(57)【要約】【課題】前輪のセルフアライニングトルクや路面の摩擦係数を推定しこれらを有効に利用することにより、後輪のセルフアライニングトルクを検出することなく後輪のグリップ度を推定する。【解決手段】前輪のセルフアライニングトルクＳＡＴが演算され（Ｓ２０）、前輪のスリップ角αｆに基づき車輌モデルのセルフアライニングトルクＳＡＴｍが演算され（Ｓ３０、４０）、ＳＡＴｍに対するＳＡＴの比として前輪のグリップ度εｆが演算され（Ｓ５０）、前輪位置に於ける車輌の横加速度Ｇｙｆ、車輌の前後加速度Ｇｘｆ、路面の摩擦係数μ、左右後輪の横力Ｆｙｒ、左右後輪の前後力Ｆｘｒが演算され（Ｓ６０〜１００）、前輪のグリップ度εｆ、前輪の路面の摩擦係数μｆ、左右後輪の横力Ｆｙｒ、左右後輪の前後力Ｆｘｒに基づき後輪のグリップ度εｒが演算される（Ｓ１１０）。【選択図】        図３
2004231004.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
操舵輪である前輪のセルフアライニングトルクに基づき前輪のグリップ度を演算し、前輪のグリップ度に基づき路面の摩擦係数を演算し、前記路面の摩擦係数と後輪の前後力及び横力とに基づき後輪のグリップ度を推定することを特徴とする車輌用車輪状態推定装置。
【請求項２】
前輪に制駆動力が発生していない状況に於いて操舵輪である前輪のセルフアライニングトルクに基づき前輪のグリップ度を演算し、前記前輪のグリップ度と後輪の前後力と前輪の横力と前輪及び後輪の接地荷重とに基づき後輪に制駆動力が作用する状況に於ける後輪のグリップ度を推定することを特徴とする車輌用車輪状態推定装置。
【請求項３】
前輪のグリップ度をεｆとし、後輪の前後力をＦｘｒとし、前輪の横力をＦｙｆとし、前輪及び後輪の接地荷重をそれぞれＷｆ及びＷｒとし、α＝（ＦｘｒＷｆ）／（ＦｙｆＷｒ）として、下記の式１
【数１】
2004231004.tif 000016
に従って後輪のグリップ度εｒを推定することを特徴とする請求項２に記載の車輌用車輪状態推定装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車輌用車輪状態推定装置に係り、更に詳細には後輪のグリップ度を推定する車輌用車輪状態推定装置に係る。
【０００２】
【従来の技術】
自動車等の車輌の車輪状態推定装置の一つとして、例えば本願出願人の出願にかかる下記の特許文献１に記載されている如く、操舵輪である前輪のセルフアライニングトルクを演算し、車輌のヨーレートの時間微分値及び車輌の横加速度に基づき前輪のコーナリングフォースを演算し、セルフアライニングトルク及びコーナリングフォースに基づき路面の摩擦係数を演算する路面の摩擦係数検出装置が従来より知られている。
【特許文献１】
特開平６−２２１９６８号公報
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
上述の如き路面の摩擦係数検出装置によれば路面の摩擦係数を推定することができるので、セルフアライニングトルク及び路面の摩擦係数に基づき前輪のグリップ度を演算することができ、前輪のグリップ度に応じて前輪の制駆動力を適正に制御することができるが、後輪の制駆動力をも適正に制御するためには、後輪のグリップ度も推定されることが望ましい。
【０００４】
前輪の場合と同様、後輪のセルフアライニングトルクを検出すれば、後輪のセルフアライニングトルク及び路面の摩擦係数に基づいて後輪のグリップ度を演算することができるが、その場合には後輪のセルフアライニングトルクを検出するためには力センサ等が必要であり、車輪状態推定装置が高価なものにならざるを得ないという問題がある。
【０００５】
本発明は、後輪の制駆動力をも適正に制御する上で後輪のグリップ度が低廉に推定される必要があるという技術的要請に鑑みてなされたものであり、本発明の主要な課題は、前輪のセルフアライニングトルクや路面の摩擦係数を推定しこれらを有効に利用することにより、後輪のセルフアライニングトルクを検出することなく後輪のグリップ度を推定することである。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
上述の主要な課題は、本発明によれば、操舵輪である前輪のセルフアライニングトルクに基づき前輪のグリップ度を演算し、前輪のグリップ度に基づき路面の摩擦係数を演算し、前記路面の摩擦係数と後輪の前後力及び横力とに基づき後輪のグリップ度を推定することを特徴とする車輌用車輪状態推定装置（請求項１の構成）、又は前輪に制駆動力が発生していない状況に於いて操舵輪である前輪のセルフアライニングトルクに基づき前輪のグリップ度を演算し、前記前輪のグリップ度と後輪の前後力と前輪の横力と前輪及び後輪の接地荷重とに基づき後輪に制駆動力が作用する状況に於ける後輪のグリップ度を推定することを特徴とする車輌用車輪状態推定装置（請求項２の構成）によって達成される。
【０００７】
また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項２の構成に於いて、前輪のグリップ度をεｆとし、後輪の前後力をＦｘｒとし、前輪の横力をＦｙｆとし、前輪及び後輪の接地荷重をそれぞれＷｆ及びＷｒとし、α＝（ＦｘｒＷｆ）／（ＦｙｆＷｒ）として、下記の式１
