(57)【要約】【課題】  アンチロックブレーキ作動時における左右輪の車輪速の振動を抑制できるブレーキ制御装置を提供する。【解決手段】  モータ8の回転を車両に搭載された左右前輪2FL,2FRに対して伝達して走行する電動車両用のブレーキ制御装置において、擬似車体速度に対する左右前輪2FL,2FRのスリップ状態に応じてホイルシリンダ液圧を増圧、保持、減圧制御して左右前輪2FL,2FRのロック状態を回避するためのブレーキECU9と、ブレーキECU9の作動時に左右前輪2FL,2FRに対して制動力を作用させるためのホイルシリンダ液圧を調整し左右前輪2FL,2FRの車輪回転数を調整する左右輪間ハンチング防止制御部9aと、を備えた。【選択図】  図１
2014012490.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
電動機の回転を車両に搭載された左右輪に対して伝達して走行する電動車両用のブレーキ制御装置において、
車体速度に対する前記左右輪のスリップ状態に応じてホイルシリンダ液圧を増圧、保持、減圧制御して前記左右輪のロック状態を回避するためのアンチロック制御部と、
前記アンチロック制御部の作動時に前記左右輪に対して制動力を作用させるための前記ホイルシリンダ液圧を調整し前記左右輪の車輪回転数を調整する左右輪間ハンチング防止制御部と、
を備えたことを特徴とするブレーキ制御装置。
【請求項２】
請求項１に記載のブレーキ制御装置において、
前記左右輪間ハンチング防止制御部は、前記左右輪の車輪回転数の大小関係を維持しつつ、前記電動機の回転数が前記左右輪の車輪の回転数の略半分になるようにホイルシリンダ液圧を調整することを特徴とするブレーキ制御装置。
【請求項３】
請求項１または請求項２に記載のブレーキ制御装置において、
前記左右輪間ハンチング防止制御部は、前記左右輪のうち車輪回転数が高い車輪回転数の落ち込みを抑制するためにホイルシリンダ液圧を調整することを特徴とするブレーキ制御装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、電動車両用のブレーキ制御装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
特許文献１には、電気自動車やハイブリッド自動車等の電動車両において、モータトルクによってモータ慣性に起因するアンチロックブレーキ作動時における左右輪の車輪速の振動を抑制する技術が開示されている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２００６−５１９２９号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
しかしながら、上記従来技術にあっては、カウンタトルクに伴う駆動トルクの変動によって左右駆動輪の車輪速がさらに変動することがあり、制動性能の劣化が懸念される。
本発明の目的は、アンチロックブレーキ作動時における左右輪の車輪速の振動を抑制できるブレーキ制御装置を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
本発明では、アンチロックブレーキの作動時にホイルシリンダ液圧を調整して左右輪間の車輪回転数を調整する。
【発明の効果】
【０００６】
本発明によれば、アンチロックブレーキ作動時における左右輪の車輪速の振動を抑制できる。
【図面の簡単な説明】
【０００７】
【図１】実施例１のブレーキ制御装置を適用した電気自動車の制駆動系のシステム図である。
【図２】実施例１の液圧制御ユニット10の回路構成図である。
【図３】実施例１のブレーキECU9で実施されるアンチロックブレーキ(ABS)制御処理の流れを示すフローチャートである。
【図４】実施例１の左右ハンチング低減減圧制御作用を示す回転速度、ホイルシリンダ液圧および車体減速度のタイムチャートである。
【発明を実施するための形態】
