以往，提出了利用自动回正力矩来推测夹紧状态的装置(参照专 利文件1)。
专利文件1：特开2002-12160号公报
但是在上述现有装置中，利用自动回正力矩来推测夹紧状态时， 没有考虑用于对车辆进行制动驱动的制动驱动轮上所产生的制动驱动 力或横向力等。因此，不能精确地推测出制动状态或驱动状态时的夹 紧度。

本发明是鉴于上述问题而做出的，其目的在于提供在力沿着前后 方向或横向作用在车辆上的情况下，能够精确地推测夹紧度的夹紧度 推测装置等。
为了达到上述目的，技术方案1所述发明中的轮胎夹紧度推测装 置，包括：自动回正力矩获取装置，用于推测或检测车轮的接地面上 产生的自动回正力矩；横向状态量运算装置，用于计算上述车轮上产 生的横向状态量；前后方向状态量运算装置，用于计算上述车轮上产 生的前后方向状态量；自动回正模型值运算装置，根据上述横向状态 量以及轮胎参数计算自动回正力矩模型值；比值运算装置，用于计算 通过上述自动回正力矩获取装置推测出或检测出的自动回正力矩与通 过上述自动回正模型值运算装置计算出的自动回正力矩模型值之比即 自动回正比；以及夹紧度推测装置，根据上述自动回正比以及上述前 后方向状态量推测轮胎的夹紧度。
自动回正力矩获取装置通过推测或检测而获取在车轮的接地面上 产生的自动回正力矩。
横向状态量运算装置用于计算在上述车轮上产生的横向状态量； 前后方向状态量运算装置用于计算在上述车轮上产生的前后方向状态 量。
自动回正模型值运算装置，根据由横向状态量运算装置所计算出 的横向状态量以及轮胎参数计算自动回正力矩模型值。比值运算装置 用于计算自动回正比。自动回正比是通过自动回正力矩获取装置推测 出或检测出的自动回正力矩与通过上述自动回正模型值运算装置计算 出的自动回正力矩模型值之比。
此外，夹紧度推测装置根据自动回正比以及前后方向状态量推测 轮胎的夹紧度。
如上所述，根据横向状态量以及轮胎参数计算自动回正力矩模型 值，并计算自动回正力矩与自动回正力矩模型值之比(自动回正比)， 根据自动回正比以及前后方向状态量推测轮胎的夹紧度，因而能够精 确地推测夹紧度。
技术方案2所述发明的轮胎夹紧度推测装置，包括：自动回正力 矩获取装置，用于推测或检测在车轮的接地面上产生的自动回正力 矩；横向状态量运算装置，用于计算在上述车轮上产生的横向状态量； 前后方向状态量运算装置，用于计算在上述车轮上产生的前后方向状 态量；自动回正模型值运算装置，根据上述横向状态量、上述前后方 向状态量以及轮胎参数计算自动回正力矩模型值；比值运算装置，用 于计算通过上述自动回正力矩获取装置推测出或检测出的自动回正力 矩与通过上述自动回正模型值运算装置计算出的自动回正力矩模型值 之比即自动回正比；以及夹紧度推测装置，根据上述自动回正比推测 轮胎的夹紧度。
自动回正力矩获取装置推测出或检测在车轮的接地面上产生的自 动回正力矩。横向状态量运算装置用于计算在车轮上产生的横向状态 量。前后方向状态量运算装置用于计算在车轮上产生的前后方向状态 量。
自动回正模型值运算装置根据横向状态量、前后方向状态量以及 轮胎参数计算自动回正力矩模型值。
比值运算装置计算自动回正比，夹紧度推测装置根据自动回正比 推测轮胎的夹紧度。
如上所述，根据在车轮上产生的横向状态量、前后方向状态量以 及轮胎参数计算自动回正力矩模型值，计算自动回正比，并根据自动 回正比推测轮胎的夹紧度，因而能够精确地推测夹紧度。
在技术方案2所述的发明中，如技术方案3所述，夹紧度推测装置， 除了自动回正力矩比以外，也可以利用前后方向状态量推测轮胎的夹 紧度。由此能够精确地推测夹紧度。
在技术方案1至技术方案3中任一项所述的发明中，如技术方案4 所述，可采用侧偏角作为上述横向状态量，采用前后方向力或前后方 向力除以轮胎偏转刚度的商作为上述前后方向状态量、采用轮胎接地 长度以及轮胎刚度作为上述轮胎参数。
在技术方案1至技术方案3中任一项所述的发明中，如技术方案5 所述，可采用横向力作为上述横向状态量，采用前后方向力作为上述 前后方向状态量，采用轮胎接地长度以及轮胎刚度作为上述轮胎参 数。
在技术方案1至技术方案3中任一项所述的发明中，如技术方案6 所述，可采用横向力作为上述横向状态量，采用前后方向力除以轮胎 偏转刚度的商作为上述前后方向状态量、采用轮胎接地长度作为上述 轮胎参数。
技术方案7所述的发明，在技术方案1至技术方案3中任一项所述 的发明中，还包括用于检测车速的车速检测装置和用于检测转向角的 转向角检测装置，并且上述横向状态量运算装置由下述部分构成：推 测装置，根据车辆线性模型，由上述车速和上述转向角推测出轮胎上 产生的横向力；高通滤波器，对于通过上述横向力推测装置所推测出 的横向力实施高通滤波处理；横向力运算装置，由车辆状态量计算出 轮胎上产生的横向力；低通滤波器，对于通过上述横向力运算装置所 计算出的横向力实施低通滤波处理；运算装置，计算出通过上述高通 滤波器实施高通滤波处理的横向力与通过上述低通滤波器实施低通滤 波处理的横向力之和作为横向状态量。
技术方案8所述的发明，在技术方案1至技术方案3中任一项所述 的发明中，上述前后方向状态量运算装置由制动驱动力推测装置和除 法器构成，其中所述制动驱动力推测装置根据发动机输出和制动油压 推测出制动驱动力，所述除法器将上述制动驱动力除以轮胎偏转刚度 而计算前后方向状态量。
此外作为其他发明还提出了下述发明。
即，第一，一种轮胎夹紧度推测装置，包括：自动回正力矩获取 装置，用于推测或检测车轮的接地面上产生的自动回正力矩；横向状 态量运算装置，用于计算上述车轮上产生的横向状态量；自动回正模 型值运算装置，根据上述横向状态量以及轮胎参数计算自动回正力矩 模型值；比值运算装置，用于计算通过上述自动回正力矩获取装置推 测出或检测的自动回正力矩与通过上述自动回正模型值运算装置计算 出的自动回正力矩模型值之比即自动回正比；以及夹紧度推测装置， 根据上述自动回正比以及轮胎参数推测轮胎的夹紧度。
第二，一种轮胎夹紧度推测装置，包括：自动回正力矩获取装置， 用于推测或检测在车轮的接地面上产生的自动回正力矩；横向状态量 运算装置，用于计算在上述车轮上产生的横向状态量；前后方向状态 量运算装置，用于计算在上述车轮上产生的前后方向状态量；自动回 正力矩模型值运算装置，根据上述横向状态量、上述前后方向状态量 以及规定的参数计算自动回正力矩模型值；比值运算装置，用于计算 通过上述自动回正力矩获取装置推测出或检测出的自动回正力矩与通 过上述自动回正模型值运算装置计算出的自动回正力矩模型值之比即 自动回正比；以及夹紧度推测装置，根据上述自动回正比、上述前后 方向状态量以及轮胎参数推测出轮胎的夹紧度。
技术方案9的夹紧度推测装置，包括：自动回正力矩推测装置， 用于推测在车轮的接地面上产生的自动回正力矩；侧偏角运算装置， 用于计算上述车轮上产生的侧偏角；自动回正力矩模型值运算装置， 根据通过上述侧偏角运算装置计算出的侧偏角、上述车轮的接地长度 以及刚度，计算自动回正力矩模型值；自动回正力矩比运算装置，用 于计算通过上述自动回正力矩推测装置推测出的自动回正力矩与通过 上述自动回正力矩模型值运算装置计算出的自动回正力矩模型值之比 即自动回正力矩比；制动驱动力推测装置，用于推测在对上述车辆进 行制动驱动的制动驱动轮上产生的制动驱动力；以及夹紧度推测装 置，根据通过上述自动回正力矩比运算装置计算出的自动回正力矩比 以及通过上述制动驱动力推测装置推测出的制动驱动力，推测上述转 向轮的夹紧度。