【数２】
2004231004.tif 000003
に従って後輪のグリップ度εｒを推定するよう構成される（請求項３の構成）。
【０００８】
尚本明細書に於いて、「グリップ度」とは、車輪が発生し得る路面に沿う方向の力と車輪が発生している路面に沿う方向の力との差を車輪が発生し得る路面に沿う方向の力にて除算した値（ε）をいい、車輪が発生している路面に沿う方向の力を車輪が発生し得る路面に沿う方向の力にて除算した値をμ利用率と呼ぶとすると、グリップ度εは「１−μ利用率」に等しい。
【０００９】
【発明の作用及び効果】
一般に、後輪のグリップ度は後輪の前後力と後輪の横力と路面の摩擦係数とに基づいて推定可能であり、操舵輪である前輪のセルフアライニングトルクに基づき前輪のグリップ度を推定することができ、前輪のグリップ度に基づき前輪の路面の摩擦係数を推定することができるので、前後輪の路面の摩擦係数が同一であると仮定すれば、前輪のセルフアライニングトルクに基づき前輪のグリップ度を推定し、前輪のグリップ度に基づき路面の摩擦係数を推定することにより、後輪の前後力と後輪の横力と路面の摩擦係数とに基づいて後輪のグリップ度を推定することができる。
【００１０】
上記請求項１の構成によれば、操舵輪である前輪のセルフアライニングトルクに基づき前輪のグリップ度が演算され、前輪のグリップ度に基づき路面の摩擦係数が演算され、後輪の前後力と後輪の横力と路面の摩擦係数とに基づき後輪のグリップ度が推定されるので、前後輪の路面の摩擦係数が同一であることを前提に、後輪のセルフアライニングトルクを検出することなく後輪のグリップ度を推定することができる。
【００１１】
また一般に、車輌が制駆動状態にないときには前後輪のグリップ度が同一であると仮定すると、後に詳細に説明する如く、前輪に制駆動力が発生していない状況に於いて前輪のセルフアライニングトルクに基づき前輪のグリップ度を演算することにより、前輪のグリップ度と後輪の前後力と前輪の横力と前輪及び後輪の接地荷重とに基づき後輪に制駆動力が作用する状況に於ける後輪のグリップ度を推定することができる。
【００１２】
上記請求項２の構成によれば、前輪に制駆動力が発生していない状況に於いて操舵輪である前輪のセルフアライニングトルクに基づき前輪のグリップ度が演算され、前輪のグリップ度と後輪の前後力と前輪の横力と前輪及び後輪の接地荷重とに基づき後輪に制駆動力が作用する状況に於ける後輪のグリップ度が推定されるので、車輌の非制駆動時には前後輪のグリップ度が同一であることを前提に、後輪のセルフアライニングトルクを検出することなく後輪に制駆動力が作用する状況に於ける後輪のグリップ度を推定することができる。
【００１３】
また前後輪のグリップ度が同一であるということは前後輪の横力の比が前後輪の接地荷重の比と等しいことを意味する。一般に、後輪の横力の発生は前輪の横力の発生よりも遅れるが、上記請求項２の構成によれば、前後輪のグリップ度が同一であると仮定されることにより、位相の早い前輪横力を使用することができるので、後輪に制駆動力が作用したときの後輪のグリップ度を早く推定することができる。
【００１４】
上述の如く、車輌が制駆動状態にないときには前輪のグリップ度εｆ及び後輪のグリップ度εｒが同一であると仮定すると、路面の摩擦係数をμとし後輪の接地荷重をＷｒとし後輪の横力をＦｙｒとすると、下記の式２が成立する。
【数３】
2004231004.tif 000004
【００１５】
車輌が制駆動状態にない状況に於いて後輪に制駆動力が作用すると、後輪のグリップ度εｒは下記の式３により表わされる。
【数４】
2004231004.tif 000005
【００１６】
上記式２よりμＷｒは下記の式４により表わされ、この式４を式３に代入し、αを下記の式５の通りとすると、後輪のグリップ度εｒは上記式１により表わされ、従って上記式１により後輪に制駆動力が作用する状況に於ける後輪のグリップ度εｒを演算することができる。
【数５】
2004231004.tif 000006
【数６】
2004231004.tif 000007
【００１７】
上記請求項３の構成によれば、上記式１に従って後輪のグリップ度が推定されるので、後輪のセルフアライニングトルクを検出することなく、後輪に制駆動力が作用する状況に於ける後輪のグリップ度を正確に推定することができる。
【００１８】
【課題解決手段の好ましい態様】
本発明の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１の構成に於いて、前輪のセルフアライニンクトルクＳＡＴを演算し、前輪のスリップ角を演算すると共に前輪のスリップ角に基づき車輌モデルのセルフアライニングトルクＳＡＴｍを演算し、車輌モデルのセルフアライニングトルクＳＡＴｍに対する前輪のセルフアライニングトルクＳＡＴの比として前輪のグリップ度を演算するよう構成される（好ましい態様１）。
【００１９】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１の構成に於いて、前輪のグリップ度εｆ、前輪位置に於ける車輌の前後加速度Ｇｘｆ及び横加速度Ｇｙｆに基づき前輪の路面の摩擦係数μｆを演算し、前輪の路面の摩擦係数μｆを路面の摩擦係数μとするよう構成される（好ましい態様２）。
