JP3915871B2

JP3915871B2 - Counter steer determination device

Info

Publication number: JP3915871B2
Application number: JP2000290488A
Authority: JP
Inventors: 薫澤瀬; 祐一後田
Original assignee: Mitsubishi Motors Corp
Current assignee: Mitsubishi Motors Corp
Priority date: 2000-09-25
Filing date: 2000-09-25
Publication date: 2007-05-16
Anticipated expiration: 2020-09-25
Also published as: JP2002096652A

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To quickly determine a counter steer state. SOLUTION: A counter steer determining section (60) in an electronic control unit inputs an actual yawing acceleration (RGY), and also a computed yawing acceleration (Gy) computed from a vehicle body speed (RVB) and a steering angle (θS), and detects the counter steer state when the actual yawing acceleration is higher than the computed yawing acceleration.

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、カウンタステア判定装置に関し、特に、カウンタステア状態を早期に判定可能なカウンタステア判定装置に関する。
【０００２】
【関連する背景技術】
車両の左右駆動輪の間に左右輪の差動を許容する差動装置を装備した車両は旋回性に優れるが、いずれか一方の駆動輪がスリップしたときに車両走行を行えなくなるおそれがある。このため、左右輪の駆動力伝達経路間に差動制限装置を設け、同装置が発生する拘束力により左右輪の差動を必要に応じて制限することが知られている。また、四輪駆動車の回頭性と走行安定性とを両立させるために、前後輪間の差動を許容する差動装置と共に差動制限装置を設けることがある。
【０００３】
一般に、差動制限装置の拘束力により車輪間の差動を制限すると車両の走行安定性が高まる一方、拘束力を弱めると車両の回頭性が向上する。そこで、差動装置と共に差動制限装置を装備した車両では、ドリフト走行などでカウンタステア状態が生じたときに、差動制限装置により拘束力を発生させて走行安定性を高めるようにしている。この様に、差動制限装置を適正に動作させるなどの観点から、カウンタステア状態の判定が必要になる。
【０００４】
従来のカウンタステア判定は、例えば特登２７１５６５７号に記載のように、横加速度検出手段が検出した車両の横加速度から得られる車両の旋回方向と操舵角検出手段が検出した操舵方向とが一致しない場合にカウンタステア状態を判定するものとなっている。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、この様なカウンタステア判定によれば、いっぱいに切ったステアリングハンドルを運転者が中立ハンドル位置まで戻したときに初めてカウンタステア状態が判定されるので、判定遅れが生じ、例えばカウンタステア判定に基づく差動制限装置の動作が適正に行われずに走行安定性が低下することがある。
【０００６】
そこで、本発明は、カウンタステア状態を早期に判定可能なカウンタステア判定装置を提供することを目的とする。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
請求項１に記載の本発明によるカウンタステア判定装置は、実横加速度を検出する横加速度検出手段と、車速と操舵角とから計算横加速度を算出する横加速度算出手段と、実横加速度の大きさと計算横加速度の大きさとに基づいてカウンタステア状態を検出するカウンタステア判定手段と、を備え、カウンタステア判定手段は、実横加速度ＲＧｙ、計算横加速度Ｇｙならびに１より小さい定数α、０より大きい定数βおよびγの間にＲＧｙ＞γかつα×ＲＧｙ−β＞Ｇｙという関係またはＲＧｙ＜−γかつα×ＲＧｙ＋β＜Ｇｙという関係が成立したときにのみカウンタステア状態を検出することを特徴とする。
【０００８】
実横加速度と計算横加速度との大小関係はカウンタステア状態の有無によって異なり、従って、実横加速度の大きさと計算横加速度の大きさとに基づいてカウンタステア状態を検出可能である。しかも、現時点での実横加速度を横加速度検出手段により検出でき、また、計算横加速度は現時点での車速および操舵角から迅速に算出可能であるので、実横加速度および計算横加速度に基づくカウンタステア状態の検出は、中立操舵位置へステアリングハンドルが戻るのを待つことなく迅速に行われ、カウンタステア判定上の遅れを来すおそれがない。
【０００９】
一般に、車両はアンダステア傾向を呈する操舵特性を有し、通常の操舵状況では実横加速度の大きさが計算横加速度の大きさに等しいかこれよりも小さくなる。従って、実横加速度の大きさが計算横加速度の大きさよりも大きいときには、ステアリングハンドルが戻されていると判断でき、この判定条件が成立したときにカウンタステア状態を検出することにより、カウンタステア判定が正確かつ迅速に行われる。
【００１０】
ここで、実横加速度ＲＧｙと計算横加速度Ｇｙを座標軸とする操舵状況判定平面を想定した場合、上記の３つの定数α＝１、かつβ及びγがいずれもゼロであれば、この判定平面においてカウンタステア状態判定域と非カウンタステア状態判定域とが互いに隣り合うことになり、特に実横加速度ＲＧｙや計算横加速度Ｇｙが小さい操舵領域においてカウンタステア状態の有無を誤判定するおそれがある。
【００１１】
そこで、本願発明では、定数αを１より大きく、かつβ及びγを０より大きい値に設定することにより、カウンタステア状態判定域が、非カウンタステア状態判定域との境界から遠ざかるように適度に縮小される。この様にカウンタステア状態判定域を設定することにより、特に実横加速度ＲＧｙや計算横加速度Ｇｙが小さい領域での誤判定が防止される。
【００１２】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の一実施形態によるカウンタステア判定装置を説明する。
