明における駆動方式をこれに限定するものではない。
【００６１】
次に、本実施形態の制動系については、車輪ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲに夫々ホイールシリンダＷｆｌ，Ｗｆｒ，Ｗｒｌ，Ｗｒｒが装着されており、これらのホイールシリンダＷｆｌ等にブレーキ液圧制御装置ＢＣが接続されている。尚、車輪ＦＬは運転席からみて前方左側の車輪を示し、以下車輪ＦＲは前方右側、車輪ＲＬは後方左側、車輪ＲＲは後方右側の車輪を示しており、本実施形態のブレーキ液圧制御装置ＢＣは図１３に示すように構成されており、所謂前後配管が構成されているが、Ｘ配管としてもよい。これについては後述する。
【００６２】
車輪ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲには車輪速度センサＷＳ１乃至ＷＳ４が配設され、これらが電子制御装置ＥＣＵに接続されており、各車輪の回転速度、即ち車輪速度に比例するパルス数のパルス信号が電子制御装置ＥＣＵに入力されるように構成されている。更に、ブレーキペダルＢＰが踏み込まれたときオンとなるブレーキスイッチＢＳ、車両前方の車輪ＦＬ，ＦＲの操舵角θｈを検出する操舵角センサＳＳ、車両の横加速度Ｇｙを検出する横加速度センサＹＧ、車両のヨーレイトγを検出するヨーレイトセンサＹＳ、ステアリング操作時の操舵トルクを検出する操舵トルクセンサＴＳ、及びＥＰＳモータ３の回転角を検出する回転角センサ（図示せず）等が電子制御装置ＥＣＵに接続されている。
【００６３】
尚、操舵トルクセンサＴＳは、電動パワーステアリング装置ＥＰＳの一部を構成しているが、別体としてもよい。また、従動輪側の左右の車輪（本実施形態では車両前方の車輪ＦＬ，ＦＲ）の車輪速度差Ｖfd（＝Ｖwfr −Ｖwfl ）に基づきヨーレイトγを推定することができるので、車輪速度センサＷＳ１及びＷＳ２の検出出力を利用することとすればヨーレイトセンサＹＳを省略することができる。更に、車輪ＲＬ，ＲＲ間に舵角制御装置（図示せず）を設けることとしてもよく、これによれば電子制御装置ＥＣＵの出力に応じてモータ（図示せず）によって車輪ＲＬ，ＲＲの舵角を制御することもできる。
【００６４】
本実施形態の電子制御装置ＥＣＵは、図１２に示すように、バスを介して相互に接続されたプロセシングユニットＣＰＵ、メモリＲＯＭ，ＲＡＭ、入力ポートＩＰＴ及び出力ポートＯＰＴ等から成るマイクロコンピュータＣＭＰを備えている。上記車輪速度センサＷＳ１乃至ＷＳ４、ブレーキスイッチＢＳ、操舵角センサＳＳ、操舵トルクセンサＴＳ、ヨーレイトセンサＹＳ、横加速度センサＹＧ等の出力信号は増幅回路ＡＭＰを介して夫々入力ポートＩＰＴからプロセシングユニットＣＰＵに入力されるように構成されている。また、出力ポートＯＰＴからは駆動回路ＡＣＴを介してスロットル制御装置ＴＨ及びブレーキ液圧制御装置ＢＣに夫々制御信号が出力されるように構成されている。マイクロコンピュータＣＭＰにおいては、メモリＲＯＭは図１４乃至図１９に示したフローチャートを含む種々の処理に供するプログラムを記憶し、プロセシングユニットＣＰＵは図示しないイグニッションスイッチが閉成されている間当該プログラムを実行し、メモリＲＡＭは当該プログラムの実行に必要な変数データを一時的に記憶する。尚、スロットル制御等の各制御毎に、もしくは関連する制御を適宜組合せて複数のマイクロコンピュータを構成し、相互間を電気的に接続することとしてもよい。
【００６５】
図１３は本実施形態におけるブレーキ液圧制御装置ＢＣの一例を示すもので、マスタシリンダＭＣ及び液圧ブースタＨＢがブレーキペダルＢＰの操作に応じて駆動される。液圧ブースタＨＢには補助液圧源ＡＰが接続されており、これらはマスタシリンダＭＣと共に低圧リザーバＲＳに接続されている。
【００６６】
補助液圧源ＡＰは、液圧ポンプＨＰ及びアキュムレータＡccを有する。液圧ポンプＨＰは電動モータＭによって駆動され、低圧リザーバＲＳのブレーキ液を昇圧して出力し、このブレーキ液が逆止弁ＣＶ６を介してアキュムレータＡccに供給され、蓄圧される。電動モータＭは、アキュムレータＡcc内の液圧が所定の下限値を下回ることに応答して駆動され、またアキュムレータＡcc内の液圧が所定の上限値を上回ることに応答して停止する。尚、アキュムレータＡccと低圧リザーバＲＳとの間にはリリーフバルブＲＶが介装されている。而して、アキュムレータＡccから所謂パワー液圧が適宜液圧ブースタＨＢに供給される。液圧ブースタＨＢは、補助液圧源ＡＰの出力液圧を入力し、マスタシリンダＭＣの出力液圧をパイロット圧として、これに比例したブースタ液圧に調圧するもので、これによってマスタシリンダＭＣが倍力駆動される。
【００６７】
マスタシリンダＭＣと車両前方のホイールシリンダＷｆｒ，Ｗｆｌの各々を接続する前輪側の液圧路には、電磁切換弁ＳＡ１及びＳＡ２が介装されており、これらは制御通路Ｐｆｒ及びＰｆｌを介して夫々電磁開閉弁ＰＣ１，ＰＣ５及び電磁開閉弁ＰＣ２，ＰＣ６に接続されている。また、液圧ブースタＨＢとホイールシリンダＷｆｒ等の各々を接続する液圧路には電磁開閉弁ＳＡ３、給排制御用の電磁開閉弁ＰＣ１乃至ＰＣ８が介装されており、後輪側には比例減圧弁ＰＶが介装されている。そして、電磁開閉弁ＳＴＲを介して補助液圧源ＡＰが電磁開閉弁ＳＡ３の下流側に接続されている。図１３では前輪の液圧制御系と後輪の液圧制御系に区分された前後配管が構成されているが、所謂Ｘ配管としてもよい。
【００６８】
前輪側液圧系において、電磁開閉弁ＰＣ１及びＰＣ２は電磁開閉弁ＳＴＲに接続されている。電磁開閉弁ＳＴＲは２ポート２位置の電磁開閉弁であり、非作動時の閉位置では遮断状態で、作動時の開位置では電磁開閉弁ＰＣ１及びＰＣ２を直接アキュムレータＡccに連通する。電磁切換弁ＳＡ１及び電磁切換弁ＳＡ２は３ポート２位置の電磁切換弁で、非作動時は図１３に示す第１位置にあってホイールシリンダＷｆｒ，Ｗｆｌは何れもマスタシリンダＭＣに連通接続されているが、ソレノイドコイルが励磁され第２位置に切換わると、ホイールシリンダＷｆｒ，Ｗｆｌは何れもマスタシリンダＭＣとの連通が遮断され、夫々電磁開閉弁ＰＣ１及びＰＣ５、電磁開閉弁ＰＣ２及びＰＣ６と連通する。
【００６９】
これら電磁開閉弁ＰＣ１及びＰＣ２に対して並列に逆止弁ＣＶ１及びＣＶ２が接続されており、逆止弁ＣＶ１の流入側が制御通路Ｐｆｒに、逆止弁ＣＶ２の流入側が制御通路Ｐｆｌに夫々接続されている。逆止弁ＣＶ１は、電磁切換弁ＳＡ１が作動位置（第２位置）にある場合において、ブレーキペダルＢＰが開放されたときには、ホイールシリンダＷｆｒのブレーキ液の液圧ブースタＨＢへの流れは許容されるが逆方向の流れは阻止される。尚、逆止弁ＣＶ２についても同様である。
【００７０】
次に、後輪側液圧系について説明すると、電磁開閉弁ＳＡ３は２ポート２位置の電磁開閉弁で、非作動時には図１３に示す開位置にあって、電磁開閉弁ＰＣ３，ＰＣ４は比例減圧弁ＰＶを介して液圧ブースタＨＢと連通する。このとき、電磁開閉弁ＳＴＲは閉位置とされ、アキュムレータＡccとの連通が遮断される。電磁開閉弁ＳＡ３が作動時の閉位置に切換えられると、電磁開閉弁ＰＣ３，ＰＣ４は液圧ブースタＨＢとの連通が遮断され、比例減圧弁ＰＶを介して電磁開閉弁ＳＴＲに接続され、この電磁開閉弁ＳＴＲが作動時にアキュムレータＡccと連通する。
【００７１】
また、電磁開閉弁ＰＣ３及びＰＣ４に対して並列に逆止弁ＣＶ３及びＣＶ４が接続されており、逆止弁ＣＶ３の流入側がホイールシリンダＷｒｒに、逆止弁ＣＶ４の流入側がホイールシリンダＷｒｌに夫々接続されている。これらの逆止弁ＣＶ３，ＣＶ４は、ブレーキペダルＢＰが開放されたときには、ホイールシリンダＷｒｒ，Ｗｒｌのブレーキ液圧を液圧ブースタＨＢの出力液圧の低下に迅速に追従させるために設けられたもので、電磁開閉弁ＳＡ３方向へのブレーキ液の流れが許容され逆方向の流れは阻止される。更に、逆止弁ＣＶ５が電磁開閉弁ＳＡ３に並列に設けられており、電磁開閉弁ＳＡ３が閉位置にあるときにも、ブレーキペダルＢＰによる踏み増しが可能とされている。
【００７２】
上記電磁切換弁ＳＡ１，ＳＡ２及び電磁開閉弁ＳＡ３，ＳＴＲ並びに電磁開閉弁ＰＣ１乃至ＰＣ８は前述の電子制御装置ＥＣＵによって駆動制御され、アンチスキッド制御のみならず、制動操舵制御を初めとする各種制御が行なわれる。例えば、ブレーキペダルＢＰが操作されていない状態で行なわれる制動操舵制御時には、液圧ブースタＨＢ及びマスタシリンダＭＣからはブレーキ液圧が出力されないので、電磁切換弁ＳＡ１，ＳＡ２が第２位置とされ、電磁開閉弁ＳＡ３が閉位置とされ、そして電磁開閉弁ＳＴＲが開位置とされる。これにより、補助液圧源ＡＰの出力パワー液圧が電磁開閉弁ＳＴＲ並びに開状態の電磁開閉弁ＰＣ１乃至ＰＣ８を介してホイールシリンダＷｆｒ等に供給され得る状態となる。このように、電磁開閉弁ＰＣ１乃至ＰＣ８が適宜開閉駆動されることによって各ホイールシリンダ内のブレーキ液圧が急増圧、パルス増圧（緩増圧）、パルス減圧（緩減圧）、急減圧、及び保持状態とされ、上記のオーバーステア抑制制御及び／又はアンダーステア抑制制御が行なわれる。
【００７３】
上記のように構成された本実施形態においては、電子制御装置ＥＣＵにより制動操舵制御、アンチスキッド制御等の一連の処理が行なわれ、イグニッションスイッチ（図示せず）が閉成されると図１４乃至図１９等のフローチャートに対応したプログラムの実行が開始し、所定のサイクルで処理が繰り返される。図１４は車両の運動制御作動を示すもので、先ずステップ１０１にてマイクロコンピュータＣＭＰが初期化され、各種の演算値がクリアされる。次にステップ１０２において、車輪速度センサＷＳ１乃至ＷＳ４の検出信号が読み込まれると共に、操舵角センサＳＳの検出信号（操舵角θｈ）、ヨーレイトセンサＹＳの検出信号（実ヨーレイトγ）及び横加速度センサＹＧの検出信号（横加速度Ｇｙ、特に実横加速度として区別するときはＧyaで表す）、操舵トルクセンサＴＳの検出信号（操舵トルクＴstr ）、及びＥＰＳモータ３の回転角等が読み込まれる。
【００７４】
続いてステップ１０３に進み、各車輪の車輪速度Ｖw** （**は各車輪FR等を表す）が演算されると共に、これらが微分され各車輪の車輪加速度ＤＶw** が求められる。続いて、ステップ１０４において各車輪の車輪速度Ｖw** の最大値が車両重心位置での推定車体速度Ｖsoとして演算される（Ｖso＝ＭＡＸ( Ｖw**)）。また、各車輪の車輪速度Ｖw** に基づき各車輪毎に推定車体速度Ｖso**が求められ、更に、必要に応じ、車両旋回時の内外輪差等に基づく誤差を低減するため正規化が行われる。即ち、正規化推定車体速度ＮＶso**がＮＶso**＝Ｖso**（ｎ）−ΔＶr** （ｎ）として演算される。ここで、ΔＶr** （ｎ）は旋回補正用の補正係数で、例えば以下のように設定される。即ち、補正係数ΔＶr** （**は各車輪FR等を表し、特にFWは前二輪、RWは後二輪を表す）は、車両の旋回半径Ｒ及びγ・ＶsoFW（＝横加速度Ｇｙ）に基づき、基準とする車輪を除き各車輪毎のマップ（図示省略）に従って設定される。例えば、ΔＶrFL を基準とすると、これは０とされるが、ΔＶrFR は内外輪差マップに従って設定され、ΔＶrRL は内々輪差マップに従い、ΔＶrRR は外々輪差マップ及び内外輪差マップに従って設定される。
【００７５】
そして、ステップ１０５において、上記ステップ１０３及び１０４で求められた各車輪の車輪速度Ｖw** と推定車体速度Ｖso**（あるいは、正規化推定車体速度ＮＶso**）に基づき各車輪の実スリップ率Ｓa** がＳa** ＝（Ｖso**−Ｖw** ）／Ｖso**として求められる。
【００７６】
次に、ステップ１０６において、後述する路面摩擦係数（路面μ）の推定処理が行われる。次いで、ステップ１０７にて車体横すべり角速度ＤβがＤβ＝Ｇｙ／Ｖso−γとして求められる。尚、Ｇｙは車両の横加速度、Ｖsoは推定車体速度、Ｇｙ／Ｖsoは理論上のヨーレイト、γは実ヨーレイトを表す。次いで、ステップ１０８にて車体横すべり角βがβ＝∫Ｄβｄｔとして求められる。ここで、上記の車体横すべり角βは車体スリップ角とも言い、車両の進行方向に対する車体のすべりを角度で表したものであり、車体横すべり角速度Ｄβは車体横すべり角βの微分値ｄβ／ｄｔである。尚、車体横すべり角βは、進行方向の車速Ｖx とこれに垂直な横方向の車速Ｖy の比に基づき、β＝ｔａｎ^-1（Ｖy ／Ｖx ）として求めることもできる。
【００７７】
次に、ステップ１０９に進み制動操舵制御モードとされ、後述するように制動操舵制御の開始終了判定が行われ、制動操舵制御に供する目標スリップ率が設定され、次いで、後述のステップ１１７の液圧サーボ制御により、車両の運転状態に応じてブレーキ液圧制御装置ＢＣが制御され各車輪に対する制動力が制御される。この制動操舵制御は、後述する全ての制御モードにおける制御に対し重畳される。この後ステップ１１０に進み、アンチスキッド制御開始条件を充足しているか否かが判定され、開始条件を充足し制動操舵時にアンチスキッド制御開始と判定されると、初期特定制御は直ちに終了しステップ１１１にて制動操舵制御及びアンチスキッド制御の両制御を行なうための制御モードに設定される。
【００７８】
ステップ１１０にてアンチスキッド制御開始条件を充足していないと判定されたときには、ステップ１１２に進み前後制動力配分制御開始条件を充足しているか否かが判定され、制動操舵制御時に前後制動力配分制御開始と判定されるとステップ１１３に進み、制動操舵制御及び前後制動力配分制御の両制御を行なうための制御モードに設定され、充足していなければステップ１１４に進みトラクション制御開始条件を充足しているか否かが判定される。制動操舵制御時にトラクション制御開始と判定されるとステップ１１５にて制動操舵制御及びトラクション制御の両制御を行なうための制御モードに設定され、制動操舵制御時に何れの制御も開始と判定されていないときには、ステップ１１６にて制動操舵制御のみを行なう制御モードに設定される。そして、これらの制御モードに基づきステップ１１７にて液圧サーボ制御が行なわれた後ステップ１０２に戻る。尚、ステップ１１１，１１３，１１５，１１６に基づき、必要に応じ、車両の運転状態に応じてスロットル制御装置ＴＨのサブスロットル開度が調整されエンジンＥＧの出力が低減され、駆動力が制限される。
【００７９】
尚、上記アンチスキッド制御モードにおいては、車両制動時に、車輪のロックを防止するように、各車輪に付与する制動力が制御される。また、前後制動力配分制御モードにおいては、車両の制動時に車両の安定性を維持するように、後輪に付与する制動力の前輪に付与する制動力に対する配分が制御される。そして、トラクション制御モードにおいては、車両駆動時に駆動輪のスリップを防止するように、駆動輪に対し制動力が付与されると共にスロットル制御が行なわれ、これらの制御によって駆動輪に対する駆動力が制御される。
【００８０】
次に、図１４のステップ１０６の路面μ推定について、図１５を参照して説明する。先ず、ステップ２０１において、図１４のステップ１０２にて読み込まれたセンサ信号に基づき実セルフアライニングトルクＴsaa が以下のように推定される。本実施形態では、図１２に示すように電動パワーステアリング装置を備えており、前述のように、ステアリング操作によってステアリングシャフト２に作用する操舵トルクＴstr が操舵トルクセンサＴＳによって検出され、この検出操舵トルクＴstr の値に応じてＥＰＳモータ３が制御され、運転者のステアリング操作力が低減される。この場合において、前輪のタイヤに生ずるセルフアライニングトルクはステアリング操作による操舵トルクと電動パワーステアリング装置が出力しているトルクの和から、ステアリング系の摩擦成分を減じたトルクと釣合うことになる。
【００８１】
従って、実セルフアライニングトルクＴsaa はＴsaa ＝Ｔstr ＋Ｔeps −Ｔfrc として求めることができる。ここで、Ｔstr は運転者のステアリング操作によってステアリングシャフトに作用するトルクで、前述のように操舵トルクセンサＴＳによって検出される。Ｔeps は電動パワーステアリング装置が出力するトルクである。これは、例えば、電動パワーステアリング装置を構成するＥＰＳモータ３のモータ電流値とモータ出力トルクとは所定の関係（モータ出力トルクはモータ電流値に略比例）にあるので、モータ電流値に基づいて推定することができる。