【００２０】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１の構成に於いて、後輪の前後力Ｆｘｒ及び横力Ｆｙｒを推定し、後輪の接地荷重Ｗｒを推定し、路面の摩擦係数μと後輪の前後力Ｆｘｒ及び横力Ｆｙｒと後輪の接地荷重Ｗｒとに基づき後輪のグリップ度εｒを推定するよう構成される（好ましい態様３）。
【００２１】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記好ましい態様２の構成に於いて、下記の式６
【数７】
2004231004.tif 000008
に従って前輪の路面の摩擦係数μｆを演算するよう構成される（好ましい態様４）。
【００２２】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記好ましい態様３の構成に於いて下記の式７
【数８】
2004231004.tif 000009
に従って後輪のグリップ度εｒを演算するよう構成される（好ましい態様５）。
【００２３】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項２の構成に於いて、車輌の非駆動時に前輪のセルフアライニンクトルクに基づき前輪のグリップ度を演算するよう構成される（好ましい態様６）。
【００２４】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項２の構成に於いて、後輪の前後力、前輪の横力、前輪及び後輪の接地荷重を推定し、前輪のグリップ度と後輪の前後力と前輪の横力と前輪及び後輪の接地荷重とに基づき後輪に制駆動力が作用する状況に於ける後輪のグリップ度を推定するよう構成される（好ましい態様７）。
【００２５】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１又は２の構成に於いて、車輌は後輪がエンジンにより駆動される後輪駆動車又は四輪駆動車であり、後輪の前後力はエンジンブレーキ力と後輪の摩擦制動力との和として演算されるよう構成される（好ましい態様８）。
【００２６】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１の構成に於いて、後輪の横力は車輌の横加速度及びヨーレートに基づいて演算されるよう構成される（好ましい態様９）。
【００２７】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項２の構成に於いて、前輪の横力は車輌の横加速度及びヨーレートに基づいて演算されるよう構成される（好ましい態様１０）。
【００２８】
【発明の実施の形態】
以下に添付の図を参照しつつ、本発明を幾つかの好ましい実施の形態（以下単に実施形態という）について詳細に説明する。
【００２９】
第一の実施形態
図１は電動式パワーステアリング装置を備えた後輪駆動車の制動制御装置の一部として構成された本発明による車輌用車輪状態推定装置の第一の実施形態を示す概略構成図である。
【００３０】
図１に於いて、１０ＦＬ及び１０ＦＲはそれぞれ車輌１２の左右の前輪を示し、１０ＲＬ及び１０ＲＲはそれぞれ車輌１２の左右の後輪を示している。従動輪であり操舵輪でもある左右の前輪１０ＦＬ及び１０ＦＲは運転者によるステアリングホイール１４の転舵に応答して駆動されるラック・アンド・ピニオン式の電動式パワーステアリング装置１６によりタイロッド１８Ｌ及び１８Ｒを介して操舵される。
【００３１】
また図１に於いて、２０は電子制御スロットルバルブ２０Ａを備えたエンジンを示しており、エンジン２０の出力はエンジン用電子制御装置２２により電子制御スロットルバルブ２０Ａが制御されることによって制御される。エンジン２０の駆動力はトルクコンバータ２４及びトランスミッション２６を含む自動変速機２８を介してプロペラシャフト３０へ伝達され、プロペラシャフト３０の駆動力はディファレンシャルギヤ装置３２により左後輪車軸３４Ｌ及び右後輪車軸３４Ｒへ伝達され、これにより駆動輪である左右の後輪１０ＲＬ及び１０ＲＲが回転駆動される。
【００３２】
図示の実施形態に於いては、電動式パワーステアリング装置１６はラック同軸型の電動式パワーステアリング装置であり、電子制御装置３６により制御される。電動式パワーステアリング装置１６は電動機３８と、電動機３８の回転トルクをラックバー４０の往復動方向の力に変換する例えばボールねじ式の変換機構４２とを有し、ハウジング４４に対し相対的にラックバー４０を駆動する補助転舵力を発生することにより、運転者の操舵負担を軽減する操舵アシストトルクを発生する。
【００３３】
各車輪の制動力は制動装置４６の油圧回路４８によりホイールシリンダ５０ＦＬ、５０ＦＲ、５０ＲＬ、５０ＲＲの制動圧が制御されることによって制御されるようになっている。図には示されていないが、油圧回路４８はリザーバ、オイルポンプ、種々の弁装置等を含み、各ホイールシリンダの制動圧は通常時には運転者によるブレーキペダル５２の踏み込み操作に応じて駆動されるマスタシリンダ５４により制御され、また必要に応じて後に詳細に説明する如く電子制御装置５６により制御される。