【０００８】
〔実施例１〕
図１は、実施例１のブレーキ制御装置を適用した電気自動車の制駆動系のシステム図である。
各車輪速センサ1FL,1FR,1RL,1RRは、各車輪2FL,2FR,2RL,2RRの回転速度に応じた車輪速パルスを出力する。
アクセル開度センサ3は、ドライバのアクセル操作量を検出する。
モータECU5は、アクセル開度センサ3からアクセル開度、車内通信線6経由で車速を入力して目標駆動トルクを演算し、目標駆動トルクに基づく駆動指令をインバータ7に出力する。
インバータ7は、駆動指令に基づいて電動機であるモータジェネレータ（以下、モータと略記する。）8を力行運転する。
モータ8は、三相交流モータであり、駆動輪である左右前輪2FL,2FRに駆動トルクを出力する。
モータECU5は、車内通信線6経由で各車輪速を入力し、各車輪速に基づき各車輪のストローク速度を推定し、各ストローク速度から車体のピッチレート、バウンスレートを求める。そして、ピッチレートやバウンスレートを抑制するための車体制振用トルクを演算し、車体制振用トルクによって目標駆動トルクを補正する車体制振制御を実施する。
ブレーキECU（アンチロック制御部）9は、各車輪速センサ1FL,1FR,1RL,1RRから各車輪の車輪速パルスを入力して各車輪の車輪速を計算すると共に車輪速に基づいて擬似車体速度を推定し、各車輪の車輪速が急減圧制御介入閾値に一致するようにホイルシリンダ20（図２参照）の液圧（ホイルシリンダ液圧）を増減または保持するアンチロックブレーキ(ABS)制御を実施する。各車輪の車輪速および擬似車体速度（車速）は車内通信線6に出力する。
液圧制御ユニット10は、ブレーキECU9からの指令に応じてホイルシリンダ液圧を調整する。
【０００９】
図２は、実施例１の液圧制御ユニット10の回路構成図である。
液圧制御ユニット10は、各車輪に配設されたホイルシリンダ20と、ドライバのブレーキ操作量に応じてマスタシリンダ圧を発生するマスタシリンダ21とを連通するブレーキ回路22の途中に設けられている。液圧制御ユニット10は、ホイルシリンダ液圧の増減または保持を切り替え制御するための２つの切り替え制御弁23,24と、ホイルシリンダ20の減圧時にそのブレーキ液が貯えられるリザーバ25と、リザーバ25に貯えられたブレーキ液をブレーキ回路22に戻すためのポンプ26と、ポンプ26を作動させるポンプモータ27とを備えている。
【００１０】
［ABS制御処理］
図３は、実施例１のブレーキECU9で実施されるアンチロックブレーキ(ABS)制御処理の流れを示すフローチャートで、以下、各ステップについて説明する。ブレーキECU9は、左右輪間ハンチング防止制御部9aを備える。
ステップS1では、各車輪速センサ1FL,1FR,1RL,1RRの車輪速パルスに基づき各車輪の車輪速を計算する。
ステップS2では、各車輪の車輪速の変化率に基づき各車輪の車輪減速度を演算する。
ステップS3では、各車輪速から、その最大値を求め、これに基づき擬似車体速度を演算する。
ステップS4では、擬似車体速度に基づいて各車輪の目標車輪速を演算する。
ステップS5では、目標車輪速を微分して目標車輪減速度を演算する。
ステップS6では、車輪減速度が目標車輪減速度となるようにホイルシリンダ液圧のフィードバック制御量を演算する。
ステップS7では、左右輪間ハンチング防止制御部9aにおいて、左右ハンチング低減減圧制御の実施条件が成立したか否かを判定し、YESの場合はステップS8へ進み、NOの場合はステップS9へ進む。左右ハンチング低減減圧制御の実施条件については後述する。
ステップS8では、左右輪間ハンチング防止制御部9aにおいて、左右ハンチング低減減圧制御を実施して目標ホイルシリンダ液圧を求める。左右ハンチング低減減圧制御については後述する。
ステップS9では、左右輪間ハンチング防止制御部9aにおいて、モータECU5に対し、車体制振制御を一時的に停止させる要求を出力する。これにより、ABS制御と車体制振制御との制御干渉を回避できる。