本发明的自动回正力矩推测装置用于推测在车轮的接地面上产生 的自动回正力矩。其中，如技术方案14所述，车轮可以是车辆的前轮， 也可以如技术方案15所述，是安装在车辆上的所有车轮。另外，车轮 也可以是车辆的后轮。此外，车轮可以是转向轮或非转向轮。
侧偏角运算装置用于计算车轮上产生的侧偏角。如技术方案13所 述，侧偏角运算装置可以由下述部分构成：侧偏角推测装置，根据车 辆线性模型由车速和转向角推测出侧偏角；高通滤波器，对于通过上 述侧偏角推测装置推测出的侧偏角实施高通滤波处理；横向力运算装 置，用于计算上述车轮的横向力；侧偏角换算装置，将通过上述横向 力运算装置计算出的横向力除以上述车轮的轮胎偏转刚度，由此计算 根据横向力换算出的侧偏角；低通滤波器，对于通过上述侧偏角换算 装置换算的侧偏角实施低通滤波处理；以及加法装置，将通过上述高 通滤波器实施高通滤波处理的侧偏角以及通过上述低通滤波器实施滤 波处理的侧偏角相加而计算出上述车轮上产生的侧偏角。
自动回正力矩模型值运算装置，根据通过侧偏角运算装置计算出 的侧偏角、车轮的接地长度以及刚度，计算自动回正力矩模型值。自 动回正力矩比运算装置，用于计算通过自动回正力矩推测装置推测出 的自动回正力矩与通过自动回正力矩模型值运算装置计算出的自动回 正力矩模型值之比即自动回正力矩比。
制动驱动力推测装置用于推测制动驱动车辆的制动驱动轮上产生 的制动驱动力。
并且，夹紧度推测装置根据通过自动回正力矩比运算装置计算出 的自动回正力矩比和通过制动驱动力推测装置推测出的制动驱动力， 推测车轮的夹紧度。另外，夹紧度推测装置也可以如技术方案10所述， 包括预先存储自动回正力矩比、制动驱动力以及夹紧度的关系的存储 装置，根据通过自动回正力矩比运算装置计算出的自动回正力矩比、 通过制动驱动力推测装置推测出的制动驱动力、以及通过存储装置存 储的上述关系，推测车轮的夹紧度。
如上所述，由于根据自动回正力矩比和通过制动驱动力装置推测 出的制动驱动力推测车轮的夹紧度，因而能够精确地推测出车辆处于 制动驱动状态时的夹紧度。
也可以如技术方案11所述，使车轮的接地长度以及刚度为预先确 定的值。但是，当车辆处于制动驱动状态时，向车辆施加的载荷状态 有时会发生变化。也可以如技术方案12所述，还包括用于推测向车轮 施加的载荷状态的载荷状态推测装置，根据通过载荷状态推测装置推 测出的向车轮施加的载荷状态而确定车轮的接地长度以及刚度。
如上所述，由于根据向车轮施加的载荷状态确定车轮的接地长度 以及刚度，计算自动回正力矩模型值，推测车轮的夹紧度，所以能够 精确地推测车辆处于制动驱动状态时的夹紧度。
并且，如技术方案16所述的发明，根据由转向情况求出的自动回 正力矩推测值、由车辆情况求出的自动回正力矩模型值以及制动驱动 力，推测夹紧度。因此可以不受制动驱动力影响地准确检测夹紧度。
此时，也可以如技术方案17所述，通过转向横拉杆轴力和转向节 臂长度计算主销周围的力矩而作为自动回正力矩推测值。因此能够准 确地计算自动回正力矩推测值。
在上述技术方案16或技术方案17中，也可以如技术方案18所述， 推测各个车轮的夹紧度。即，得到各个车轮的夹紧度。
技术方案19所述的发明，利用在技术方案18中推测出的各轮的夹 紧度而控制行驶状态。
如上所述，由于利用精确推测出的各轮的夹紧度来控制行驶状 态，因而能够精确地控制行驶状态。
此时，也可以如技术方案20所述地控制行驶状态，以使上述行驶 状态稳定。
具体而言，如技术方案21所述，行驶状态的控制是下述控制中的 至少一种：回转制动时调整制动力而使四轮的夹紧度均匀的控制；推 测驱动轮的夹紧度，当夹紧度低时抑制夹紧度降低的控制；后轮的夹 紧度在规定程度以下时进行自旋抑制控制的控制；前轮的夹紧度在规 定程度以下时进行漂移抑制控制的控制；当所有车轮的夹紧度在规定 程度以下时进行减速的控制；当后轮的夹紧度在规定程度以下时减小 前轮转向角的控制；以及当后轮的夹紧度在规定程度以下时提高前轮 的稳定器的刚度的控制。
如上所述，如果在回转制动时调整制动力以使四轮的夹紧度均 匀，则各轮的夹紧富余度均匀而能够进行最佳的制动力分配。
推测驱动轮的夹紧度时，当夹紧度较低时，如果抑制夹紧度的降 低，则能够在过度夹紧之前的早期进行牵引力控制。
如果在后轮的夹紧度在规定程度以下时进行自旋抑制控制，或者 在前轮的夹紧度在规定程度以下时进行漂移抑制控制，则能够使回转 动作良好。
如果在所有车轮的夹紧度在规定程度以下时进行减速，则能够对 四轮漂移进行检测并应对。
当后轮的夹紧度在规定程度以下时，即处于过多转向趋势的情况 下，如果减小前轮转向角时，能够减少横向力而保持平衡。
另外，当后轮的夹紧度在规定程度以下时，即处于过多转向趋势 的情况下，如果提高前轮稳定器的刚度，则能够使前轮载荷的左右差 值变大，并使后轮载荷的左右差值变小，从而提高后轮的夹紧度。
发明效果
技术方案1所述的发明，由于根据横向状态量以及轮胎参数计算 自动回正力矩模型值，计算自动回正力矩与自动回正力矩模型值之比 (自动回正比)，并根据自动回正比以及前后方向状态量推测轮胎的 夹紧度，因而具有能够精确地推测出夹紧度的效果。
技术方案2所述的发明，由于根据车轮上产生的横向状态量、前 后方向状态量以及轮胎参数计算自动回正力矩模型值，计算自动回正 比，并且根据自动回正比推测轮胎的夹紧度，因而具有能够精确地推 测出夹紧度的效果。
技术方案9所述的发明，由于根据自动回正力矩比以及通过制动 驱动力推测装置推测出的制动驱动力推测车轮的夹紧度，因而具有能 够精确地推测出车辆处于制动驱动状态时的夹紧度的效果。
技术方案16所述的发明，由于根据由转向情况求出的自动回正力 矩推测值、根据车辆情况求出的自动回正力矩模型值以及制动驱动 力，推测夹紧度，所以具有可以不受制动驱动力影响地准确检测夹紧 度的效果。
技术方案19所述的发明，由于推测各个车轮的夹紧度，利用所 推测出的各轮的夹紧度来控制行驶状态，因而具有能够精确地控制行 驶状态的效果。
附图说明
图1是第一实施方式的夹紧度推测装置的框图。
图2是夹紧度推测器的框图。
图3是侧偏角运算器的框图。
图4是表示相对于侧偏角、侧偏率的SAT的特性的图。
图5是表示使侧偏角保持一定时的制动驱动力与SAT的关系的曲 线图。
图6是表示制动驱动力、线性模型比与夹紧度的关系的图。
图7是表示考虑到主销后倾拖距时的制动驱动力、线性模型比与 夹紧度的关系的图。
图8A是表示SAT推测值的上下限的图，图8B是用于说明SAT推测 值的计算方法的图。
图9A以及图9B是用于说明滞后特性消除的效果的说明图。
图10A是表示侧偏角与转向及辅助力矩的关系的图，图10B是表 示侧偏角与SAT推测值的关系的图。
图11是用于说明SAT推测值的制动产生的影响的说明图。
图12A至图12C是比较制动时的夹紧度推测值的真值的图。
图13是第三实施方式的夹紧度推测装置的框图。
图14是前后方向状态量运算器的框图。
图15是夹紧度ε的SAT模型比γ与FX/Kβ的三维映像图。
图16是夹紧度ε的SAT模型比γ与FX/Kβ的另一三维映像图。