【００３４】
車輪１０ＦＬ〜１０ＲＲのホイールシリンダ５０ＦＬ〜５０ＲＲにはそれぞれ対応するホイールシリンダ内の圧力Ｐｉ（ｉ＝ｆｌ、ｆｒ、ｒｌ、ｒｒ）を検出する圧力センサ６０ＦＬ〜６０ＲＲが設けられ、マスタシリンダ５４にはマスタシリンダ圧力Ｐｍを検出する圧力センサ６２が設けられている。またステアリングシャフト６４にはそれぞれ操舵角θ及び操舵トルクＴｓを検出する操舵角センサ６６及びトルクセンサ６８が設けられ、車輌１２にはそれぞれ車速Ｖ、車輌の前後加速度Ｇｘ、車輌の横加速度Ｇｙ、車輌のヨーレートγを検出する車速センサ７０、前後加速度センサ７２、横加速度センサ７４、ヨーレートセンサ７６が設けられている。尚操舵角センサ６６、トルクセンサ６８、横加速度センサ７４、ヨーレートセンサ７６は車輌の右旋回方向を正としてそれぞれ操舵角θ、操舵トルクＴｓ、横加速度Ｇｙ、ヨーレートγを検出する。
【００３５】
図２に示されている如く、圧力センサ６０ＦＬ〜６０ＲＲにより検出されたホイールシリンダ５０ＦＬ〜５０ＲＲ内の圧力Ｐｉを示す信号、圧力センサ６２により検出されたマスタシリンダ圧力Ｐｍを示す信号、操舵角センサ６６により検出された操舵角θを示す信号、車速センサ７０により検出された車速Ｖを示す信号、前後加速度センサ７２により検出された前後加速度Ｇｘを示す信号、横加速度センサ７４により検出された横加速度Ｇｙを示す信号、ヨーレートセンサ７６により検出されたヨーレートγを示す信号は電子制御装置５６に入力される。
【００３６】
図には示されていないが、エンジン２０にはエンジン回転数Ｎｅを検出するエンジン回転数センサ７８が設けられ、電子制御スロットルバルブ２０Ａにはスロットル開度φを検出するスロットル開度センサ８０が設けられ、エンジン回転数Ｎｅを示す信号及びスロットル開度φを示す信号は図には示されていないアクセル開度センサよりのアクセル開度を示す信号や吸入空気量センサよりの吸入空気量を示す信号等と共にエンジン用電子制御装置２２へ入力される。電子制御装置２２はエンジン回転数Ｎｅを示す信号及びスロットル開度φを示す信号を電子制御装置５６へ出力する。
【００３７】
トルクセンサ６８により検出された操舵トルクＴｓを示す信号は電子制御装置３６に入力され、電子制御装置３６には電子制御装置５６より車速Ｖを示す信号も入力される。電子制御装置３６は操舵トルクＴｓを示す信号と共に電動式パワーステアリング装置１６に対するトルクアシスト指令電流Ｉｔａを示す信号を電子制御装置５６へ出力する。
【００３８】
尚図には詳細に示されていないが、電子制御装置２２、３６及び５６はそれぞれ例えばＣＰＵとＲＯＭとＲＡＭと入出力ポート装置とを有し、これらが双方向性のコモンバスにより互いに接続された一般的な構成のマイクロコンピュータを含んでいる。
【００３９】
特に図示の実施形態に於いては、電子制御装置５６は、図３に示されたフローチャートに従い、前輪のグリップ度εｆを演算すると共に前輪位置に於ける車輌の前後加速度Ｇｘｆ及び横加速度Ｇｙｆを演算し、これらに基づき前輪の路面の摩擦係数μｆを演算し、この値を路面の摩擦係数μとする。そして電子制御装置５６は、左右後輪の前後力Ｆｘｒ、横力Ｆｙｒ、接地荷重Ｗｒを演算し、路面の摩擦係数μ、左右後輪の前後力Ｆｘｒ、横力Ｆｙｒ、接地荷重Ｗｒに基づき後輪のグリップ度εｒを演算する。
【００４０】
また電子制御装置５６は、図４に示されたフローチャートに従い、車輌の非加速時であるか否かを判定し、車輌の非加速時にはエンジンブレーキ力Ｆｅｂを演算し、後輪のグリップ度εｒに基づきエンジンブレーキが作用すると車輌の挙動が悪化する状況であるか否かを判定する。
【００４１】
そして電子制御装置５６は、エンジンブレーキが作用すると車輌の挙動が悪化する状況であるときには、マスタシリンダ圧力Ｐｍに基づき車輌全体の目標摩擦制動力Ｆｂｖを演算し、エンジンブレーキ力Ｆｅｂと目標摩擦制動力Ｆｂｖとの和を車輌全体の目標制動力Ｆｂｖｔとして、車輌の挙動を安定化させる配分にて車輌全体の目標制動力Ｆｂｖｔを各車輪に配分することにより各車輪の目標制動力Ｆｂｔｉ（ｉ＝ｆｌ、ｆｒ、ｒｌ、ｒｒ）を演算する。
【００４２】
また電子制御装置５６は、駆動輪である左右後輪の目標制動力Ｆｂｔｒｌ及びＦｂｔｒｒのうち小さい方の値に基づきエンジン２０の目標出力トルクＴｅｔ（負の値）を演算し、目標出力トルクＴｅｔ及びエンジン回転数Ｎｅに基づき目標スロットル開度φｔを演算し、目標スロットル開度φｔを示す指令信号をエンジン用電子制御装置２２へ出力する。
【００４３】
更に電子制御装置５６は、左右前輪の目標制動力Ｆｂｔｆｌ及びＦｂｔｆｒが達成されると共に左右後輪の目標制動力Ｆｂｔｒｌ及びＦｂｔｒｒのうち大きい方の値に対応する車輪の目標制動力Ｆｂｔｒｌ又はＦｂｔｒｒが達成されるよう、これらの車輪の制動圧Ｐｉを制御する。
【００４４】
特に電子制御装置５６は、路面の摩擦係数μが低いほど大きくなるよう閾値Ｋｅを演算し、後輪のグリップ度εｒが閾値Ｋｅよりも小さいか否かの判別により、エンジンブレーキが作用すると車輌の挙動が悪化する状況であるか否かを判定する。