ステップS10では、現在のホイルシリンダ液圧が目標ホイルシリンダ液圧となるように液圧サーボ制御による液圧操作を行う。液圧サーボ制御については後述する。
【００１１】
［左右ハンチング低減減圧制御の実施条件］
左右ハンチング低減減圧制御の実施条件は以下とする。
(VwFR+VwFL)/2 < (V1-SLIPx1) ∩ ((VwFR<V1-SLIPx2 ∩ VwDFR>5×9.8ms2) ∪ (VwFL<V1-SLIPx2 ∩ VwDFL>5×9.8ms2))
VwFRは右前輪車輪速、VwFLは左前輪車輪速、V1は擬似車体速度、SLIPx1は目標スリップ量１、SLIPx2は目標スリップ量２、VwDFRは右前輪車輪加速度、VwDFLは左前輪車輪加速度である。
すなわち、左右ハンチング低減減圧制御の実施条件は、１輪に大きなスリップが発生し、左右輪の平均回転速度があらかじめ設定された急減圧制御介入閾値よりも低くなった場合、かつ、スリップ発生輪がスリップ復帰方向となったとき、大きな復帰加速度を有している場合とする。
【００１２】
［左右ハンチング低減減圧制御］
例えば、左前輪2FLがスリップしモータ回転が低下した場合を考えると、右前輪2FRにスリップを発生させないようにするためには、モータ回転加速度ω'Mと左前輪2FLの回転加速度ω'FLが下記の式(1)を満足すればよい。
ω'M = K × (ω'FL + V')/2  …(1)
Kはギア比、V'は車体減速度(≒XG：前後加速度センサ値)である。
車輪回転運動とモータ回転運動に、ミッションが存在しないため、回転トルクのロスがない。よって、車輪回転トルクとモータ回転トルクとの関係式は、下記の式(2)で表現できる。
I × (ω'FL +ω'FR) × K = IM ×ω'M  …(2)
ω'FRは右前輪回転加速度、Iは車輪回転慣性、IMはモータ回転慣性である。
すなわち、上記式(1)に式(2)を代入して得られた下記の式(3)で表現されるタイヤトルクを右前輪2FRに発生させればよい。
I ×ω'FR = (IM/2 - I) × ω'FL + IM/2 - V'  …(3)
【００１３】
右前輪2FRに発生する式(3)の制動側のトルクによって、右前輪2FRがスリップしないように、式(3)のトルクをブレーキトルク係数Bで割ることで、トルクをホイルシリンダ液圧に換算する。
ΔP = 1/B × ((IM/2 - I) × ω'FL + IM/2 - V')  …(4)
左前輪2FLの車輪復帰過程においては、右前輪2FRのロック液圧からのΔPの液圧分を差し引いた値を、右前輪2FRのホイルシリンダ液圧の上限値とする。
つまり、
VwFR<VwFLの場合
ΔPFR = 1/B × ((IM/2 - I) × ωDFR + IM/2 - VIK)
ΔPFL = 0
VwFL<VwFRの場合
ΔPFR = 1/B × ((IM/2 - I) × ωDFL + IM/2 - VIK)
ΔPFL = 0
v_PBS_FR = v_PBHT_FR - ΔPFR
v_PBS_FL = v_PBHT_FL - ΔPFL
ΔPFRは右前輪ハンチング低減減圧制御量、ΔPFLは左前輪ハンチング低減減圧制御量、VIKは車体減速度、ωDFRは右前輪回転加速度、ωDFLは左前輪回転加速度、v_PBS_FRは右前輪目標ホイルシリンダ液圧、v_PBS_FLは左前輪目標ホイルシリンダ液圧、v_PBHT_FRは右前輪推定ホイルシリンダ液圧、v_PBHT_FLは左前輪推定ホイルシリンダ液圧である。
【００１４】
［液圧サーボ制御］