图17是第四实施方式的夹紧度推测装置的框图。
图18是第五实施方式的夹紧度推测装置的框图。
图19A是表示对考虑到横向载荷移动的影响时的干燥路面回转时 的夹紧度推测结果与夹紧度真值进行比较的曲线图，图19B是表示此 时的SAT模型值等的曲线图。
图20A是表示对未考虑横向载荷移动的影响时的干燥路面回转时 的夹紧度推测结果与夹紧度真值进行比较的曲线图，图20B是表示此 时的SAT模型值等的曲线图。
图21是横向力运算器的框图。
图22A至图22C是表示在路面μ＝0.45的人工低μ路上进行回转加 速实验时的夹紧度推测结果的曲线图。
图23是第八实施方式的夹紧度推测装置的框图。
图24是第九实施方式的夹紧度推测装置的框图。
图25是第十实施方式的夹紧度推测装置的框图。
图26是表示第一应用例的结构的概略图。
图27是表示第二应用例的结构的概略图。

第一实施方式
下面，参照附图详细说明本发明的第一实施方式。
如图1所示，根据本实施方式的夹紧度推测装置包括：转向力矩 检测器12，用于检测驾驶员操控未图示的转向系统(转向)时的转向 力矩；辅助力矩检测器14，用于检测未图示的动力转向装置产生的辅 助力矩；SAT推测器16，将通过转向力矩检测器12检测出的转向力矩 和通过辅助力矩检测器14检测出的辅助力矩除以转向系统的摩擦系 数，推测出路面和轮胎之间产生的SAT。其中，SAT推测器16可由电 子计算机构成。
夹紧度推测装置包括：侧偏角运算器18，根据来自未图示的车速 检测传感器以及转向角检测传感器的车速和转向角等，推测前轮侧偏 角；载荷变化推测器20，根据车辆的前后加速度信号等推测伴随制动 驱动而产生的转向轮的载荷变化；以及SAT模型运算器22，将侧偏角 推测值和载荷变化乘以SAT相对于侧偏角的原点斜率而计算出SAT的 线性模型输出即SAT模型值。其中，侧偏角运算器18、载荷变化推测 器20以及SAT模型运算器22可由电子计算机构成。
并且，夹紧度推测装置包括：制动驱动力推测器24，用于推测在 对车辆进行制动驱动的制动驱动轮上产生的制动驱动力；夹紧度推测 器26，根据通过SAT推测器16推测出的SAT、通过SAT模型运算器22 计算出的SAT模型值以及通过制动驱动力推测器24推测出的制动驱动 力，推测夹紧度。其中，制动驱动力推测器24可由电子计算机构成。
如图2所示，夹紧度推测器26包括：SAT模型比运算器28，根据 通过SAT推测器16推测出的SAT以及通过SAT模型运算器22计算出的 SAT模型值，计算出SAT相对于SAT模型值的比值作为SAT模型比； 存储器32，用于存储表示SAT模型比、制动驱动力以及夹紧度的关系 的三维映像图即夹紧度映像图；以及夹紧度输出器30，根据通过SAT 模型比运算器28计算出的SAT模型比、通过制动驱动力推测器24推测 的制动驱动力、以及存储在存储器32中的表示SAT模型比、制动驱动 力与夹紧度的关系的夹紧度映像图，计算并输出夹紧度。其中，SAT 模型比运算器28以及夹紧度输出器30可由电子计算机构成。
如图3所示，侧偏角运算器18包括：侧偏角推测器34，根据车辆 线性模型由来自上述车速检测传感器以及转向角检测传感器的车速和 转向角计算侧偏角推测值；横向力运算器38，从未图示的横向加速度 传感器以及偏航率检测传感器输入横向加速度以及偏航率，并根据车 辆运动状态量计算前轮的横向力；侧偏角换算器40，用横向力运算值 除以前轮轮胎偏转刚度，计算横向力运算值的侧偏角换算值；高通滤 波器36，对于侧偏角推测值进行高通处理；低通滤波器42，对于侧偏 角换算值进行低通处理；以及加法器44，将进行高通滤波处理以及低 通过虑处理后的侧偏角相加，计算总侧偏角。其中，上述各元件(34～ 44)可由电子计算机构成。
接着说明本实施方式的夹紧度的推测原理。
前后滑移，横向滑移为：
数学式1


其中，如下定义，s：侧偏率、β：侧偏角、Kβ：横向力相对于 侧偏角的刚度、Ks：前后方向力相对于侧偏率的刚度，可以利用下式 简化表示刷模型的轮胎发生力：
数学式2
F＝-μFz(1-ξs 3)         (3)
Fx＝Fcosθ                                    (4)
Fy＝Fsinθ                                    (5)
其中，
数学式3
${\xi }_s=1-\frac{K_s}{3\mu F_z}\kappa ---\left(6\right)$
$\kappa =\sqrt{{{\kappa }_x}^2+{{\kappa }_y}^2}---\left(7\right)$
其中，μ：路面摩擦系数(路面μ)、F：轮胎发生力、Fx：制 动驱动力、Fy：横向力、Fz：接地力，假设轮胎发生力的方向与滑动 的方向相一致时可由下式表示：
数学式4
κx＝κcosθ                                  (8)
κy＝κsinθ                                  (9)
在此，利用以上关系进行整理，以表示制动驱动时的SAT。首先， 作为准备整理式子(6)、(9)得出：
数学式5
$3\mu F_z\sin \theta =\frac{K_s}{1-{\xi }_s}{\kappa }_y---\left(10\right)$
并且整理式子(3)、(4)得出：
数学式6
$\mu F_z\cos \theta =-\frac{F_x}{1-{{\xi }_s}^3}---\left(11\right)$
并且根据式子(6)、(8)、(11)，得到下式：
数学式7
${\kappa }_x=\frac{3\mu F_z}{K_s}(1-{\xi }_s)\cos \theta =\frac{{3F}_x(1-{\xi }_s)}{K_s(1-{{\xi }_s}^3)}=-\frac{{3F}_x}{K_s(1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2)}---\left(12\right)$
但是，公知的是，制动时的SAT可由下式表示(汽车的运动与控 制，37～39，山海堂(1992))：
数学式8
$T_{\mathrm{sat}}=\frac{l{K}_{\beta }\tan \beta }{2(1-s)}{{\xi }_s}^2(1-\frac{4}{3}{\xi }_s)-\frac{3}{2}\mathrm{l\mu }{F}_z\sin \theta ·{{\xi }_s}^2{(1-{\xi }_s)}^2$
$+\frac{2l{K}_{s}s\tan \beta }{3{(1-s)}^2}{{\xi }_s}^3+\frac{3l{\left(\mu F_z\right)}^2\sin \theta ·\cos \theta }{{5K}_{\beta }}(1-10{{\xi }_s}^4+15{{\xi }_s}^4-6{{\xi }_s}^5)---\left(13\right)$
并且，同样地，驱动时的SAT可由下式表示：
数学式9