【００４５】
電子制御装置３６は、操舵トルクＴｓの大きさが大きいほどアシストトルクＴａｂの大きさが大きくなり、車速Ｖが高いほどアシストトルクＴａｂの大きさが小さくなるよう、操舵トルクＴｓ及び車速Ｖに基づき図８に示されたグラフに対応すマップよりアシストトルクＴａｂを演算し、少なくともアシストトルクＴａｂに基づき電子制御装置３６を介して電動式パワーステアリング装置１６によるアシストトルクを制御し、これにより運転者の操舵負担を軽減する。尚電動式パワーステアリング装置１６によるアシストトルクの制御自体は本発明の要旨をなすものではなく、当技術分野に於いて公知の任意の要領にて実行されてよい。
【００４６】
電子制御装置２２は通常時にはアクセル開度や吸入空気量等に基づいて電子制御スロットルバルブ２０Ａを制御することによりエンジン２０の出力を制御するが、電子制御装置５６より目標スロットル開度φｔを示す指令信号が入力されると、該指令信号に従ってスロットル開度φが目標スロットル開度φｔになるよう電子制御スロットルバルブ２０Ａを制御することによりエンジン２０の出力トルクを制御する。尚通常時のエンジン２０の制御も本発明の要旨をなすものではなく、当技術分野に於いて公知の任意の要領にて実行されてよい。
【００４７】
次に図３を参照して、路面の摩擦係数μ及び後輪のグリップ度εｒの演算ルーチンについて説明する。尚図３に示されたフローチャートによる制御は図には示されていないイグニッションスイッチの閉成により開始され、所定の時間毎に繰返し実行される。
【００４８】
まずステップ１０に於いてはトルクセンサ６８により検出された操舵トルクＴｓを示す信号等の読み込みが行われ、ステップ２０に於いてはトルクアシスト指令電流Ｉｔａにトルク定数（正の定数）との積として電動式パワーステアリング装置１６によるアシストトルクＴａｓが演算され、トルクセンサ６８により検出された操舵トルクＴｓとアシストトルクＴａｓとの和より操舵系の摩擦力に対応する値を減算することにより、前輪のセルフアライニングトルクＳＡＴが演算される。尚前輪のセルフアライニングトルクＳＡＴは当技術分野に於いて公知の他の要領にて演算されてもよく、また検出されてもよい。
【００４９】
ステップ３０に於いては横加速度Ｇｙと車速Ｖ及びヨーレートγの積Ｖ＊γとの偏差Ｇｙ−Ｖ＊γとして横加速度の偏差、即ち車輌の横すべり加速度Ｖｙｄが演算され、この横加速度の偏差Ｖｙｄが積分されることにより車体の横すべり速度Ｖｙが演算されると共に、操舵角センサ６６により検出された操舵角θより演算される前輪の実舵角θａが演算され、車体の横すべり速度Ｖｙ、前輪の実舵角θａ、ヨーレートγ及び車速Ｖに基づき下記の式８に従って前輪のスリップ角αｆが演算される。
αｆ＝（Ｖｙ＋Ｌｆ＊γ）／Ｖ−θａ  ……（８）
【００５０】
ステップ４０に於いては前輪のスリップ角αｆに基づき図５に示されたグラフに対応すマップ（実線）より車輌モデルのセルフアライニングトルクＳＡＴｍが演算され、ステップ５０に於いては前輪のセルフアライニングトルクＳＡＴ及び車輌モデルのセルフアライニングトルクＳＡＴｍに基づき下記の式９に従って前輪のグリップ度εｆが演算される。
εｆ＝ＳＡＴ／ＳＡＴｍ  ……（９）
【００５１】
ステップ６０に於いては横加速度Ｇｙ及びヨーレートγに基づき下記の式１０に従って前輪位置に於ける車輌の横加速度Ｇｙｆが演算され、ステップ７０に於いてはＬｆ及びＬｒをそれぞれ重心と前輪車軸及び後輪車軸との間の距離として、前後加速度Ｇｘ及びヨーレートγに基づき下記の式１１に従って前輪位置に於ける車輌の前後加速度Ｇｘｆが演算され、ステップ８０に於いては下記の式１２に従って前輪の路面の摩擦係数μｆが演算され、この値が路面の摩擦係数μとされる。
【数９】
2004231004.tif 000010
Ｇｘｆ＝Ｇｘ・（Ｌｆ＋Ｌｒ）／Ｌｒ  ……（１１）
【数１０】
2004231004.tif 000011
【００５２】
ステップ９０に於いては車輌のヨー慣性モーメントをＩｚとし、ヨーレートγの微分値をγｄとし、車輌の重量をＭとして、下記の式１３に従って左右後輪の横力Ｆｙｒが演算され、ステップ１００に於いては圧力−左右後輪制動力の変換係数Ｋｂｒとマスタシリンダ圧力Ｐｍとの積として左右後輪の目標摩擦制動力Ｆｂｒｔが演算されると共に、左右後輪の前後力Ｆｘｒがエンジンブレーキ力Ｆｅｂと左右後輪の目標摩擦制動力Ｆｂｒｔとの和として演算される。
【数１１】
2004231004.tif 000012
【００５３】
ステップ１１０に於いては車輌の前後加速度Ｇｘに基づき当技術分野に於いて公知の要領にて左右後輪の接地荷重Ｗｒが演算されると共に、左右後輪の横力Ｆｙｒ、左右後輪の前後力Ｆｘｒ、路面の摩擦係数μ、左右後輪の接地荷重Ｗｒに基づき下記の式１４に従って後輪のグリップ度εｒが演算される。
【数１２】
2004231004.tif 000013
【００５４】
次に図４に示されたフローチャートを参照して図示の第一の実施形態に於ける制動力制御ルーチンについて説明する。尚図４に示されたフローチャートによる制御も図には示されていないイグニッションスイッチの閉成により開始され、所定の時間毎に繰返し実行される。