本実施形態のカウンタステア判定装置は、差動制限装置たとえばセンタディファレンシャル（以下、センタデフという）とその差動を制限する差動制限装置とを有した車両に搭載される。
【００１３】
図１に示すように、センタデフ１は、エンジン４の回転を変速機５を介して入力するリングギア６と、これと一体回転可能なピニオンギアと、これに噛み合う一対のサイドギアとを有し、両サイドギアの一方はフロントディファレンシャル（以下、フロントデフという）２のアウタケーシングに連結されている。また、アウタケーシングの外周に設けられたリングギア１０は、ピニオンギア１１及びプロペラシャフト１２を介してリアディファレンシャル（以下、リアデフという）１３に連結されている。従って、上記一方のサイドギアおよびフロントデフ２のアウタケーシングの回転が、リングギア１０、ピニオンギア１１、プロペラシャフト１２およびリアデフ１３を介してドライブシャフト１４に伝達されて、左右後輪３Ｒが回転駆動されるようになっている。
【００１４】
詳細な図示を省略するが、センタデフ１の他方のサイドギアはフロントデフ２のインナケーシングに接続され、インナケーシング内に支持された一対のプラネタリギアは、左右のドライブシャフト１７の内方端に形成されたサンギアにそれぞれ噛合している。従って、このサイドギアおよびインナケーシングの回転がプラネタリギアとこれに噛み合うサンギアを経てドライブシャフト１７に伝達され、左右前輪３Ｆが回転駆動されることになる。この際、プラネタリギアの自転により左右前輪間の回転差が許容される。
【００１５】
また、フロントデフ２のアウタケーシングとインナケーシングとの間には，差動制限手段としての油圧多板クラッチ（図示略）が設けられ、この油圧多板クラッチには油圧ユニット２０から作動油が供給される。油圧多板クラッチは、ソレノイドバルブ２１で制御される作動油供給状態に応じてその係合状態が変化し、係合状態に応じた拘束トルクを発生して、両ケーシングの相対回転を規制するものとなっている。すなわち、油圧多板クラッチの完全開放時（拘束トルク０）にはフロントデフ２のアウタケーシング及びインナケーシングが回転規制されることなく、５０：５０の比率で前輪３Ｆ側と後輪３Ｒ側へのトルク配分が行われる。一方、油圧多板クラッチの完全係合時（拘束トルク最大）には両ケーシングが回転規制されて、前後輪３Ｆ，３Ｒの接地荷重に応じた比率でトルク配分が行われる。
【００１６】
車室内には、マイクロプロセッサなどから構成された４ＷＤ用ＥＣＵ（電子制御ユニット）３１が図示しないエンジン・変速機用ＥＣＵやＡＢＳ用ＥＣＵと共に設置されている。ＥＣＵ３１の入力側には、前後左右輪３Ｆ，３Ｒの車輪速ＶＦＬ，ＶＦＲ，ＶＲＬ，ＶＲＲをそれぞれ検出する車輪速センサ３２と、車両に作用する前後方向加速度Ｇxを検出する前後加速度センサ３３と、車両に作用する実横加速度ＲＧyを検出する横加速度センサ３４と、車体速ＲＶBを検出する車体速センサ３５と、エンジン４のスロットル開度ＴＰＳを検出するスロットルセンサ３６と、ステアリング操舵角θsを検出する操舵角センサ３７とが接続されている。また、ＥＣＵ３１の出力側には、ソレノイドバルブ２１が接続されている。
【００１７】
差動制限に関連して、ＥＣＵ３１は、図２及び図３に示す前後差回転拘束トルク設定部４１、前後Ｇ比例拘束トルク設定部４２、加速対応拘束トルク設定部４３、減速対応拘束トルク設定部４４および最終拘束トルク設定部４５のそれぞれの機能を奏するものとなっている。後述のように、設定部４１〜４４で設定された拘束トルクＴv，Ｔx，Ｔa，Ｔbから最終拘束トルクＴfinalが設定され、この最終拘束トルクＴfinalに応じて油圧多板クラッチが発生する拘束トルクが制御される。すなわち、設定部４１〜４５は、油圧ユニット２０、ソレノイドバルブ２１および油圧多板クラッチを含む差動制限装置の制御部を構成している。
【００１８】
前後差回転拘束トルク設定部４１は、旋回時の車両挙動を適正にすべく、前後輪回転差に基づいて前後差回転拘束トルクＴvを設定するものである。この拘束トルク設定部４１の前輪平均処理部５１では左右前輪３Ｆの車輪速ＶＦＬ，ＶＦＲが平均化されて前輪車輪速ＶＦが算出され、後輪平均処理部５２では左右後輪３Ｒの車輪速ＶＲＬ，ＶＲＲが平均化されて後輪車輪速ＶＲが算出される。更に、実前後差回転算出部５３では、後輪車輪速ＶＲから前輪車輪速ＶＦが減算され、実前後差回転ΔＶcdが算出される。
【００１９】
また、推定車体速算出部５４では、車輪速ＶＦＬ，ＶＦＲ，ＶＲＬ，ＶＲＲのうち２番目に小さい車輪速が表す現在の車体速が、前後加速度センサ３３にて検出され現時点以降の車体速変化を表す前後加速度Ｇxで補正され、推定車体速ＶBが算出される。
理想前後差回転算出部５５では、図２の算出部５５ブロック内に概略的に示したマップに従い推定車体速ＶBと操舵角センサ３７にて検出された操舵角θsとから理想前後差回転ΔＶhcが算出される。このマップにおいて、理想前後差回転ΔＶhcは、推定車体速ＶBが所定値未満の低速域では負側に設定される一方、所定値以上の高速域では正側に設定され、また、操舵角θsが大であるほどΔＶhcの絶対値が操舵角θｓの増大につれて大きな値をとるように設定されている。つまり、低速域での旋回時には円滑な旋回を図るために後輪車輪速ＶＲを前輪車輪速ＶＦよりも小さくする一方、高速域での旋回時には後輪３Ｒをスリップさせて良好な回頭性を実現するために後輪車輪速ＶＲを前輪車輪速ＶＦよりも大きくするものになっている。
【００２０】
次に、ΔＶｃ設定部５６では、実前後差回転ΔＶcdと理想前後差回転ΔＶhcとに基づき下表から差ΔＶcが設定される。
【００２１】
【表１】

【００２２】
表１における差ΔＶｃの設定は、センタデフ１の拘束トルクが実前後差回転ΔＶcdを０とする方向にしか作用しない点を考慮した上で、実前後差回転ΔＶcdを理想前後差回転ΔＶhcに可能な限り接近させることを企図している。
つまり、表１に示す状況▲３▼及び▲４▼のように理想前後差回転ΔＶhcと実前後差回転ΔＶcdとが同符号であると共にΔＶcdがΔＶhcよりも大のときには、両者の差に等しい拘束トルクΔＶcを発生させることで両者を一致させ、状況▲２▼及び▲５▼のように理想前後差回転ΔＶhcと実前後差回転ΔＶcdとが同符号であると共にΔＶcdがΔＶhcよりも小のときには、拘束トルクΔＶｃを発生させると却って両者の差が増大するためΔＶc＝０とし、また、状況▲１▼及び▲６▼のように理想前後差回転ΔＶhcと実前後差回転ΔＶcdとが異符号のときには、実前後差回転ΔＶcdを０にする拘束トルクΔＶcを発生させてΔＶcdをΔＶhcに接近させるものとなっている。
【００２３】
拘束トルク算出部５８は、ΔＶｃ設定部５６で設定された差ΔＶcをＣ／Ｓ補正部５７を介して入力する。拘束トルク算出部５８では、そのブロック中に示したマップに基づいて差ΔＶcから前後差回転拘束トルクＴvが算出される。このマップにおいて、差ΔＶcが０である付近に不感帯が設けられ、また、差ΔＶcの絶対値が大きいほど前後差回転拘束トルクＴvが増加するように設定されている。