$T_{\mathrm{sat}}=\frac{l}{2}{K}_{\beta }(1+s)\tan \beta ·{{\xi }_s}^2(1-\frac{4}{3}{\xi }_s)-\frac{3}{2}\mathrm{l\mu }{F}_z\sin \theta ·{{\xi }_s}^2{(1-{\xi }_s)}^2$
$+\frac{2}{3}l{K}_s(1+s)s\tan \beta ·{{\xi }_s}^3+\frac{3l{\left(\mu F_z\right)}^2\sin \theta ·\cos \theta }{{5K}_{\beta }}(1-10{{\xi }_s}^3+15{{\xi }_s}^4-6{{\xi }_s}^5)---\left(14\right)$
由式子(13)、(14)可知，制动驱动时的SAT是侧偏角、侧偏 率以及路面μ的复杂函数。图4以及图5表示从式子(13)、(14)等 计算SAT的结果。由这些图4及图5可知，SAT受到制动驱动的影响而 变化，例如在侧偏角＝0.1rad的状态下，显示出随着驱动力的增加SAT 先是增加，然后减少的非单调的复杂特性。如上所述，SAT与制动驱 动力之间存在复杂的关系。
另一方面，考虑到扩展向FF车和应用到通过有效制动使车辆运动 稳定的VSC时，夹紧度推测的向制动驱动状态的扩张是不可缺少的。 因此，如下述说明，本发明人重新整理了SAT的模型，并且着眼于非 制动驱动状态解析所利用的线性模型比(SAT与线性模型输出之比) 与夹紧度(1-μ利用率)的关系(非制动驱动状态下一致)等进行解析， 对制动驱动时的夹紧度的推测的可能性进行了研究。
首先对于轮胎单体上的制动驱动力和车轮的z轴(垂直方向)周 围的SAT进行了研究。即，将侧偏率、侧偏角替换成前后滑移、横向 滑移进行表示时，式子(13)、(14)都可由下式表示：
数学式10
$T_{\mathrm{sat}}=\frac{l}{2}{K}_s{\kappa }_y{{\xi }_s}^2(1-\frac{4}{3}{\xi }_s)-\frac{3}{2}\mathrm{l\mu }{F}_z\sin \theta ·{{\xi }_s}^2{(1-{\xi }_s)}^2$
$+\frac{2l{K_s}^2}{3K_{\beta }}{\kappa }_x{\kappa }_y{{\xi }_s}^3+\frac{3l{\left(\mu F_z\right)}^2\sin \theta ·\cos \theta }{{5K}_{\beta }}(1-10{{\xi }_s}^3+15{{\xi }_s}^4-6{{\xi }_s}^5)---\left(15\right)$
并且从式子(15)利用式子(10)、(11)、(12)整理，得出：
数学式11
$T_{\mathrm{sat}}=\frac{l}{2}{K}_s{\kappa }_y{{\xi }_s}^2(1-\frac{4}{3}{\xi }_s)-\frac{l}{2}{K}_s{\kappa }_y{{\xi }_s}^2(1-{\xi }_s)$
$+\frac{2l{K_s}^2}{{3K}_{\beta }}(-\frac{{3F}_x}{K_s(1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2)}){\kappa }_y{{\xi }_s}^3$
$-\frac{l}{{5K}_{\beta }}·\frac{K_s{\kappa }_y}{1-{\xi }_s}·\frac{F_x}{1-{{\xi }_s}^3}(1-10{{\xi }_s}^3+15{{\xi }_s}^4-6{{\xi }_s}^5)$
$=\frac{l}{2}{K}_s{\kappa }_y{{\xi }_s}^2(-\frac{1}{3}{\xi }_s)$
$-\frac{2l{K}_s{\kappa }_y{F}_x{{\xi }_s}^3}{K_{\beta }(1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2)}-\frac{l{K}_s{\kappa }_y{F}_x(1+2{\xi }_s+3{{\xi }_s}^2-6{{\xi }_s}^3)}{{5K}_{\beta }(1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2)}$
$=-\frac{l}{6}{K}_s{\kappa }_y{{\xi }_s}^3-\frac{l}{5}{K}_s{\kappa }_y·\frac{F_x}{K_{\beta }}·\frac{1+2{\xi }_s+3{{\xi }_s}^2+4{{\xi }_s}^3}{1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2}---\left(16\right)$
其中，夹紧度(1-μ利用率)ε为：
数学式12
ε＝ξs 3                           (17)
结果，SAT利用横向滑移和制动驱动力以及夹紧度，可由下式表 示：
数学式13
$T_{\mathrm{sat}}=-\frac{l}{6}{K}_s{\kappa }_yϵ-\frac{l}{5}{K}_s{\kappa }_y·\frac{F_x}{K_{\beta }}·\frac{1+2{ϵ}^{1/3}++3{ϵ}^{2/3}+4ϵ}{1+{ϵ}^{1/3}+{ϵ}^{2/3}}---\left(18\right)$
可知，可通过横向滑移、制动驱动力以及夹紧度表示SAT。这表 示可检测出横向滑移、制动驱动力、SAT时的夹紧度推测的可能性。 在此，利用在非制动驱动状态下进行解析时所采用的SAT的线性模型 比(SAT与SAT线性模型输出之比)整理与夹紧度的关系，并进行夹 紧度推测的研究。
假设SAT的线性模型为
数学式14
$T_{\mathrm{sato}}=-\frac{l}{6}{K}_s{\kappa }_y$
则SAT的线性模型比(自动回正力矩)γ为
数学式15
$\frac{T_{\mathrm{sat}}}{T_{\mathrm{sato}}}=\frac{T_{\mathrm{sat}}}{-\frac{l}{6}{K}_s{\kappa }_y}=\gamma ---\left(19\right)$
根据式子16，可知如下关系成立：
数学式16
$\gamma ={{\xi }_s}^3+\frac{{6F}_x}{5K_{\beta }}·\frac{1+2{\xi }_s+3{{\xi }_s}^2+4{{\xi }_s}^3}{1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2}---\left(20\right)$
因此，根据式子(20)可由线性模型比γ和作为前后方向状态量 的制动驱动力FX(或Fx/Kβ)导出夹紧度：
数学式17
ε＝ξs 3
如上所述，SAT模型值TSO可通过作为横向状态量的横向滑移(侧 偏角)κy和作为轮胎参数的上述刚度Ks以及接地长度1求出。
