JP4422248B2

JP4422248B2 - Anti-skid control device

Info

Publication number: JP4422248B2
Application number: JP26979599A
Authority: JP
Inventors: 由行安井; 利行細目
Original assignee: Advics Co Ltd; Toyo Tire and Rubber Co Ltd
Current assignee: Advics Co Ltd; Toyo Tire Corp
Priority date: 1999-09-24
Filing date: 1999-09-24
Publication date: 2010-02-24
Anticipated expiration: 2019-09-24
Also published as: JP2001088680A

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To appropriately perform antiskid control by holding steering stability without increasing the brake distance at all times including in braking the turning of a vehicle. SOLUTION: A friction coefficient between a traveling road face and the wheels of a vehicle is estimated and a target slip rate is set as a function of the friction coefficient based on the estimation method. For example, the target equivalent slip rate proportional to the reciprocal of the friction coefficient estimated by a friction coefficient estimation means is computed and the target equivalent slip rate is set to the target slip rate. The real slip rate of the wheels is computed based on the output of the wheel speed detection means and the braking force control means is controlled according to the comparison result of the real slip rate to the target slip rate.

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両制動時に車輪がロック状態となってスリップしないように、各車輪に対する制動力を制御するアンチスキッド制御装置に係る。
【０００２】
【従来の技術】
車両が走行しているときは、当該車両の進行速度、即ちタイヤが進む速度とタイヤの周速との差によりスリップが生じ、これに基づく所謂スリップ率に応じて前後力を発生する。また、車両の進行速度、即ちタイヤが進む方向とタイヤの向いている方向との差によりスリップ角が生じ、これに基づく所謂スリップ角に応じて横力を発生する。これらタイヤに作用する前後力及び横力によって、車両は路面に平行な平面内で加減速や旋回等の運動を行うこととなる。
【０００３】
従って、アンチスキッド制御装置に代表されるシャシ制御システムは、路面とタイヤ間での摩擦力特性に応じて制御されるように構成されている。一般的なアンチスキッド制御装置においては、車輪（タイヤ）のスリップ、車輪加速度（減速度を含む）等に基づき、ホイールシリンダ液圧を増圧、保持、あるいは減圧することによって車輪のロック傾向を防止するように制御することとしている。この場合、制御設定値は一般的なタイヤ特性に適合するように予め設定される。従って、その制御設定値が特定の路面上の特定のタイヤに対して常に最適値であるとは限らない。
【０００４】
また、車輪（タイヤ）に発生する制動力（ＢＦ）と旋回力（ＣＦ）の関係はトレードオフの関係にあるので、例えば基準スリップ率が固定値に設定されるアンチスキッド制御装置においては、直進中の制動距離の短縮と操舵中の（旋回力確保による）操縦安定性の向上を同時に満足させることは困難であった。
【０００５】
このため、例えば特開昭６１−２３２９５２号公報に記載のアンチスキッド制御装置においては、車両の操舵状態に応じて基準スリップ率を可変とすることが提案されている。即ち、操舵中は基準スリップ率を小さくして旋回力を大きくすることにより操縦安定性を向上させ、非操舵中は基準スリップ率を大きく設定して制動距離を短縮することとしている。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
然し乍ら、上記の特開昭６１−２３２９５２号公報に記載の装置では、車両の旋回制動時において、アンチスキッド制御中の操縦安定性は確保できるものの、直進制動時のアンチスキッド制御に比較して、制動距離が増大することが懸念される。
【０００７】
ところで、タイヤ特性は、路面の摩擦係数（以下、路面μと略す）に対して相似性があることが知られている（例えば、Pacejka, H. B., et al., "Shear Force Development by Pneumatic Tyres in Steady State Condition", Vehicle System Dynamics, 20, 1991 の１６１頁乃至１６３頁に記載）。図１は路面μに対するタイヤ特性の相似性を概念的に示すもので、路面μが低くなるということは、白抜矢印で示すように、路面μ方向（図１のｙ軸方向）にタイヤ特性が縮小することだけではなく、スリップ方向（図１のｘ軸方向）にも縮小することを意味している。尚、図１のスリップとはスリップ率及びスリップ角の両者を含む。
【０００８】
そこで、本発明は、車両の旋回制動時を含め常に、操縦安定性を維持しつつ制動距離を増大させることなく、適切にアンチスキッド制御を行なうことができるアンチスキッド制御装置を提供することを課題とする。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
上記の課題を達成するため、本願請求項１に係る発明は、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、前記車輪の速度を検出する車輪速度検出手段と、該車輪速度検出手段の出力に基づき前記車輪の実スリップ率を演算するスリップ率演算手段とを備え、前記制動力制御手段に対する目標スリップ率を設定し、該目標スリップ率と前記実スリップ率の比較結果に応じて前記制動力制御手段を制御するアンチスキッド制御装置において、前記車両の走行路面と前記車輪との間の摩擦係数を推定する摩擦係数推定手段と、前記車輪のスリップ角を演算するスリップ角演算手段と、該スリップ角演算手段が演算したスリップ角を、前記摩擦係数推定手段が推定した摩擦係数によって除算して等価スリップ角を求め、該等価スリップ角に基づき前記目標スリップ率を設定する目標スリップ率設定手段を備えることとしたものである。
【００１４】
前述のタイヤ特性の相似性に着目すると、制動力ＢＦ、横力ＳＦ、路面μ、スリップ率Ｓ、スリップ角αの関係は、ブレーキ剛性及びコーナリング剛性が路面μの変化に影響されることなく一定でありキャンバ角変化をゼロと仮定すると、次の式が成立する。ここで、添字の０は、基準となる路面、例えば乾燥路面の摩擦係数μの状態を示す。