【００２４】
一方、横Ｇ推定部５９では、操舵角センサ３７にて検出された操舵角θsと車体速センサ３５にて検出された車体速ＲＶB（より一般的には車速）とに基づき計算横加速度Ｇyが算出される。また、カウンタステア判定部（以下、Ｃ／Ｓ判定部という）６０では、この計算横加速度Ｇyと横加速度センサ３４にて検出された実横加速度ＲＧyとに基づき現在の操舵状況がカウンタステア状態であるか否かが判定される。Ｃ／Ｓ判定部６０は、横加速度検出手段としての横加速度センサ３４と横加速度算出手段としての横Ｇ推定部５９と共に、カウンタステア判定装置を構成している。
【００２５】
車両は一般にアンダステア傾向を呈する操舵特性を有し、従って、通常の操舵状況では実横加速度ＲＧｙの大きさ（絶対値）が計算横加速度Ｇｙの大きさよりも小さくなるとの認識の下で、本実施形態では、実横加速度ＲＧｙの大きさが計算横加速度Ｇｙの大きさよりも大きいときに、好ましくは、実横加速度ＲＧｙ、計算横加速度Ｇｙならびに定数α、βおよびγの間にＲＧｙ＞γかつα×ＲＧｙ−β＞Ｇｙという第１の関係またはＲＧｙ＜−γかつα×ＲＧｙ＋β＜Ｇｙという第２の関係が成立したときにカウンタステア状態を検出するようにしている。ここで、定数α、βおよびγは、適宜の値に設定され、Ｃ／Ｓ判定部６０に内蔵のメモリに予め格納される。定数α、βおよびγの全てが値ゼロに設定されることはない。
【００２６】
さて、図４に示すように、実横加速度ＲＧｙおよび計算横加速度Ｇｙを横軸および縦軸にとった操舵状況判定平面を想定すると、上記第１および第２の関係は、図４に斜線を施して示す第１および第２カウンタステア状態判定域において成立するといえる。
定数α＝１、β＝γ＝０の場合、カウンタステア状態判定域は、実横加速度ＲＧｙが正の領域では図４に示す直線Ｌ１（Ｇｙ＝ＲＧｙ）の下側において直線Ｌ１と縦軸とで囲まれる領域に対応し、また、ＲＧｙが負の領域では直線Ｌ１の上側において直線Ｌ１と縦軸とで囲まれる領域に対応し、非カウンタステア状態判定域に隣り合う。この様な判定域と比べ、本実施形態の第１及び第２カウンタステア状態判定域は、直線Ｌ１および縦軸から遠ざかるように適度に縮小され、これにより誤判定を防止するようにしている。
【００２７】
カウンタステア状態の有無の判定にあたり、Ｃ／Ｓ判定部６０は、図５に示すカウンタステア判定ルーチンを実行する。
この判定ルーチンにおいて、Ｃ／Ｓ判定部６０は、現時点での実横加速度ＲＧｙを表す横加速度センサ３４出力を読み込むと共に内蔵のメモリから判定基準値としての定数γを読み出し、実横加速度ＲＧｙが判定基準値γよりも大きいか否かを判別する（ステップＳ１）。ＲＧｙ＞γであることがステップＳ１で判別されると、横Ｇ推定部５９から計算横加速度Ｇｙを読み込む一方、実横加速度ＲＧｙに定数αを乗じた値から定数βを減じることにより判定パラメータα×ＲＧｙ−βを算出し、次に、この判定パラメータ値が計算横加速度Ｇｙよりも大きいか否かを判別する（ステップＳ２）。
【００２８】
ステップＳ２での判別結果が否定であれば、現在の操舵状況が、図４に示す第１非カウンタステア状態判定域に属していると判断して、判定フラグＣＳＨを非カウンタステア状態を表す値０に設定する（ステップＳ３）。一方、ステップＳ２での判別結果が肯定であれば、現在の操舵状況が、図４に示す第１カウンタステア状態判定域に属していると判断して、フラグＣＳＨをカウンタステア状態を表す値１に設定する（ステップＳ４）。
【００２９】
また、ステップＳ１で実横加速度ＲＧｙが定数γよりも大きくないと判別した場合、Ｃ／Ｓ判定部６０は、実横加速度ＲＧｙが定数γの符号を反転した値−γよりも小さいか否かを判別し（ステップＳ５）、この判別結果が肯定であれば、実横加速度ＲＧｙに定数αを乗じた値に定数βを加えることにより判定パラメータα×ＲＧｙ＋βを算出し、次に、この判定パラメータ値が計算横加速度Ｇｙよりも小さいか否かを判別する（ステップＳ６）。
【００３０】
ステップＳ５またはステップＳ６の判別結果が否定であれば、現在の操舵状況が、図４に示す第２非カウンタステア状態判定域に属していると判断して、判定フラグＣＳＨを非カウンタステア状態を表す値０に設定する（ステップＳ７）。一方、ステップＳ６での判別結果が肯定であれば、現在の操舵状況が、図４に示す第２カウンタステア状態判定域に属していると判断して、フラグＣＳＨをカウンタステア状態を表す値１に設定する（ステップＳ４）。
【００３１】
上記の判定では、計算横加速度Ｇyよりも大きな横加速度ＲＧyが発生している場合に、カウンタステア状態にあると推定されてカウンタステア判定（フラグＣＳＨ＝１）が下され、逆の場合に非カウンタステア判定（ＣＳＨ＝０）が下される。また、この判定に際して、既述のように適度に縮小したカウンタステア状態判定域を用いるので、特に実横加速度ＲＧｙや計算横加速度Ｇｙが小さい操舵領域における操舵状況についての誤判定防止が図られる。
【００３２】
図２を再び参照すると、Ｃ／Ｓ補正部５７は、非カウンタステア判定時（ＣＳＨ＝０）にはΔＶc設定部５６から入力された差ΔＶcをそのまま拘束トルク算出部５８に出力する一方、カウンタステア判定時（ＣＳＨ＝１）には操舵角θsに基づいて算出された理想前後差回転ΔＶhcが不適切となるため、差ΔＶcに代えて実前後差回転ΔＶcdを出力する。
【００３３】
そして、拘束トルク算出部５８では、そのブロック内に示したマップに従って差ΔＶｃに応じた前後差回転拘束トルクＴvが算出される。
以下、図３を参照して、ＥＣＵ３１の差動制限制御部の説明を続ける。
前後Ｇ比例拘束トルク設定部４２は、前後Ｇ拘束トルクＴｘを前後加速度Ｇxに従って算出するものであり、その拘束トルク算出部７１では、図３の算出部７１のブロック内に示したマップに従い、前後加速度Ｇxに応じた前後Ｇ拘束トルクＴｘが算出される。このマップにおいて、前後加速度Ｇxの増加に伴って前後Ｇ拘束トルクＴxが増加するように設定され、スリップ防止ひいては走行安定性向上が図られる。
【００３４】
拘束トルク算出部７１に後段に配されたスイッチ７２は、前後差回転拘束トルク設定部４１の推定車体速算出部５４が推定車体速ＶBを推定中であればオンされ、拘束トルク算出部７１からの前後Ｇ拘束トルクＴxがそのまま最終拘束トルク設定部４５に出力され、一方、推定車体速算出部５４が推定車体速ＶBの推定を完了していればオフされて、前後Ｇ拘束トルクＴxに代えて値０が最終拘束トルク設定部４５に出力される。
【００３５】
つまり、本実施形態では、推定車体速算出部５４が推定車体速ＶBを推定中であって、４輪スリップ中と推測されるときには、拘束トルクＴｖに代えて前後Ｇ拘束トルクＴｘを用いるようにしている。
加速対応拘束トルク設定部４３は、急発進時などにおける後輪３Ｒの初期スリップを防止するための加速対応拘束トルクＴaを算出するものであり、同設定部４３の拘束トルク算出部８１では、そのブロック中に示したマップに従い、スロットルセンサ３６にて検出されたスロットル開度ＴＰＳと推定車体速算出部５４にて算出された推定車体速ＶBとから加速対応拘束トルクＴaが算出され、フィルタ８２を経て最終拘束トルクＴfinal設定部に出力される。