【００８２】
上記のＴfrc は、ステアリング系の摩擦成分、即ちステアリング系の摩擦に起因するトルク成分であり、本実施形態ではこれを（Ｔstr ＋Ｔeps ）の和から減ずることによって補正し、実セルフアライニングトルクＴsaa を求めることとしている。以下、この補正方法について図１１を参照して説明する。直進走行状態の場合には、実反力トルク（Ｔstr ＋Ｔeps ）はゼロである。運転者がステアリング操作を開始し、ステアリングホイール（ハンドル）を切り込み始めると、実反力トルクが発生し始める。このとき、最初に、ステアリング機構（図示せず）のクーロン摩擦を打ち消す分のトルクが発生し、次に前方の車輪ＦＬ，ＦＲ（タイヤ）が切れ始めてセルフアライニングトルクが発生するようになる。
【００８３】
従って、直進状態からステアリング操作が行われる初期においては、図１１中のＯ−Ａ間のように、実反力トルクの増加に対してセルフアライニングトルクは未だ発生していないため、セルフアライニングトルクの推定値が実反力トルクに対して僅かな傾きで実セルフアライニングトルクＴsaa （これは正確には補正後の値であり推定値であるが、推定値の語を省略している）として出力される。更にステアリングホイールを切り増し、実反力トルクが摩擦トルク領域を超えた場合には、実セルフアライニングトルクＴsaa は図中のＡ−Ｂ間に沿って出力される。ステアリングホイールが切り戻され、実反力トルクが減少する場合は、図１１中のＢ−Ｃ間のように、僅かな傾きをもつような形で、実セルフアライニングトルクＴsaa が出力される。切り増し時と同様に、実反力トルクが摩擦トルク領域を超えた場合には、実セルフアライニングトルクＴsaa は図１１中のＣ−Ｄ間に沿うように出力される。
【００８４】
図１５に戻り、ステップ２０２にて前述の方法で基準セルフアライニングトルク（Ｔsao ）が演算され、ステップ２０３において前述の方法でグリップ度εが推定される。そして、ステップ２０４に進み、グリップ度εが所定値ε０と比較される。グリップ度εが所定値ε０より大である場合にはステップ２０５に進み、前述（図５又は図１０）の方法で路面摩擦係数μが推定される。
【００８５】
路面摩擦係数μの推定に関しては、前述（図５、図１０又は図２７）の方法のほか、前後の車輪のグリップ度が略等しい場合には、操舵車輪のグリップ度εｍは車両の路面摩擦利用率と概ね一致することから、グリップ度εｍと横加速度Ｇｙに基づき、μ＝Ｇｙ／（１−εｍ）として求めることができる。ここで、μは路面摩擦係数、Ｇｙは横加速度で重力加速度（9.81m/sec²）により無次元化した値である。
【００８６】
即ち、前後の車輪のグリップ度εｍが略等しい場合とは、車両挙動に乱れが無い状態であり、車両挙動が所定値以下（例えば、ヨーレイトが所定値以下）、又は目標車両挙動と実車両挙動の偏差が所定値以下（例えば、目標ヨーレイトと実ヨーレイトの偏差の絶対値が所定値以下）の条件によって判定される。このような場合には、車輪のグリップ度εｍと車両の路面摩擦利用率（即ち、横加速度利用率）は略一致し、εｍ＝１−（Ｇｙ／μ）となる。従って、路面摩擦係数μはμ＝Ｇｙ／（１−εｍ）で表され、グリップ度εｍと横加速度Ｇｙに基づいて推定することができる。更に、グリップ度εｍとグリップ度εは、図２７に示す所定の関係にあるため、この関係を考慮して、グリップ度εと横加速度Ｇｙに基づいて路面摩擦係数μを推定することもできる。
【００８７】
次に、図１４のステップ１０９における制動操舵制御モード処理の詳細を図１６を参照して説明する。ここで、制動操舵制御にはオーバーステア抑制制御及びアンダーステア抑制制御が含まれ、各車輪に関しオーバーステア抑制制御及び／又はアンダーステア抑制制御に応じた目標スリップ率が設定される。
【００８８】
先ず、ステップ３０１にて後述するように制御基準直線が演算される。この制御基準直線は、オーバーステア抑制制御の開始基準直線（以下、制御開始基準直線といい、制御開始閾値となる）、オーバーステア抑制制御の終了基準直線（以下制御終了基準直線といい、制御終了閾値となる）である。
【００８９】
次いで、ステップ３０２で後述するオーバーステア抑制制御の開始・終了判定が行なわれる。ここでは、オーバーステア抑制本制御の開始終了判定が行われる。そして、ステップ３０３にてアンダーステア抑制制御の開始・終了判定が行われる。ここで行なわれるアンダーステア抑制制御の開始・終了判定は、図２４に斜線で示す制御領域にあるか否かに基づいて行なわれる。即ち、判定時において目標横加速度Ｇytに対する実横加速度Ｇyaの変化に応じて、一点鎖線で示す理想状態から外れて制御領域に入ればアンダーステア抑制制御が開始され、制御領域を脱すればアンダーステア抑制制御が終了とされる。
【００９０】
続いて、ステップ３０４にてオーバーステア抑制制御が制御中か否かが判定され、制御中でなければステップ３０５にてアンダーステア抑制制御が制御中か否かが判定され、これも制御中でなければそのままメインルーチンに戻る。ステップ３０５にてアンダーステア抑制制御と判定されたときにはステップ３０６に進み、各車輪の目標スリップ率が後述するアンダーステア抑制制御用に設定される。ステップ３０４にてオーバーステア抑制制御と判定されると、ステップ３０７に進みアンダーステア抑制制御が制御中か否かが判定され、アンダーステア抑制制御でなければステップ３０８において各車輪の目標スリップ率は後述するオーバーステア抑制制御用に設定される。また、ステップ３０７でアンダーステア抑制制御が制御中と判定されると、オーバーステア抑制制御とアンダーステア抑制制御が同時に行なわれることになり、ステップ３０９にて同時制御用の目標スリップ率が設定される。
【００９１】
先ず、オーバーステア抑制制御用の目標スリップ率の設定には、車体横すべり角βと車体横すべり角速度Ｄβが用いられる。また、アンダーステア抑制制御における目標スリップ率の設定には、目標横加速度Ｇytと実横加速度Ｇyaとの差が用いられる。この目標横加速度ＧytはＧyt＝γ（θｈ）・Ｖsoに基づいて求められる。ここで、γ（θｈ）はγ（θｈ）＝｛θｈ／( Ｎ・Ｌ）｝・Ｖso／（１＋Ｋｆ・Ｖso²）として求められ、Ｋｆはスタビリティファクタ、Ｎはステアリングギヤ比、Ｌはホイールベースを表す。
【００９２】
ステップ３０６における各車輪の目標スリップ率は、旋回外側の前輪がＳtufoに設定され、旋回外側の後輪がＳturoに設定され、旋回内側の後輪がＳturiに設定される。ここで示したスリップ率（Ｓ）の符号については "t"は「目標」を表し、後述の「実測」を表す "a"と対比される。 "u"は「アンダーステア抑制制御」を表し、 "r"は「後輪」を表し、 "o"は「外側」を、 "i"は「内側」を夫々表す。
【００９３】
ステップ３０８における各車輪の目標スリップ率は、旋回外側の前輪がＳtefoに設定され、旋回外側の後輪がＳteroに設定される。ここで、 "e"は「オーバーステア抑制制御」を表す。そして、ステップ３０９においては、各車輪の目標スリップ率は、旋回外側の前輪がＳtefoに設定され、旋回外側の後輪がＳturoに設定され、旋回内側の後輪がＳturiに夫々設定される。即ち、オーバーステア抑制制御とアンダーステア抑制制御が同時に行なわれるときには、旋回外側の前輪はオーバーステア抑制制御の目標スリップ率と同様に設定され、後輪は何れもアンダーステア抑制制御の目標スリップ率と同様に設定される。尚、何れの場合も旋回内側の前輪（即ち、後輪駆動車における従動輪）は推定車体速度設定用のため非制御とされている。
【００９４】
オーバーステア抑制制御に供する旋回外側前輪の目標スリップ率Ｓtefoは、Ｓtefo＝Ｋ1 ・β＋Ｋ2 ・Ｄβとして設定され、旋回外側後輪の目標スリップ率ＳteroはＳtero＝Ｋ3 ・β＋Ｋ4 ・Ｄβとして設定される。ここで、Ｋ1 乃至Ｋ４は定数で、旋回外側の車輪に対する目標スリップ率Ｓtefo及びＳteroは、加圧方向（制動力を増大する方向）の制御を行なう値に設定される。
【００９５】
一方、アンダーステア抑制制御に供する目標スリップ率は、目標横加速度Ｇytと実横加速度Ｇyaの偏差ΔＧy に基づいて以下のように設定される。即ち、旋回外側の前輪に対する目標スリップ率ＳtefoはＫ５・ΔＧy と設定され、定数Ｋ５は加圧方向（もしくは減圧方向）の制御を行なう値に設定される。また、後輪に対する目標スリップ率Ｓturo及びＳturiは夫々Ｋ６・ΔＧy 及びＫ７・ΔＧy に設定され、定数Ｋ６，Ｋ７は何れも加圧方向の制御を行なう値に設定される。
【００９６】
次に、図１６のステップ３０１における制御基準直線演算処理の詳細を図１７を用いて説明する。ステップ４０１乃至４０３により制御開始基準直線Ａ1 ，Ａ2 が演算され、ステップ４０４乃至４０６により制御終了基準直線Ｂ1 ，Ｂ2 が演算される。以下各基準直線の演算処理について説明する。
【００９７】
先ず、ステップ４０１において、図１５で演算された路面μ（μmax ）に基づき、制御パラメータの一つである制御開始感度係数Ｋｓが演算される。即ち、図２０に示す路面μ（μmax ：以下同様）と制御開始感度係数Ｋｓとの関係に基づき、制御開始感度係数Ｋｓが演算され、路面μが低くなる程それが小さくなる。尚、路面μがμ１以下であれば制御開始感度係数Ｋｓが下限値Ｋs1とされ、路面μがμ２以上であればそれが上限値Ｋs2とされる。
【００９８】
次いで、ステップ４０２にて車体横すべり角βをｘ軸（横軸）、車体横すべり角速度Ｄβをｙ軸（縦軸）としたオーバーステア抑制制御マップ（図２２参照）における開始切片Ｘｓ，ＹｓがＸｓ＝Ｋｓ・Ｘso（Ｘｓは正），Ｙｓ＝Ｋｓ・Ｙso（Ｙｓは正）として夫々演算される。ここで、Ｘso, Ｙsoは、開始切片基準値であり、夫々定数とされる。
【００９９】
続いてステップ４０３にて、制御開始基準直線Ａ１，Ａ２の方程式に関し、Ａ１はＤβ11＝（−Ｙｓ／Ｘｓ）・β＋Ｙｓとして演算され、Ａ２はＤβ12＝（−Ｙｓ／Ｘｓ）・β−Ｙｓとして演算される。つまり、開始基準直線Ａ１は、開始切片Ｘｓ，Ｙｓ〔即ち（Ｘｓ，０）と（０，Ｙｓ）〕を通るものであり、開始基準直線Ａ２は、開始切片−Ｘｓ，−Ｙｓ〔即ち（−Ｘｓ，０）と（０，−Ｙｓ）〕を通るものである。低μ（例えば０．２Ｇ）の場合の開始基準直線Ａ１，Ａ２を図２２、高μ（例えば０．８Ｇ）の場合の開始基準直線Ａ１，Ａ２を図２３に示す。図２２，２３から明らかなように、低μの開始基準直線巾は、高μのそれに比べて小さくなっている。これは低μ程制御開始が早まることを意味している。
【０１００】
次に、ステップ４０４にて図１５で演算した路面μに基づき制御終了ヒステリシス係数Ｋｈが演算される。即ち、図２１に示す路面μと終了ヒステリシス係数Ｋｈの関係に基づき、終了ヒステリシス係数Ｋｈが演算され、路面μが高くなる程それが大きくなる。尚、路面μがμ１以下であれば終了ヒステリシス係数Ｋｈが下限値Ｋh1とされ、路面μがμ２以上であればそれが上限値Ｋh2とされる。
【０１０１】
次いで、ステップ４０５にて上述したオーバーステア抑制制御マップにおける終了切片ＹｅがＹｅ＝（１−Ｋｈ）・Ｙｓ（Ｙｅは正）として演算される。続いて、ステップ４０６にて制御終了基準直線Ｂ１，Ｂ２の方程式がＢ１：Ｄβ21＝（−Ｙｓ／Ｘｓ）・β＋Ｙｅ，Ｄβ22＝（−Ｙｓ／Ｘｓ）・β−Ｙｅとして演算される。つまり、終了基準直線Ｂ１は、傾きがＡ１と等しく、切片がＹｅの直線であり、終了基準直線Ｂ２は、傾きがＡ２と等しく、切片が−Ｙｅの直線である。低μ（例えば０．２Ｇ）の場合の終了基準直線Ｂ１，Ｂ２を図２２、高μ（例えば０．８Ｇ）の場合の終了基準直線Ｂ１，Ｂ２を図２３に示す。図２２，２３から明らかなように、高μの開始基準直線と終了基準直線との間の巾は、低μのそれに比べて大きくなっている。これは高μ程制御を緩やかに終了させることを意味している。
【０１０２】
次に、図１６のステップ３０２におけるオーバーステア抑制制御開始終了判定処理の詳細を図１８を参照して説明する。先ず、ステップ５０１にてオーバーステア抑制本制御中（以下本制御中という）か否かが判定される。本制御中でなければ、ステップ５０２にて図１４のステップ１０８で演算された車体横すべり角βに対するステップ１０７で演算された車体横すべり角速度Ｄβ（以下演算車体横すべり角速度Ｄβという）が、開始基準直線Ａ１の方程式に前記演算車体横すべり角βを代入した値Ｄβ11以上（Ｄβ≧Ｄβ11）か否かが判定される。つまり、演算した車体横すべり角β、車体横すべり角速度Ｄβの座標（β，Ｄβ）が開始基準直線Ａ１よりも上方の領域か否かが判定される。Ｄβ≧Ｄβ11であれば、ステップ５０３に進み、本制御開始要と判定される。
【０１０３】
ステップ５０２でＤβ≧Ｄβ11でなければ、ステップ５０４に進み、演算車体横すべり角速度Ｄβが開始基準直線Ａ２の方程式に車体横すべり角βを代入した値Ｄβ12以下（Ｄβ≦Ｄβ12）か否かが判定される。つまり、演算した座標（β，Ｄβ）が開始基準直線Ａ２よりも下方の領域か否かが判定される。Ｄβ≦Ｄβ12であれば、ステップ５０３に進み、本制御開始要と判定され、Ｄβ≦Ｄβ12でなければ、そのままメインルーチンに戻る。
【０１０４】
ステップ５０１で本制御中であると判定されると、ステップ５０５にて演算車体横すべり角速度Ｄβが終了基準直線Ｂ２の方程式に車体横すべり角βを代入した値Ｄβ22以上で、且つ車体横すべり角速度Ｄβが終了基準直線Ｂ１の方程式に車体横すべり角βを代入した値Ｄβ21以下（Ｄβ22≦Ｄβ≦Ｄβ21）であるか否かが判定される。つまり、演算した座標（β，Ｄβ）が終了基準直線Ｂ２よりも上方の領域で且つ終了基準直線Ｂ１よりも下方の領域にあるか否かが判定される。Ｄβ22≦Ｄβ≦Ｄβ21であれば、ステップ５０６に進み、本制御終了要と判定され、Ｄβ22≦Ｄβ≦Ｄβ21でなければ、メインルーチンに戻る。
【０１０５】
一方、本制御については、低μの場合には、図２２に示すようにＤ−Ｅ間及びＦ−Ｇ間で本制御が行われ、高μの場合には、図２３に示すようにＨ−Ｉ間で本制御が行われる。尚、制御開始基準直線から制御領域側に外れるに従って制御量（制御パラメータ）が大となるように各車輪の制動力が制御される。
【０１０６】
次に、図１４のステップ１１７で行なわれる液圧サーボ制御の処理の詳細を、図１９を参照して説明する。ここでは、各車輪についてホイールシリンダ液圧のスリップ率サーボ制御が行なわれる。
【０１０７】
先ず、前述のステップ３０６，３０８又は３０９にて設定された目標スリップ率Ｓt** がステップ６０１にて読み出され、これらがそのまま各車輪の目標スリップ率Ｓt** として読み出される。このフローチャートでは記載を省略したが、更に、各種制御モードに応じて、目標スリップ率Ｓt** に例えばアンチスキッド制御モード用のスリップ率補正量ΔＳs** が加算されて目標スリップ率Ｓt** が更新される。同様に、目標スリップ率Ｓt** に、前後制動力配分制御モード用のスリップ率補正量ΔＳb** が加算され、あるいはトラクション制御モード用のスリップ率補正量ΔＳr** が加算されて目標スリップ率Ｓt** が更新される。
【０１０８】
そして、ステップ６０２において各車輪毎にスリップ率偏差ΔＳt** が演算されると共に、ステップ６０３にて車体加速度偏差ΔＤＶso**が演算される。ステップ６０２においては、各車輪の目標スリップ率Ｓt** と実スリップ率Ｓa** の差が演算されスリップ率偏差ΔＳt** が求められる（ΔＳt** ＝Ｓt** −Ｓa** ）。また、ステップ６０３においては車両重心位置での推定車体加速度ＤＶsoと制御対象の車輪における車輪加速度ＤＶw** の差が演算され、車体加速度偏差ΔＤＶso**が求められる。このときの各車輪の実スリップ率Ｓa** 及び車体加速度偏差ΔＤＶso**はアンチスキッド制御、トラクション制御等の制御モードに応じて演算が異なるが、これらについては説明を省略する。