即ち、ＢＦ＝（μ／μ０）・ＢＦｏ（Ｓｅ）となる。
ここで、Ｓｅは等価スリップ率で、Ｓｅ＝（μ０／μ）・Ｓである。
また、ＳＦ＝（μ／μ０）・ＳＦｏ（αｅ）となる。
ここで、αｅは等価スリップ角で、αｅ＝（μ０／μ）・αとなる。
【００１５】
上記の式は、例えば乾燥路面を基準路面とすると、制御時の路面での制動力ＢＦは、乾燥路面で得られた制動力とスリップ率の関数（ＢＦｏ）に等価スリップ率Ｓｅを代入し、乾燥路面の摩擦係数μ０に対する制御時の路面の摩擦係数μの比（＝μ／μ０）を乗じたもので表現されることを示している。このとき、等価スリップ率Ｓｅは、実際のスリップ率Ｓに、制御時の路面の摩擦係数μに対する乾燥路面の摩擦係数μ０の比（＝μ０／μ）を乗じたもので表される。尚、横力ＳＦについても同様に表される。
【００１６】
図２は、タイヤの路面摩擦係数−スリップ率（μ−Ｓ）特性に等価スリップ率を重ねたものである。乾燥路面（路面μは１とする）で設定される例えば１５％のスリップ率は、圧雪路（路面μは略０．４とする）における等価スリップ率に換算すると、３７．５％（＝１５％×１／０．４）となる。従って、等価スリップ率を基準に考えると、目標スリップ率が固定値のアンチスキッド制御の場合、乾燥路面では適切な値であっても、圧雪路や氷結路では目標スリップ率が大きすぎるということになる。
【００１７】
目標スリップ率が大きすぎる場合、路面μが小さければμピークとロック時の路面μとの差が小さいので、車両減速度や制動距離には然程差が生じないが、ステアリング操作を行った場合のヨーレイトの応答性や横加速度の応答性など、場合によっては、操舵に対する車両横運動が十分に得られないおそれがある。而して、タイヤ特性の路面μに対する相似性に着目し、アンチスキッド制御時の目標スリップ率を路面μの関数（例えば、路面μの逆数に比例した関数）として設定することにより、車両減速度と車両横運動特性（ヨーレイト応答や横加速度応答など）を両立することができる。
【００１８】
次に、前述の目標スリップ率設定手段において、等価スリップ角を用いるのは、以下の背景に基づくものである。
【００１９】
路面μに対するタイヤ特性の相似性は、前述の前後スリップ（スリップ率）のみならず、横スリップ（スリップ角）にも適用できる。図３は、旋回制動時においてタイヤに発生する制動力ＢＦと横力ＳＦのトレードオフの関係を示している。即ち、図３から明らかなように、スリップ角が大きい場合はスリップ角が小さい場合に比較し、同等の制動力ＢＦを減少させた場合の横力ＳＦの増加の程度が大きい。
【００２０】
これに対し、図１で示した路面μに対するタイヤ特性の相似性を旋回制動時における態様に当てはめると、図４に示すようになり、乾燥路面で設定される例えば１deg.のスリップ角は、圧雪路における等価スリップ角に換算すると、２．５deg.（＝１deg.×１／ 0 .４）となる。尚、図４ではスリップ角が一定の条件での制動力ＢＦと横力ＳＦの関係が示されている。従って、低μの路面では等価スリップ角が相対的に大きく、高μの路面では等価スリップ角が相対的に小さい。
【００２１】
図４から明らかなように、スリップ角が一定の条件下で、同等の制動力ＢＦを減少させた場合には、高μの路面より低μの路面の方が横力ＳＦの増加量が大きくなる。而して、旋回制動時には、スリップ角などの旋回状態を表すパラメータを設定し、更に路面μを考慮して、アンチスキッド制御の目標スリップ率を設定するとよい。
【００２２】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を図面を参照して説明する。図５は本発明の一実施形態のアンチスキッド制御装置を示すもので、本発明の制動力発生手段として液圧発生手段を用い、制動力制御手段として液圧制御手段を用いたものである。本実施形態の液圧発生手段はマスタシリンダ２ａ及びブースタ２ｂを備え、これらがブレーキペダル１によって駆動される。各車輪ＦＲ，ＦＬ，ＲＲ，ＲＬにはホイールシリンダ５１乃至５４が装着されている。尚、車輪ＦＲは運転席からみて前方右側の車輪を示し、以下車輪ＦＬは前方左側、車輪ＲＲは後方右側、車輪ＲＬは後方左側の車輪を示しており、図５に明らかなように所謂ダイアゴナル配管が構成されているが、所謂前後配管としてもよい。
【００２３】
図５において、マスタシリンダ２ａとホイールシリンダ５１乃至５４との間に、アンチスキッド制御（ＡＢＳ）用のアクチュエータ３０が介装されている。このアクチュエータ３０は本発明の液圧制御手段を構成するもので、図５に二点鎖線で示すようにマスタシリンダ２ａの一方の出力ポートとホイールシリンダ５１，５４の各々を接続する液圧路に夫々常開の電磁弁３１，３７が介装され、これらとマスタシリンダ２ａとの間に液圧ポンプ２１の吐出側が接続されている。同様に、マスタシリンダ２ａの他方の出力ポートとホイールシリンダ５２，５３の各々を接続する液圧路に夫々常開の電磁弁３３，３５が介装され、これらとマスタシリンダ２ａとの間に液圧ポンプ２２の吐出側が接続されている。液圧ポンプ２１，２２は電動モータ２０によって駆動され、その作動時に上記の各液圧路に所定の圧力に昇圧されたブレーキ液が供給される。
【００２４】
ホイールシリンダ５１，５４は更に常閉の電磁弁３２，３８に接続されており、これらの下流側はリザーバ２３に接続されると共に、液圧ポンプ２１の吸入側に接続されている。ホイールシリンダ５２，５３は同じく常閉の電磁弁３４，３６に接続され、これらの下流側はリザーバ２４に接続されると共に、液圧ポンプ２２の吸入側に接続されている。リザーバ２３，２４は夫々ピストンとスプリングを備えており、電磁弁３２，３４，３６，３８を介して排出される各ホイールシリンダのブレーキ液を収容する。
【００２５】
電磁弁３１乃至３８は２ポート２位置電磁切替弁であり、夫々ソレノイドコイル非通電時には図５に示す第１位置にあって、各ホイールシリンダ５１乃至５４はマスタシリンダ２ａに連通している。ソレノイドコイル通電時には第２位置となり、各ホイールシリンダ５１乃至５４はマスタシリンダ２ａとは遮断され、リザーバ２３あるいは２４と連通する。尚、チェックバルブＣＶはホイールシリンダ５１乃至５４側からマスタシリンダ２ａ側への還流を許容し、逆方向の流れを遮断するものである。
【００２６】
而して、これらの電磁弁３１乃至３８のソレノイドコイルに対する通電、非通電を制御することによりホイールシリンダ５１乃至５４内のブレーキ液圧を増圧、減圧又は保持することができる。即ち、電磁弁３１乃至３８のソレノイドコイル非通電時にはホイールシリンダ５１乃至５４にマスタシリンダ２ａ及び液圧ポンプ２１あるいは２２からブレーキ液圧が供給されて増圧し、通電時にはホイールシリンダ５１乃至５４がリザーバ２３あるいは２４側に連通し減圧する。また、電磁弁３１，３３，３５，３７のソレノイドコイルに通電しその他の電磁弁のソレノイドコイルを非通電とすれば、ホイールシリンダ５１乃至５４内のブレーキ液圧が保持される。従って、車輪の状態に応じてデューティ比を調整し、このデューティ比に応じて上記ソレノイドコイルの通電、非通電を繰り返すことにより、後述するようにパルス増圧モード（ステップ増圧モードとも呼ばれる）における液圧制御を行ない、緩やかに増圧するように制御することができ、またパルス減圧モード時には緩やかに減圧するように制御することができる。
【００２７】
上記電磁弁３１乃至３８は電子制御装置１０に接続され、各々のソレノイドコイルに対する通電、非通電が制御される。電動モータ２０も電子制御装置１０に接続され、これにより駆動制御される。図５に示すように、マスタシリンダ２ａの出力液圧を検出する圧力センサＭＰ１，ＭＰ２が設けられており、運転者によるブレーキ操作量が検出される。また、各ホイールシリンダ５１乃至５４の圧力を検出する圧力センサＷＰ１乃至ＷＰ４が設けられ、各車輪に付与される制動トルクが検出される。これらの圧力センサＭＰ１等も電子制御装置１０に接続されている。車輪ＦＲ，ＦＬ，ＲＲ，ＲＬには、各車輪の回転速度を検出する車輪速度センサＷＳ１乃至ＷＳ４が配設され、これらが電子制御装置１０に接続されており、各車輪の回転速度、即ち車輪速度信号が電子制御装置１０に入力されるように構成されている。