【００３６】
図示を省略するが、上記のマップにおいて、加速対応拘束トルクＴaは、スロットル開度ＴＰＳの増加に伴って増加すると共に推定車体速ＶBの増加に伴って減少するように設定され、急発進時などにおける初期スリップが抑制される。
減速対応拘束トルク設定部４４は、急減速時において車両姿勢の安定性を確保するための減速対応拘束トルクＴbを算出するものである。同設定部４４の拘束トルク算出部９１では、そのブロック内に示したマップに従い、前後加速度Ｇxから減速対応拘束トルクＴbが算出される。このマップにおいて、減速度の増加に伴って減速対応拘束トルクＴbが増加するように設定され、減速時の車両姿勢の安定化が図られる。
【００３７】
又、Ｋ2算出部９２では、そのブロック中に示したマップに従って操舵角θsと推定車体速ＶBとから補正係数Ｋ2が算出される。図示を省略するが、マップにおいて、補正係数Ｋ2は操舵角θsの増加に伴って減少するように設定され、これにより減速対応拘束トルクＴbを減少補正して回頭性を確保している。
補正係数Ｋ2はＣ／Ｓ補正部９３を経て乗算部９４に入力され、乗算部９４では減速対応拘束トルクＴbに補正係数Ｋ2が乗算される。Ｃ／Ｓ補正部９３では、Ｃ／Ｓ判定部６０でカウンタステア判定（ＣＳＨ＝１）されたときには、操舵角θsに基づいて設定される補正係数Ｋ2がカウンタステアによって不適切になるので、補正係数Ｋ2を強制的に値１に設定して補正係数Ｋ2による補正を禁止する。
【００３８】
一方、Ｋ３算出部９６では、そのブロック内にマップに従い、操舵角センサ３７からの操舵角θsを微分処理部９５で微分処理して得た操舵角速度Ｄθsから補正係数Ｋ3が算出される。このマップにおいて、補正係数Ｋ3は、操舵角速度Ｄθsが所定値以上の領域では操舵角速度Ｄθsの増加に伴って補正係数Ｋ3が減少するように設定され、従って、急操舵時には減速対応拘束トルクＴbが減少補正されて回頭性が確保される。補正係数Ｋ3はフィルタ９７及びＣ／Ｓ補正部９８を経て乗算部９９に入力され、乗算部９９では減速対応拘束トルクＴbに補正係数Ｋ3が乗算され、補正済みの減速対応拘束トルクＴbは最終拘束トルクＴfinal設定部に出力される。
【００３９】
Ｃ／Ｓ補正部９８では、カウンタステア判定時（ＣＳＨ＝１）、すなわち、操舵角速度Ｄθsに基づいて設定される補正係数Ｋ3がカウンタステアによって不適切になるときには、補正係数Ｋ3が強制的に値１に設定される。
次に、最終拘束トルク設定部４５の最大値選択部１０１では、前後差回転拘束トルクＴvと前後Ｇ比例拘束トルクＴxとの大きい側が選択される。４輪スリップに伴い前後差回転拘束トルクＴvに制御ハンチングが発生するおそれがある場合には、前後Ｇ比例拘束トルクＴxが選択されることになる。
【００４０】
選択された拘束トルクＴvまたはＴxは、加算部１０２において、加速対応拘束トルクＴaおよび減速対応拘束トルクＴbに加算される。この結果得た最終拘束トルクＴfinalは、リミッタ１０３において、油圧多板クラッチ１９で実現可能な最大拘束トルクに制限され、最終拘束トルクＴfinalとして出力される。
そして、ＥＣＵ３１では、最終拘束トルクＴfinalに対応するデューティ率が図示しないマップから設定され、この設定デューティ率に基づいてソレノイドバルブ２１が作動して油圧ユニット２０から油圧多板クラッチ１９への作動油供給量を制御する。その結果、油圧多板クラッチ１９の係合状態が調整されて、拘束トルクが最終拘束トルクＴfinalに制御される。
【００４１】
そして、拘束トルク制御に際して、本実施形態のカウンタステア判定装置によりカウンタステア状態の有無が正確かつ迅速に検出され、カウンタステア判定時には、カウンタステアによって不適切となる制御情報たとえば操舵角θｓに基づく拘束トルク算出を回避することにより、適正な拘束トルクを迅速に発生させて走行安定性が確保される。
【００４２】
本発明は上記実施形態に限定されるものでなく、種々に変形可能である。
例えば、上記実施形態では、差動装置および差動制限装置を備えた車両に本発明を適用した場合について説明したが、本発明のカウンタステア判定装置をこの種の車両と共に適用することは必須ではない。また、差動制限装置と共にカウンタステア判定装置を用いる場合においても、差動制限装置および差動制限制御部は実施形態のものに限定されない。
【００４３】
また、上記実施形態では、カウンタステア状態の検出に供される関係式における３つの定数α、βおよびγを適宜の正の値に設定した場合について説明したが、この様に設定することは必須ではなく、３つの定数の全てが値ゼロをとらないように設定すれば良い。
【００４４】
【発明の効果】
請求項１に記載の本発明では、実横加速度の大きさと車速と操舵角とから算出された計算横加速度の大きさとに基づいてカウンタステア状態を検出するので、迅速かつ正確にカウンタステア状態を検出でき、カウンタステア判定結果に基づいて実施される各種制御処理を適正に行える。
【００４５】
また、実横加速度の大きさが計算横加速度の大きさよりも大きいときにカウンタステア状態を検出するので、カウンタステア状態を正確かつ迅速に検出できる。更に、実横加速度ＲＧｙ、計算横加速度Ｇｙならびに定数α、β、γの間に所定の関係が成立したときにカウンタステア状態を検出するので、特に横加速度が小さい領域での誤検出を防止できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】カウンタステア判定装置が搭載される車両の駆動系と共に示す概略図である。
【図２】本発明の一実施形態によるカウンタステア判定装置をなすカウンタステア判定部を差動制限装置の制御部の一部と共に示すブロック図である。
【図３】差動制限装置の制御部の残部を示すブロック図である。
【図４】カウンタステア判定部によるカウンタステア状態検出原理を説明するための操舵状況判定平面を示す図である。
【図５】カウンタステア判定部が実施するカウンタステア判定ルーチンのフローチャートである。
【符号の説明】
３１電子制御ユニット
３４横加速度センサ（横加速度検出手段）
３５車体速センサ（車速検出手段）
３７操舵角センサ（操舵角検出手段）
５４推定車体速算出部
５９推定横加速度推定部（横加速度算出手段）
６０カウンタステア判定部（カウンタステア判定手段）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a counter steer determination device, and more particularly to a counter steer determination device capable of determining a counter steer state at an early stage.