【０１０９】
続いて、ステップ６０４に進みスリップ率偏差ΔＳt** の絶対値が所定値Ｋa と比較され、所定値Ｋa 以上であればステップ６０６にてスリップ率偏差ΔＳt** の積分値が更新される。即ち、今回のスリップ率偏差ΔＳt** にゲインＧI** を乗じた値が前回のスリップ率偏差積分値ＩΔＳt** に加算され、今回のスリップ率偏差積分値ＩΔＳt** が求められる。スリップ率偏差ΔＳt** の絶対値が所定値Ｋa を下回るときにはステップ６０５にてスリップ率偏差積分値ＩΔＳt** はクリア（０）される。次にステップ６０７乃至６１０において、スリップ率偏差積分値ＩΔＳt** が上限値Ｋb 以下で下限値Ｋc 以上の値に制限され、上限値Ｋb を超えるときはＫb に設定され、下限値Ｋc を下回るときはＫc に設定された後、ステップ６１１に進む。
【０１１０】
ステップ６１１においては、各制御モードにおけるブレーキ液圧制御に供する一つのパラメータＹ**がＧs** ・（ΔＳt** ＋ＩΔＳt** ）として演算される。ここでＧs** はゲインであり、車体横すべり角βに応じて図２６に実線で示すように設定される。また、ステップ６１２において、ブレーキ液圧制御に供する別のパラメータＸ**がＧd** ・ΔＤＶso**として演算される。このときのゲインＧd** は図２６に破線で示すように一定の値である。
【０１１１】
この後、ステップ６１３に進み、各車輪毎に、上記パラメータＸ**，Ｙ**に基づき、図２５に示す制御マップに従って液圧制御モードが設定される。図２５においては予め急減圧領域、パルス減圧領域、保持領域、パルス増圧領域及び急増圧領域の各領域が設定されており、ステップ６１３にてパラメータＸ**及びＹ**の値に応じて、何れの領域に該当するかが判定される。尚、非制御状態では液圧制御モードは設定されない（ソレノイドオフ）。
【０１１２】
ステップ６１３にて今回判定された領域が、前回判定された領域に対し、増圧から減圧もしくは減圧から増圧に切換わる場合には、ブレーキ液圧の立下りもしくは立上りを円滑にする必要があるので、ステップ６１４において増減圧補償処理が行われる。例えば急減圧モードからパルス増圧モードに切換るときには、急増圧制御が行なわれ、その時間は直前の急減圧モードの持続時間に基づいて決定される。そして、ステップ６１５にて上記液圧制御モード及び増減圧補償処理に応じて、ブレーキ液圧制御装置ＢＣを構成する各電磁弁のソレノイドが駆動され、各車輪の制動力が制御される。
【０１１３】
以上示したように、本実施形態では、オーバーステア抑制本制御における開始基準直線、終了基準直線を路面μに応じて調整しているが、アンダーステア抑制本制御における開始基準直線、終了基準直線及びアンダーステア抑制プレ制御における開始終了基準直線を路面μに応じて調整することもできる。
【０１１４】
【発明の効果】
本発明は上述のように構成されているので以下の効果を奏する。即ち、請求項１に記載の路面摩擦係数推定装置によれば、車両前方の車輪に対する横方向のグリップの程度を表すグリップ度を推定し、このグリップ度に基づき路面摩擦係数を推定することとしているので、摩擦力限界に達する前の早い段階で路面摩擦係数を精度よく推定することができる。特に、前述の基準セルフアライニングトルク設定手段を設けることにより、セルフアライニングトルク推定手段で推定されたセルフアライニングトルクと基準セルフアライニングトルクとの比較結果に基づきグリップ度を容易且つ精度よく推定することができ、ひいては路面摩擦係数を精度よく推定することができる。
【０１１６】
更に、前記摩擦係数推定手段を、請求項２に記載のように構成すれば、容易に路面摩擦係数を精度よく推定することができる。また、前記摩擦係数推定手段を、請求項３に記載のように構成しても、摩擦力限界に達する前の早い段階で、横加速度とグリップ度に基づき路面摩擦係数を精度よく推定することができる。
【０１１７】
そして、本発明の車両の運動制御装置は、請求項４に記載のように構成されているので、摩擦力限界に達する前の早い段階で路面摩擦係数を精度よく推定することができ、この路面摩擦係数に応じて制御パラメータを調整して、適切に車両の運動制御を行なうことができる。特に、前述の基準セルフアライニングトルク設定手段を設けることによりグリップ度を容易且つ精度よく推定することができ、ひいては路面摩擦係数を精度よく推定することができるので、適切に車両の運動制御を行なうことができる。
【０１１９】
更に、前記摩擦係数推定手段を、請求項５に記載のように構成すれば、容易に路面摩擦係数を精度よく推定することができるので、適切に車両の運動制御を行なうことができる。また、前記摩擦係数推定手段を、請求項６に記載のように構成しても、摩擦力限界に達する前の早い段階で、横加速度とグリップ度に基づき路面摩擦係数を精度よく推定することができるので、適切に車両の運動制御を行なうことができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の路面摩擦係数推定装置の一実施形態を示すブロック図である。
【図２】一般的な車両に関し、タイヤが横すべりしながら転動する状態におけるセルフアライニングトルクとサイドフォースの関係を示すグラフである。
【図３】図２のセルフアライニングトルクとサイドフォースの関係を簡略して示すグラフである。
【図４】本発明の一実施形態における前輪サイドフォースに対するセルフアライニングトルクの関係を示すグラフである。
【図５】本発明の一実施形態における前輪サイドフォースに対するセルフアライニングトルクの関係を示すグラフである。
【図６】本発明の他の実施形態に係る路面摩擦係数推定装置のブロック図である。
【図７】本発明の他の実施形態における前輪スリップ角に対する前輪サイドフォース及びセルフアライニングトルクの関係を示すグラフである。
【図８】本発明の他の実施形態における前輪スリップ角に対するセルフアライニングトルクの関係を示すグラフである。
【図９】本発明の他の実施形態における前輪スリップ角に対するセルフアライニングトルクの関係を示すグラフである。
【図１０】本発明の他の実施形態における前輪スリップ角に対するセルフアライニングトルクの関係を示すグラフである。
【図１１】本発明の一実施形態においてセルフアライニングトルクの推定時の補正に供するステアリング系の摩擦成分の特性を示すグラフである。
【図１２】本発明の車両の運動制御装置の一実施形態を示す構成図である。
【図１３】本発明の一実施形態におけるブレーキ液圧制御装置を示す構成図である。
【図１４】本発明の一実施形態における車両の運動制御の全体を示すフローチャートである。
【図１５】本発明の一実施形態における路面摩擦係数の推定の処理を示すフローチャートである。
【図１６】本発明の一実施形態における制動操舵制御の処理を示すフローチャートである。
【図１７】本発明の一実施形態における制御基準直線演算処理を示すフローチャートである。
【図１８】本発明の一実施形態におけるオーバーステア抑制制御開始終了判定処理を示すフローチャートである。
【図１９】本発明の一実施形態における液圧サーボ制御の処理を示すフローチャートである。
【図２０】本発明の一実施形態に供する路面μと制御開始感度係数Ｋｓとの関係を示すグラフである。
【図２１】本発明の一実施形態に供する路面μと終了ヒステリシス係数Ｋｈの関係を示すグラフである。
【図２２】本発明の一実施形態に供するオーバーステア抑制制御マップで、低μの場合の開始基準直線を示すグラフである。
【図２３】本発明の一実施形態に供するオーバーステア抑制制御マップで、高μの場合の開始基準直線を示すグラフである。
【図２４】本発明の一実施形態に供するアンダーステア抑制制御の開始・終了判定領域を示すグラフである。
【図２５】本発明の一実施形態においてブレーキ液圧制御に供するパラメータと液圧制御モードとの関係を示すグラフである。
【図２６】本発明の一実施形態における車体横すべり角とパラメータ演算用のゲインとの関係を示すグラフである。
【図２７】本発明の更に他の実施形態における前輪スリップ角に対するセルフアライニングトルクの関係を示すグラフである。
【図２８】本発明におけるニューマチックトレールに基づくグリップ度εと路面摩擦余裕度に基づくグリップ度εｍとの関係を示すグラフである。
【符号の説明】
ＥＰＳ電動パワーステアリング装置，ＥＧエンジン，
ＹＳヨーレイトセンサ，ＹＧ横加速度センサ，
ＥＣＵ電子制御装置，ＢＰブレーキペダル，
ＢＳブレーキスイッチ，ＭＣマスタシリンダ
ＦＲ，ＦＬ，ＲＲ，ＲＬ車輪，ＷＳ１〜ＷＳ４車輪速度センサ
Ｗfr，Ｗfl，Ｗrr，Ｗrl ホイールシリンダ，
ＢＣブレーキ液圧制御装置[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an apparatus for estimating a road surface friction coefficient, and relates to an apparatus for estimating a grip degree representing a degree of a grip in a lateral direction with respect to a wheel in front of a vehicle and estimating a road surface friction coefficient based on the grip degree. In addition, this road surface friction coefficient estimating device is provided, and at the time of turning of the vehicle, by applying braking force to each wheel regardless of whether or not the brake pedal is operated, excessive oversteer and excessive understeer are caused. The present invention relates to a vehicle motion control apparatus that performs various controls, including braking steering control for suppressing control.
[0002]
[Prior art]
A vehicle motion control device is disclosed in, for example, Japanese Patent Laid-Open No. 9-301147. This is to improve the response of control start at low μ and to reduce the unnecessary start of control at high μ, and at least according to the operation of the brake pedal for each wheel of the vehicle A brake fluid pressure control device for applying a braking force, a vehicle state quantity estimating means for estimating a motion state quantity of the vehicle, and a vehicle motion state quantity estimated by the vehicle state quantity estimating means when the control start threshold value is exceeded Start control means for determining that the control needs to be started, and when the start determination means determines that the control needs to be started, the brake hydraulic pressure control device is controlled to correct the yaw moment of the vehicle to a stable side, and the vehicle In a vehicle motion control device comprising a motion control means for applying a braking force to each of the wheels, a road surface friction coefficient estimation means for estimating a friction coefficient of the road surface, and a road surface estimated by the road surface friction coefficient estimation means Start threshold setting means for setting a control start threshold so as to be smaller as the friction coefficient is lower.
[0003]
On the other hand, in Japanese Patent No. 3166472, a road surface friction coefficient detecting device is disclosed, and as its prior art, when a lateral slip angle of a wheel becomes large to some extent during vehicle turning, a cornering force acting on the wheel is saturated, Based on the fact that the value at that time corresponds to the road surface μ, a technique for detecting the road surface μ from the saturation value of the cornering force is known, and as an example, Japanese Patent Laid-Open No. 60-148769 is cited. . In the patent publication, any of the conventional road surface μ detection technologies can detect the road surface μ only when the wheel grip state is close to the limit, and before the wheel grip state approaches the limit, the road surface μ can be detected. If the relationship between the restoring moment and the cornering force is used, the road surface μ can be detected from a region where the cornering force is smaller than the relationship between the lateral slip angle of the wheel and the cornering force. Trying to get.