【００２８】
更に、電子制御装置１０には、図６に示すように、ブレーキペダル１が操作されたか否かを検出するストップスイッチＳＴＰ、車両の前後方向の加速度を検出する前後加速度センサＧＸＳ、車両の横方向の加速度を検出する横加速度センサＧＹＳ、車両の垂直軸回りの回転運動（ヨー運動）を検出するヨーレイトセンサＹＲＳ、ステアリングハンドル（図示せず）の操作角を検出する操舵角センサＳＡＳといった各種センサが接続されている。
【００２９】
電子制御装置１０は、一般的なマイクロコンピュータで構成されており、図６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）、タイマ（ＴＭＲ）、入力ポート（ＩＴ）、出力ポート（ＯＴ）、増幅器（ＡＭＰ）等から成る。而して、上記の各センサからの信号は電子制御装置１０内で処理され、その結果に応じて、アクチュエータ３０を構成する電磁弁３１乃至３８の各ソレノイドが制御される。
【００３０】
尚、アクチュエータ３０は、電磁弁３１乃至３８に代えて、各ホイールシリンダ液圧をリニアバルブ（図示せず）で制御する構成としてもよい。更に、制動力発生手段としては、ブレーキ液圧を用いることなく、モータ等により機械的に制動トルクを付与する構成（図示せず）としてもよい。この場合には、マスタシリンダ２ａの圧力を検出する圧力センサＭＰ１，ＭＰ２に代えて、ブレーキペダル１の操作量を検出する踏力センサ又はストロークセンサが用いられ、ホイールシリンダ５１乃至５４の圧力を検出する圧力センサＷＰ１乃至ＷＰ４に代えて、制動トルクセンサが用いられる。
【００３１】
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１０によりアンチスキッド制御のための一連の処理が行なわれアクチュエータ３０の作動が制御される。以下、図７及び図８のフローチャートを参照して説明する。イグニッションスイッチ（図示せず）が閉成されると、先ずステップ１０１にて初期化が行なわれ、各種の演算値がクリアされた後、ステップ１０２において各センサの信号が入力される。そして、ステップ１０３において車輪速度センサＷＳ１乃至ＷＳ４からの出力信号に基づき各車輪の車輪速度（代表してＶｗで表す）が演算され、ステップ１０４にて車輪速度Ｖｗが微分されて車輪加速度（減速度を含む）ＤＶｗが求められる。
【００３２】
続いて、ステップ１０５において各車輪の車輪速度Ｖｗに基づき推定車体速度Ｖsoが演算される。尚、例えば対地センサ等によって、直接車体速度を検出することも可能である。この推定車体速度Ｖsoを微分すれば車体加速度ＤＶsoを求めることができる。また、ステップ１０６において各車輪の車輪速度Ｖｗ及び推定車体速度Ｖsoに基づき、各車輪におけるスリップ率Ｓ（＝（Ｖso−Ｖｗ）／Ｖso）が演算される。
【００３３】
次に、ステップ１０７において路面μが推定され（これについては図１０乃至図１２を参照して後述）、この路面μに基づきステップ１０８にて目標等価スリップ率Ｓteが演算され、更にステップ１０９にて目標スリップ率Ｓｔが設定される。例えば、目標等価スリップ率Ｓteが１５％（初期値として固定）と設定された場合には、圧雪路（路面μは略０．４）では目標スリップ率ＳｔはＳｔ＝μ・Ｓte＝０．４×１５％＝６％と設定される。
【００３４】
そして、ステップ１１０において各制御モードのしきい値等の制御パラメータが設定される。本実施形態のアンチスキッド制御に際しては、図９に示すように、スリップ率ＳのパラメータＳ１及びＳ２と車輪加速度ＤＶｗのパラメータＧ１及びＧ２によって区画されたマップが設定され、そのマップの各区画に制御モード（図９では液圧モード）が設定される。パラメータＳ１及び／又はＳ２は、路面μが低いと推定された場合には高いと推定された場合に比較し、より小さい値に設定され、逆に路面μが高いと推定された場合には大きい値に設定される。上記の圧雪路の例においては、目標スリップ率Ｓｔ（＝６％）に基づき、例えばＳ１＝５％、Ｓ２＝７％と設定され、制御モード（制動トルクの増加モード、保持モード、減少モードであり、液圧ブレーキの場合、減圧、パルス減圧、パルス増圧、保持の各液圧モード）が設定される。更に、パルス減圧及びパルス増圧の各モードではデューティ比が設定される。
【００３５】
尚、路面μが低いと推定された場合には、路面反力が小さいため制動トルクの方が大きくなりがちで車輪速度が落込みやすい、もしくは回復しにくい。従って、車輪スリップが過度に大きくならないように、図９のＥ領域を保持モード、及び／又はＨ領域を減圧モード、及び／又はＩ領域を保持モードに設定することとしてもよい。また、上記の路面μに応じた制御パラメータの設定は、制動効果の高い前輪のみに関して行なうこととしてもよい。即ち、前輪の制御パラメータは路面μに応じた値に設定し、後輪のパラメータは固定値としてもよい。
【００３６】
そして図８のステップ１１１に進み、アンチスキッド（ＡＢＳ）制御中か否かが判定され、未だアンチスキッド制御中でなければステップ１１２に進み、例えば車輪速度Ｖｗ及び車輪加速度ＤＶｗに基づき各車輪のロック状態が判定され、アンチスキッド制御の開始条件を充足しているか否かが判定される。開始条件を充足していればステップ１１４以降に進み、充足していなければそのままステップ１０２に戻る。アンチスキッド制御中であればステップ１１３において終了判定が行なわれ、終了条件を充足しておればそのままステップ１０２に戻り、充足していなければステップ１１４に進む。
【００３７】
ステップ１１４においては、各車輪のロック状態に応じて減圧モード、パルス減圧モード、パルス増圧モード及び保持モードの何れかの制御モードに設定され、ステップ１１５乃至１２３に進み、各制御モードに応じた液圧制御信号が出力される。而して、各制御モードに基づき、前述のように電磁弁３１乃至３８の各々のソレノイドコイルに対する通電、非通電が制御され、ホイールシリンダ５１乃至５４内のブレーキ液圧（ホイールシリンダ液圧）が増圧、減圧又は保持される。尚、ステップ１１８，１２１では夫々パルス減圧モード及びパルス増圧モードに応じたデューティ比が設定される。
【００３８】
図１０乃至図１２は、図７のステップ１０７にて行なわれる路面μの演算の具体例を説明するもので、路面μは、アンチスキッド制御による初回の減圧（制動トルク減少）が行われる直前のホイールシリンダ液圧Ｐｗ、又はマスタシリンダ液圧Ｐｍに基づいて推定される。
【００３９】
先ず、図１０において、ｔ０時にアンチスキッド制御に移行し初回の減圧が行なわれる直前のホイールシリンダ液圧（又は、マスタシリンダ液圧）は、路面μと略比例関係にあるので、図１０に実線で示したホイールシリンダ液圧特性のように減圧直前のホイールシリンダ液圧Ｐwp1 （又は、マスタシリンダ液圧）が高い場合には高μ路面と推定し、図１０に破線で示した減圧直前のホイールシリンダ液圧特性のようにホイールシリンダ液圧Ｐwp2 が低い場合には低μ路面と推定することができる。尚、アンチスキッド制御が開始されていない場合には、デフォルト値として乾燥路面に相当する値（前後μは略１）が設定される。
【００４０】
例えば、図１１に示すようにアンチスキッド制御に基づくホイールシリンダ液圧制御が連続して繰り返される場合には、各制御サイクルにおけるホイールシリンダ液圧のピーク値Ｐwp3 ，Ｐwp4 ，Ｐwp5 等に基づき、制御サイクル毎に路面μを補正することが望ましい。従って、タイヤが路面の突起等を乗り越えたときに生ずる垂直荷重変動によって不必要にアンチスキッド制御に移行することを回避するため、初回の制御しきい値を高く設定するというように、減圧制御の開始しきい値を可変とする場合がある。この場合には、前述のように減圧制御開始直前のホイールシリンダ液圧によって路面μを推定するときに、減圧制御開始直前のホイールシリンダ液圧が同じでも、減圧制御開始しきい値が小さいときには路面μを高く、減圧制御開始しきい値が大きいときには路面μを低く設定するように調整することが望ましい。