[0002]
[Related background]
A vehicle equipped with a differential device that allows the differential of the left and right wheels between the left and right drive wheels of the vehicle is excellent in turning performance, but there is a possibility that the vehicle cannot be driven when one of the drive wheels slips. For this reason, it is known that a differential limiting device is provided between the driving force transmission paths of the left and right wheels, and the differential of the left and right wheels is limited as necessary by the restraining force generated by the device. Further, in order to achieve both turning ability and running stability of a four-wheel drive vehicle, a differential limiting device may be provided together with a differential device that allows differential between front and rear wheels.
[0003]
In general, when the differential between the wheels is limited by the restraining force of the differential limiting device, the running stability of the vehicle is enhanced, while when the restraining force is weakened, the turning ability of the vehicle is improved. Therefore, in a vehicle equipped with a differential limiting device together with a differential device, when a counter-steer state occurs due to drift traveling or the like, a restraining force is generated by the differential limiting device to improve traveling stability. As described above, it is necessary to determine the counter steer state from the viewpoint of properly operating the differential limiting device.
[0004]
In conventional counter steer determination, for example, as described in Japanese Patent No. 2715657, the turning direction of the vehicle obtained from the lateral acceleration of the vehicle detected by the lateral acceleration detecting means does not match the steering direction detected by the steering angle detecting means. In this case, the counter steer state is determined.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
However, according to such counter steer determination, since the counter steer state is determined only when the driver returns the steering handle that has been fully turned to the neutral handle position, a determination delay occurs. The operation of the differential limiter based on the operation may not be performed properly, and the running stability may decrease.
[0006]
Therefore, an object of the present invention is to provide a counter steer determination device capable of determining a counter steer state at an early stage.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
A counter steer determination device according to the present invention as set forth in claim 1 is: A counter-steer state is detected based on the lateral acceleration detecting means for detecting the actual lateral acceleration, the lateral acceleration calculating means for calculating the calculated lateral acceleration from the vehicle speed and the steering angle, and the actual lateral acceleration and the calculated lateral acceleration. Counter steer determination means, wherein the counter steer determination means is RGy> γ and α × RGy− between the actual lateral acceleration RGy, the calculated lateral acceleration Gy, a constant α smaller than 1, and constants β and γ larger than 0. The counter steer state is detected only when the relation β> Gy or the relation RGy <−γ and α × RGy + β <Gy is established. It is characterized by that.
[0008]
The magnitude relationship between the actual lateral acceleration and the calculated lateral acceleration differs depending on the presence or absence of the counter steer state. Therefore, the counter steer state can be detected based on the actual lateral acceleration and the calculated lateral acceleration. In addition, the actual lateral acceleration at the present time can be detected by the lateral acceleration detecting means, and the calculated lateral acceleration can be quickly calculated from the vehicle speed and the steering angle at the current time. Therefore, the counter steer based on the actual lateral acceleration and the calculated lateral acceleration is used. The state is detected quickly without waiting for the steering handle to return to the neutral steering position, and there is no possibility of causing a delay in counter steer determination.
[0009]
one In general, the vehicle has a steering characteristic exhibiting an understeer tendency. Under normal steering conditions, the actual lateral acceleration is equal to or smaller than the calculated lateral acceleration. Therefore, when the actual lateral acceleration is larger than the calculated lateral acceleration, it can be determined that the steering wheel is being returned, and the counter steer determination is performed by detecting the counter steer state when this determination condition is satisfied. Is done accurately and quickly.
[0010]
This Here, assuming a steering situation determination plane having the actual lateral acceleration RGy and the calculated lateral acceleration Gy as coordinate axes, the above three constants α = 1 and If both β and γ are zero, the counter steer state determination region and the non-counter steer state determination region are adjacent to each other on this determination plane, and in particular, the steering region where the actual lateral acceleration RGy and the calculated lateral acceleration Gy are small. There is a possibility that the presence or absence of the counter steer state is erroneously determined.
[0011]
Therefore, this application In the invention, the constant α Greater than 1 and β and γ greater than 0 By setting the value, the counter steer state determination area is appropriately reduced so as to move away from the boundary with the non-counter steer state determination area. By setting the counter steer state determination area in this way, erroneous determination is prevented particularly in an area where the actual lateral acceleration RGy and the calculated lateral acceleration Gy are small.
[0012]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, a counter steer determination device according to an embodiment of the present invention will be described.
The counter steer determination device of this embodiment is mounted on a vehicle having a differential limiting device such as a center differential (hereinafter referred to as center differential) and a differential limiting device that limits the differential.
[0013]
As shown in FIG. 1, the center differential 1 has a ring gear 6 for inputting rotation of the engine 4 via a transmission 5, a pinion gear that can rotate integrally with the ring gear 6, and a pair of side gears that mesh with the ring gear 6. One of the side gears is connected to an outer casing of a front differential (hereinafter referred to as front differential) 2. A ring gear 10 provided on the outer periphery of the outer casing is connected to a rear differential (hereinafter referred to as rear differential) 13 via a pinion gear 11 and a propeller shaft 12. Accordingly, the rotation of the one side gear and the outer casing of the front differential 2 is transmitted to the drive shaft 14 via the ring gear 10, the pinion gear 11, the propeller shaft 12, and the rear differential 13, and the left and right rear wheels 3R are rotationally driven. It has become so.
[0014]
Although not shown in detail, the other side gear of the center differential 1 is connected to the inner casing of the front differential 2, and a pair of planetary gears supported in the inner casing are formed at the inner ends of the left and right drive shafts 17. Meshed with each sun gear. Therefore, the rotation of the side gear and the inner casing is transmitted to the drive shaft 17 through the planetary gear and the sun gear meshing with the planetary gear, and the left and right front wheels 3F are rotationally driven. At this time, the rotation difference between the left and right front wheels is allowed by the rotation of the planetary gear.
[0015]
Further, a hydraulic multi-plate clutch (not shown) is provided as a differential limiting means between the outer casing and the inner casing of the front differential 2, and hydraulic oil is supplied from the hydraulic unit 20 to the hydraulic multi-plate clutch. Is done. The hydraulic multi-plate clutch changes its engagement state according to the hydraulic oil supply state controlled by the solenoid valve 21, generates a restraining torque according to the engagement state, and restricts relative rotation of both casings. It has become. That is, when the hydraulic multi-plate clutch is fully released (restraint torque is 0), the outer casing and the inner casing of the front differential 2 are not restricted in rotation, and the front wheel 3F side and the rear wheel 3R side are moved at a ratio of 50:50. Torque distribution is performed. On the other hand, when the hydraulic multi-plate clutch is completely engaged (maximum restraint torque), the rotation of both casings is restricted, and torque is distributed at a ratio corresponding to the ground load of the front and

rear wheels

3F, 3R.