图6是从式子(20)解出的，即根据制动驱动力和线性模型比求 出夹紧度并作为三维映像图表示的结果。如图所示，制动驱动力、线 性模型比和夹紧度之间存在近似于平面的单调关系，因而可期待精确 的夹紧度推测。
接着考虑到主销后倾拖距、载荷移动(变化)而进行了研究。
即，必须考虑到随着制动驱动而受到载荷移动的影响并用于夹紧 度推测的信号，是主销周围的力矩的左右轮之和(转向盘轴换算值)。
载荷变化时，接地长度与载荷的平方根成比例地变长，并且轮胎 偏转刚度与载荷成比例地变大，即，可由下式表示：
数学式18
$l=l_0\sqrt{\frac{F_z}{F_{z0}}}---\left(21\right)$
$K_s=K_{s0}\frac{F_z}{F_{z0}}---\left(22\right)$
$K_{\beta }=K_{\beta 0}\frac{F_z}{F_{z0}}---\left(23\right)$
其中，0表示非制动驱动状态的值。
并且z轴周围的SAT和主销周围的力矩之间受到的主销后倾拖距 或主销偏置距的影响可由下式表示：
数学式19
Tk＝Tsat+lcFy±lkFx                                 (24)
其中，TK：主销周围的力矩、lC：主销后倾拖距、lK：主销偏置 距，主销偏置距的影响在左右轮上的标号不同。在此假设左右轮的制 动驱动力一致时，传递到转向盘轴的力矩TS可由下式表示：
数学式20
$T_s=-\frac{l{K}_s}{{6g}_h}{\kappa }_y{{\xi }_s}^3-\frac{l_c{K}_3}{{3g}_h}{\kappa }_y(1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2)-\frac{l{K}_s}{{5g}_h}{\kappa }_y\frac{F_x}{K_{\beta }}·\frac{1+2{\xi }_s+3{{\xi }_s}^2+4{{\xi }_s}^3}{1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2}---\left(25\right)$
其中，对于轮胎刚度和前后方向力，将左右2轮的量的值重新表 示为KS、Kβ、FX。并且gh是转向齿轮比。此时考虑到载荷移动对接地 长度、转弯刚度变化的影响的线性模型Ts0(转向盘轴换算值)为：
数学式21
$T_{s0}=-\frac{{\mathrm{lK}}_s}{{6g}_h}(1+\frac{{6l}_c}{l}){\kappa }_y---\left(26\right)$
因而线性模型比可通过下式计算：
数学式22
$\gamma =\frac{l}{l+{6l}_c}{{\xi }_s}^3+\frac{{2l}_c}{l+{6l}_c}(1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2)+\frac{6l}{l+{6l}_c}\frac{F_x}{{5K}_{\beta }}\frac{1+2{\xi }_s+3{{\xi }_s}^2+4{{\xi }_s}^3}{1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2}---\left(27\right)$
因此，与以轮胎单体考虑的情况相同地，研究考虑到主销后倾拖 距的转向盘周围的力矩的情况下，也可根据式子(27)从线性模型比 γ和制动驱动力Fx导出夹紧度：
数学式23
ε＝ξs 3
如上所述，SAT模型值Tso可通过作为横向状态量的横向滑移(侧 偏角)κy和作为轮胎参数的上述刚度Ks以及接地长度l求出。
图7是从式子(27)解出的，即从制动驱动力和线性模型比求出 夹紧度并作为三维映像图表示的结果。通过与图6进行比较可知，由 于主销后倾拖距的存在，因而对制动驱动力的夹紧度产生的影响变 小。
接着，说明基于上述原理的本实施方式的夹紧度推测装置的作 用。
转向力矩检测器12，通过安装在转向盘上的力矩传感器检测出驾 驶员所操控的转向力矩。辅助力矩检测器14，在电动动力转向装置的 电流值上乘以力矩常数而算出动力转向装置的辅助力矩。
SAT推测器16从转向力矩与辅助力矩之和除去转向系统的摩擦而 推测路面和轮胎之间产生的SAT。除去摩擦的运算通过以下逻辑来进 行。
图8A所示的2个直线的宽度表示因转向系统的摩擦而产生的滞后 的大小，各直线的斜率为1。图8B是表示除去摩擦运算的方法的图。 在操作力矩与辅助力矩之和、以及侧偏角均为0的直行状态下，不发 生滞后特性，并且此时的SAT推测值输出为0。接着，当进行转向而发 生SAT时，SAT推测值相对于转向力矩与辅助力矩之和以K1的斜率来 计算。在计算机内通过离散化的逻辑如下计算：
数学式24
TSAT(k+1)＝TSAT(k)+K1·(TDA(k+1)-TDA(k))           (28)
其中，TSAT是SAT推测值、TDA是转向力矩与辅助力矩之和。该斜 率K1设定为小于1，即使因库仑摩擦等使转向力矩与辅助力矩之和发 生变化，SAT推测值的变化也很小。进而进行转向，利用式(1)得到 的SAT推测值的运算值达到图8B中的A点，并且在转向力矩与辅助力 矩之和增加时，沿着模型的下限按照下式增加。
数学式25
TSAT(k+1)＝TSAT(k)+TDA(k+1)-TDA(k)               (29)
进一步转向，转动加大直至达到B点时结束，在转向力矩与辅助 力矩之和开始减少的情况下，SAT推测值以斜率K1按照式子(28)减 少。在该区域中设定成，相对于转向力矩与辅助力矩之和的变化，SAT 推测值的变化变小。其表示：回转时的正常转向状态下，即使驾驶员 的转向力稍微变化，动力转向系统的库仑摩擦等的影响都不会对SAT 推测值产生影响。另外，从B点随着SAT的减少而到达的C点上，转向 力矩与辅助力矩之和再次增加时，SAT推测值按照式子(28)向B点 增加。并且通过减小转动而使SAT转向力矩与辅助力矩之和从C点进 一步减少并达到模型上限时，SAT推测值沿着上限按照式子(29)减 少。通过这两种斜率的设定消除图8B所示的滞后特性。
图9A以及图9B表示在高μ路面行驶时的转向力矩与辅助力矩之 和以及根据式子(1)、(2)从该值消除滞后特性之后的SAT推测值 的图。从除去摩擦的效果可知，认为可以大致补偿库仑摩擦等的影响 引起的正常转向时的变化。
图10A以及图10B是在高μ路面、低μ路面行驶时的侧偏角与转 向力矩及辅助力矩之和、以及侧偏角与SAT推测值之间的关系的图。 可知已经消除了滞后特性。
接着，说明通过侧偏角运算器18(参照图3)进行的侧偏角的运 算。侧偏角推测器34，根据车辆线性模型由车速和转向角推测出前轮 侧偏角。侧偏角运算器18中的前轮侧偏角的推测，利用车辆运动的运
动特性，并通过下式的状态方程式来推测。
数学式26