【００４１】
更に、上記とは異なり、ステアリング操作に対する車両挙動に基づいて路面μを推定することができる。具体的には、横加速度ゲインＧgy又はヨーレイトゲインＧyr（ハンドル角δｆに対する横加速度Ｇｙ又はヨーレイトＹｒの傾き）が所定値となる横加速度ＧｙもしくはヨーレイトＹｒ、又はそのときのハンドル角δｆの値に基づき路面μを推定することができる。即ち、図１２に破線で示す特性のように、横加速度ゲインＧgy又はヨーレイトゲインＧyrが所定値Ｋ（傾き）となる横加速度の値Ｇy2もしくはヨーレイトの値Ｙr2、又はそのときのハンドル角δf2の値が小さいほど路面μが低く、反対に、図１２に実線で示す特性のように、横加速度の値Ｇy1もしくはヨーレイトの値Ｙr1、又はハンドル角δf1の値が大きいほど路面μが高いと推定することができる。
【００４２】
図１３は、本発明の他の実施形態におけるアンチスキッド制御の処理を示すフローチャートであり、図７のフローチャートのステップ１０８に代えてステップ２００の旋回状態判定処理が行なわれる。ステップ１１１以降は図８のフローチャートと同様であるので説明を省略する。本実施形態においては、車両の直進時はアンチスキッド制御の制御パラメータが固定とされ、車両旋回時には、操縦安定性を維持しつつ適切に減速作動を行ない得るように、旋回状態に応じて制御パラメータが設定される。
【００４３】
図１３のステップ２００においては、ステップ１０７で演算された路面μに基づき車両の旋回状態が判定され、次のステップ１０９にて旋回状態に応じて目標スリップ率Ｓｔが設定される。この場合、路面μに基づく旋回状態の判定は、例えば以下のように演算される前輪のスリップ角αｆに基づいて行なわれる。
即ち、αｆ＝（δｆ／Ｒsg＋Ａsc＋Ａtr＋Ａcp）−（β＋Ｌｆ・Ｙｒ／Ｖso）
ここで、Ｒsgはステアリングギア比、Ａscはステアリング系のコンプライアンスに起因するトー角変化、Ａtrはロールステアによるトー角変化、Ａcpはコンプライアンスステアによるトー角変化、βは車体横滑り角（β＝∫（Ｙｒ−Ｇｙ／Ｖso）ｄｔ）、Ｌｆは重心から前輪軸までの距離を表す。
【００４４】
演算結果のスリップ角αｆは路面μに応じて調整され、等価スリップ角αfeが設定される（αfe＝αｆ／μ）。この等価スリップ角αfeが所定値以上になったときには、制御パラメータの変更が行われる。即ち、等価スリップ角αfeが大きい場合は目標スリップ率の減少割合が大きく設定され、等価スリップ角αfeが小さい場合は目標スリップ率の減少割合が小さく設定される。また、ハンドル角速度が相対的に大きい場合（即ち、運転者のステアリング操作が速い場合）には、目標スリップ率の減少割合が大きく設定される。尚、フェールセーフを考慮し、制御パラメータを決定する目標スリップ率に対し、上限及び下限を設定することが望ましい。
【００４５】
車両の旋回状態は、上記のような前輪のスリップ角だけでなく、車両のスリップ角、ヨーレイト、横加速度、ハンドル角によっても判定することができる。これらの場合においても、路面μに応じて等価的な旋回状態ファクターに変換されて、旋回状態の判定が行なわれる。尚、制御パラメータの変更は車両の旋回運動に効果のある前輪のみに関して行ない、後輪の制御パラメータは固定値としてもよい。
【００４６】
図１４は、本発明の更に他の実施形態におけるアンチスキッド制御の処理を示すフローチャートである。本実施形態は、前述の二つの実施形態を組み合わせたもので、路面μに応じて目標スリップ率が調整されると共に、路面μに基づき旋回状態が判定される。つまり、路面μに応じて等価スリップ角αｅが演算され、これに基づきステップ１０８にて目標等価スリップ率Ｓteが演算され、ステップ１０９にて目標スリップ率ＳｔがＳｔ＝Ｓte・μとして設定される。
【００４７】
ステップ１０８においては、例えば等価スリップ角αｅが相対的に大きい場合には目標等価スリップ率Ｓteが小さく設定される。具体的には、路面μに基づき、等価スリップ角αｅがαｅ＝α／μとして求められ（即ち、路面μの逆数に比例）、目標等価スリップ率ＳteがＳte＝Ｆ（αｅ）として設定される。ここでＦ（αｅ）は目標等価スリップ率Ｓteを等価スリップ角に基づいて求める関数を表し、αｅが代入されている。尚、これに代えてマップを設定することとしてもよい。この目標スリップ率もフェールセーフのため、上限及び下限を設定することが望ましい。
【００４８】
而して、本実施形態においては、タイヤ特性が路面μに対して相似性を有することから、アンチスキッド制御時の目標スリップ率が路面μの関数として設定されると共に、車両旋回時には、路面μに基づき旋回状態が判定され、この旋回状態に応じて目標スリップ率が設定されるので、操縦安定性を維持しつつ適切に減速作動を行なうことができる。
【００４９】
【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、本願請求項１に記載のアンチスキッド制御装置においては、車両の走行路面と車輪との間の摩擦係数を推定すると共に、車輪のスリップ角を演算し、このスリップ角を、摩擦係数によって除算して等価スリップ角を求め、この等価スリップ角に基づき目標スリップ率を設定するように構成されているので、車両の旋回制動時を含め常に、操縦安定性を維持しつつ、制動距離を増大させることなく、適切にアンチスキッド制御を行なうことができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】路面の摩擦係数に対するタイヤ特性の相似性を示すグラフである。
【図２】タイヤの路面摩擦係数−スリップ率特性に等価スリップ率を重ねた状態を示すグラフである。
【図３】車両の旋回制動時においてタイヤに発生する制動力と横力の関係を示すグラフである。
【図４】図１で示した路面の摩擦係数に対するタイヤ特性の相似性を旋回制動時に当てはめたときの、タイヤに発生する制動力と横力の関係を示すグラフである。
【図５】本発明の一実施形態に係るアンチスキッド制御装置を示す構成図である。
【図６】本発明の一実施形態における電子制御装置の構成を示すブロック図である。
【図７】本発明の一実施形態におけるアンチスキッド制御のための処理を示すフローチャートである。
【図８】本発明の一実施形態におけるアンチスキッド制御のための処理を示すフローチャートである。
【図９】本発明の一実施形態における制御パラメータ設定用マップを示すマトリックス図である。
【図１０】本発明の一実施形態における路面摩擦係数の演算の一例を示すグラフである。
【図１１】本発明の一実施形態における路面摩擦係数の演算の他の例を示すグラフである。
【図１２】本発明の一実施形態における路面摩擦係数の演算の更に他の例を示すグラフである。
【図１３】本発明の他の実施形態におけるアンチスキッド制御のための処理を示すフローチャートである。
【図１４】本発明の更に他の実施形態におけるアンチスキッド制御のための処理を示すフローチャートである。
【符号の説明】
３ブレーキペダル，１０電子制御装置，２０電動モータ，
２１，２２液圧ポンプ，２３，２４リザーバ，３０アクチュエータ，
３１〜３６電磁弁，４１〜４４車輪速度センサ，
５１〜５４ホイールシリンダ，ＦＲ，ＦＬ，ＲＲ，ＲＬ車輪[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an anti-skid control device that controls a braking force applied to each wheel so that the wheel does not slip when the vehicle is braked.