[0016]
A 4WD ECU (electronic control unit) 31 composed of a microprocessor or the like is installed in the vehicle compartment together with an engine / transmission ECU and an ABS ECU (not shown). On the input side of the ECU 31, a wheel speed sensor 32 for detecting the wheel speeds VFL, VFR, VRL, VRR of the front, rear, left and

right wheels

3F, 3R, a longitudinal acceleration sensor 33 for detecting the longitudinal acceleration Gx acting on the vehicle, A lateral acceleration sensor 34 for detecting the actual lateral acceleration RGy acting on the vehicle, a vehicle body speed sensor 35 for detecting the vehicle body speed RVB, a throttle sensor 36 for detecting the throttle opening TPS of the engine 4, and a steering steering angle θs are detected. A steering angle sensor 37 is connected. A solenoid valve 21 is connected to the output side of the ECU 31.
[0017]
In relation to the differential restriction, the ECU 31 includes a front / rear differential rotation restraint torque setting unit 41, a front / rear G proportional restraint torque setting unit 42, an acceleration support restraint torque setting unit 43, and a deceleration support restraint torque setting unit shown in FIGS. 44 and the final restraining torque setting unit 45. As will be described later, a final restraint torque Tfinal is set from the restraint torques Tv, Tx, Ta, and Tb set by the setting units 41 to 44, and the restraint torque generated by the hydraulic multi-plate clutch is determined according to the final restraint torque Tfinal. Be controlled. That is, the setting units 41 to 45 constitute a control unit of a differential limiting device including the hydraulic unit 20, the solenoid valve 21, and the hydraulic multi-plate clutch.
[0018]
The front / rear difference rotational restraint torque setting unit 41 sets the front / rear difference rotational restraint torque Tv based on the front / rear wheel rotational difference in order to make the vehicle behavior during turning appropriate. The front wheel average processing unit 51 of the restraining torque setting unit 41 averages the wheel speeds VFL and VFR of the left and right front wheels 3F to calculate the front wheel speed VF, and the rear wheel average processing unit 52 calculates the wheel speed VRL of the left and right rear wheels 3R. , VRR is averaged to calculate the rear wheel speed VR. Further, the actual front / rear differential rotation calculation unit 53 subtracts the front wheel speed VF from the rear wheel speed VR to calculate the actual front / rear differential rotation ΔVcd.
[0019]
Further, the estimated vehicle speed calculation unit 54 detects the current vehicle speed represented by the second smallest wheel speed among the wheel speeds VFL, VFR, VRL, and VRR by the longitudinal acceleration sensor 33, and calculates the vehicle speed change after the present time. The estimated vehicle speed VB is calculated by correcting with the longitudinal acceleration Gx.
The ideal front / rear differential rotation calculation unit 55 calculates the ideal front / rear differential rotation ΔVhc from the estimated vehicle speed VB and the steering angle θs detected by the steering angle sensor 37 according to the map schematically shown in the calculation unit 55 block of FIG. Calculated. In this map, the ideal front / rear differential rotation ΔVhc is set to the negative side in the low speed range where the estimated vehicle speed VB is less than a predetermined value, and is set to the positive side in the high speed range above the predetermined value, and the steering angle θs is The absolute value of ΔVhc is set to increase as the steering angle θs increases as the value increases. In other words, the rear wheel speed VR is made smaller than the front wheel speed VF for smooth turning when turning in a low speed range, while the rear wheel 3R is slipped when turning in a high speed range to achieve good turning performance. Therefore, the rear wheel speed VR is made larger than the front wheel speed VF.
[0020]
Next, the ΔVc setting unit 56 sets the difference ΔVc from the table below based on the actual front / rear differential rotation ΔVcd and the ideal front / rear differential rotation ΔVhc.
[0021]
[Table 1]

[0022]
The difference ΔVc in Table 1 can be set to the ideal front-rear differential rotation ΔVhc in consideration of the fact that the restraining torque of the center differential 1 acts only in the direction in which the actual front-rear differential rotation ΔVcd is 0. It is intended to be as close as possible.
That is, when the ideal front / rear differential rotation ΔVhc and the actual front / rear differential rotation ΔVcd have the same sign and ΔVcd is larger than ΔVhc as shown in Tables (3) and (4) shown in Table 1, a constraint equal to the difference between the two. When the torque ΔVc is generated to make them coincide with each other, and when the ideal front / rear differential rotation ΔVhc and the actual front / rear differential rotation ΔVcd have the same sign and ΔVcd is smaller than ΔVhc as in the cases (2) and (5), When the restraining torque ΔVc is generated, the difference between the two increases, so ΔVc = 0, and when the ideal front / rear differential rotation ΔVhc and the actual front / rear differential rotation ΔVcd have different signs as in the situations (1) and (6) Then, a restraining torque ΔVc that makes the actual front-rear differential rotation ΔVcd zero is generated to make ΔVcd approach ΔVhc.
[0023]
The restraining torque calculation unit 58 inputs the difference ΔVc set by the ΔVc setting unit 56 via the C / S correction unit 57. The restraint torque calculation unit 58 calculates the front / rear difference rotational restraint torque Tv from the difference ΔVc based on the map shown in the block. In this map, a dead zone is provided in the vicinity where the difference ΔVc is 0, and the forward / backward difference rotational restraint torque Tv is set to increase as the absolute value of the difference ΔVc increases.
[0024]
On the other hand, the lateral G estimation unit 59 calculates the calculated lateral acceleration Gy based on the steering angle θs detected by the steering angle sensor 37 and the vehicle body speed RVB (more generally, the vehicle speed) detected by the vehicle speed sensor 35. Calculated. Further, in the counter steer determination unit (hereinafter referred to as C / S determination unit) 60, the current steering state is determined to be in the counter steer state based on the calculated lateral acceleration Gy and the actual lateral acceleration RGy detected by the lateral acceleration sensor 34. It is determined whether or not there is. The C / S determination unit 60 constitutes a counter steer determination device together with a lateral acceleration sensor 34 as a lateral acceleration detection unit and a lateral G estimation unit 59 as a lateral acceleration calculation unit.
[0025]
The vehicle generally has a steering characteristic exhibiting an understeer tendency. Therefore, in the normal steering situation, the actual lateral acceleration RGy has a magnitude (absolute value) that is smaller than the calculated lateral acceleration Gy. In the embodiment, when the magnitude of the actual lateral acceleration RGy is larger than the magnitude of the calculated lateral acceleration Gy, preferably, RGy> γ and α between the actual lateral acceleration RGy, the calculated lateral acceleration Gy, and the constants α, β, and γ. The counter steer state is detected when the first relationship of × RGy−β> Gy or the second relationship of RGy <−γ and α × RGy + β <Gy is established. Here, the constants α, β, and γ are set to appropriate values and stored in advance in a memory built in the C / S determination unit 60. The constants α, β and γ are not all set to the value zero.