【００５５】
まずステップ２１０に於いては圧力センサ６０ＦＬ〜６０ＲＲにより検出されたホイールシリンダ５０ＦＬ〜５０ＲＲ内の圧力Ｐｉを示す信号等の読み込みが行われ、ステップ２２０に於いては例えばスロットル開度φ及びエンジン回転数Ｎｅに基づき図６に示されたグラフに対応すマップより推定されるエンジン２０の出力トルクＴｅが０以下であるか否かの判別により、車輌が非駆動状態にあるか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはステップ３００へ進み、肯定判別が行われたときにはステップ２３０へ進む。
【００５６】
ステップ２３０に於いては路面の摩擦係数μが低いほど閾値Ｋｅが大きくなるよう、上述の図３に示されたフローチャートに従って演算された路面の摩擦係数μに基づき図７に示されたグラフに対応するマップより後述のステップ２４０の判別に供される閾値Ｋｅが演算される。
【００５７】
ステップ２４０に於いては後輪のグリップ度εｒが閾値Ｋｅよりも小さいか否かの判別、即ちエンジンブレーキ力Ｆｅｂが作用すると車輌の挙動が悪化する虞れがあるか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはステップ３００へ進み、肯定判別が行われたときにはステップ２５０へ進む。
【００５８】
ステップ２５０に於いてはスロットル開度φ及びエンジン回転数Ｎｅに基づき図６に示されたグラフに対応すマップよりエンジン２０の出力トルクＴｅが演算され、出力トルクＴｅ及び駆動系のギヤ比に基づきエンジンブレーキ力Ｆｅｂが演算される。
【００５９】
ステップ２６０に於いては圧力−車輌全体制動力の変換係数Ｋｂｖ（正の値）とマスタシリンダ圧力Ｐｍとの積として車輌全体の目標摩擦制動力Ｆｂｖが演算され、エンジンブレーキ力Ｆｅｂと目標摩擦制動力Ｆｂｖとの和として車輌全体の目標制動力Ｆｂｖｔが演算される。また車輌の前後加速度Ｇｘ及び横加速度Ｇｙに基づき当技術分野に於いて公知の要領にて各車輪の接地荷重Ｗｉ（ｉ＝ｆｌ、ｆｒ、ｒｌ、ｒｒ）が演算され、接地荷重Ｗｉの和をＷとして下記の式１５に従って各車輪に対する目標制動力Ｆｂｖｔの配分量、即ち各車輪の目標制動力Ｆｂｔｉ（ｉ＝ｆｌ、ｆｒ、ｒｌ、ｒｒ）が演算される。
Ｆｂｔｉ＝Ｆｂｖｔ×Ｗｉ／Ｗ  ……（１５）
【００６０】
ステップ２７０に於いては駆動輪である左右後輪の目標制動力Ｆｂｔｒｌ及びＦｂｔｒｒのうち小さい方の値をＦｂｔｒｍｉｎとして、Ｆｂｔｒｍｉｎの２倍（目標エンジンブレーキ力Ｆｅｂｔ）及び駆動系のギヤ比に基づきエンジン２０の目標出力トルクＴｅｔ（負の値）が演算される。
【００６１】
ステップ２８０に於いては左右前輪の目標制動力Ｆｂｔｆｌ及びＦｂｔｆｒに基づき左右前輪の目標制動圧Ｐｂｔｆｌ及びＰｂｔｆｒが演算され、左右前輪の制動圧Ｐｆｌ及びＰｆｒがそれぞれ目標制動圧Ｐｂｔｆｌ及びＰｂｔｆｒになるよう制御されると共に、左右後輪の目標制動力Ｆｂｔｒｌ及びＦｂｔｒｒのうち大きい方の値とＦｂｔｒｍｉｎとの偏差ΔＦｂｔｒが演算され、偏差ΔＦｂｔｒに基づき目標制動圧Ｐｂｔｒが演算され、当該車輪の制動圧が目標制動圧Ｐｂｔｒになるよう制御される。
【００６２】
ステップ２９０に於いては目標出力トルクＴｅｔ及びエンジン回転数Ｎｅに基づき図６に示されたグラフに対応すマップより目標スロットル開度φｔが演算され、目標スロットル開度φｔを示す指令信号がエンジン用電子制御装置２２へ出力され、しかる後ステップ１０へ戻る。
【００６３】
ステップ３００に於いてはマスタシリンダ５４とホイールシリンダ５０ＦＲ、５０ＦＬ、５０ＲＲ、５０ＲＬとの連通が維持され、これにより各車輪の制動圧がマスタシリンダ圧力Ｐｍにより制御される通常時の制動力制御が実行され、しかる後ステップ１０へ戻る。
【００６４】
かくして図示の第一の実施形態によれば、ステップ２０に於いて前輪のセルフアライニングトルクＳＡＴが演算され、ステップ３０に於いて前輪のスリップ角αｆが演算され、ステップ４０に於いて前輪のスリップ角αｆに基づき車輌モデルのセルフアライニングトルクＳＡＴｍが演算され、ステップ５０に於いて前輪のセルフアライニングトルクＳＡＴ及び車輌モデルのセルフアライニングトルクＳＡＴｍに基づき前輪のグリップ度εｆが演算される。
【００６５】
そしてステップ６０〜１００に於いてそれぞれ前輪位置に於ける車輌の横加速度Ｇｙｆ、車輌の前後加速度Ｇｘｆ、路面の摩擦係数μ、左右後輪の横力Ｆｙｒ、左右後輪の前後力Ｆｘｒが演算され、ステップ１１０に於いて前輪のグリップ度εｆ、前輪の路面の摩擦係数μｆ、左右後輪の横力Ｆｙｒ、左右後輪の前後力Ｆｘｒに基づき後輪のグリップ度εｒが演算される。
【００６６】
従って図示の第一の実施形態によれば、前後輪の路面の摩擦係数が同一であることを前提に、後輪のセルフアライニングトルクを検出することなく、推定される前輪のグリップ度εｆ及び路面の摩擦係数μを有効に利用して後輪のグリップ度εｒを推定することができる。
【００６７】
第二の実施形態
図９は本発明による車輌用車輪状態推定装置の第二の実施形態に於ける路面の摩擦係数μ及び後輪のグリップ度εｒの演算ルーチンを示すゼネラルフローチャートである。尚図９に於いて図３に示されたステップと同一のステップには図３に於いて付されたステップ番号と同一のステップ番号が付されている。