[0002]
[Prior art]
When the vehicle is running, slip occurs due to the difference between the traveling speed of the vehicle, that is, the speed at which the tire advances and the circumferential speed of the tire, and a longitudinal force is generated according to a so-called slip ratio based on the slip. Further, a slip angle is generated by the difference between the traveling speed of the vehicle, that is, the direction in which the tire advances and the direction in which the tire faces, and a lateral force is generated according to a so-called slip angle based on this. Due to the longitudinal force and lateral force acting on these tires, the vehicle performs acceleration / deceleration, turning, etc. in a plane parallel to the road surface.
[0003]
Therefore, the chassis control system represented by the anti-skid control device is configured to be controlled in accordance with the frictional force characteristic between the road surface and the tire. In general anti-skid control devices, wheel lock tendency is prevented by increasing, holding, or reducing the wheel cylinder hydraulic pressure based on wheel (tire) slip, wheel acceleration (including deceleration), etc. We are going to control it. In this case, the control set value is set in advance so as to conform to general tire characteristics. Therefore, the control set value is not always an optimum value for a specific tire on a specific road surface.
[0004]
Further, since the relationship between the braking force (BF) generated on the wheels (tires) and the turning force (CF) is a trade-off relationship, for example, in an anti-skid control device in which the reference slip ratio is set to a fixed value, the vehicle goes straight. It was difficult to simultaneously satisfy the shortening of the braking distance and the improvement of the steering stability during steering (by securing the turning force).
[0005]
For this reason, in the anti-skid control device described in, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 61-232952, it is proposed that the reference slip ratio is variable according to the steering state of the vehicle. That is, the steering stability is improved by reducing the reference slip ratio and increasing the turning force during steering, and the braking distance is shortened by setting the reference slip ratio large during non-steering.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the device described in the above-mentioned Japanese Patent Application Laid-Open No. Sho 61-2322952, the steering stability during the anti-skid control can be ensured during the turning braking of the vehicle, but compared with the anti-skid control during the straight braking, There is a concern that the braking distance will increase.
[0007]
By the way, it is known that the tire characteristics are similar to the friction coefficient of the road surface (hereinafter referred to as road surface μ) (for example, Pacejka, HB, et al., “Shear Force Development by Pneumatic Tires in Steady State Condition ", Vehicle System Dynamics, 20, 1991, pages 161-163). FIG. 1 conceptually shows the similarity of tire characteristics with respect to the road surface μ, and a decrease in the road surface μ means that the tire characteristics in the road surface μ direction (y-axis direction in FIG. 1) as indicated by white arrows. Means not only reduction but also reduction in the slip direction (x-axis direction in FIG. 1). Note that the slip in FIG. 1 includes both a slip ratio and a slip angle.
[0008]
Therefore, the present invention has an object to provide an anti-skid control device that can appropriately perform anti-skid control without increasing the braking distance while maintaining steering stability at all times, including during turning braking of a vehicle. And
[0009]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, an invention according to claim 1 of the present application controls a braking force generating means for generating a braking force to be applied to each wheel of the vehicle, and controls the wheel by controlling an output of the braking force generating means. Braking force control means for applying power; wheel speed detection means for detecting the speed of the wheel; and slip ratio calculation means for calculating an actual slip ratio of the wheel based on an output of the wheel speed detection means, In the anti-skid control device that sets a target slip ratio for the braking force control means and controls the braking force control means in accordance with a comparison result between the target slip ratio and the actual slip ratio, the traveling road surface of the vehicle and the wheels Friction coefficient estimating means for estimating the friction coefficient between A slip angle calculating means for calculating the slip angle of the wheel; and an equivalent slip angle obtained by dividing the slip angle calculated by the slip angle calculating means by the friction coefficient estimated by the friction coefficient estimating means; Based on A target slip ratio setting means for setting the target slip ratio is provided.
[0014]
Focusing on the similarity of the tire characteristics described above, the relationship between the braking force BF, the lateral force SF, the road surface μ, the slip ratio S, and the slip angle α is constant without the brake stiffness and cornering stiffness being affected by the change in the road surface μ. Assuming that the camber angle change is zero, the following equation is established. Here, the subscript 0 indicates the state of the friction coefficient μ of the reference road surface, for example, the dry road surface.
That is, BF = (μ / μ0) · BFo (Se).
Here, Se is an equivalent slip ratio, and Se = (μ0 / μ) · S.
Also, SF = (μ / μ0) · SFo (αe).
Here, αe is an equivalent slip angle, and αe = (μ0 / μ) · α.
[0015]
For example, when the dry road surface is a reference road surface, the above formula is obtained by substituting the equivalent slip ratio Se into a function (BFo) of the braking force and the slip ratio obtained on the dry road surface as the braking force BF on the road surface during control. It is expressed by a product of the ratio of the friction coefficient μ of the road surface during control to the friction coefficient μ0 of the dry road surface (= μ / μ0). At this time, the equivalent slip ratio Se is expressed by multiplying the actual slip ratio S by the ratio (= μ0 / μ) of the friction coefficient μ0 of the dry road surface to the friction coefficient μ of the road surface at the time of control. The lateral force SF is similarly expressed.
[0016]
FIG. 2 is a graph in which an equivalent slip ratio is superimposed on a road surface friction coefficient-slip ratio (μ-S) characteristic of a tire. For example, a slip rate of 15% set on a dry road surface (road surface μ is 1) is 37.5% (= 15) when converted to an equivalent slip rate on a snow-capped road (road surface μ is approximately 0.4). % × 1 / 0.4). Therefore, considering the equivalent slip ratio as a reference, in the case of anti-skid control where the target slip ratio is a fixed value, the target slip ratio is too large on a snowy road or an icy road even if it is an appropriate value on a dry road surface. Become.
[0017]
When the target slip ratio is too large, if the road surface μ is small, the difference between the μ peak and the road surface μ when locked is small, so there is no significant difference in vehicle deceleration or braking distance. In some cases, such as yaw rate responsiveness and lateral acceleration responsiveness, there is a risk that sufficient vehicle lateral movement with respect to steering may not be obtained. Thus, paying attention to the similarity of the tire characteristics to the road surface μ, and setting the target slip ratio during anti-skid control as a function of the road surface μ (for example, a function proportional to the reciprocal of the road surface μ), the vehicle deceleration And vehicle lateral movement characteristics (such as yaw rate response and lateral acceleration response) can be achieved.
[0018]
next, The above In the target slip ratio setting means , Equivalent slip angle Use Is based on the following background.
[0019]
Similarity of tire characteristics with respect to the road surface μ can be applied not only to the aforementioned front / rear slip (slip rate) but also to a side slip (slip angle). FIG. 3 shows a trade-off relationship between the braking force BF generated on the tire during turning braking and the lateral force SF. That is, as apparent from FIG. 3, when the slip angle is large, the degree of increase in the lateral force SF when the equivalent braking force BF is reduced is greater than when the slip angle is small.