[0026]
Now, as shown in FIG. 4, assuming a steering situation determination plane in which the actual lateral acceleration RGy and the calculated lateral acceleration Gy are taken on the horizontal axis and the vertical axis, the first and second relations are shown by hatching in FIG. It can be said that it is established in the first and second counter steer state determination areas.
When the constants α = 1 and β = γ = 0, the counter steer state determination area includes a straight line L1 and a vertical axis below the straight line L1 (Gy = RGy) shown in FIG. 4 when the actual lateral acceleration RGy is positive. In the region where RGy is negative, it corresponds to the region surrounded by the straight line L1 and the vertical axis above the straight line L1, and is adjacent to the non-counter steer state determination region. Compared to such a determination area, the first and second counter steer state determination areas of the present embodiment are appropriately reduced so as to move away from the straight line L1 and the vertical axis, thereby preventing erroneous determination.
[0027]
In determining whether there is a counter steer state, the C / S determination unit 60 executes a counter steer determination routine shown in FIG.
In this determination routine, the C / S determination unit 60 reads the lateral acceleration sensor 34 output representing the current actual lateral acceleration RGy and reads a constant γ as a determination reference value from the built-in memory, and the actual lateral acceleration RGy is determined. It is determined whether it is larger than the reference value γ (step S1). If it is determined in step S1 that RGy> γ, the calculated lateral acceleration Gy is read from the lateral G estimation unit 59, while the determination parameter α is obtained by subtracting the constant β from the value obtained by multiplying the actual lateral acceleration RGy by the constant α. XRGy-β is calculated, and then it is determined whether or not the determination parameter value is larger than the calculated lateral acceleration Gy (step S2).
[0028]
If the determination result in step S2 is negative, it is determined that the current steering situation belongs to the first non-counter steer state determination region shown in FIG. 4, and the determination flag CSH is a value representing the non-counter steer state. Set to 0 (step S3). On the other hand, if the determination result in step S2 is affirmative, it is determined that the current steering state belongs to the first counter steer state determination region shown in FIG. 4, and the flag CSH is a value 1 indicating the counter steer state. (Step S4).
[0029]
If it is determined in step S1 that the actual lateral acceleration RGy is not greater than the constant γ, the C / S determination unit 60 determines whether or not the actual lateral acceleration RGy is smaller than a value −γ obtained by inverting the sign of the constant γ. (Step S5), and if the determination result is affirmative, a determination parameter α × RGy + β is calculated by adding a constant β to a value obtained by multiplying the actual lateral acceleration RGy by a constant α, and then the determination parameter It is determined whether or not the value is smaller than the calculated lateral acceleration Gy (step S6).
[0030]
If the determination result of step S5 or step S6 is negative, it is determined that the current steering situation belongs to the second non-counter steer state determination region shown in FIG. 4, and the determination flag CSH is set to the non-counter steer state. The represented value is set to 0 (step S7). On the other hand, if the determination result in step S6 is affirmative, it is determined that the current steering state belongs to the second counter steer state determination region shown in FIG. 4, and the flag CSH is a value 1 indicating the counter steer state. (Step S4).
[0031]
In the above determination, when the lateral acceleration RGy larger than the calculated lateral acceleration Gy is generated, it is estimated that the counter steer state is set, and the counter steer determination (flag CSH = 1) is made. Counter steer determination (CSH = 0) is made. In addition, since the counter steer state determination area appropriately reduced as described above is used for this determination, it is possible to prevent erroneous determination of the steering situation particularly in the steering area where the actual lateral acceleration RGy and the calculated lateral acceleration Gy are small.
[0032]
Referring to FIG. 2 again, the C / S correction unit 57 outputs the difference ΔVc input from the ΔVc setting unit 56 to the restraint torque calculation unit 58 as it is when the non-counter steer determination (CSH = 0) is performed. At the time of steer determination (CSH = 1), the ideal front / rear differential rotation ΔVhc calculated based on the steering angle θs becomes inappropriate, and therefore the actual front / rear differential rotation ΔVcd is output instead of the difference ΔVc.
[0033]
Then, the constraining torque calculation unit 58 calculates the front / rear differential rotation constraining torque Tv corresponding to the difference ΔVc according to the map shown in the block.
Hereinafter, the description of the differential restriction control unit of the ECU 31 will be continued with reference to FIG.
The front-rear G proportional restraint torque setting unit 42 calculates the front-rear G restraint torque Tx according to the front-rear acceleration Gx. The restraint torque calculation unit 71 follows the map shown in the block of the calculation unit 71 of FIG. A longitudinal G restraining torque Tx corresponding to the acceleration Gx is calculated. In this map, the longitudinal G restraining torque Tx is set so as to increase as the longitudinal acceleration Gx increases, thereby preventing slipping and thus improving running stability.
[0034]
A switch 72 disposed downstream of the restraint torque calculation unit 71 is turned on when the estimated vehicle speed calculation unit 54 of the front-rear rotational rotation restraint torque setting unit 41 is estimating the estimated vehicle speed VB. The front / rear G restraining torque Tx is output to the final restraint torque setting unit 45 as it is. On the other hand, if the estimated vehicle speed calculating unit 54 has completed the estimation of the estimated vehicle speed VB, it is turned off and replaced by the front / rear G restraining torque Tx. The value 0 is output to the final restraining torque setting unit 45.
[0035]
That is, in the present embodiment, when the estimated vehicle speed calculation unit 54 is estimating the estimated vehicle speed VB and it is estimated that four-wheel slip is occurring, the front-rear G restraint torque Tx is used instead of the restraint torque Tv. ing.
The acceleration corresponding restraint torque setting unit 43 calculates the acceleration corresponding restraint torque Ta for preventing the initial slip of the rear wheel 3R at the time of sudden start or the like. According to the map shown in the block, the acceleration corresponding restraint torque Ta is calculated from the throttle opening degree TPS detected by the throttle sensor 36 and the estimated vehicle speed VB calculated by the estimated vehicle speed calculation unit 54, and the filter 82 is filtered. Then, it is output to the final restraining torque Tfinal setting unit.
[0036]
Although not shown, in the above map, the acceleration-corresponding restraint torque Ta is set so as to increase as the throttle opening degree TPS increases and decrease as the estimated vehicle body speed VB increases. The initial slip at is suppressed.
The deceleration-corresponding restraint torque setting unit 44 calculates a deceleration-responding restraint torque Tb for ensuring the stability of the vehicle posture during sudden deceleration. In the restraint torque calculation unit 91 of the setting unit 44, the deceleration corresponding restraint torque Tb is calculated from the longitudinal acceleration Gx according to the map shown in the block. In this map, the deceleration-restraining restraint torque Tb is set so as to increase as the deceleration increases, and the vehicle posture at the time of deceleration is stabilized.