$\frac{d}{\mathrm{dt}}\left[\begin{array}{c}v\\ r\end{array}\right]=(\left[\begin{array}{cc}0& -1\\ 0& 0\end{array}\right]u+\left[\begin{array}{cc}-\frac{c_f+c_r}{M}& -\frac{L_f{c}_f-L_r{c}_r}{M}\\ -\frac{L_f{c}_f-L_r{c}_r}{I_z}& -\frac{{L_f}^2{c}_f+{L_r}^2{c}_r}{I_z}\end{array}\right]/u)\left[\begin{array}{c}v\\ r\end{array}\right]+\left[\begin{array}{c}\frac{c_f}{{\mathrm{Mg}}_h}\\ \frac{L_f{c}_f}{I_z{g}_h}\end{array}\right]{\theta }_p---\left(30\right)$
${\alpha }_E=\left[\begin{array}{cc}1& L_f\end{array}\right]/u\left[\begin{array}{c}v\\ r\end{array}\right]-\frac{{\theta }_p}{g_h}---\left(31\right)$
其中，v：横向速度(m/s)、r：偏航率(rad/s)、αB：前轮侧偏角推 测值(rad)、u：车速(m/s)、cf、r：前后轮轮胎偏转刚度(N/rad)、Lf、r： 前后轴重心间距离(m)、M：车辆质量(kg)、Iz：偏航惯性(kgm2)、gh： 转向盘实际转向齿轮比、θp：转向盘转角。并且，在推测前轮的夹紧 度的本实施方式中，cf与上述Kβ相同。使式子(30)、(31)在抽样 时间τ上离散化而用下式表示成车速的函数时：
数学式27
$x(k+1)=(\left[\begin{array}{cc}1& 0\\ 0& 1\end{array}\right]+\left[\begin{array}{cc}0& -\tau \\ 0& 0\end{array}\right]u\left(k\right)+\tau A_s/u\left(k\right))x\left(k\right)+\tau B_s{\theta }_p\left(k\right)---\left(32\right)$
αE(k)＝[1Lf]×(k)/u(k)-θp(k)/gh                         (33)
其中，As可用以下形式表示：
数学式28
$A_s=\left[\begin{array}{cc}-\frac{c_f+c_r}{M}& -\frac{L_f{c}_f-L_r{c}_r}{M}\\ -\frac{L_f{c}_f-L_r{c}_r}{I_z}& -\frac{{L_f}^2{c}_f+{L_r}^2{c}_r}{I_z}\end{array}\right],B_s=\left[\begin{array}{cc}\frac{c_f}{{\mathrm{Mg}}_h}& \\ \frac{L_f{c}_f}{I_z{g}_h}& \end{array}\right]$
横向力运算器38从车辆运动状态量计算出前轮的横向力。通过将 下述车体的运动方程式
数学式29
$M(\frac{\mathrm{dv}}{\mathrm{dt}}+\mathrm{ru})=F_f+F_r---\left(34\right)$
$I_z\frac{\mathrm{dr}}{\mathrm{dt}}=L_f{F}_f-L_r{F}_r---\left(35\right)$
进行变形，其中，Ff为前轮横向力、Fr为后轮横向力，可以如下 表示前轮横向力。
数学式30
$F_f=\frac{L_r{\mathrm{Mg}}_y+I_z\frac{\mathrm{dr}}{\mathrm{dt}}}{L_f+L_r}---\left(36\right)$
数学式31
gy：横向加速度 $\frac{\mathrm{dv}}{\mathrm{dt}}+\mathrm{ru}$
侧偏角换算器18将横向力运算值除以前轮轮胎偏转刚度，由此计 算出横向力运算值的侧偏角换算值。即：
数学式32
${\alpha }_T=-\frac{F_f}{c_f}---\left(37\right)$
其中，αT为侧偏角换算值。
高通滤波器36由一维离散滤波器构成。并且连续时间滤波器可由 下式的传递函数表示：
数学式33
$G_H\left(s\right)=\frac{s}{s+{\omega }_b}---\left(38\right)$
其中，ωb：滤波器的转折点频率。通过利用Tustin变换等方法变 换该式，从而可以设计离散时间的滤波器。Tustin变换中，将抽样时 间设为τ，将时间前进算子(時間進みオペレ一タ)设为z时，
数学式34
$s=\frac{2(z-1)}{\tau (z+1)}$
可以将上式代入式子(38)进行计算，此时的离散时间滤波器可 由下式表示：
数学式35
$G_H\left(z\right)=\frac{2(z-1)}{(\tau {\omega }_b+2)z+{\mathrm{\tau \omega }}_b-2}---\left(39\right)$
另外，低通滤波器42构成具有与高通滤波器36相同的转折点频率 的一维离散滤波器。连续时间滤波器可由下式表示：
数学式36
$G_L\left(s\right)=\frac{{\omega }_b}{s+{\omega }_b}---\left(40\right)$
对该式进行Tustin变换时，可由下式表示：
数学式37
$G_L\left(z\right)=\frac{{\mathrm{\tau \omega }}_b(z+1)}{(\tau {\omega }_b+2)z+{\mathrm{\tau \omega }}_b-2}---\left(41\right)$
其中，在此设计的高通滤波器36与低通滤波器42之和为1。这意 味着，将同一信号输入高通滤波器36和低通滤波器42，并将这些输出 相加时，可以复原为原来的信号。在此，可以在低频率区域中，对包 含漂移误差的侧偏角推测值进行高通滤波处理而消除漂移误差，同时 在高频率区域中，对包含噪音或相位滞后的侧偏角换算值进行低通滤 波处理而消除高频率区域的变化成分，并通过将这些滤波处理后的信 号相加而计算出不受漂移误差或噪音等的影响的侧偏角。这里的转折 点频率设定为可消除侧偏角换算值中所包含的伴随路面干扰等产生的 噪音，并且能够适应进入倾斜路时等的路面倾斜变化速度的值。将高 通滤波以及低通滤波处理后的侧偏角相加，并作为总侧偏角而用于夹 紧度运算。即：
数学式38
αI(z)＝GH(z)·αE(z)+GL(z)·αT(z)               (42)
其中αI：总侧偏角。
载荷变化推测器20(参照图1)由车辆的前后加速度信号gx，根 据下式推测出作为转向轮的前轮的载荷变化后的接地载荷Fz。
数学式39
$F_z=F_{z0}-\frac{\mathrm{hM}}{L_f+L_r}{g}_x---\left(43\right)$
其中，h是重心高度，Fz0是前轮的静载荷，为：
数学式40
$F_{z0}=\frac{L_r{M}_g}{L_f+L_r}---\left(44\right)$