[0004]
In the above patent publication, when it is continuously estimated that the detection accuracy is in a lowered state, the final road surface friction coefficient of each time continues to coincide with the previous final friction road surface coefficient, and eventually the final road surface friction coefficient of each time. However, the road surface μ to be supplied in the reduced detection accuracy state is determined based on the design policy of the vehicle control device. By determining the value of each time of the road surface μ to approach a preset value instead of the previous value in the detection accuracy lowered state, an appropriate road surface μ can be determined even in the detection accuracy lowered state. The following devices have been proposed for the purpose of enabling output.
[0005]
In other words, the detection accuracy of the temporary road friction coefficient, which is the current provisional value of the road friction coefficient, is estimated based on the relationship between the current detection restoring moment and the detected cornering force, and at least the current detection restoring moment is preset. Based on the set road surface friction coefficient, the final road surface friction coefficient, which is the final value of the road surface friction coefficient, approaches the current temporary road surface friction coefficient as the estimated detection accuracy increases, and becomes the set road surface friction coefficient as it decreases. Devices have been proposed that are determined to approach.
[0006]
Furthermore, Japanese Patent Laid-Open No. 11-99956 discloses a vehicle variable steering angle ratio steering device for the purpose of preventing the steering wheel from being cut too much, and an index of lateral force usage rate or lateral G usage rate is disclosed. It is used. That is, according to the apparatus described in the publication, first, the road surface friction coefficient μ is estimated, and the usage rate of the lateral force is obtained. Since the cornering power Cp of the tire decreases as the road surface friction coefficient μ decreases, the rack axial reaction force received from the road surface at the same rudder angle decreases according to the road surface friction coefficient μ. Therefore, the front wheel rudder angle and the rack shaft reaction force are actually measured, and the road surface friction coefficient μ can be estimated by comparing the actual rack shaft reaction force with respect to the front wheel rudder angle and a reference rack shaft reaction force set in advance as an internal model. It can be done. Further, an equivalent friction circle is set based on the road surface friction coefficient μ, the amount of frictional force used by the longitudinal force is subtracted, the maximum generated lateral force is obtained, and the ratio with the currently generated lateral force is defined as the lateral force usage rate. Alternatively, a lateral G sensor can be provided, and the lateral G usage rate can be set based on the detected lateral G.
[0007]
[Problems to be solved by the invention]
The vehicle motion control apparatus described in the above-mentioned Japanese Patent Application Laid-Open No. 9-301147 is configured to adjust the start sensitivity, which is one of the control parameters, according to the road surface friction coefficient (road surface μ). The road surface μ required in this case is the maximum friction coefficient. Therefore, unless otherwise specified, the road surface μ is usually used to mean the maximum friction coefficient of the road surface.
[0008]
However, in the conventional technology, it is difficult to accurately detect the road surface friction coefficient before reaching the friction force limit. Therefore, in general, the friction coefficient is usually set to a high μ to prevent malfunction. The value is updated to the low μ side by the filter value of the friction coefficient estimation value. In this method, on a low μ road surface, it takes time until the estimated friction coefficient converges to its true value, and there is a risk that the start of control will be delayed. Further, the control amount may be shifted from the control amount that should correspond to the road surface μ, so that it is difficult to ensure good controllability.
[0009]
According to the road surface friction coefficient detecting device described in the above-mentioned Japanese Patent No. 3166472, when the detection accuracy is reduced, as it is determined that the detection coefficient decreases to approach the set road surface friction coefficient when the detection accuracy is reduced. The road surface μ, that is, the value estimated as the maximum friction coefficient of the road surface is set to an appropriate value as much as possible, and is applicable to the motion control device, but in the same patent publication, the same as the road surface μ in other devices In particular, the road surface μ can not be accurately estimated at an early stage until reaching the maximum friction coefficient of the road surface, which is suitable for adjusting the control parameter in the motion control device.
[0010]
Here, there is a limit to the frictional force between the road surface and the tire, so if the vehicle reaches the frictional force limit and enters an excessive understeer state, in order to maintain the driving turning radius intended by the driver In addition to controlling the yaw motion of the vehicle, that is, the vehicle posture on the road surface of the vehicle, it is necessary to decelerate the vehicle. However, in the device described in the above-mentioned JP-A-6-99800, etc., the vehicle behavior is determined after the tire reaches the frictional force limit. Therefore, when the vehicle is decelerated in this situation, the cornering force decreases, and the understeer Concern is a concern. Furthermore, since an actual control system has a control dead zone, the above-described control is executed after a certain amount of vehicle behavior occurs.
[0011]
Further, the road curve shape is a clothoid curve, and when the driver tries to trace the road curve, the steering wheel (steering wheel) is gradually cut. Therefore, when the approach speed to the curve is high, the side force generated on the wheels does not balance with the centrifugal force, and the vehicle tends to bulge outside the curve. In such a case, the devices described in the above-mentioned JP-A-6-99800 and JP-A-62-146754 operate, but since the control is started at the turning limit, the vehicle speed is sufficiently increased by this control. There is a case where it cannot be lowered, and there is a case where bulging to the outside of the curve cannot be prevented only by the aforementioned control.
[0012]
By the way, in pages 179 to 180 of the Automotive Technology Handbook <Volume 1> Fundamentals / Theory (issued by the Japan Society for Automotive Engineers on December 1, 1990), the tires roll while sliding with a side slip angle α. The moving state is described as shown in FIG.
[0013]
That is, in FIG. 2, the tread surface of the tire indicated by a broken line comes into contact with the road surface at the front end of the contact surface including point A in FIG. 2, adheres to the road surface up to point B, and moves in the tire traveling direction. Then, the sliding starts at the point where the deformation force due to the transverse shear deformation becomes equal to the frictional force, and returns to the original state after leaving the road surface at the rear end including the point C. At this time, the force Fy (side force) generated in the entire contact surface is a product of the lateral deformation area of the tread portion (shaded portion in FIG. 2) and the lateral elastic constant of the tread portion per unit area. As shown in FIG. 2, the side force Fy force point is e below the tire centerline (point O)._nOnly (pneumatic trail) is behind (to the left in FIG. 2). Therefore, the moment Fy · e at this time_nIs the self-aligning torque (Tsa), which acts in the direction of decreasing the side slip angle α.
[0014]
Next, a case where a tire is mounted on the vehicle will be described with reference to FIG. In order to improve the return of the steering wheel (handle), the vehicle steering wheel is usually provided with a caster angle and a caster trail e._cIs provided. Accordingly, the ground contact point of the wheel becomes the point O ′, and the moment for restoring the steering wheel is Fy · (e_n+ E_c)
[0015]
When the grip state in the lateral direction of the tire is lowered and the slip region is enlarged, the lateral deformation of the tread portion is changed from the ABC shape in FIG. 3 to the ADC shape. As a result, the applied force point of the side force Fy moves forward (from point H to point J in FIG. 3) with respect to the vehicle traveling direction. In other words, pneumatic trail e_nBecomes smaller. Therefore, even if the same side force Fy is applied, if the adhesion area is large and the slip area is small (that is, when the lateral grip of the tire is high), the pneumatic trail e_nIncreases and the self-aligning torque Tsa increases. Conversely, if the lateral grip of the tire is lost and the slip area increases, the pneumatic trail e_nBecomes smaller and the self-aligning torque Tsa decreases.
[0016]
As described above, pneumatic trail e_nIf attention is paid to this change, it is possible to detect the degree of grip in the lateral direction of the tire. And pneumatic trail e_nSince this change appears in the self-aligning torque Tsa, it is possible to estimate the grip degree (hereinafter referred to as the grip degree) representing the degree of grip in the lateral direction with respect to the wheels ahead of the vehicle based on the self-aligning torque Tsa. Further, as will be described later, the degree of grip can be estimated based on the margin of side force against road surface friction.
[0017]
The grip degree is different from the lateral force usage rate or the lateral G usage rate disclosed in the above-mentioned Japanese Patent Application Laid-Open No. 11-99956 as follows. In the apparatus described in the publication, the maximum lateral force that can be generated on the road surface is obtained from the road surface friction coefficient μ. The road surface friction coefficient μ is estimated based on the dependency of the cornering power Cp (the value of the side force when the slip angle is 1 deg) on the road surface friction coefficient μ. However, the cornering power Cp is influenced not only by the road surface friction coefficient μ, but also by the shape of the tire contact surface (contact surface length and width), the elasticity of the tread rubber, and the like. For example, when water is present on the tread surface, or when the tread rubber elasticity changes due to tire wear or temperature, the cornering power Cp changes even if the road surface friction coefficient μ is the same. Thus, in the technique described in the publication, no consideration is given to the characteristics of the wheel as a rubber tire.
[0018]
Then, this invention makes it a subject to provide the road surface friction coefficient estimation apparatus which can estimate a road surface friction coefficient accurately at an early stage before reaching a frictional force limit.
[0019]
In addition, the present invention accurately estimates the road surface friction coefficient at an early stage before reaching the frictional force limit, adjusts the control parameter in accordance with the road surface friction coefficient, and can appropriately perform vehicle motion control. It is an object to provide a control device.
[0020]
[Means for Solving the Problems]
  In order to solve the above-mentioned problems, a road surface friction coefficient estimating device according to the present invention provides a steering force index including a steering torque and a steering force applied to a steering system from a steering wheel of a vehicle to a suspension. Steering force index detecting means for detecting at least one of the steering force indices, and self-aligning torque estimation for estimating self-aligning torque generated at the front wheel of the vehicle based on a detection signal of the steering force index detecting means. A vehicle state quantity detection means for detecting the vehicle state quantity, and a small number of front wheel indices including a side force and a front wheel slip angle with respect to a wheel in front of the vehicle based on a detection signal of the vehicle state quantity detection means. Both the front wheel index estimating means for estimating one front wheel index, and the self-alignment for the front wheel index estimated by the front wheel index estimating means. Grip degree estimating means for estimating a grip degree for a wheel in front of the vehicle based on a change in self-aligning torque estimated by the grip torque estimating means, and at least the vehicle based on the grip degree estimated by the grip degree estimating means. Friction coefficient estimating means for estimating the friction coefficient for the road surface of the front wheelThe characteristics of the front wheel index estimated by the front wheel index estimation means and the self-aligning torque estimated by the self-aligning torque estimation means are approximated to a linear shape that passes through at least the origin and has a gradient at the origin. Reference self-aligning torque setting means for setting a reference self-aligning torque based on a reference self-aligning torque characteristic for identifying the gradient during traveling is provided, and the grip degree estimation means sets the reference self-aligning torque setting. Based on the comparison result between the reference self-aligning torque set by the means and the self-aligning torque estimated by the self-aligning torque estimating means, the grip degree for the wheels ahead of the vehicle is estimated.It is a thing. The vehicle state quantity includes indices related to the vehicle in motion, such as the vehicle speed, lateral acceleration, yaw rate, and steering angle.
[0022]
  The friction coefficient estimating means2As described above, when the grip degree reaches a predetermined reference grip degree, based on at least one of the self-aligning torque or the front wheel index, that is, side force or front wheel slip angle, It is good to comprise so that a friction coefficient may be estimated.
[0023]
  Or claims3As described above, the vehicle state quantity detection means is configured to detect lateral acceleration relative to the vehicle as the vehicle state quantity, and the friction coefficient estimation means is based on the lateral acceleration and the grip degree. The friction coefficient may be estimated. For example, if the road surface friction coefficient is μ, the lateral acceleration is the gravitational acceleration (9.81m / sec²), It can be obtained as μ = Gy / (1−ε). Details will be described later.
[0024]
  The vehicle motion control apparatus of the present invention is also claimed in the claims.4The braking force generating means for generating the braking force applied to each wheel of the vehicle, the braking force control means for applying the braking force to the wheel by controlling the output of the braking force generating means, Vehicle state quantity detection means for detecting a vehicle state quantity, and a control parameter for the braking force control means is set based on the state quantity detected by the vehicle state quantity detection means, and the yaw moment of the vehicle is set according to the control parameter. In a vehicle motion control apparatus comprising: a motion control means for controlling the braking force control means to apply a braking force to each wheel of the vehicle so that the braking force control means is corrected to a stable side. A steering force index detecting means for detecting at least one steering force index of the steering force index including the steering torque and the steering force applied to the steering system, and detecting the steering force index detecting means A self-aligning torque estimating means for estimating a self-aligning torque generated at a wheel in front of the vehicle based on the signal; and a side force and a front wheel slip angle with respect to the wheel in front of the vehicle based on a detection signal of the vehicle state quantity detecting means. A front wheel index estimating means for estimating at least one of the front wheel indices including the front wheel index, and a change in self-aligning torque estimated by the self-aligning torque estimating means for the front wheel index estimated by the front wheel index estimating means A grip degree estimating means for estimating a grip degree with respect to a wheel in front of the vehicle based on the above, and a friction for estimating a friction coefficient with respect to a road surface of the wheel in front of the vehicle based on the grip degree estimated by the grip degree estimating means. According to the coefficient estimation means and the road friction coefficient estimated by the friction coefficient estimation means A control parameter adjusting means for adjusting said control parametersThe characteristics of the front wheel index estimated by the front wheel index estimation means and the self-aligning torque estimated by the self-aligning torque estimation means are approximated to a linear shape that passes through at least the origin and has a gradient at the origin. A reference self-aligning torque setting means for setting a reference self-aligning torque based on a reference self-aligning torque characteristic for setting a reference self-aligning torque for identifying the gradient during traveling is provided, and the grip degree estimation means Based on the comparison result between the reference self-aligning torque set by the reference self-aligning torque setting means and the self-aligning torque estimated by the self-aligning torque estimation means, at least the grip degree with respect to the wheels ahead of the vehicle is determined. Configure to estimateIt is a thing.
[0026]
  The friction coefficient estimating means5As described above, when the grip degree reaches a predetermined reference grip degree, based on at least one of the self-aligning torque or the front wheel index, that is, side force or front wheel slip angle, You may comprise so that a friction coefficient may be estimated.
[0027]
  Or claims6As described above, the vehicle state quantity detection means is configured to detect lateral acceleration relative to the vehicle as the vehicle state quantity, and the friction coefficient estimation means is based on the lateral acceleration and the grip degree. The friction coefficient can be estimated.
[0028]
As the control parameter, for example, the control sensitivity of the braking force control means by the motion control means and the start sensitivity set at the start determination for determining that the control start is required when the vehicle motion state quantity exceeds the control start threshold value And end sensitivity including a control end threshold. As the vehicle motion state quantity, a vehicle body side slip angle, a vehicle body side slip angular velocity, or the like can be used.
[0029]
Further, each of the wheels includes a wheel cylinder, and the braking force generation unit includes a hydraulic pressure generation unit that outputs a brake hydraulic pressure in response to an operation of a brake operation member, and the braking force control unit includes: A hydraulic pressure control unit that is interposed between the hydraulic pressure generation unit and the wheel cylinder and controls a brake hydraulic pressure supplied to the wheel cylinder according to the control parameter, the braking force control unit, The hydraulic pressure control means can be controlled in accordance with the control parameter adjusted by the control parameter adjustment means. Alternatively, any means may constitute an electric brake device as an electric control means.
[0030]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 relates to an embodiment of a road surface friction coefficient estimating apparatus according to the present invention. A grip degree is estimated from a side force (hereinafter referred to as a front wheel side force) and a self-aligning torque with respect to a wheel in front of the vehicle. It is a block diagram which shows the main structures of the road surface friction coefficient estimation apparatus which estimates a road surface friction coefficient. First, an example of the estimation of the road surface friction coefficient will be described with reference to FIGS.