【００６８】
この実施形態に於いては、ステップ１０の次に実行されるステップ１５に於いて前輪が非制駆動状態にあるか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはそのままステップ１０へ戻り、肯定判別が行われたときにはステップ２０へ進む。
【００６９】
ステップ２０〜６０、８０、１００は上述の第一の実施形態の場合と同様に実行され、第一の実施形態のステップ７０に対応するステップは実行されず、ステップ８０の次に実行されるステップ９５に於いて下記の式１５に従って左右前輪の横力Ｆｙｆが演算される。
【数１３】
2004231004.tif 000014
【００７０】
ステップ１２０に於いては車輌の前後加速度Ｇｘ及び横加速度Ｇｙに基づき当技術分野に於いて公知の要領にて左右前輪の接地荷重Ｗｆ及び左右後輪の接地荷重Ｗｒが演算され、ステップ１３０に於いては前輪のグリップ度εｆ、路面の摩擦係数μ、左右前輪の横力Ｆｙｆ、左右後輪の前後力Ｆｘｒ、左右前輪の接地荷重Ｗｆ及び左右後輪の接地荷重Ｗｒに基づき下記の式１６に従って後輪のグリップ度εｒが演算される。
【数１４】
2004231004.tif 000015
【００７１】
かくして図示の第二の実施形態によれば、ステップ２０〜８０に於いて上述の第一の実施形態の場合と同様の要領にて前輪のグリップ度εｆ及び路面の摩擦係数μが演算され、ステップ１００に於いて左右後輪の前後力Ｆｘｒが演算されると共に、ステップ９５に於いて左右前輪の横力Ｆｙｆが演算され、ステップ１２０に於いて左右前輪の接地荷重Ｗｆ及び左右後輪の接地荷重Ｗｒが演算され、ステップ１３０に於いて前輪のグリップ度εｆ、路面の摩擦係数μ、左右前輪の横力Ｆｙｆ、左右後輪の前後力Ｆｘｒ、左右前輪の接地荷重Ｗｆ及び左右後輪の接地荷重Ｗｒに基づき後輪のグリップ度εｒが演算される。
【００７２】
従って図示の第二の実施形態によれば、車輌の非制駆動時には前後輪のグリップ度が同一であることを前提に、上述の第一の実施形態の場合と同様、後輪のセルフアライニングトルクを検出することなく、推定される前輪のグリップ度εｆ及び路面の摩擦係数μを有効に利用して後輪のグリップ度εｒを推定することができ、また後輪横力に比して位相が早い前輪横力を使用して後輪のグリップ度が推定されるので、後輪に制駆動力が作用したときの後輪のグリップ度を早く推定することができる。
【００７３】
尚、上述の各実施形態によれば、車輌が非駆動状態にあるときにはステップ２２０に於いて肯定判別が行われ、ステップ２３０に於いて路面の摩擦係数μが低いほど閾値Ｋｅが大きくなるよう、路面の摩擦係数μに基づき閾値Ｋｅが演算される。
【００７４】
そしてステップ２４０に於いて後輪のグリップ度εｒが閾値Ｋｅよりも小さいか否かの判別により、エンジンブレーキ力Ｆｅｂが作用すると車輌の挙動が悪化する虞れがあるか否かの判別が行われ、車輌の挙動が悪化する虞れがあるときにはステップ２５０に於いてエンジンブレーキ力Ｆｅｂが演算され、ステップ２６０に於いてエンジンブレーキ力Ｆｅｂと目標摩擦制動力Ｆｂｖとの和として車輌全体の目標制動力Ｆｂｖｔが演算されると共に、各車輪の接地荷重Ｗｉに比例する割合にて車輌全体の目標制動力Ｆｂｖｔが各車輪に配分されることにより各車輪の目標制動力Ｆｂｔｉが演算される。
【００７５】
ステップ２７０に於いて駆動輪である左右後輪の目標制動力Ｆｂｔｒｌ及びＦｂｔｒｒのうち小さい方の値をＦｂｔｒｍｉｎとして、Ｆｂｔｒｍｉｎの２倍及び駆動系のギヤ比に基づきエンジン２０の目標出力トルクＴｅｔが演算され、ステップ２９０に於いて目標出力トルクＴｅｔ及びエンジン回転数Ｎｅに目標スロットル開度φｔが演算され、目標スロットル開度φｔを示す指令信号がエンジン用電子制御装置２２へ出力される。
【００７６】
更にステップ２８０に於いて左右前輪の目標制動力Ｆｂｔｆｌ及びＦｂｔｆｒに基づき左右前輪の目標制動圧Ｐｂｔｆｌ及びＰｂｔｆｒが演算され、左右前輪の制動圧Ｐｆｌ及びＰｆｒがそれぞれ目標制動圧Ｐｂｔｆｌ及びＰｂｔｆｒになるよう制御されると共に、左右後輪の目標制動力Ｆｂｔｒｌ及びＦｂｔｒｒのうち大きい方の値とＦｂｔｒｍｉｎとの偏差ΔＦｂｔｒが演算され、偏差ΔＦｂｔｒに基づき目標制動圧Ｐｂｔｒが演算され、当該車輪の制動圧が目標制動圧Ｐｂｔｒになるよう制御される。
【００７７】
一般に、車輌が前輪操舵式の後輪駆動車である場合に於いて、車輌が旋回限界に近づくと、前輪のセルフアライニングトルクが飽和した状態になり、前輪のセルフアライニングトルクは車輪の横力よりも早く飽和する。上述の各実施形態によれば、前輪のセルフアライニングトルクＳＡＴに基づいて後輪のグリップ度εｒが演算され、後輪のグリップ度εｒが閾値Ｋｅよりも小さいか否かの判別により、エンジンブレーキ力Ｆｅｂが作用すると車輌の挙動が悪化する虞れがあるか否かの判別が行われるので、エンジンブレーキが作用すると車輌の挙動が悪化する虞れがあるか否かを早期に判定し、これによりエンジンブレーキ力を早期に各車輪に配分して車輌の挙動の悪化を効果的に防止することができる。