[0020]
On the other hand, when the similarity of the tire characteristics with respect to the road surface μ shown in FIG. 1 is applied to the aspect at the time of turning braking, it becomes as shown in FIG. 4, and the slip angle set on the dry road surface, for example, 1 deg. When converted to an equivalent slip angle on the road, 2.5 deg. (= 1 deg. × 1 / 0.4) is obtained. FIG. 4 shows the relationship between the braking force BF and the lateral force SF when the slip angle is constant. Therefore, the equivalent slip angle is relatively large on a low μ road surface, and the equivalent slip angle is relatively small on a high μ road surface.
[0021]
As is apparent from FIG. 4, when the equivalent braking force BF is reduced under the condition that the slip angle is constant, the increase amount of the lateral force SF is larger on the low μ road surface than on the high μ road surface. Become. Thus, during turning braking, parameters that represent the turning state such as slip angle are set, and the road surface μ is further taken into consideration. , It is recommended to set a target slip ratio for anti-skid control.
[0022]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 5 shows an anti-skid control device according to an embodiment of the present invention, in which a hydraulic pressure generating means is used as the braking force generating means of the present invention, and a hydraulic pressure control means is used as the braking force control means. The hydraulic pressure generating means of this embodiment includes a master cylinder 2a and a booster 2b, which are driven by the brake pedal 1. Wheel cylinders 51 to 54 are mounted on the wheels FR, FL, RR, and RL. Note that the wheel FR indicates the right front wheel as viewed from the driver's seat, the wheel FL indicates the front left side, the wheel RR indicates the rear right side, and the wheel RL indicates the rear left wheel. Although piping is comprised, it is good also as what is called front and back piping.
[0023]
In FIG. 5, an actuator 30 for anti-skid control (ABS) is interposed between the master cylinder 2a and the wheel cylinders 51 to 54. The actuator 30 constitutes the hydraulic pressure control means of the present invention. As shown by a two-dot chain line in FIG. 5, the actuator 30 is connected to a hydraulic pressure path connecting one output port of the master cylinder 2a and each of the wheel cylinders 51 and 54. The normally open solenoid valves 31 and 37 are interposed, and the discharge side of the hydraulic pump 21 is connected between them and the master cylinder 2a. Similarly, normally open solenoid valves 33 and 35 are interposed in fluid pressure paths connecting the other output port of the master cylinder 2a and each of the wheel cylinders 52 and 53, respectively. The discharge side of the pressure pump 22 is connected. The hydraulic pumps 21 and 22 are driven by the electric motor 20, and brake fluid whose pressure has been increased to a predetermined pressure is supplied to each of the hydraulic pressure paths when operating.
[0024]
The wheel cylinders 51 and 54 are further connected to normally closed solenoid valves 32 and 38, and their downstream sides are connected to the reservoir 23 and to the suction side of the hydraulic pump 21. The wheel cylinders 52 and 53 are similarly connected to normally closed solenoid valves 34 and 36, and their downstream sides are connected to the reservoir 24 and to the suction side of the hydraulic pump 22. The reservoirs 23 and 24 are each provided with a piston and a spring, and store the brake fluid of each wheel cylinder discharged through the electromagnetic valves 32, 34, 36 and 38.
[0025]
The electromagnetic valves 31 to 38 are two-port two-position electromagnetic switching valves, which are in the first position shown in FIG. 5 when the solenoid coil is not energized, and the wheel cylinders 51 to 54 communicate with the master cylinder 2a. When the solenoid coil is energized, it is in the second position, and the wheel cylinders 51 to 54 are disconnected from the master cylinder 2a and communicate with the reservoir 23 or 24. Note that the check valve CV allows recirculation from the wheel cylinders 51 to 54 side to the master cylinder 2a side and blocks the flow in the reverse direction.
[0026]
Thus, the brake fluid pressure in the wheel cylinders 51 to 54 can be increased, reduced or held by controlling the energization and non-energization of the solenoid coils of the solenoid valves 31 to 38. That is, when the solenoid coils of the solenoid valves 31 to 38 are not energized, the brake fluid pressure is supplied to the wheel cylinders 51 to 54 from the master cylinder 2a and the hydraulic pump 21 or 22, and the pressure is increased. Alternatively, the pressure is reduced by communicating with the 24 side. If the solenoid coils of the solenoid valves 31, 33, 35, and 37 are energized and the solenoid coils of the other solenoid valves are de-energized, the brake fluid pressure in the wheel cylinders 51 to 54 is maintained. Accordingly, the duty ratio is adjusted according to the state of the wheel, and the solenoid coil is repeatedly energized and de-energized according to the duty ratio, so that in a pulse pressure increasing mode (also referred to as a step pressure increasing mode) as will be described later. Liquid pressure control is performed so that the pressure can be gradually increased. In the pulse pressure reduction mode, the pressure can be gradually reduced.
[0027]
The solenoid valves 31 to 38 are connected to the electronic control unit 10 to control energization and non-energization of each solenoid coil. The electric motor 20 is also connected to the electronic control unit 10 and is driven and controlled thereby. As shown in FIG. 5, pressure sensors MP1 and MP2 for detecting the output hydraulic pressure of the master cylinder 2a are provided, and the amount of brake operation by the driver is detected. Further, pressure sensors WP1 to WP4 for detecting the pressures of the wheel cylinders 51 to 54 are provided to detect the braking torque applied to the wheels. These pressure sensors MP1 and the like are also connected to the electronic control device 10. The wheels FR, FL, RR, RL are provided with wheel speed sensors WS1 to WS4 for detecting the rotation speed of each wheel, and these are connected to the electronic control device 10, and the rotation speed of each wheel, that is, the wheel. A speed signal is input to the electronic control unit 10.
[0028]
Further, as shown in FIG. 6, the electronic control unit 10 includes a stop switch STP that detects whether or not the brake pedal 1 has been operated, a longitudinal acceleration sensor GXS that detects longitudinal acceleration of the vehicle, and a lateral direction of the vehicle. There are various sensors such as a lateral acceleration sensor GYS that detects the acceleration of the vehicle, a yaw rate sensor YRS that detects a rotational movement (yaw movement) around the vertical axis of the vehicle, and a steering angle sensor SAS that detects an operation angle of a steering handle (not shown). It is connected.
[0029]
The electronic control unit 10 is composed of a general microcomputer, and as shown in FIG. 6, a processing unit (CPU), a memory (ROM, RAM), and a timer (TMR) connected to each other via a bus. , Input port (IT), output port (OT), amplifier (AMP) and the like. Thus, signals from the respective sensors are processed in the electronic control unit 10, and the solenoids of the electromagnetic valves 31 to 38 constituting the actuator 30 are controlled according to the result.
[0030]
The actuator 30 may be configured to control each wheel cylinder hydraulic pressure with a linear valve (not shown) instead of the electromagnetic valves 31 to 38. Furthermore, the braking force generation means may be configured to apply braking torque mechanically by a motor or the like (not shown) without using brake fluid pressure. In this case, instead of the pressure sensors MP1 and MP2 for detecting the pressure of the master cylinder 2a, a pedal force sensor or a stroke sensor for detecting the operation amount of the brake pedal 1 is used to detect the pressure of the wheel cylinders 51 to 54. A braking torque sensor is used instead of the pressure sensors WP1 to WP4.