[0037]
The K2 calculating unit 92 calculates a correction coefficient K2 from the steering angle θs and the estimated vehicle speed VB according to the map shown in the block. Although illustration is omitted, in the map, the correction coefficient K2 is set so as to decrease as the steering angle θs increases, and thereby the deceleration-restraining restraint torque Tb is corrected to decrease to ensure the turnability.
The correction coefficient K2 is input to the multiplication unit 94 via the C / S correction unit 93, and the multiplication unit 94 multiplies the deceleration corresponding restraining torque Tb by the correction coefficient K2. In the C / S correction unit 93, when the counter steer determination (CSH = 1) is made by the C / S determination unit 60, the correction coefficient K2 set based on the steering angle θs becomes inappropriate due to the counter steer. The coefficient K2 is forcibly set to the value 1 to prohibit correction by the correction coefficient K2.
[0038]
On the other hand, the K3 calculator 96 calculates a correction coefficient K3 from the steering angular velocity Dθs obtained by differentiating the steering angle θs from the steering angle sensor 37 by the differentiation processor 95 according to the map in the block. In this map, the correction coefficient K3 is set so that the correction coefficient K3 decreases as the steering angular speed Dθs increases in a region where the steering angular speed Dθs is equal to or greater than a predetermined value. It is corrected to ensure the turning ability. The correction coefficient K3 is input to the multiplication unit 99 via the filter 97 and the C / S correction unit 98, and the multiplication unit 99 multiplies the deceleration corresponding constraint torque Tb by the correction coefficient K3, and the corrected deceleration corresponding constraint torque Tb is the final constraint. It is output to the torque Tfinal setting unit.
[0039]
The C / S correction unit 98 compulsorily sets the correction coefficient K3 to a value at the time of countersteer determination (CSH = 1), that is, when the correction coefficient K3 set based on the steering angular velocity Dθs becomes inappropriate due to the countersteer. Set to 1.
Next, the maximum value selection unit 101 of the final constraint torque setting unit 45 selects the larger side of the front / rear differential rotation constraint torque Tv and the front / rear G proportional constraint torque Tx. When there is a possibility that control hunting may occur in the front-rear differential rotation restraint torque Tv due to the four-wheel slip, the front-rear G proportional restraint torque Tx is selected.
[0040]
The selected restraining torque Tv or Tx is added by the adding unit 102 to the acceleration corresponding restraining torque Ta and the deceleration corresponding restraining torque Tb. The final constraining torque Tfinal obtained as a result is limited to the maximum constraining torque that can be realized by the hydraulic multi-plate clutch 19 in the limiter 103, and is output as the final constraining torque Tfinal.
In the ECU 31, the duty ratio corresponding to the final restraining torque Tfinal is set from a map (not shown), and the solenoid valve 21 is operated based on this set duty ratio to supply hydraulic oil from the hydraulic unit 20 to the hydraulic multi-plate clutch 19. Control the amount. As a result, the engagement state of the hydraulic multi-plate clutch 19 is adjusted, and the restraint torque is controlled to the final restraint torque Tfinal.
[0041]
In the restraint torque control, the counter steer determination device according to the present embodiment accurately and quickly detects the presence or absence of the counter steer state. At the time of the counter steer determination, the control information that becomes inappropriate by the counter steer, for example, the restraint based on the steering angle θs. By avoiding the torque calculation, an appropriate restraining torque can be quickly generated to ensure running stability.
[0042]
The present invention is not limited to the above embodiment, and can be variously modified.
For example, in the above-described embodiment, the case where the present invention is applied to a vehicle including a differential device and a differential limiting device has been described. Absent. Further, even when the counter steer determination device is used together with the differential limiting device, the differential limiting device and the differential limiting control unit are not limited to those of the embodiment.
[0043]
In the above-described embodiment, the case where the three constants α, β, and γ in the relational expression used for detecting the counter steer state are set to appropriate positive values has been described. Instead, all three constants may be set not to take the value zero.
[0044]
【The invention's effect】
In the first aspect of the present invention, since the counter steer state is detected based on the actual lateral acceleration and the calculated lateral acceleration calculated from the vehicle speed and the steering angle, the counter steer state is quickly and accurately detected. Various control processes that can be detected and executed based on the counter steer determination result can be appropriately performed.
[0045]
Also, Since the counter steer state is detected when the actual lateral acceleration is larger than the calculated lateral acceleration, the counter steer state can be detected accurately and quickly. Furthermore, Since the counter steer state is detected when a predetermined relationship is established between the actual lateral acceleration RGy, the calculated lateral acceleration Gy, and the constants α, β, γ, it is possible to prevent erroneous detection particularly in a region where the lateral acceleration is small.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic diagram showing a drive system of a vehicle on which a countersteer determination device is mounted.
FIG. 2 is a block diagram showing a counter steer determination unit forming a counter steer determination device according to an embodiment of the present invention together with a part of a control unit of the differential limiting device.
FIG. 3 is a block diagram illustrating a remaining part of a control unit of the differential limiting device.
FIG. 4 is a diagram showing a steering situation determination plane for explaining the principle of counter-steer state detection by a counter-steer determination unit.
FIG. 5 is a flowchart of a counter steer determination routine executed by a counter steer determination unit.
[Explanation of symbols]
31 Electronic control unit
34 Lateral acceleration sensor (lateral acceleration detection means)
35 Vehicle speed sensor (vehicle speed detection means)
37 Steering angle sensor (steering angle detection means)
54 Estimated body speed calculation unit
59 Estimated lateral acceleration estimation unit (lateral acceleration calculation means)
60 Counter steer determination unit (counter steer determination means)

Claims

実横加速度を検出する横加速度検出手段と、
車速と操舵角とから計算横加速度を算出する横加速度算出手段と、
前記実横加速度の大きさと前記計算横加速度の大きさとに基づいてカウンタステア状態を検出するカウンタステア判定手段と、を備え、
前記カウンタステア判定手段は、前記実横加速度ＲＧｙ、前記計算横加速度Ｇｙならびに１より小さい定数α、０より大きい定数βおよびγの間にＲＧｙ＞γかつα×ＲＧｙ−β＞Ｇｙという関係またはＲＧｙ＜−γかつα×ＲＧｙ＋β＜Ｇｙという関係が成立したときにのみ前記カウンタステア状態を検出することを特徴とするカウンタステア判定装置。Lateral acceleration detecting means for detecting actual lateral acceleration;
Lateral acceleration calculating means for calculating the calculated lateral acceleration from the vehicle speed and the steering angle;
Counter steer determination means for detecting a counter steer state based on the magnitude of the actual lateral acceleration and the magnitude of the calculated lateral acceleration ,
The counter steer determination means determines whether RGy> γ and α × RGy−β> Gy between the actual lateral acceleration RGy, the calculated lateral acceleration Gy, a constant α smaller than 1, and constants β and γ larger than 0, or RGy A counter steer determination device that detects the counter steer state only when a relationship of <−γ and α × RGy + β <Gy is established .