液圧サーボ制御では、左右ハンチング低減減圧制御で演算された目標ホイルシリンダ液圧に対して現在のホイルシリンダ液圧が小さい場合は液圧制御ユニット10の切り替え制御弁23,24に切り替え信号を送り、マスタシリンダ21とホイルシリンダ20との連通によってホイルシリンダ液圧を増大させる。また、目標ホイルシリンダ液圧と現在のホイルシリンダ液圧とが等しい場合は切り替え制御弁23,24を保持位置に切り替え、マスタシリンダ21とホイルシリンダ20との遮断によってホイルシリンダ液圧を維持する。一方、目標ホイルシリンダ液圧に対して現在のホイルシリンダ液圧が大きい場合は切り替え制御弁23,24に切り替え信号を送り、マスタシリンダ21とホイルシリンダ20との遮断およびホイルシリンダ20とリザーバ25との連通によってホイルシリンダ液圧を低下させる。リザーバ25に流れたブレーキ液は、ポンプモータ27を駆動してポンプ26を作動させることでマスタシリンダ21に還流させる。
【００１５】
次に、作用を説明する。
［ABS作動時の左右駆動輪の車輪速の振動について］
従来の内燃機関を用いた車両に対して、電気自動車やハイブリッド自動車等の電動車両の普及に伴い、駆動源であるモータの慣性の大きさとそれに直結される比較的慣性の小さい車輪の回転をホイルシリンダ液圧の操作により制御するABSの動作により、駆動輪の振動が発生し、制動性能の劣化が見られるようになった。
これに対し、特許文献１に記載されているように、車輪速振動を抑えるカウンタトルクをモータ制御にて発生させる方法が採用されているが、制動中に駆動トルクが変動することはさらにABSの液圧制御の操作量（車輪ロック液圧、車輪復帰液圧）の変動を招き制動性能の劣化を招く結果となることが多い。このため、制動中の駆動トルク制御の禁止を余儀なくされていた。
駆動源であるモータと車輪が直結されている電気自動車では、制動中の車輪速の低下はモータの回転速度の低下と同じであるが、一度モータ回転が下がると、その大きな回転慣性により左右駆動輪の車輪速の振動を引き起こす。具体的には、右駆動輪の車輪速度復帰は左駆動輪のスリップ発生を引き起こす。このため、１輪のスリップが発生すると、左右交互にスリップが連続発生し、ABSによる急減圧制御が連続的に介入する場合があり全体的な減速度低下を引き起こすおそれがある。
【００１６】
［車輪速の振動抑制ロジック］
電気自動車の特性上、モータの回転速度と駆動輪（左右前輪）の回転速度には、下記の式(A)の関係がある。
ωM × G = (ωFL + ωFR)/2  …(A)
ωMはモータ回転速度、Gはギア比、ωFLは左前輪回転速度、ωFRは右前輪回転速度である。
例えば、左前輪にスリップが発生した後、左前輪に急減圧処理を施してスリップを復帰させる過程を考えると、ωM×G>ωFLの状態から、急減圧処理によってωM×G<ωFLとなるが、式(A)の制約条件のために反対側の輪である右前輪の回転速度はωM×G>ωFRとなる。つまり、左前輪の車輪速度復帰は、右前輪のスリップ発生を引き起こす。このため１輪のスリップが発生すると、左右交互にスリップが連続発生し、急減圧制御が連続的に介入する場合があり、車体減速度の低下を招く場合がある。
実施例１のブレーキ制御装置の狙いとするところは、駆動輪の一方の車輪にスリップが発生した後、当該車輪のスリップを復帰させる過程において、他方の車輪のスリップの発生を抑制することにより、車体減速度の著しい低下を抑えることにあり、これを実現するために、実施例１の左右ハンチング低減減圧制御では、左右前輪の一方の車輪に大きなスリップが発生し、当該車輪の車輪復帰速度が十分大きい場合は、他方の車輪にあらかじめ減圧処理を施すことで、モータ回転の復帰を促し、左右の連続減圧を抑制する。
【００１７】
以下に実施例１の左右ハンチング低減減圧制御のロジックを示す。
制動中を仮定して、駆動トルク=0の状態を考えると、駆動機構の回転運動は下記の式(B)によって記述される。
IM × ω'M =
μFL × FzFL × rFL - KFL × PFL + μFR × FzFR × rFR - KFR × PFR …(B)
IMは駆動機構回転慣性、ω'Mはモータ回転加速度、μFLは左前輪路面−タイヤ間摩擦係数、FzFLは左前輪輪荷重、rFLは左前輪回転動半径、KFLは左前輪ブレーキトルク係数、PFLは左前輪ホイルシリンダ液圧、μFRは右前輪路面−タイヤ間摩擦係数、FzFRは右前輪輪荷重、rFRは右前輪回転動半径、KFRは右前輪ブレーキトルク係数、PFRは右前輪ホイルシリンダ液圧である。