[0031]
In the present embodiment configured as described above, a series of processing for anti-skid control is performed by the electronic control device 10 to control the operation of the actuator 30. Hereinafter, description will be given with reference to the flowcharts of FIGS. When an ignition switch (not shown) is closed, initialization is first performed in step 101, and various calculation values are cleared. Then, in step 102, signals from each sensor are input. In step 103, the wheel speed (represented by Vw) of each wheel is calculated based on the output signals from the wheel speed sensors WS1 to WS4. In step 104, the wheel speed Vw is differentiated to obtain wheel acceleration (deceleration). DVw) is determined.
[0032]
Subsequently, in step 105, the estimated vehicle body speed Vso is calculated based on the wheel speed Vw of each wheel. For example, the vehicle body speed can be directly detected by a ground sensor or the like. The vehicle body acceleration DVso can be obtained by differentiating the estimated vehicle body speed Vso. In step 106, the slip ratio S (= (Vso−Vw) / Vso) at each wheel is calculated based on the wheel speed Vw and the estimated vehicle body speed Vso of each wheel.
[0033]
Next, in step 107, the road surface μ is estimated (this will be described later with reference to FIGS. 10 to 12), and the target equivalent slip ratio Ste is calculated in step 108 based on this road surface μ. A target slip ratio St is set. For example, when the target equivalent slip ratio Ste is set to 15% (fixed as an initial value), the target slip ratio St is St = μ · St = 0.4 on a snowy road (road surface μ is approximately 0.4). X15% = 6% is set.
[0034]
In step 110, control parameters such as a threshold value for each control mode are set. In the anti-skid control of the present embodiment, as shown in FIG. 9, a map defined by parameters S1 and S2 of the slip ratio S and parameters G1 and G2 of the wheel acceleration DVw is set, and control is performed in each segment of the map. A mode (hydraulic pressure mode in FIG. 9) is set. The parameters S1 and / or S2 are set to smaller values when the road surface μ is estimated to be low than when the road surface μ is estimated to be high, and conversely large when the road surface μ is estimated to be high. Set to a value. In the above-mentioned example of a snowy road, based on the target slip ratio St (= 6%), for example, S1 = 5% and S2 = 7% are set, and the control mode (braking torque increasing mode, holding mode, decreasing mode) is set. Yes, in the case of a hydraulic brake, each hydraulic pressure mode (depressurization, pulse depressurization, pulse pressure increase, and holding) is set. Furthermore, a duty ratio is set in each mode of pulse pressure reduction and pulse pressure increase.
[0035]
When the road surface μ is estimated to be low, the road surface reaction force is small, so that the braking torque tends to be large, and the wheel speed is likely to drop or is difficult to recover. Therefore, the E region in FIG. 9 may be set to the holding mode, and / or the H region is set to the decompression mode, and / or the I region is set to the holding mode so that the wheel slip does not become excessively large. Further, the setting of the control parameter according to the road surface μ may be performed only for the front wheels having a high braking effect. That is, the front wheel control parameter may be set to a value corresponding to the road surface μ, and the rear wheel parameter may be a fixed value.
[0036]
Then, the process proceeds to step 111 in FIG. 8 to determine whether or not the anti-skid (ABS) control is in progress. If the anti-skid control is not yet in progress, the process proceeds to step 112 and locks each wheel based on, for example, the wheel speed Vw and the wheel acceleration DVw. The state is determined, and it is determined whether or not the anti-skid control start condition is satisfied. If the start condition is satisfied, the process proceeds to step 114 and thereafter, and if not satisfied, the process returns to step 102 as it is. If the anti-skid control is being performed, an end determination is made in step 113. If the end condition is satisfied, the process returns to step 102, and if not, the process proceeds to step 114.
[0037]
In step 114, the control mode is set to any one of the decompression mode, the pulse decompression mode, the pulse pressurization mode, and the holding mode according to the lock state of each wheel, and the process proceeds to steps 115 to 123, and according to each control mode. A hydraulic control signal is output. Thus, based on each control mode, energization and de-energization of each solenoid coil of the solenoid valves 31 to 38 is controlled as described above, and the brake fluid pressure (wheel cylinder fluid pressure) in the wheel cylinders 51 to 54 is controlled. Increase, decrease or hold pressure. In steps 118 and 121, duty ratios corresponding to the pulse pressure reduction mode and the pulse pressure increase mode are set, respectively.
[0038]
FIGS. 10 to 12 illustrate a specific example of the calculation of the road surface μ performed in step 107 of FIG. 7. The road surface μ is just before the first pressure reduction (reduction of braking torque) by the anti-skid control. It is estimated based on the wheel cylinder hydraulic pressure Pw or the master cylinder hydraulic pressure Pm.
[0039]
First, in FIG. 10, the wheel cylinder hydraulic pressure (or master cylinder hydraulic pressure) immediately before the anti-skid control is shifted to the anti-skid control at t0 and the first pressure reduction is performed is substantially proportional to the road surface μ. When the wheel cylinder hydraulic pressure Pwp1 (or master cylinder hydraulic pressure) immediately before the pressure reduction is high as in the wheel cylinder hydraulic pressure characteristic shown in Fig. 10, it is estimated that the road surface is high μ, and the wheel immediately before the pressure reduction shown by the broken line in FIG. When the wheel cylinder hydraulic pressure Pwp2 is low as in the cylinder hydraulic pressure characteristics, it can be estimated that the road surface is low μ. When the anti-skid control is not started, a value corresponding to the dry road surface (a value before and after μ is approximately 1) is set as a default value.
[0040]
For example, when the wheel cylinder hydraulic pressure control based on the anti-skid control is continuously repeated as shown in FIG. 11, the control cycle is based on the wheel cylinder hydraulic pressure peak values Pwp3, Pwp4, Pwp5, etc. in each control cycle. It is desirable to correct the road surface μ every time. Therefore, in order to avoid unnecessarily shifting to anti-skid control due to vertical load fluctuations that occur when the tire climbs over road bumps, etc., the pressure reduction control is set to a high value by setting the initial control threshold value high. The start threshold may be variable. In this case, as described above, when the road surface μ is estimated based on the wheel cylinder hydraulic pressure immediately before the start of the pressure reduction control, the road surface is low when the pressure reduction control start threshold is small even if the wheel cylinder hydraulic pressure immediately before the start of the pressure reduction control is the same. When μ is high and the pressure reduction control start threshold is large, it is desirable to adjust so that the road surface μ is set low.
[0041]
Further, unlike the above, the road surface μ can be estimated based on the vehicle behavior with respect to the steering operation. Specifically, based on the lateral acceleration Gy or yaw rate Yr at which the lateral acceleration gain Ggy or yaw rate gain Gyr (the inclination of the lateral acceleration Gy or yaw rate Yr with respect to the steering wheel angle δf) is a predetermined value, or the value of the steering wheel angle δf at that time. The road surface μ can be estimated. That is, as indicated by the broken line in FIG. 12, the lateral acceleration value Gy2 or yaw rate value Yr2 at which the lateral acceleration gain Ggy or yaw rate gain Gyr becomes a predetermined value K (tilt), or the steering wheel angle δf2 at that time Is smaller, the road surface μ is lower, and conversely, as the characteristic indicated by the solid line in FIG. 12, the larger the value of the lateral acceleration value Gy1 or yaw rate value Yr1 or the steering wheel angle δf1, the higher the road surface μ is estimated. Can do.