SAT模型值运算器22根据式子(21)～(23)以及式子(26)， 根据总侧偏角和载荷移动后的接地载荷，将侧偏角乘以SAT的相对于 侧偏角的原点斜率，计算出SAT的线性模型输出即SAT模型值。
夹紧度推测器26的SAT模型比运算器28(参照图2)，由SAT推 测值和SAT模型值计算出SAT推测值与SAT模型值之比作为SAT模型 比。夹紧度映像图是从图7所示的SAT模型比和制动驱动力输出夹紧度 的三维映像图，其特征在于，夹紧度关于SAT模型比单调增加，关于 制动驱动力(驱动力为正)单调减少。
图11中对低μ路上的制动时和非制动时的SAT线性模型值(根据 总侧偏角计算)和SAT推测值进行了比较。能够确认通过制动使SAT 推测值变小的情况。
图12A～图12C是表示对低μ路中制动时的夹紧度推测值的真值 进行比较的图。夹紧度真值是假设路面μ保持一定(0.35)，将前轮 上产生的前后方向力和横向力作为载荷而由标准化的实际μ值(夹紧 度真值＝1-μ利用率＝1-实际μ值/路面μ)计算得出的值。夹紧度推测 值是根据图6中的映像图，由制动力和线性模型比计算出的值。通过 该图可知，1.7秒以前的非制动时、1.7秒以后的制动中都可以准确地 实施夹紧度推测。
在本实施方式中，由于根据自动回正力矩比、和通过制动驱动力 推测器推测出的制动驱动力推测转向轮的夹紧度，因而能够精确地推 测车辆处于制动驱动状态时的夹紧度。
在本实施方式中，由于根据向转向轮施加的载荷状态确定转向轮 的接地长度以及刚度，计算自动回正力矩模型值，并推测转向轮的夹 紧度，因而能够更加精确地推测车辆处于制动驱动状态时的夹紧度。
另外，在上述实施方式中，虽然根据向转向轮施加的载荷状态确 定转向轮的接地长度以及刚度，并计算自动回正力矩模型值(式子 (21)～(23)、(26))，但是本发明并不限定于此，转向轮的接 地长度以及刚度可作为预先确定的值而计算(式子(19)等)自动回 正力矩模型值。在这种情况下，也可以省略载荷变化推测器20。
第二实施方式
下面说明第二实施方式。在上述第一实施方式中，虽然转向轮为 两个前轮，并根据前轮的左右两轮的转向力矩推测夹紧度，但是在本 实施方式中，根据各个车轮推测夹紧度。另外，由于本例中的构成与 上述实施方式相同，因而省略其说明。
首先说明本实施方式中对应各个车轮推测夹紧度的原理。
根据左右两轮的转向力矩推测夹紧度时，由于作用在左右车轮上 的主销偏置距所产生的力矩相互抵消，因而在夹紧度推测时不必考虑 其影响。但是，当对应各个车轮推测SAT，并根据该SAT和侧偏角推 测各个车轮的夹紧度时，必须消除主销偏置距所产生的力矩的影响。 即，在由刷模型所导出的z轴周围的SAT和主销周围的力矩之间存在如 下关系：
数学式41
Tk＝Tsat+lcFy±lkFx                                (101)
其中，Tk：主销周围的力矩、lc：主销后倾拖距、lk：主销偏置距， 假设主销偏置距和制动驱动力已知，则能够消去式子(101)中右边 的第3项。即，消除主销偏置距产生的力矩的影响的主销周围的力矩Tkc 可由下式表示：
数学式42
$T_{\mathrm{kc}}=T_k\pm l_{k}F=T_{\mathrm{sat}}+l_c{F}_y$
$=-\frac{l{K}_s}{6}{\kappa }_y{{\xi }_s}^3-\frac{l_c{K}_s}{3}{\kappa }_y(1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2)-\frac{l{K}_s}{5}{\kappa }_y\frac{F_x}{K_{\beta }}·\frac{1+2{\xi }_s+3{{\xi }_s}^2+4{{\xi }_s}^3}{1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2}----\left(102\right)$
其中，接地长度、轮胎偏转刚度、制动刚度可由以下载荷的函数 表示：
数学式43
$l=l_0\sqrt{\frac{F_z}{F_{z0}}}----\left(103\right)$
$K_s=K_{s0}\frac{F_z}{F_{z0}}----\left(104\right)$
$K_{\beta }=K_{\beta 0}\frac{F_z}{F_{z0}}----\left(105\right)$
其中，0表示静载荷状态的值。在此，假设考虑到载荷移动对接 地长度、转弯刚度变化的影响的SAT模型TSO(转向盘轴换算值)为：
数学式44
$T_{k0}=-\frac{l{K}_s}{6}(1+\frac{6l_c}{l}){\kappa }_y----\left(106\right)$
此时，线性模型比γ可通过下式计算：
数学式45
$\gamma =\frac{l}{l+6l_c}{{\xi }_s}^3+\frac{2l_c}{l+6l_c}(1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2)+\frac{6l}{l+6l_c}\frac{F_x}{5K_{\beta }}\frac{1+2{\xi }_s+3{{\xi }_s}^2+4{{\xi }_s}^3}{1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2}----\left(107\right)$
因此，以各轮为单位进行研究的情况下，同样能够根据式子(107) 由线性模型比γ和制动驱动力Fx如下导出夹紧度：
数学式46
                     ε＝ξs 3
如上所述，SAT模型值TSO可通过作为横向状态量的横向滑移(侧 偏角)κy和作为轮胎参数的上述刚度Ks以及接地长度l求出。
接着说明本实施方式的作用。
SAT推测器16将贴装在转向轮的转向横拉杆部分的应变仪输出即 转向横拉杆轴力乘以转向节臂长度，输出主销周围的力矩作为SAT推 测值。
侧偏角运算器18的侧偏角推测器34，根据车辆线性模型由车速和 前后轮的实际转向角推测前后轮侧偏角。侧偏角运算器18中的前后轮 侧偏角的推测利用车辆运动的运动特性，并通过下式的状态方程式来 推测。
数学式47
$\frac{d}{\mathrm{dt}}\left[\begin{array}{c}v\\ r\end{array}\right]=(\left[\begin{array}{cc}0& -1\\ 0& 0\end{array}\right]u+\left[\begin{array}{cc}-\frac{c_f+c_r}{M}& -\frac{L_f{c}_f-L_r{c}_r}{M}\\ -\frac{L_f{c}_f-L_r{c}_r}{I_z}& -\frac{{L_f}^2{c}_f+{L_r}^2{c}_r}{I_z}\end{array}\right]/u)\left[\begin{array}{c}v\\ r\end{array}\right]+\left[\begin{array}{cc}\frac{c_f}{M}& \frac{c_r}{M}\\ \frac{L_f{c}_f}{I_z}& -\frac{L_r{c}_r}{I_z}\end{array}\right]\left[\begin{array}{c}{\theta }_f\\ {\theta }_r\end{array}\right]----\left(108\right)$