左右前輪の回転運動は、下記の式(C),(D)によって記述される。
IFL × ω'FL = μFL × FzFL × rFL - KFL × PFL  …(C)
IFR × ω'FR = μFR × FzFR × rFR - KFR × PFR  …(D)
IFLは左前輪回転慣性、ω'FLは左前輪回転加速度、IFRは右前輪回転慣性、ω'FRは右前輪回転加速度である。
ここで、左前輪にΔPFLのホイルシリンダ液圧変化量を与えた場合の左前輪の回転運動変化Δω'FLは、下記の式(E)によって記述される。
IFL × Δω'FL = μFL × FzFL × rFL - KFL(PFL + ΔPFL)  …(E)
式(E)を整理すると、下記の式(F)が導出される。
Δω'FL =ω'FL - (KFL × ΔPFL)/IFL  …（F)
また、ΔPFLによる駆動機構回転運動変化Δω'Mは下記の式(G)によって記述される。
IM × Δω'M =
μFL × FzFL × rFL - KFL(PFL + ΔPFL) +μFR × FzFR × rFR - KFR × PFR  …(G)
式(G)を整理すると、下記の式(H)が導出される。
Δω'M =ω'M - (KFL × ΔPFL)/IM  …（H)
式(F)と式(H)とから、駆動機構回転運動の応答性は、回転慣性の差から車輪の回転運動の応答性よりも十分に鈍いことがわかる（電気自動車の例、IM:IFL=7:1）。
【００１８】
ここで、制御にて対象としている運動現象を整理すると、例えば左前輪にのみ大きなスリップが発生した際、式(A)に基づき駆動機構の回転速度も小さくなる(ωFL<ωM×G<ωFR)。左前輪をスリップ状態から速やかに復帰させるために、急減圧処理を実施し、車輪スリップ復帰処理を行った場合、上述の通り車輪の回転復帰速度は大きいが、駆動機構の回転復帰速度は小さいため、左前輪の回転速度は駆動機構の回転速度よりも低速状態(ωFL<ωM×G)から高速状態(ωM×G<ωFL)へ移行するが、式(A)により右前輪の回転速度はωFR<ωM×Gとなる。例えば、駆動機構の回転速度の速度換算値が急減圧制御介入閾値よりも低速であった場合は、右前輪に急減圧制御が介入する。これが左右交互連続スリップの発生メカニズムであると考えられる。
以上より、駆動輪の一方の車輪にスリップ発生後、他方の車輪にスリップが発生する最たる原因は、駆動機構の回転速度が十分に小さいことにあることがわかる。よって、左右の交互連続スリップを防ぐには、駆動機構の回転速度を適正回転速度（車体速度換算回転速度の90%〜95%）へ、速やかに復帰させることが肝心である。実施例１では、左前輪に急減圧操作ΔPFLが加えられた場合に、右前輪にΔPFRを与えることによって、駆動機構の回転速度復帰を促すものである。ΔPFRを与えた駆動機構の回転運動変化Δω'Mは、下記の式(I)にて記述される。
IM × Δω'M =
μFL × FzFL × rFL - KFL(PFL + ΔPFL) +μFR × FzFR × rFR - KFR(PFR + ΔPFR)…(I)
式(I)を整理すると下記の式(J)が導出される。つまり、-(KFR×ΔPFR)/IMが、本制御による駆動機構の回転速度復帰を促進させる制御量となる。
Δω'M =ω'M - (KFL × ΔPFL)/IM - (KFR × ΔPFR)/IM  …（J)
【００１９】
図４は、実施例１の左右ハンチング低減減圧制御作用を示す回転速度、ホイルシリンダ液圧および車体減速度のタイムチャートであり、左右ハンチング低減減圧制御を時点t1以降に実施する例を示す。