[0031]
As is clear from FIGS. 2 and 3 described above, the characteristic of the actual self-aligning torque with respect to the front wheel side force is as shown by Tsaa in FIG. As described above, when the actual self-aligning torque is Tsaa and the front wheel side force is Fyf, Tsaa = Fyf · (e_n+ E_cTherefore, the non-linear characteristic of the actual self-aligning torque Tsaa with respect to the front wheel side force Fyf is the pneumatic trail e_nRepresents a direct change. Therefore, the inclination K1 relative to the front wheel side force Fyf in the vicinity of the origin 0 of the actual self-aligning torque Tsaa (where the front wheel is in the grip state) is identified, that is, the self-aligning torque characteristic (reference) in the complete grip state The characteristic indicated by the self-aligning torque Tsao) is obtained. The inclination K1 is desirably determined and corrected during normal traveling with a high grip degree using a predetermined value experimentally obtained as an initial value. Note that the actual self-aligning torque Tsaa is obtained by calculation described later.
[0032]
The front wheel grip degree ε is estimated based on the actual self-aligning torque Tsaa with respect to the reference self-aligning torque Tsao. For example, when the front wheel side force is Fyf1, the grip degree ε is expressed as ε = Tsaa1 / Tsao1 based on the value Tsao1 (= K1 · Fyf1) of the reference self-aligning torque Tsao and the value Tsaa1 of the actual self-aligning torque Tsaa. Can be obtained as
[0033]
As described above, the grip degree of the wheel can be estimated based on the change of the self-aligning torque (actual self-aligning torque Tsaa) with respect to the side force (front wheel side force Fyf), which is shown in FIG. It can implement | achieve by comprising in this way, The concrete structure is shown in FIG.12 and FIG.13. First, in FIG. 1, at least one steering force index (including a steering torque index including a steering torque and a steering force applied to a steering system from a vehicle steering wheel (not shown) to a suspension (not shown)) ( For example, steering torque detection means M1 and assist torque detection means M2 are provided as steering force index detection means for detecting steering torque). Based on these detection results, the reaction torque detection means M3 detects the reaction torque.
[0034]
In the present embodiment, an electric power steering device (EPS) is provided, which is configured as shown in FIG. 12, for example. Since it will be described in detail later with reference to FIG. 12, an outline will be described here. The electric power steering apparatus according to the present embodiment detects a steering torque Tstr acting on the steering shaft 2 by the operation of the steering wheel 1 by the driver by the steering torque sensor TS, and the electric motor according to the value of the detected steering torque Tstr. 3 to steer the wheels FL and FR in front of the vehicle via the reduction gear 4 and the rack and pinion 5, thereby reducing the steering operation force of the driver. Further, the steering angle is detected by the steering angle sensor SS of FIG. 12 as the steering angle detection means M4, and the steering friction torque estimation means M5 estimates the steering friction torque based on this. This will also be described later.
[0035]
Based on the detection results of the reaction torque detecting means M3 and the steering friction torque estimating means M5, the self aligning torque estimating means M6 estimates the actual self aligning torque Tsaa generated at the wheels FL and FR in front of the vehicle. The
[0036]
On the other hand, as the vehicle state quantity detection means for detecting the vehicle state quantity, in this embodiment, a lateral acceleration detection means M7 and a yaw rate detection means M8 are provided. Based on these detection signals, the wheels FL, At least one front wheel index (front wheel side force Fyf in FIG. 1) of the front wheel indices including the side force and the front wheel slip angle with respect to the FR is estimated by the side force estimating means M9 as the front wheel index estimating means.
[0037]
The front wheel side force Fyf is estimated according to Fyf = (Lr · m · Gy + Iz · dγ / dt) / L based on the output results of the lateral acceleration detection means M7 and the yaw rate detection means M8. Here, Lr is the distance from the center of gravity to the rear wheel axis, m is the vehicle mass, L is the wheel base, Iz is the yaw moment of inertia, Gy is the lateral acceleration, and dγ / dt is the time differential value of the yaw rate.
[0038]
Further, based on the actual self-aligning torque Tsaa estimated by the self-aligning torque estimating means M6 and the front wheel side force Fyf estimated by the side force estimating means M9, the reference self-aligning torque setting means M11 performs reference self-aligning torque setting means M11. The lining torque is set. For example, the self-aligning torque origin gradient estimating means M10 estimates the gradient of the self-aligning torque in the vicinity of the origin, and the reference self-aligning torque setting means M11 determines the reference self-aligning torque based on the gradient and the front wheel side force. Torque is set. Based on the comparison result between the reference self-aligning torque set by the reference self-aligning torque setting means M11 and the self-aligning torque estimated by the self-aligning torque estimating means M6, the grip degree estimating means M12 uses the front wheel. The grip degree ε with respect to is estimated.
[0039]
That is, in FIG. 1, based on the actual self-aligning torque Tsaa estimated by the self-aligning torque estimating means M6 and the front wheel side force Fyf estimated by the side force estimating means M9, self-aligning in the vicinity of the origin in FIG. A torque gradient K1 is obtained. Based on the gradient K1 and the front wheel side force Fyf, a reference self-aligning torque Tsao is obtained as Tsao = K1 · Fyf and compared with the actual self-aligning torque Tsaa. Based on the comparison result, the grip degree ε is obtained as ε = Tsaa / Tsao.
[0040]
Then, the road surface friction coefficient estimating means M13 estimates the road surface friction coefficient μ from the value of the self-aligning torque Tsa or the front wheel side force Fyf when the predetermined reference grip degree is reached. The reference grip degree is set in advance by the reference grip degree setting means M14.
[0041]
Here, the relationship between the front wheel side force Fyf and the self-aligning torque Tsa when the road surface friction coefficient μ is low will be described with reference to FIG. In FIG. 5, the solid line shows the characteristic of high μ and the broken line shows the characteristic of low μ. When the contact surface shape of the wheel and the elasticity of the tread rubber are constant, the side force-self-aligning torque characteristics are similar to the road surface friction coefficient μ (characteristics of solid line and broken line in FIG. 5). Accordingly, the value of the front wheel side force Fyf or the self-aligning torque Tsa when the grip degree ε determined by the ratio of the reference self-aligning torque and the actual self-aligning torque is the same directly reflects the road surface friction coefficient μ. is doing.
[0042]
As is apparent from FIG. 5, the grip degree ε at high μ is ε = line segment [J−Fyf1] / line segment [H−Fyf1], and the grip degree ε ′ at low μ is ε ′ = line segment [J '-Fyf2] / line segment [H'-Fyf2], and the triangle [0-H-Fyf1] and the triangle [0-H'-Fyf2] are similar, so when ε = ε' The ratio between [0-Fyf1] and the line segment [0-Fyf2], that is, the ratio between the front wheel side forces Fyf1 and Fyf2, or the ratio between the line segment [J-Fyf1] and the line segment [J'-Fyf2], The ratio of the self-aligning torques Tsaa1 and Tsaa2 represents the ratio of the road surface friction coefficient μ. Therefore, for example, by using a predetermined grip degree on a dry asphalt road surface (μ≈1.0) as a reference, the road surface friction coefficient based on the value of the front wheel side force Fyf or the self-aligning torque Tsa at the predetermined grip degree is used. μ can be estimated. That is, the road surface friction coefficient is estimated from the values of the self-aligning torque (Tsaa1, Tsaa2) or the front wheel side forces (Fyf1, Fyf2) when the reference grip degree (points J and J ′) is reached in FIG. be able to. Since the side force is reflected in the vehicle behavior, lateral acceleration or yaw rate, which is a vehicle behavior state quantity, may be used instead of the value of the front wheel side force Fyf or the self-aligning torque Tsa.
[0043]
As described above, since the electric power steering device (EPS) is provided in the present embodiment and the EPS motor drive current is proportional to the assist torque, based on the detection result of the assist torque and the steering torque detection means M1, The reaction torque can be easily estimated (this will be described in detail later). Further, it is necessary to compensate for the torque caused by the friction of the steering system. In the steering friction torque estimating means M5, the difference between the maximum reaction force torque when the steering wheel is increased and the reaction force torque when the steering wheel is switched back is the friction. Since it is calculated as torque and the frictional torque is successively corrected (this will also be described in detail later), the self-aligning torque (actual self-aligning torque Tsaa) can be appropriately estimated. However, the present invention is not limited to this. For example, a load cell or the like is attached to a steering shaft (not shown), or a strain gauge is provided on a suspension member, and self-aligning torque is measured from the detection signal. It is also possible to do.
[0044]
Next, FIGS. 6 to 10 relate to another embodiment of the road surface friction coefficient estimating apparatus of the present invention, and use the front wheel slip angle as the front wheel index of the present invention. FIG. 6 is a block diagram of a road surface friction coefficient estimating device that estimates the grip degree from the front wheel slip angle and the self-aligning torque. Blocks M1 to M6 are the same as in FIG. 1, and reaction force torque and steering system friction torque are calculated to estimate self-aligning torque. On the other hand, since the front wheel slip angle is obtained from the steering angle, the yaw rate, the lateral acceleration, and the vehicle speed, the detection signals of the steering angle detecting means M4, the lateral acceleration detecting means M7, and the yaw rate detecting means M8 are the vehicle speed as in FIG. It is input to the front wheel slip angle estimation means M9y together with the detection signal of the detection means M9x.
[0045]
In the front wheel slip angle estimating means M9y, first, the vehicle body slip angular velocity dβ / dt is obtained from the yaw rate, the lateral acceleration, and the vehicle speed, and this is integrated to obtain the vehicle body slip angle β. Based on the vehicle body slip angle β, the front wheel slip angle αf is calculated from the vehicle speed, the steering angle, and the vehicle specifications. Note that the vehicle body slip angle β may be calculated based on estimation based on the vehicle model or a combination of this and the integration method, in addition to the integration method.
[0046]
Based on the self-aligning torque and the front wheel slip angle αf estimated as described above, the self-aligning torque origin gradient estimating means M10 identifies the origin gradient of the self-aligning torque, and based on this gradient and the front wheel slip angle. The reference self-aligning torque setting means M11 sets the reference self-aligning torque. Further, based on the comparison result between the reference self-aligning torque set by the reference self-aligning torque setting means M11 and the self-aligning torque estimated by the self-aligning torque estimating means M6, the grip degree estimating means M12 uses the front wheel. The grip degree ε with respect to is estimated.
[0047]
The estimation of the grip degree ε in the embodiment shown in FIG. 6 will be described in detail below with reference to FIGS. 7 to 10. The relationship between the front wheel side force Fyf and the self-aligning torque Tsa with respect to the front wheel slip angle αf has a non-linear characteristic with respect to the front wheel slip angle αf as shown in FIG. The self-aligning torque Tsa depends on the front wheel side force Fyf and the trail e (= e_n+ E_c) When the wheel (front wheel) is in grip, that is, the pneumatic trail e_nThe self-aligning torque characteristic when is in the complete grip state is a non-linear characteristic as indicated by Tsar in FIG.
[0048]
Therefore, in this embodiment, the front wheel slip angle-self-aligning torque characteristic is linearly approximated as shown by a two-dot chain line in FIG. 8, and the road surface is in a linear region (0-M region) with respect to the front wheel slip angle αf. The friction coefficient μ is estimated. That is, as shown in FIG. 9, the gradient K2 of the self-aligning torque Tsa with respect to the front wheel slip angle αf in the vicinity of the origin 0 is obtained, and the reference self-aligning torque characteristic (indicated by Tsas in FIG. 9) is set. For example, when the front wheel slip angle is αf1, the reference self-aligning torque is calculated as Tsas1 = K2 · αf1. The grip degree ε is obtained as ε = Tsaa1 / Tsas1 = Tsaa1 / (K2 · αf1).
[0049]
Therefore, the road surface friction coefficient μ can be estimated in the same manner as in the above-described embodiment (FIG. 5). FIG. 10 shows the relationship between the front wheel slip angle αf and the self-aligning torque Tsa similar to FIG. 9, where the case where the road surface friction coefficient μ is high is indicated by a solid line, and the case where the road surface friction coefficient μ is low is indicated by a broken line. As is apparent from FIG. 10, the front wheel slip angle-self-aligning torque characteristic is also similar to the road surface friction coefficient μ (characteristics indicated by a solid line and a broken line in FIG. 10). Accordingly, the road surface friction is determined from the values of the self-aligning torque (Tsaa1, Tsaa2) or the front wheel slip angles (αf1, αf2) when reaching a preset reference grip (points S and S ′ in FIG. 10). The coefficient can be estimated.
[0050]
Here, the reference grip degree needs to be set in a region where the relationship between the front wheel slip angle and the front wheel side force is in a linear state. In addition, in order to detect a change in the friction coefficient of the road surface with high sensitivity, a certain amount of difference between the reference self-aligning torque and the actual self-aligning torque is obtained. It is necessary to detect in the region where the occurrence occurs. In view of these, it is desirable to experimentally set the reference grip degree on the basis of a case where a road surface friction coefficient such as a dry asphalt road surface is high. Further, since the front wheel slip angle affects the front wheel side force, and the front wheel side force is reflected in the vehicle behavior, the vehicle behavior state quantity is substituted for the value αf of the front wheel slip angle or the value of the self-aligning torque Tsa. It is good also as using lateral acceleration or yaw rate which is.
[0051]
Thus, the reference grip degree is set in advance as described above in the reference grip degree setting means M14 in FIG. 6, and the self-aligning torque when the road surface friction coefficient estimating means M13 reaches this reference grip degree is set. The road surface friction coefficient μ is estimated from the value of Tsa or the front wheel slip angle αf.
[0052]
In the above, paying attention to the change of the pneumatic trail of the tire and determining the grip degree ε based on the self-aligning torque, based on the margin of the side force against the road surface friction as follows, A grip degree representing the degree of grip in the lateral direction with respect to the wheel (in this case, the grip degree is assumed to be εm) can be estimated.
[0053]
First, according to a theoretical model (brush model) of tire generation force, the relationship between the side force Fyf of the front wheels and the self-aligning torque Tsaa is expressed by the following equation. That is, when ξ = 1− {Ks / (3 · μ · Fz)} · λ,
When ξ> 0, Fyf = μ · Fz · (1−ξ^Three(1)
When ξ ≦ 0, Fyf = μ · Fz (2)
Also,
In the case of ξ> 0, Tsaa = (l · Ks / 6) · λ · ξ^Three    ... (3)
In the case of ξ ≦ 0, Tsaa = 0 (4)
It becomes. Here, Fz is a contact load, l is a contact length of the tire contact surface, Ks is a constant corresponding to the tread rigidity, λ is a lateral slip (λ = tan (αf)), and αf is a front wheel slip angle.
[0054]
In general, in a region where ξ> 0, the front wheel slip angle αf is small and can be treated as λ = αf. As apparent from the above equation (1), since the maximum value of the side force is μ · Fz, if the ratio to the maximum value of the side force corresponding to the road surface friction coefficient μ is the road surface friction utilization factor η, η = 1 −ξ^ThreeIt can be expressed as. Therefore, εm = 1−η is a road surface friction margin. If this εm is a grip degree of a wheel, εm = ξ^ThreeIt becomes. Therefore, the above equation (3) can be expressed as follows.
Tsaa = (l · Ks / 6) · αf · εm (5)
[0055]
The above equation (5) indicates that the self-aligning torque Tsaa is proportional to the front wheel slip angle αf and the grip degree εm. Therefore, assuming that the characteristic at the grip degree εm = 1 (the frictional utilization factor of the road surface is zero, that is, the friction margin is 1) is the reference self-aligning torque characteristic, the following is obtained.
Tsau = (l · Ks / 6) · αf (6)
[0056]
Therefore, from the above equations (5) and (6), the grip degree εm is
εm = Tsaa / Tsau (7)
Can be obtained as As apparent from the fact that the road surface friction coefficient μ is not included in this equation (7) as a parameter, the grip degree εm can be calculated without using the road surface friction coefficient μ. In this case, the gradient K4 (= l · Ks / 6) of the reference self-aligning torque Tsau can be set in advance using the brush model described above. It can also be determined experimentally. Furthermore, if the initial value is set first and the slope of the self-aligning torque is identified and corrected when the front wheel slip angle is near zero during traveling, the detection accuracy can be improved.