[0042]
FIG. 13 is a flowchart showing an anti-skid control process according to another embodiment of the present invention, and a turning state determination process of step 200 is performed instead of step 108 of the flowchart of FIG. Step 111 and subsequent steps are the same as those in the flowchart of FIG. In the present embodiment, the control parameter for anti-skid control is fixed when the vehicle goes straight, and the control parameter is set according to the turning state so that the vehicle can be appropriately decelerated while maintaining steering stability when turning the vehicle. Is set.
[0043]
In step 200 of FIG. 13, the turning state of the vehicle is determined based on the road surface μ calculated in step 107, and in the next step 109, the target slip ratio St is set according to the turning state. In this case, the turning state is determined based on the road surface μ, for example, based on the front wheel slip angle αf calculated as follows.
That is, αf = (δf / Rsg + Asc + Atr + Acp) − (β + Lf · Yr / Vso)
Here, Rsg is a steering gear ratio, Asc is a change in toe angle due to compliance of the steering system, Atr is a change in toe angle due to roll steer, Acp is a change in toe angle due to compliance steer, β is a side slip angle (β = ∫ ( Yr−Gy / Vso) dt), Lf represents the distance from the center of gravity to the front wheel axle.
[0044]
The calculated slip angle αf is adjusted according to the road surface μ, and the equivalent slip angle αfe is set (αfe = αf / μ). When the equivalent slip angle αfe is equal to or greater than a predetermined value, the control parameter is changed. That is, when the equivalent slip angle αfe is large, the reduction rate of the target slip ratio is set large, and when the equivalent slip angle αfe is small, the reduction rate of the target slip ratio is set small. Further, when the steering wheel angular velocity is relatively large (that is, when the driver's steering operation is fast), the reduction rate of the target slip ratio is set large. In consideration of fail-safe, it is desirable to set an upper limit and a lower limit for the target slip ratio for determining the control parameter.
[0045]
The turning state of the vehicle can be determined not only by the front wheel slip angle as described above but also by the vehicle slip angle, yaw rate, lateral acceleration, and steering wheel angle. Also in these cases, the turning state is converted into an equivalent turning state factor according to the road surface μ, and the turning state is determined. It should be noted that the control parameters are changed only for the front wheels effective for the turning motion of the vehicle, and the rear wheel control parameters may be fixed values.
[0046]
FIG. 14 is a flowchart showing an anti-skid control process in still another embodiment of the present invention. The present embodiment is a combination of the above-described two embodiments. The target slip ratio is adjusted according to the road surface μ, and the turning state is determined based on the road surface μ. That is, the equivalent slip angle αe is calculated according to the road surface μ, and based on this, the target equivalent slip rate Ste is calculated in step 108, and in step 109, the target slip rate St is set as St = St · μ.
[0047]
In step 108, for example, when the equivalent slip angle αe is relatively large, the target equivalent slip ratio Ste is set small. Specifically, based on the road surface μ, the equivalent slip angle αe is obtained as αe = α / μ (that is, proportional to the reciprocal of the road surface μ), and the target equivalent slip rate Ste is set as Ste = F (αe). . Here, F (αe) represents a function for obtaining the target equivalent slip ratio Ste based on the equivalent slip angle, and αe is substituted. Instead of this, a map may be set. Since this target slip ratio is also fail-safe, it is desirable to set an upper limit and a lower limit.
[0048]
Thus, in the present embodiment, since the tire characteristics are similar to the road surface μ, the target slip ratio at the time of anti-skid control is set as a function of the road surface μ, and at the time of vehicle turning, the road surface μ The turning state is determined on the basis of the turning state, and the target slip ratio is set according to the turning state. Therefore, it is possible to appropriately perform the deceleration operation while maintaining the steering stability.
[0049]
【The invention's effect】
Since this invention is comprised as mentioned above, there exist the following effects. That is, in the anti-skid control device according to claim 1 of the present application, the friction coefficient between the traveling road surface of the vehicle and the wheel is estimated. At the same time, the slip angle of the wheel is calculated, and this slip angle is divided by the friction coefficient to obtain an equivalent slip angle. Based on this equivalent slip angle, Since the target slip ratio is set, the anti-skid control can be appropriately performed without increasing the braking distance while maintaining the steering stability at all times including during the turning braking of the vehicle.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a graph showing similarity of tire characteristics with respect to a friction coefficient of a road surface.
FIG. 2 is a graph showing a state where an equivalent slip ratio is superimposed on a road surface friction coefficient-slip ratio characteristic of a tire.
FIG. 3 is a graph showing the relationship between braking force and lateral force generated on a tire during turning braking of a vehicle.
4 is a graph showing a relationship between braking force and lateral force generated in a tire when the similarity of tire characteristics to the road surface friction coefficient shown in FIG. 1 is applied during turning braking.
FIG. 5 is a configuration diagram illustrating an anti-skid control device according to an embodiment of the present invention.
FIG. 6 is a block diagram illustrating a configuration of an electronic control device according to an embodiment of the present invention.
FIG. 7 is a flowchart showing a process for anti-skid control in an embodiment of the present invention.
FIG. 8 is a flowchart showing a process for anti-skid control in an embodiment of the present invention.
FIG. 9 is a matrix diagram showing a control parameter setting map in one embodiment of the present invention.
FIG. 10 is a graph showing an example of calculation of a road surface friction coefficient in one embodiment of the present invention.
FIG. 11 is a graph showing another example of calculation of a road surface friction coefficient in one embodiment of the present invention.
FIG. 12 is a graph showing still another example of calculation of a road surface friction coefficient in one embodiment of the present invention.
FIG. 13 is a flowchart showing a process for anti-skid control in another embodiment of the present invention.
FIG. 14 is a flowchart showing a process for anti-skid control in still another embodiment of the present invention.
[Explanation of symbols]
3 brake pedal, 10 electronic control unit, 20 electric motor,
21, 22 hydraulic pumps, 23, 24 reservoirs, 30 actuators,
31-36 solenoid valve, 41-44 wheel speed sensor,
51-54 Wheel cylinder, FR, FL, RR, RL Wheel

Claims

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、前記車輪の速度を検出する車輪速度検出手段と、該車輪速度検出手段の出力に基づき前記車輪の実スリップ率を演算するスリップ率演算手段とを備え、前記制動力制御手段に対する目標スリップ率を設定し、該目標スリップ率と前記実スリップ率の比較結果に応じて前記制動力制御手段を制御するアンチスキッド制御装置において、前記車両の走行路面と前記車輪との間の摩擦係数を推定する摩擦係数推定手段と、前記車輪のスリップ角を演算するスリップ角演算手段と、該スリップ角演算手段が演算したスリップ角を、前記摩擦係数推定手段が推定した摩擦係数によって除算して等価スリップ角を求め、該等価スリップ角に基づき前記目標スリップ率を設定する目標スリップ率設定手段を備えたことを特徴とするアンチスキッド制御装置。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 the speed of the wheel. A wheel speed detecting means; and a slip ratio calculating means for calculating an actual slip ratio of the wheel based on an output of the wheel speed detecting means, setting a target slip ratio for the braking force control means, In the anti-skid control device that controls the braking force control means according to the comparison result of the actual slip ratio, a friction coefficient estimation means for estimating a friction coefficient between the road surface of the vehicle and the wheel, Slip angle calculation means for calculating a slip angle, and an equivalent slip by dividing the slip angle calculated by the slip angle calculation means by the friction coefficient estimated by the friction coefficient estimation means Look, anti-skid control apparatus comprising the target slip ratio setting means for setting the target slip ratio based on the equivalent slip angle.