上述したように、電気自動車では車輪とモータが直結されているため、左前輪2FLのスリップ発生により左前輪回転速度ωFLが低下すると、モータ回転速度ωMも低下する。このとき、ABSの急減圧制御により左前輪ホイルシリンダ液圧PFLを低下させることで左前輪回転速度ωFLは復帰するものの、モータ回転速度ωMはほとんど復帰していない。このため、左右前輪2FL,2FRを繋ぐディファレンシャルギアの作用により、慣性の大きなモータ8の回転速度ωMを支点として右前輪回転速度ωFRが低下し、右前輪2FRにスリップが発生する。これにより、モータ回転速度ωMが復帰するまでの間、左右交互にスリップの連続発生によって左右前輪2FL,2FRの車輪速が振動し、車体減速度XGの低下が継続される。
これに対し、実施例１の左右ハンチング低減減圧制御では、左前輪2FLのスリップ発生により左前輪回転速度ωFLが低下すると、急減圧制御により左前輪ホイルシリンダ液圧PFLを復帰させつつ、左前輪回転速度ωFLの復帰によるトルク変動分を考慮し、右前輪2FRのロック液圧からのΔP（式(4)参照）の液圧分を差し引いた値を右前輪ホイルシリンダ液圧PFRの上限値として右前輪2FRの制動トルクを未然に制限する。
このため、右前輪回転速度ωFRが左前輪回転速度ωFLを下回ることがなく、右前輪2FLのスリップを抑制できる。このとき、式(A)の関係から、モータ回転速度ωMの復帰も促進できる。これにより、左右前輪2FL,2FRの車輪速の振動を抑制でき、車体減速度XGの低下を早期に回復できる。
【００２０】
実施例１のブレーキ制御装置では、以下に列挙する効果を奏する。
(1) モータ8の回転を車両に搭載された左右前輪2FL,2FRに対して伝達して走行する電動車両用のブレーキ制御装置において、擬似車体速度に対する左右前輪2FL,2FRのスリップ状態に応じてホイルシリンダ液圧を増圧、保持、減圧制御して左右前輪2FL,2FRのロック状態を回避するためのブレーキECU9と、ブレーキECU9の作動時に左右前輪2FL,2FRに対して制動力を作用させるためのホイルシリンダ液圧を調整し左右前輪2FL,2FRの車輪回転数を調整する左右輪間ハンチング防止制御部9aと、を備えた。
これにより、ABS作動時における左右前輪2FL,2FRの車輪速の振動を抑制できる。
(2) 左右輪間ハンチング防止制御部9aは、左右前輪2FL,2FRの車輪回転数の大小関係を維持しつつ、モータ回転速度ωMにギア比Gを乗じた回転数(ωM × G)が、左前輪回転速度ωFLと右前輪回転速度ωFRとの和の半分(ωFL + ωFR)/2になるようにホイルシリンダ液圧を調整する。
これにより、車体減速度XGの低下を早期に回復できる。
(3) 左右輪間ハンチング防止制御部9aは、左右前輪2FL,2FRのうち車輪回転数が高い車輪回転数の落ち込みを抑制するためにホイルシリンダ液圧を調整する。
これにより、左右前輪2FL,2FRの車輪回転数の大小関係が反転するのを抑制でき、左右前輪2FL,2FRの車輪速の振動を抑制できる。
【００２１】
（他の実施例）
以上、本発明を実施するための形態を、実施例に基づいて説明したが、本発明の具体的な構成は、実施例に示した構成に限定されるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲の設計変更等があっても本発明に含まれる。
例えば、実施例では、ABSによる液圧サーボ制御中はモータによる車体制振制御を一時的に停止させる例を示したが、モータ回転を安定させるモータ駆動電流制御を実施している場合には、当該モータ駆動電流制御を一時的に停止させ、ABSとの制御干渉を回避する。
【符号の説明】
【００２２】
2FL,2FR  左右前輪（左右輪）
8  モータジェネレータ（電動機）
9  ブレーキECU（アンチロック制御部）
9a  左右輪間ハンチング防止制御部
【図１】
2014012490.tif 000003
【図２】
2014012490.tif 000004
【図３】
2014012490.tif 000005
【図４】
2014012490.tif 000006