[0057]
For example, FIG. 27 shows the relationship between the front wheel slip angle αf and the self-aligning torque Tsa, and the grip degree εm is obtained as εm = Tsaa1 / Tsau1 as a ratio of the actual self-aligning torque Tsaa1 to the reference self-aligning torque Tsau1. be able to. FIG. 27 shows a case where the road surface friction coefficient μ is high by a solid line and a case where the road surface friction coefficient μ is low by a broken line. Accordingly, as in the above-described embodiment (FIG. 5), the self-aligning torque (Tsaa1, Tsaa2) or the front wheel slip angle values (αf1, αf2) when a preset reference grip degree (reference in εm) is reached. ) Value of the road surface friction coefficient μ can be estimated.
[0058]
Therefore, instead of the grip degree ε based on the pneumatic trail described in FIGS. 1 to 11, the grip degree εm based on the road surface friction allowance can be used. The above-described grip degree ε and the above-described grip degree εm have a relationship shown in FIG. Therefore, the grip degree ε can be obtained and converted into the grip degree εm, and conversely, the grip degree εm can be obtained and converted into the grip degree ε.
[0059]
FIG. 12 shows an embodiment of a vehicle motion control device provided with the above-described road surface friction coefficient estimation device, and includes an electric power steering device (EPS). The electric power steering device is already on the market, and the steering torque Tstr acting on the steering shaft 2 by the operation of the steering wheel 1 by the driver is detected by the steering torque sensor TS, and the EPS according to the value of the detected steering torque Tstr. The motor (electric motor) 3 is controlled to steer the wheels FL and FR in front of the vehicle via the reduction gear 4 and the rack and pinion 5, thereby reducing the driver's steering operation force.
[0060]
The engine EG of this embodiment is an internal combustion engine provided with a throttle control device TH and a fuel injection device FI. In the throttle control device TH, the main throttle opening degree of the main throttle valve MT is controlled according to the operation of the accelerator pedal 6. . Further, according to the output of the electronic control unit ECU, the sub-throttle valve ST of the throttle control unit TH is driven to control the sub-throttle opening, and the fuel injection unit FI is driven to control the fuel injection amount. It is configured. The engine EG of the present embodiment is connected to the wheels RL and RR on the rear side of the vehicle via a speed change control device GS and a differential gear DF, so that a so-called rear wheel drive system is configured. It is not limited to.
[0061]
Next, in the braking system of the present embodiment, wheel cylinders Wfl, Wfr, Wrl, Wrr are mounted on the wheels FL, FR, RL, RR, respectively, and the brake fluid pressure control device BC is mounted on these wheel cylinders Wfl, etc. Is connected. Note that the wheel FL indicates the left front wheel as viewed from the driver's seat, the wheel FR indicates the front right side, the wheel RL indicates the rear left side, and the wheel RR indicates the rear right wheel. BC is configured as shown in FIG. 13, and so-called front and rear piping is configured, but X piping may also be used. This will be described later.
[0062]
Wheel speed sensors WS1 to WS4 are disposed on the wheels FL, FR, RL, and RR, and these are connected to the electronic control unit ECU, and a pulse signal having a pulse number proportional to the rotational speed of each wheel, that is, the wheel speed. Is input to the electronic control unit ECU. Furthermore, a brake switch BS that is turned on when the brake pedal BP is depressed, a steering angle sensor SS that detects the steering angle θh of the wheels FL and FR in front of the vehicle, a lateral acceleration sensor YG that detects the lateral acceleration Gy of the vehicle, the vehicle The yaw rate sensor YS for detecting the yaw rate γ of the steering wheel, the steering torque sensor TS for detecting the steering torque during the steering operation, the rotation angle sensor (not shown) for detecting the rotation angle of the EPS motor 3, etc. are connected to the electronic control unit ECU. Has been.
[0063]
The steering torque sensor TS constitutes a part of the electric power steering apparatus EPS, but may be a separate body. Further, since the yaw rate γ can be estimated based on the wheel speed difference Vfd (= Vwfr−Vwfl) between the left and right wheels on the driven wheel side (wheels FL and FR in front of the vehicle in this embodiment), the wheel speed sensor WS1 and If the detection output of WS2 is used, the yaw rate sensor YS can be omitted. Further, a steering angle control device (not shown) may be provided between the wheels RL and RR. According to this, the steering of the wheels RL and RR is performed by a motor (not shown) according to the output of the electronic control unit ECU. The angle can also be controlled.
[0064]
As shown in FIG. 12, the electronic control unit ECU according to the present embodiment includes a microcomputer CMP including a processing unit CPU, a memory ROM, a RAM, an input port IPT, an output port OPT, and the like connected to each other via a bus. ing. Output signals from the wheel speed sensors WS1 to WS4, the brake switch BS, the steering angle sensor SS, the steering torque sensor TS, the yaw rate sensor YS, the lateral acceleration sensor YG, etc. are respectively sent from the input port IPT to the processing unit CPU via the amplifier circuit AMP. It is configured to be entered. Further, the control signal is output from the output port OPT to the throttle control device TH and the brake hydraulic pressure control device BC via the drive circuit ACT. In the microcomputer CMP, the memory ROM stores a program used for various processes including the flowcharts shown in FIGS. 14 to 19, and the processing unit CPU executes the program while an ignition switch (not shown) is closed. The memory RAM temporarily stores variable data necessary for executing the program. It should be noted that a plurality of microcomputers may be configured for each control such as throttle control or a combination of related controls as appropriate, and electrically connected to each other.
[0065]
FIG. 13 shows an example of the brake fluid pressure control device BC in this embodiment, and the master cylinder MC and the fluid pressure booster HB are driven in accordance with the operation of the brake pedal BP. An auxiliary hydraulic pressure source AP is connected to the hydraulic pressure booster HB, and these are connected to the low pressure reservoir RS together with the master cylinder MC.
[0066]
The auxiliary hydraulic pressure source AP has a hydraulic pump HP and an accumulator Acc. The hydraulic pump HP is driven by the electric motor M, boosts and outputs the brake fluid in the low pressure reservoir RS, and the brake fluid is supplied to the accumulator Acc via the check valve CV6 and accumulated. The electric motor M is driven in response to the hydraulic pressure in the accumulator Acc falling below a predetermined lower limit value, and stops in response to the hydraulic pressure in the accumulator Acc exceeding a predetermined upper limit value. A relief valve RV is interposed between the accumulator Acc and the low pressure reservoir RS. Thus, a so-called power hydraulic pressure is appropriately supplied from the accumulator Acc to the hydraulic pressure booster HB. The hydraulic booster HB receives the output hydraulic pressure of the auxiliary hydraulic pressure source AP, adjusts the output hydraulic pressure of the master cylinder MC to the booster hydraulic pressure proportional to the pilot hydraulic pressure, and thereby the master cylinder MC Boosted.
[0067]
Solenoid valves SA1 and SA2 are interposed in the hydraulic pressure passages on the front wheel side connecting the master cylinder MC and the wheel cylinders Wfr and Wfl in front of the vehicle, and these are respectively connected via control passages Pfr and Pfl. The electromagnetic on-off valves PC1, PC5 and the electromagnetic on-off valves PC2, PC6 are connected. In addition, an electromagnetic on-off valve SA3 and supply / discharge control electromagnetic on-off valves PC1 to PC8 are interposed in the hydraulic pressure passages connecting the hydraulic booster HB and the wheel cylinder Wfr, etc., and proportional to the rear wheel side. A pressure reducing valve PV is interposed. The auxiliary hydraulic pressure source AP is connected to the downstream side of the electromagnetic on-off valve SA3 via the electromagnetic on-off valve STR. In FIG. 13, front and rear piping divided into a front wheel hydraulic pressure control system and a rear wheel hydraulic pressure control system are configured, but a so-called X piping may be used.
[0068]
In the front wheel side hydraulic system, the electromagnetic on-off valves PC1 and PC2 are connected to the electromagnetic on-off valve STR. The electromagnetic open / close valve STR is a 2-port 2-position electromagnetic open / close valve, which is in a shut-off state at the closed position when not in operation, and directly connects the electromagnetic open / close valves PC1 and PC2 to the accumulator Acc at the open position during operation. The electromagnetic switching valve SA1 and the electromagnetic switching valve SA2 are three-port two-position electromagnetic switching valves that are in the first position shown in FIG. 13 when not in operation, and the wheel cylinders Wfr and Wfl are both connected to the master cylinder MC. However, when the solenoid coil is excited and switched to the second position, the wheel cylinders Wfr and Wfl are both disconnected from the master cylinder MC and communicated with the electromagnetic on-off valves PC1 and PC5 and the electromagnetic on-off valves PC2 and PC6, respectively. To do.
[0069]
The check valves CV1 and CV2 are connected in parallel to the electromagnetic on-off valves PC1 and PC2. The inflow side of the check valve CV1 is connected to the control passage Pfr, and the inflow side of the check valve CV2 is connected to the control passage Pfl. ing. The check valve CV1 allows the flow of brake fluid from the wheel cylinder Wfr to the hydraulic pressure booster HB when the brake pedal BP is released when the electromagnetic switching valve SA1 is in the operating position (second position). However, reverse flow is blocked. The same applies to the check valve CV2.
[0070]
Next, the rear-wheel hydraulic system will be described. The electromagnetic on-off valve SA3 is a 2-port 2-position electromagnetic on-off valve, and is in the open position shown in FIG. The hydraulic booster HB communicates with the valve PV. At this time, the electromagnetic on-off valve STR is closed and communication with the accumulator Acc is blocked. When the electromagnetic on-off valve SA3 is switched to the closed position during operation, the electromagnetic on-off valves PC3 and PC4 are disconnected from the hydraulic pressure booster HB and connected to the electromagnetic on-off valve STR via the proportional pressure reducing valve PV. The on-off valve STR communicates with the accumulator Acc when activated.
[0071]
Further, check valves CV3 and CV4 are connected in parallel to the electromagnetic on-off valves PC3 and PC4. The inflow side of the check valve CV3 is connected to the wheel cylinder Wrr, and the inflow side of the check valve CV4 is connected to the wheel cylinder Wrl. Has been. These check valves CV3 and CV4 are provided to cause the brake fluid pressure of the wheel cylinders Wrr and Wrl to quickly follow the decrease in the output fluid pressure of the fluid pressure booster HB when the brake pedal BP is released. Thus, the flow of brake fluid in the direction of the electromagnetic on-off valve SA3 is allowed and the flow in the reverse direction is blocked. Further, the check valve CV5 is provided in parallel with the electromagnetic on-off valve SA3, and even when the electromagnetic on-off valve SA3 is in the closed position, the brake pedal BP can be stepped on.
[0072]
The electromagnetic switching valves SA1 and SA2, the electromagnetic on-off valves SA3 and STR, and the electromagnetic on-off valves PC1 to PC8 are driven and controlled by the electronic control unit ECU described above, and various controls including not only anti-skid control but also braking steering control are performed. Done. For example, at the time of braking steering control performed in a state where the brake pedal BP is not operated, the brake hydraulic pressure is not output from the hydraulic pressure booster HB and the master cylinder MC, so the electromagnetic switching valves SA1 and SA2 are set to the second position, The electromagnetic on-off valve SA3 is in the closed position, and the electromagnetic on-off valve STR is in the open position. As a result, the output power hydraulic pressure of the auxiliary hydraulic pressure source AP can be supplied to the wheel cylinder Wfr and the like via the electromagnetic on-off valve STR and the open electromagnetic on-off valves PC1 to PC8. As described above, when the electromagnetic on-off valves PC1 to PC8 are appropriately opened and closed, the brake fluid pressure in each wheel cylinder is suddenly increased, pulse increased (slowly increased), pulse reduced (slowly reduced), suddenly reduced, and The holding state is set, and the above-described oversteer suppression control and / or understeer suppression control is performed.
[0073]
In the present embodiment configured as described above, a series of processing such as braking steering control and anti-skid control is performed by the electronic control unit ECU, and when an ignition switch (not shown) is closed, FIG. 14 to FIG. Execution of the program corresponding to the flowchart of FIG. 19 and the like starts, and the processing is repeated in a predetermined cycle. FIG. 14 shows the motion control operation of the vehicle. First, in step 101, the microcomputer CMP is initialized, and various calculation values are cleared. Next, at step 102, the detection signals of the wheel speed sensors WS1 to WS4 are read, the detection signal of the steering angle sensor SS (steering angle θh), the detection signal of the yaw rate sensor YS (actual yaw rate γ), and the lateral acceleration sensor YG. A detection signal (lateral acceleration Gy, especially expressed as Gya when distinguished as actual lateral acceleration), a detection signal (steering torque Tstr) of the steering torque sensor TS, a rotation angle of the EPS motor 3, and the like are read.
[0074]
Subsequently, the process proceeds to step 103, where the wheel speed Vw ** (** represents each wheel FR) of each wheel is calculated, and these are differentiated to obtain the wheel acceleration DVw ** of each wheel. Subsequently, in step 104, the maximum value of the wheel speed Vw ** of each wheel is calculated as the estimated vehicle body speed Vso at the center of gravity of the vehicle (Vso = MAX (Vw **)). Further, an estimated vehicle body speed Vso ** is obtained for each wheel based on the wheel speed Vw ** of each wheel, and further normalization is performed to reduce errors based on the difference between the inner and outer wheels when the vehicle turns, if necessary. Done. That is, the normalized estimated vehicle speed NVso ** is calculated as NVso ** = Vso ** (n) −ΔVr ** (n). Here, ΔVr ** (n) is a correction coefficient for turning correction, and is set as follows, for example. That is, the correction coefficient ΔVr ** (** represents each wheel FR, etc., especially FW represents the front two wheels and RW represents the rear two wheels) is based on the turning radius R of the vehicle and γ · VsoFW (= lateral acceleration Gy). These are set according to a map (not shown) for each wheel except for the reference wheel. For example, when ΔVrFL is used as a reference, this is set to 0, but ΔVrFR is set according to the inner / outer wheel difference map, ΔVrRL is set according to the inner / outer wheel difference map, and ΔVrRR is set according to the outer / outer wheel difference map and the inner / outer wheel difference map. .
[0075]
In step 105, the actual slip ratio of each wheel is determined based on the wheel speed Vw ** and estimated vehicle speed Vso ** (or normalized estimated vehicle speed NVso **) obtained in steps 103 and 104. Sa ** is determined as Sa ** = (Vso **-Vw **) / Vso **.
[0076]
Next, in step 106, a road surface friction coefficient (road surface μ) estimation process described later is performed. Next, at step 107, the vehicle body side slip angular velocity Dβ is obtained as Dβ = Gy / Vso−γ. Gy represents the lateral acceleration of the vehicle, Vso represents the estimated vehicle speed, Gy / Vso represents the theoretical yaw rate, and γ represents the actual yaw rate. Next, at step 108, the vehicle body side slip angle β is obtained as β = ∫Dβdt. Here, the vehicle body side slip angle β is also called a vehicle body slip angle, and represents the vehicle body slip relative to the traveling direction of the vehicle as an angle, and the vehicle body side slip angular velocity Dβ is a differential value dβ / dt of the vehicle body side slip angle β. . The vehicle body side slip angle β is based on the ratio of the vehicle speed Vx in the traveling direction and the vehicle speed Vy in the lateral direction perpendicular thereto, β = tan^-1It can also be obtained as (Vy / Vx).
[0077]
Next, the routine proceeds to step 109, where the brake steering control mode is set, the start / end determination of the brake steering control is performed as will be described later, the target slip ratio used for the brake steering control is set, and then the hydraulic pressure at step 117 described later is set. By the servo control, the brake fluid pressure control device BC is controlled according to the driving state of the vehicle, and the braking force for each wheel is controlled. This braking steering control is superimposed on the control in all control modes described later. Thereafter, the routine proceeds to step 110, where it is determined whether or not the anti-skid control start condition is satisfied. If it is determined that the start condition is satisfied and the anti-skid control starts at the time of braking steering, the initial specific control is immediately terminated and step 111 is performed. Is set to a control mode for performing both braking steering control and anti-skid control.