【００７８】
またステップ２４０に於いて否定判別が行われたときには、即ちエンジンブレーキ力Ｆｅｂが作用しても車輌の挙動が悪化する虞れがないときには、ステップ２５０〜２９０は実行されず、車輌が駆動状態にありステップ２２０に於いて否定判別が行われた場合と同様、ステップ３００に於いてマスタシリンダ５４とホイールシリンダ５０ＦＲ、５０ＦＬ、５０ＲＲ、５０ＲＬとの連通が維持され、これにより各車輪の制動圧がマスタシリンダ圧力Ｐｍにより制御される通常時の制動力制御が実行される。
【００７９】
従ってエンジンブレーキ力Ｆｅｂが作用すると車輌の挙動が悪化する虞れがある場合にのみ、ステップ２５０〜２９０が実行され、車輌の挙動が安定化させる配分比率にてエンジンブレーキ力Ｆｅｂが各車輪に配分されるので、車輌の挙動が悪化する虞れがあるか否かが考慮されることなくエンジンブレーキ力が各車輪に配分される従来の制動力制御装置の場合に比して、非駆動輪である左右前輪及び左右後輪のうち配分されたエンジンブレーキ力が大きい側の車輪の制動装置の負担、例えば山道降坂時の制動装置の作動頻度及び作動時間を軽減し、その耐久性を向上させることができる。
【００８０】
更に上述の各実施形態によれば、ステップ２３０に於いて路面の摩擦係数μが低いほど閾値Ｋｅが大きくなるよう、路面の摩擦係数μに基づき閾値Ｋｅが演算され、後輪のグリップ度εｒが閾値Ｋｅよりも小さいか否かの判別により、エンジンブレーキ力Ｆｅｂが作用すると車輌の挙動が悪化する虞れがあるか否かの判別が行われるので、路面の摩擦係数μが低いほど、即ち車輌の挙動が悪化し易いほど早期に車輌の挙動が悪化する虞れがあると判定することができ、これにより応答遅れなく車輌の挙動の悪化を効果的に防止することができる。
【００８１】
以上に於いては本発明を特定の実施形態について詳細に説明したが、本発明は上述の実施形態に限定されるものではなく、本発明の範囲内にて他の種々の実施形態が可能であることは当業者にとって明らかであろう。
【００８２】
例えば上述の各実施形態に於いては、前輪のセルフアライニングトルクＳＡＴ及びスリップ角αｆが演算され、前輪のスリップ角αｆに基づき車輌モデルのセルフアライニングトルクＳＡＴｍが演算され、前輪のセルフアライニングトルクＳＡＴ及び車輌モデルのセルフアライニングトルクＳＡＴｍに基づき前輪のグリップ度εｆが演算されるようになっているが、前輪のグリップ度εｆは当技術分野に於いて公知の任意の要領にて演算されてよい。
【００８３】
また上述の各実施形態に於いては、後輪のグリップ度εｒが閾値Ｋｅよりも小さいか否かの判別により、エンジンブレーキ力Ｆｅｂが作用すると車輌の挙動が悪化する虞れがあるか否かの判別が行われ、その判別結果に基づき各車輪の制動力が制御されるようになっているが、後輪のグリップ度εｒは例えば後輪駆動車のトラクション制御や四輪駆動車の後輪駆動力の制御の如く、車輌の任意の制御に使用されてよい。
【００８４】
更に上述の各実施形態に於いては、車輌は後輪駆動車であるが、本発明は四輪駆動車に適用されてもよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】電動式パワーステアリング装置を備えた後輪駆動車の制動制御装置の一部として構成された本発明による車輌用車輪状態推定装置の第一の実施形態を示す概略構成図である。
【図２】第一の実施形態に於ける制御系を示すブロック図である。
【図３】第一の実施形態に於ける路面の摩擦係数μ及び後輪のグリップ度εｒ演算ルーチンを示すフローチャートである。
【図４】第一の実施形態に於ける制動力制御ルーチンを示すフローチャートである。
【図５】前輪のスリップ角αｆと車輌モデルのＳＡＴ（実線）及び実際のＳＡＴの一例（破線）との間の関係を示すグラフである。
【図６】エンジン回転数Ｎｅとスロットル開度φと及びエンジンの出力トルクＴｅ及び目標出力トルクＴｅｔとの間の関係を示すグラフである。
【図７】路面の摩擦係数μと閾値Ｋｅとの間の関係を示すグラフである。
【図８】操舵トルクＴｓ及び車速ＶとアシストトルクＴａｂとの間の関係を示すグラフである。
【図９】本発明による車輌用車輪状態推定装置の第二の実施形態に於ける路面の摩擦係数μ及び後輪のグリップ度εｒ演算ルーチンを示すフローチャートである。
【符号の説明】
１６…電動式パワーステアリング装置１６
２０…エンジン
２２、３６…電子制御装置
４６…制動装置
５４…マスタシリンダ
５６…電子制御装置
６０ＦＬ〜６０ＲＲ、６２…圧力センサ
６６…操舵角センサ
６８…トルクセンサ
７０…車速センサ
７２…前後加速度センサ
７４…横加速度センサ
７６…ヨーレートセンサ
【図１】
2004231004.tif 000017
【図２】
2004231004.tif 000018
【図３】
2004231004.tif 000019
【図４】
2004231004.tif 000020
【図５】
2004231004.tif 000021
【図６】
2004231004.tif 000022
【図７】
2004231004.tif 000023
【図８】
2004231004.tif 000024
【図９】
2004231004.tif 000025