[0078]
When it is determined in step 110 that the anti-skid control start condition is not satisfied, the routine proceeds to step 112, where it is determined whether or not the front / rear braking force distribution control start condition is satisfied. If it is determined that the control is to be started, the process proceeds to step 113 and the control mode is set to perform both the brake steering control and the front / rear braking force distribution control. If not satisfied, the process proceeds to step 114 and the traction control start condition is satisfied. It is determined whether or not. If it is determined that the traction control is started at the time of the brake steering control, the control mode is set in step 115 to perform both the brake steering control and the traction control. If no control is determined to be started at the time of the brake steering control, In step 116, the control mode for performing only the brake steering control is set. Based on these control modes, hydraulic servo control is performed in step 117, and then the process returns to step 102. Note that, based on steps 111, 113, 115, and 116, if necessary, the sub-throttle opening of the throttle control device TH is adjusted according to the driving state of the vehicle, the output of the engine EG is reduced, and the driving force is limited. .
[0079]
In the anti-skid control mode, the braking force applied to each wheel is controlled so as to prevent the wheel from being locked during vehicle braking. In the front / rear braking force distribution control mode, the distribution of the braking force applied to the rear wheels to the braking force applied to the front wheels is controlled so that the stability of the vehicle is maintained when the vehicle is braked. In the traction control mode, braking force is applied to the driving wheel and throttle control is performed so as to prevent slipping of the driving wheel during driving of the vehicle, and the driving force for the driving wheel is controlled by these controls. The
[0080]
Next, the road surface μ estimation in step 106 in FIG. 14 will be described with reference to FIG. First, in step 201, the actual self-aligning torque Tsaa is estimated as follows based on the sensor signal read in step 102 of FIG. In this embodiment, an electric power steering device is provided as shown in FIG. 12, and as described above, the steering torque Tstr acting on the steering shaft 2 by the steering operation is detected by the steering torque sensor TS, and this detected steering torque is detected. The EPS motor 3 is controlled according to the value of Tstr, and the driver's steering operation force is reduced. In this case, the self-aligning torque generated in the front tire is balanced with the torque obtained by subtracting the friction component of the steering system from the sum of the steering torque generated by the steering operation and the torque output from the electric power steering device.
[0081]
Therefore, the actual self-aligning torque Tsaa can be obtained as Tsaa = Tstr + Teps−Tfrc. Here, Tstr is a torque acting on the steering shaft by the driver's steering operation, and is detected by the steering torque sensor TS as described above. Teps is a torque output from the electric power steering apparatus. This is because, for example, the motor current value of the EPS motor 3 constituting the electric power steering device and the motor output torque are in a predetermined relationship (the motor output torque is approximately proportional to the motor current value). Can be estimated.
[0082]
The above-mentioned Tfrc is a friction component of the steering system, that is, a torque component caused by the friction of the steering system. In this embodiment, this is corrected by subtracting it from the sum of (Tstr + Teps), and the actual self-aligning torque Tsaa is obtained. We are going to ask for it. Hereinafter, this correction method will be described with reference to FIG. In the case of a straight traveling state, the actual reaction force torque (Tstr + Teps) is zero. When the driver starts the steering operation and starts to cut the steering wheel (handle), the actual reaction force torque starts to be generated. At this time, first, torque is generated to cancel the Coulomb friction of the steering mechanism (not shown), and then the front wheels FL, FR (tires) start to be cut and self-aligning torque is generated.
[0083]
Accordingly, in the initial stage when the steering operation is performed from the straight traveling state, since the self-aligning torque has not yet been generated with respect to the increase in the actual reaction force torque as between OA in FIG. Actual self-aligning torque Tsaa with a slight inclination with respect to the actual reaction force torque (this is a value after correction and is an estimated value, but the word of the estimated value is omitted) Is output as When the steering wheel is further increased and the actual reaction torque exceeds the friction torque region, the actual self-aligning torque Tsaa is output along the line AB in the figure. When the steering wheel is turned back and the actual reaction force torque decreases, the actual self-aligning torque Tsaa is output in a form having a slight inclination as between B and C in FIG. As in the case of additional cutting, when the actual reaction force torque exceeds the friction torque region, the actual self-aligning torque Tsaa is output along the line CD in FIG.
[0084]
Returning to FIG. 15, in step 202, the reference self-aligning torque (Tsao) is calculated by the aforementioned method, and in step 203, the grip degree ε is estimated by the aforementioned method. In step 204, the grip degree ε is compared with a predetermined value ε0. When the grip degree ε is larger than the predetermined value ε0, the routine proceeds to step 205, where the road surface friction coefficient μ is estimated by the method described above (FIG. 5 or FIG. 10).
[0085]
Regarding the estimation of the road surface friction coefficient μ, in addition to the method described above (FIG. 5, FIG. 10 or FIG. 27), when the front and rear wheels have substantially the same grip degree, the steering wheel grip degree εm is the vehicle road surface friction utilization. Since it substantially coincides with the rate, it can be obtained as μ = Gy / (1−εm) based on the grip degree εm and the lateral acceleration Gy. Where μ is the road friction coefficient, Gy is the lateral acceleration and gravitational acceleration (9.81 m / sec²) Is a dimensionless value.
[0086]
That is, the case where the front and rear wheels have a substantially equal grip degree εm is a state in which the vehicle behavior is not disturbed, and the vehicle behavior is less than a predetermined value (for example, yaw rate is less than a predetermined value), or the target vehicle behavior and the actual vehicle behavior. Is determined based on the condition that the deviation is less than a predetermined value (for example, the absolute value of the deviation between the target yaw rate and the actual yaw rate is less than the predetermined value). In such a case, the grip degree εm of the wheel and the road surface friction utilization factor (that is, the lateral acceleration utilization factor) of the vehicle substantially coincide with each other, and εm = 1− (Gy / μ). Therefore, the road surface friction coefficient μ is expressed by μ = Gy / (1−εm), and can be estimated based on the grip degree εm and the lateral acceleration Gy. Further, since the grip degree εm and the grip degree ε have a predetermined relationship shown in FIG. 27, the road surface friction coefficient μ can be estimated based on the grip degree ε and the lateral acceleration Gy in consideration of this relationship.
[0087]
Next, details of the brake steering control mode process in step 109 of FIG. 14 will be described with reference to FIG. Here, the brake steering control includes oversteer suppression control and understeer suppression control, and a target slip ratio corresponding to the oversteer suppression control and / or understeer suppression control is set for each wheel.
[0088]
First, at step 301, a control reference straight line is calculated as will be described later. The control reference straight line is an oversteer suppression control start reference straight line (hereinafter referred to as a control start reference straight line, which is a control start threshold), an oversteer suppression control end reference straight line (hereinafter referred to as a control end reference straight line, and control end Threshold).
[0089]
Next, at step 302, start / end determination of oversteer suppression control described later is performed. Here, the start / end determination of the oversteer suppression main control is performed. In step 303, the start / end determination of the understeer suppression control is performed. The start / end determination of the understeer suppression control performed here is performed based on whether or not the control region is indicated by the hatched area in FIG. That is, understeering suppression control is started when the control region is deviated from the ideal state indicated by the alternate long and short dash line in accordance with the change in the actual lateral acceleration Gya with respect to the target lateral acceleration Gyt at the time of determination. Is terminated.
[0090]
Subsequently, it is determined in step 304 whether or not oversteer suppression control is being controlled. If not in control, it is determined in step 305 whether or not understeer suppression control is being controlled. Return to the main routine. When it is determined in step 305 that the understeer suppression control is performed, the process proceeds to step 306, where the target slip ratio of each wheel is set for understeer suppression control described later. If it is determined in step 304 that the oversteer suppression control is performed, the process proceeds to step 307 to determine whether or not the understeer suppression control is being controlled. If it is not understeer suppression control, in step 308, the target slip ratio of each wheel is an overshoot described later. Set for steer suppression control. If it is determined in step 307 that understeer suppression control is being controlled, oversteer suppression control and understeer suppression control are performed simultaneously, and in step 309, a target slip ratio for simultaneous control is set.
[0091]
First, the vehicle body side slip angle β and the vehicle body side slip angular velocity Dβ are used to set the target slip ratio for oversteer suppression control. Further, the difference between the target lateral acceleration Gyt and the actual lateral acceleration Gya is used for setting the target slip ratio in the understeer suppression control. This target lateral acceleration Gyt is obtained based on Gyt = γ (θh) · Vso. Here, γ (θh) is γ (θh) = {θh / (N · L)} · Vso / (1 + Kf · Vso).²), Kf is a stability factor, N is a steering gear ratio, and L is a wheel base.
[0092]
In step 306, the target slip ratio of each wheel is set such that the front wheel outside the turn is set to Stufo, the rear wheel outside the turn is set to Sturo, and the rear wheel inside the turn is set to Sturi. Regarding the sign of the slip ratio (S) shown here, “t” represents “target” and is compared with “a” representing “actual measurement” described later. “u” represents “understeer suppression control”, “r” represents “rear wheel”, “o” represents “outside”, and “i” represents “inside”.
[0093]
The target slip ratio of each wheel in step 308 is set such that the front wheel outside the turn is set to Stefo and the rear wheel outside the turn is set to Stero. Here, “e” represents “oversteer suppression control”. In step 309, the target slip ratio of each wheel is set such that the front wheel outside the turn is set to Stefo, the rear wheel outside the turn is set to Sturo, and the rear wheel inside the turn is set to Sturi. That is, when oversteer suppression control and understeer suppression control are performed simultaneously, the front wheels on the outside of the turn are set in the same manner as the target slip ratio of oversteer suppression control, and the rear wheels are set in the same manner as the target slip ratio of understeer suppression control. Is set. In any case, the front wheels on the inner side of the turn (that is, the driven wheels in the rear wheel drive vehicle) are not controlled for setting the estimated vehicle body speed.
[0094]
The target slip rate Stefo of the turning outer front wheel used for oversteer suppression control is set as Stefo = K 1 · β + K 2 · Dβ, and the target slip rate Stero of the turning outer rear wheel is set as Stero = K 3 · β + K 4 · Dβ. Here, K1 to K4 are constants, and the target slip ratios Stefo and Stero for the wheels on the outside of the turn are set to values for controlling the pressurizing direction (the direction in which the braking force is increased).
[0095]
On the other hand, the target slip ratio used for understeer suppression control is set as follows based on the deviation ΔGy between the target lateral acceleration Gyt and the actual lateral acceleration Gya. That is, the target slip ratio Stefo for the front wheel outside the turn is set to K5 · ΔGy, and the constant K5 is set to a value for controlling the pressurizing direction (or the depressurizing direction). The target slip ratios Sturo and Sturi for the rear wheels are set to K6 · ΔGy and K7 · ΔGy, respectively, and the constants K6 and K7 are both set to values for controlling the pressurizing direction.
[0096]
Next, details of the control reference straight line calculation process in step 301 of FIG. 16 will be described with reference to FIG. In steps 401 through 403, control start reference straight lines A1 and A2 are calculated, and in steps 404 through 406, control end reference straight lines B1 and B2 are calculated. Hereinafter, calculation processing of each reference straight line will be described.
[0097]
First, in step 401, a control start sensitivity coefficient Ks, which is one of the control parameters, is calculated based on the road surface μ (μmax) calculated in FIG. That is, the control start sensitivity coefficient Ks is calculated based on the relationship between the road surface μ (μmax: the same applies hereinafter) and the control start sensitivity coefficient Ks shown in FIG. 20, and the smaller the road surface μ is, the smaller it is. If the road surface μ is equal to or smaller than μ1, the control start sensitivity coefficient Ks is set to the lower limit value Ks1, and if the road surface μ is equal to or larger than μ2, it is set to the upper limit value Ks2.
[0098]
Next, at step 402, the start intercepts Xs and Ys in the oversteer suppression control map (see FIG. 22) in which the vehicle body side slip angle β is the x axis (horizontal axis) and the vehicle body side slip angular velocity Dβ is the y axis (vertical axis) are Xs = Ks · Xso (Xs is positive) and Ys = Ks · Yso (Ys is positive) are calculated. Here, Xso and Yso are start intercept reference values, which are respectively constants.
[0099]
Subsequently, at step 403, A1 is calculated as Dβ11 = (− Ys / Xs) · β + Ys and A2 is calculated as Dβ12 = (− Ys / Xs) · β−Ys with respect to the equations of the control start reference straight lines A1 and A2. Is done. That is, the start reference straight line A1 passes through the start intercepts Xs, Ys [ie (Xs, 0) and (0, Ys)], and the start reference straight line A2 is the start intercept -Xs, -Ys [ie (- Xs, 0) and (0, -Ys)]. FIG. 22 shows start reference straight lines A1 and A2 in the case of low μ (for example, 0.2 G), and FIG. 23 shows start reference straight lines A1 and A2 in the case of high μ (for example, 0.8 G). As apparent from FIGS. 22 and 23, the starting reference straight line width of the low μ is smaller than that of the high μ. This means that the lower the μ, the earlier the control start.
[0100]
Next, in step 404, the control end hysteresis coefficient Kh is calculated based on the road surface μ calculated in FIG. That is, the end hysteresis coefficient Kh is calculated on the basis of the relationship between the road surface μ and the end hysteresis coefficient Kh shown in FIG. 21, and increases as the road surface μ increases. If the road surface μ is equal to or smaller than μ1, the end hysteresis coefficient Kh is set to the lower limit value Kh1, and if the road surface μ is equal to or larger than μ2, it is set to the upper limit value Kh2.
[0101]
Next, in step 405, the end intercept Ye in the oversteer suppression control map described above is calculated as Ye = (1−Kh) · Ys (Ye is positive). Subsequently, in step 406, the equations of the control end reference straight lines B1 and B2 are calculated as B1: Dβ21 = (− Ys / Xs) · β + Ye, Dβ22 = (− Ys / Xs) · β-Ye. That is, the end reference straight line B1 is a straight line having an inclination equal to A1 and an intercept of Ye, and the end reference straight line B2 is a straight line having an inclination equal to A2 and an intercept of −Ye. FIG. 22 shows end reference straight lines B1 and B2 in the case of low μ (for example, 0.2 G), and FIG. 23 shows end reference straight lines B1 and B2 in the case of high μ (for example, 0.8 G). As is apparent from FIGS. 22 and 23, the width between the high μ start reference line and the end reference straight line is larger than that of the low μ. This means that the control is gradually terminated as the value of high μ increases.
[0102]
Next, details of the oversteer suppression control start / end determination process in step 302 of FIG. 16 will be described with reference to FIG. First, in step 501, it is determined whether oversteer suppression main control is in progress (hereinafter referred to as main control). If this control is not in progress, the vehicle body side slip angular velocity Dβ calculated in step 107 with respect to the vehicle body side slip angle β calculated in step 108 in FIG. 14 in step 502 (hereinafter referred to as the calculated vehicle body side slip angular velocity Dβ) is the start reference straight line A1. It is determined whether or not a value Dβ11 or more (Dβ ≧ Dβ11) obtained by substituting the calculated vehicle body side slip angle β into the above equation. That is, it is determined whether or not the coordinates (β, Dβ) of the calculated vehicle body side slip angle β and vehicle body side slip angular velocity Dβ are above the start reference straight line A1. If Dβ ≧ Dβ11, the routine proceeds to step 503, where it is determined that this control needs to be started.
[0103]
If Dβ ≧ Dβ11 is not satisfied in step 502, the process proceeds to step 504, where it is determined whether or not the calculated vehicle body slip angular velocity Dβ is equal to or less than a value Dβ12 (Dβ ≦ Dβ12) obtained by substituting the vehicle body slip angle β into the equation of the start reference straight line A2. . That is, it is determined whether or not the calculated coordinates (β, Dβ) are an area below the start reference straight line A2. If Dβ ≦ Dβ12, the process proceeds to step 503, where it is determined that the present control needs to be started. If Dβ ≦ Dβ12 is not satisfied, the process directly returns to the main routine.
[0104]
If it is determined in step 501 that the main control is being performed, in step 505, the calculated vehicle slip angular velocity Dβ is equal to or greater than the value Dβ22 obtained by substituting the vehicle slip angle β into the equation of the end reference straight line B2, and the vehicle slip angular velocity Dβ ends. It is determined whether or not a value Dβ21 or less (Dβ22 ≦ Dβ ≦ Dβ21) obtained by substituting the vehicle body side slip angle β into the equation of the reference straight line B1. That is, it is determined whether or not the calculated coordinates (β, Dβ) are in a region above the end reference line B2 and below the end reference line B1. If Dβ22 ≦ Dβ ≦ Dβ21, the routine proceeds to step 506, where it is determined that the present control is necessary, and if Dβ22 ≦ Dβ ≦ Dβ21, the process returns to the main routine.
[0105]
On the other hand, as for this control, when it is low μ, this control is performed between DE and FG as shown in FIG. 22, and when it is high μ, it is H as shown in FIG. This control is performed between -I. In addition, the braking force of each wheel is controlled so that the control amount (control parameter) increases as it deviates from the control start reference straight line toward the control region.
[0106]
Next, details of the hydraulic servo control processing performed in step 117 of FIG. 14 will be described with reference to FIG. Here, the slip ratio servo control of the wheel cylinder hydraulic pressure is performed for each wheel.
[0107]
First, the target slip ratio St ** set in the above-described step 306, 308 or 309 is read out in step 601, and these are read out as they are as the target slip ratio St ** of each wheel. Although not shown in this flowchart, the slip ratio correction amount ΔSs ** for the anti-skid control mode, for example, is added to the target slip ratio St ** in accordance with various control modes, so that the target slip ratio St ** is obtained. Updated. Similarly, the slip ratio correction amount ΔSb ** for the front / rear braking force distribution control mode is added to the target slip ratio St **, or the slip ratio correction amount ΔSr ** for the traction control mode is added to the target slip ratio St **. St ** is updated.
[0108]
In step 602, the slip ratio deviation ΔSt ** is calculated for each wheel, and in step 603, the vehicle body acceleration deviation ΔDVso ** is calculated. In step 602, the difference between the target slip ratio St ** and the actual slip ratio Sa ** of each wheel is calculated to obtain the slip ratio deviation ΔSt ** (ΔSt ** = St ** − Sa **). In step 603, the difference between the estimated vehicle body acceleration DVso at the vehicle center of gravity position and the wheel acceleration DVw ** at the wheel to be controlled is calculated, and the vehicle body acceleration deviation ΔDVso ** is obtained. The actual slip rate Sa ** and the vehicle body acceleration deviation ΔDVso ** of each wheel at this time have different calculations depending on the control mode such as anti-skid control and traction control, but the description thereof will be omitted.
[0109]
Subsequently, the routine proceeds to step 604, where the absolute value of the slip ratio deviation ΔSt ** is compared with a predetermined value Ka. If the absolute value of the slip ratio deviation ΔSt ** is equal to or greater than the predetermined value Ka, the integrated value of the slip ratio deviation ΔSt ** is updated at step 606. That is, a value obtained by multiplying the current slip rate deviation ΔSt ** by the gain GI ** is added to the previous slip rate deviation integrated value IΔSt **, thereby obtaining the current slip rate deviation integrated value IΔSt **. When the absolute value of the slip ratio deviation ΔSt ** falls below the predetermined value Ka, the slip ratio deviation integral value IΔSt ** is cleared (0) in step 605. Next, in steps 607 to 610, the slip ratio deviation integral value IΔSt ** is limited to a value not more than the upper limit value Kb and not less than the lower limit value Kc. When the slip ratio deviation integrated value IΔSt ** exceeds the upper limit value Kb, it is set to Kb. After Kc is set to Kc, the process proceeds to step 611.
[0110]
In step 611, one parameter Y ** used for brake hydraulic pressure control in each control mode is calculated as Gs ** · (ΔSt ** + IΔSt **). Here, Gs ** is a gain, and is set as shown by a solid line in FIG. 26 according to the vehicle body side slip angle β. In step 612, another parameter X ** used for brake fluid pressure control is calculated as Gd ** · ΔDVso **. The gain Gd ** at this time is a constant value as shown by a broken line in FIG.
[0111]
Thereafter, the process proceeds to step 613, and the hydraulic pressure control mode is set for each wheel according to the control map shown in FIG. 25 based on the parameters X ** and Y **. In FIG. 25, each of a sudden pressure reduction region, a pulse pressure reduction region, a holding region, a pulse pressure increase region, and a sudden pressure increase region is set in advance, and in step 613, according to the values of parameters X ** and Y **. It is determined which region corresponds to this. In the non-control state, the hydraulic pressure control mode is not set (solenoid off).
[0112]
When the region determined this time in step 613 is switched from pressure increase to pressure reduction or pressure reduction to pressure increase with respect to the region determined last time, it is necessary to smoothly decrease or increase the brake fluid pressure. Therefore, in step 614, the pressure increase / decrease compensation process is performed. For example, when switching from the sudden pressure reducing mode to the pulse pressure increasing mode, the sudden pressure increasing control is performed, and the time is determined based on the duration of the immediately preceding sudden pressure reducing mode. In step 615, the solenoids of the solenoid valves constituting the brake fluid pressure control device BC are driven according to the fluid pressure control mode and the pressure increase / decrease compensation process, and the braking force of each wheel is controlled.
[0113]
As described above, in this embodiment, the start reference line and the end reference line in the oversteer suppression main control are adjusted according to the road surface μ. However, the start reference line, the end reference line, and the understeer in the understeer suppression main control are adjusted. The start / end reference straight line in the suppression pre-control can be adjusted according to the road surface μ.
[0114]
【The invention's effect】
  Since this invention is comprised as mentioned above, there exist the following effects. That is, according to the road surface friction coefficient estimating apparatus according to claim 1, the grip degree representing the degree of the grip in the lateral direction with respect to the wheel ahead of the vehicle is estimated, and the road surface friction coefficient is estimated based on the grip degree. Therefore, the road surface friction coefficient can be accurately estimated at an early stage before reaching the frictional force limit.In particular, by providing the above-mentioned reference self-aligning torque setting means, the grip degree can be estimated easily and accurately based on the comparison result between the self-aligning torque estimated by the self-aligning torque estimation means and the reference self-aligning torque. Thus, the road surface friction coefficient can be estimated with high accuracy.
[0116]
  Furthermore, if the friction coefficient estimating means is configured as described in claim 2, the road surface friction coefficient can be easily estimated with high accuracy.Further, the friction coefficient estimating means,3Even when configured as described above, the road surface friction coefficient can be accurately estimated based on the lateral acceleration and the grip degree at an early stage before reaching the frictional force limit.
[0117]
  And the vehicle motion control device of the present invention comprises4Therefore, the road surface friction coefficient can be accurately estimated at an early stage before reaching the frictional force limit, and the control parameter is adjusted according to the road surface friction coefficient to appropriately adjust the vehicle. Can be controlled.In particular, by providing the above-mentioned reference self-aligning torque setting means, the grip degree can be estimated easily and accurately, and the road surface friction coefficient can be estimated accurately, so that the vehicle motion control is performed appropriately. be able to.
[0119]
  Further, if the friction coefficient estimating means is configured as described in claim 5, the road surface friction coefficient can be easily estimated with high accuracy, so that the vehicle motion can be appropriately controlled.Further, the friction coefficient estimating means,6Even when configured as described above, it is possible to accurately estimate the road surface friction coefficient based on the lateral acceleration and the grip degree at an early stage before reaching the frictional force limit. Can do.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a block diagram showing an embodiment of a road surface friction coefficient estimating apparatus according to the present invention.
FIG. 2 is a graph showing a relationship between self-aligning torque and side force in a state where a tire rolls while sliding on a general vehicle.
FIG. 3 is a graph simply showing the relationship between the self-aligning torque and the side force in FIG. 2;
FIG. 4 is a graph showing a relationship of self-aligning torque with respect to front wheel side force in one embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a graph showing the relationship of self-aligning torque with respect to front wheel side force in one embodiment of the present invention.
FIG. 6 is a block diagram of a road surface friction coefficient estimating apparatus according to another embodiment of the present invention.
FIG. 7 is a graph showing the relationship between front wheel side force and self-aligning torque with respect to front wheel slip angle in another embodiment of the present invention.
FIG. 8 is a graph showing a relationship of self-aligning torque with respect to front wheel slip angle in another embodiment of the present invention.
FIG. 9 is a graph showing a relationship of self-aligning torque with respect to front wheel slip angle in another embodiment of the present invention.
FIG. 10 is a graph showing the relationship of self-aligning torque with respect to front wheel slip angle in another embodiment of the present invention.
FIG. 11 is a graph showing the characteristics of a friction component of a steering system used for correction when estimating self-aligning torque in an embodiment of the present invention.
FIG. 12 is a block diagram showing an embodiment of a vehicle motion control apparatus of the present invention.
FIG. 13 is a configuration diagram showing a brake fluid pressure control device in one embodiment of the present invention.
FIG. 14 is a flowchart showing overall vehicle motion control in an embodiment of the present invention.
FIG. 15 is a flowchart showing a process for estimating a road surface friction coefficient in an embodiment of the present invention.
FIG. 16 is a flowchart showing a brake steering control process in an embodiment of the present invention.
FIG. 17 is a flowchart showing a control reference straight line calculation process in one embodiment of the present invention.
FIG. 18 is a flowchart showing oversteer suppression control start / end determination processing in one embodiment of the present invention.
FIG. 19 is a flowchart showing a hydraulic servo control process in an embodiment of the present invention.
FIG. 20 is a graph showing a relationship between a road surface μ and a control start sensitivity coefficient Ks used in an embodiment of the present invention.
FIG. 21 is a graph showing a relationship between a road surface μ and an end hysteresis coefficient Kh used in an embodiment of the present invention.
FIG. 22 is a graph showing a start reference line in the case of low μ in the oversteer suppression control map used in the embodiment of the present invention.
FIG. 23 is a graph showing a start reference line in the case of high μ in the oversteer suppression control map used in the embodiment of the present invention.
FIG. 24 is a graph showing a start / end determination region of understeer suppression control provided for an embodiment of the present invention.
FIG. 25 is a graph showing a relationship between a parameter used for brake hydraulic pressure control and a hydraulic pressure control mode in an embodiment of the present invention.
FIG. 26 is a graph showing a relationship between a vehicle body side slip angle and a parameter calculation gain in an embodiment of the present invention.
FIG. 27 is a graph showing a relationship of a self-aligning torque with respect to a front wheel slip angle in still another embodiment of the present invention.
FIG. 28 is a graph showing a relationship between a grip degree ε based on a pneumatic trail and a grip degree εm based on a road surface friction margin in the present invention.
[Explanation of symbols]
EPS electric power steering system, EG engine,
YS yaw rate sensor, YG lateral acceleration sensor,
ECU electronic control unit, BP brake pedal,
BS brake switch, MC master cylinder
FR, FL, RR, RL wheel, WS1-WS4 wheel speed sensor
Wfr, Wfl, Wrr, Wrl Wheel cylinder,
BC Brake fluid pressure control device

Claims

Steering force index detection means for detecting at least one steering force index including steering torque and steering force applied to a steering system from the steering wheel of the vehicle to the suspension, and detection of the steering force index detection means A self-aligning torque estimating means for estimating a self-aligning torque generated at a wheel ahead of the vehicle based on a signal; a vehicle state quantity detecting means for detecting a state quantity of the vehicle; and a detection signal of the vehicle state quantity detecting means Based on the front wheel index estimation means for estimating at least one front wheel index of the front wheel index including the side force and the front wheel slip angle with respect to the front wheel of the vehicle, and the front wheel index estimated by the front wheel index estimation means, Based on the change in self-aligning torque estimated by the self-aligning torque estimating means, at least the vehicle Comprising a grip degree estimating means for estimating the grip factor, the friction coefficient estimation means at least on the basis of the grip degree the grip degree estimating means has estimated to estimate the friction coefficient relative to the road surface of the vehicle front wheels relative to the front wheels, The characteristics of the front wheel index estimated by the front wheel index estimation means and the self-aligning torque estimated by the self-aligning torque estimation means are approximated to a linear shape that passes through at least the origin and has a gradient at the origin. A reference self-aligning torque setting means for setting a reference self-aligning torque based on a reference self-aligning torque characteristic for identifying the gradient therein, wherein the grip degree estimation means includes the reference self-aligning torque setting means. The reference self-aligning torque set by Based on Ruch aligning torque estimating means the result of comparison between self-aligning torque estimated, at least a road surface friction coefficient estimating device characterized by being configured to estimate the grip factor relative to the vehicle front wheels.

The friction coefficient estimating means estimates the friction coefficient based on at least one of the self-aligning torque or the front wheel index when the grip degree reaches a predetermined reference grip degree. The road surface friction coefficient estimating apparatus according to claim 1, wherein the apparatus is configured.

The vehicle state quantity detection means is configured to detect lateral acceleration relative to the vehicle as the vehicle state quantity, and the friction coefficient estimation means estimates the friction coefficient based on the lateral acceleration and the grip degree. The road surface friction coefficient estimating apparatus according to claim 1, wherein the apparatus is configured as described above.

Braking force generating means for generating a braking force to be applied to each wheel of the vehicle; braking force control means for controlling the output of the braking force generating means to apply the braking force to the wheel; and detecting a state quantity of the vehicle And a control parameter for the braking force control means is set based on the state quantity detected by the vehicle state quantity detection means, and the yaw moment of the vehicle is corrected to a stable side according to the control parameter. In the vehicle motion control apparatus comprising the motion control means for controlling the braking force control means to apply a braking force to each wheel of the vehicle, the steering applied to the steering system from the steering wheel of the vehicle to the suspension Based on the steering force index detection means for detecting at least one steering force index of the steering force index including torque and steering force, and the detection signal of the steering force index detection means, A front wheel index including a self-aligning torque estimating means for estimating a self-aligning torque generated at a wheel in front of the vehicle and a side force and a front wheel slip angle with respect to the wheel in front of the vehicle based on a detection signal of the vehicle state quantity detecting means A front wheel index estimating means for estimating at least one front wheel index, and a front wheel index estimated by the front wheel index estimating means based on a change in self aligning torque estimated by the self aligning torque estimating means. Grip degree estimating means for estimating the grip degree for the wheel in front of the vehicle, and friction coefficient estimating means for estimating a friction coefficient for the road surface of the wheel in front of the vehicle based on the grip degree estimated by the grip degree estimating means. The control parameter according to the road surface friction coefficient estimated by the friction coefficient estimating means. A control parameter adjusting means for adjusting the data, in the characteristic of the aligning torque, wherein the front wheel index the front wheel index estimation means has estimated self aligning torque estimating means has estimated the slope at street and raw point at least the origin A reference self-aligning torque setting means for setting a reference self-aligning torque based on a reference self-aligning torque characteristic for setting a reference self-aligning torque for identifying the gradient during traveling of the vehicle. The grip degree estimation means is less based on a comparison result between the reference self-aligning torque set by the reference self-aligning torque setting means and the self-aligning torque estimated by the self-aligning torque estimation means. Both wheels in front of the vehicle A motion control apparatus for a vehicle, characterized in that a grip degree for the vehicle is estimated .

The friction coefficient estimating means estimates the friction coefficient based on at least one of the self-aligning torque or the front wheel index when the grip degree reaches a predetermined reference grip degree. 5. The vehicle motion control device according to claim 4 , wherein the vehicle motion control device is configured.

The vehicle state quantity detection means is configured to detect lateral acceleration relative to the vehicle as the vehicle state quantity, and the friction coefficient estimation means estimates the friction coefficient based on the lateral acceleration and the grip degree. The vehicle motion control device according to claim 4 , wherein the vehicle motion control device is configured as described above.