${\alpha }_{\mathrm{fE}}=\left[\begin{array}{cc}1& L_f\end{array}\right]/u\left[\begin{array}{c}v\\ r\end{array}\right]-{\theta }_f----\left(109\right)$
${\alpha }_{\mathrm{rE}}=\left[\begin{array}{cc}1& -L_r\end{array}\right]/u\left[\begin{array}{c}v\\ r\end{array}\right]-{\theta }_r----\left(110\right)$
其中，v：横向速度(m/s)、r：偏航率(rad/s)、αfE：前轮侧偏角推 测值(rad)、αrE：后轮侧偏角推测值(rad)、u：车速(m/s)、cf、r：前后 轮轮胎偏转刚度(N/rad)、Lf、r：前后轴重心间距离(m)、M：车辆质量(kg)、 Iz：偏航惯性(kgm2)、θf：前轮实际转向角、θr：后轮实际转向角。使 式子(108)、(109)、(110)在抽样时间τ上离散化，并用下式 表示成车速的函数：
数学式48
$x(k+1)=(\left[\begin{array}{cc}1& 0\\ 0& 1\end{array}\right]+\left[\begin{array}{cc}0& -\tau \\ 0& 0\end{array}\right]u\left(k\right)+\tau A_s/u\left(k\right))x\left(k\right)+\tau B_s\left[\begin{array}{c}{\theta }_f\left(k\right)\\ {\theta }_r\left(k\right)\end{array}\right]----\left(111\right)$
αfE(k)＝[1Lf]×(k)/u(k)-θf(k)                     (112)
αrE(k)＝[1-Lr]×(k)/u(k)-θr(k)                    (113)
其中，As可由下式表示：
数学式49
$A_s=\left[\begin{array}{cc}-\frac{c_f+c_r}{M}& -\frac{L_f{c}_f-L_r{c}_r}{M}\\ -\frac{L_f{c}_f-L_r{c}_r}{I_z}& -\frac{{L_f}^2{c}_f+{L_r}^2{c}_r}{I_z}\end{array}\right],B_s=\left[\begin{array}{cc}\frac{c_f}{M}& \frac{c_r}{M}\\ \frac{L_f{c}_f}{I_z}& -\frac{L_r{c}_r}{I_z}\end{array}\right]$
横向力运算器38根据车辆运动状态量计算出前后轮上的左右两轮 部分的横向力。通过将下述车体的运动方程式：
数学式50
$M(\frac{\mathrm{dv}}{\mathrm{dt}}+\mathrm{ru})=F_f+F_r----\left(114\right)$
$I_z\frac{\mathrm{dr}}{\mathrm{dt}}=L_f{F}_f-L_r{F}_r----\left(115\right)$
进行变形，其中，Ff为前轮横向力(两前轮部分的横向力)、Fr 为后轮横向力(两后轮部分的横向力)，可以如下表示前后轮横向力：
数学式51
$F_f=\frac{L_r{\mathrm{Mg}}_y+I_z\frac{\mathrm{dr}}{\mathrm{dt}}}{L_f+L_r}----\left(116\right)$
$F_r=\frac{L_r{\mathrm{Mg}}_y-I_z\frac{\mathrm{dr}}{\mathrm{dt}}}{L_f+L_r}----\left(117\right)$
其中，
数学式52
gy：横向加速度
侧偏角换算器40将横向力运算值除以前后轮轮胎偏转刚度，由此 计算出横向力运算值的侧偏角换算值。即：
数学式53
${\alpha }_{\mathrm{fT}}=-\frac{F_f}{c_f}----\left(118\right)$
${\alpha }_{\mathrm{rT}}=-\frac{F_r}{c_r}----\left(119\right)$
其中，αfT为前轮侧偏角换算值、αrT＝后轮侧偏角换算值。
高通滤波器36由一维离散滤波器构成。并且连续时间滤波器可由 下式的传递函数表示：
数学式54
$G_H\left(s\right)=\frac{s}{s+{\omega }_b}----\left(120\right)$
其中，ωb：滤波器的转折点频率。通过利用Tustin变换等方法对 该式进行变换，可以设计出离散时间的滤波器。Tustin变换中，将抽
样时间设为τ，将时间前进算子设为z时，可以将下式
数学式55
$s=\frac{2(z-1)}{\tau (z+1)}$
代入式子(120)进行计算，此时的离散时间滤波器可由下式表 示：
数学式56
$G_H\left(z\right)=\frac{2(z-1)}{(\tau {\omega }_b+2)z+\tau {\omega }_b-2}---\left(121\right)$
另外，低通滤波器42构成具有与高通滤波器36相同的转折点频率 的一维离散滤波器。连续时间滤波器可由下式表示：
数学式57
$G_L\left(s\right)=\frac{{\omega }_b}{s+{\omega }_b}---\left(122\right)$
对该式进行Tustin变换时，可由下式表示：
数学式58
$G_L\left(z\right)=\frac{\tau {\omega }_b(z+1)}{(\tau {\omega }_b+2)z+\tau {\omega }_b-2}---\left(123\right)$
这里设计的高通滤波器36与低通滤波器42之和为1。这意味着， 将同一信号输入高通滤波器和低通滤波器并将这些输出相加时，可以 复原成原来的信号。在此，在低频率区域中，对包含漂移误差的侧偏 角推测值进行高通滤波处理而消除漂移误差，并且在高频率区域中， 对包含噪音或相位滞后的侧偏角换算值进行低通滤波处理而消除高频 率区域的变化成分，并可以通过将这些滤波处理后的信号相加而计算 出不受漂移误差或噪音等的影响的侧偏角。此时的转折点频率设定为 可消除侧偏角换算值中所包含的路面干扰等产生的噪音，并且能够适 应进入倾斜路面时等的路面倾斜变化速度的值。将高通滤波以及低通 滤波处理后的侧偏角相加并作为总侧偏角而用于夹紧度运算中。即：
数学式59
αfI(z)＝GH(z)·αfE(z)+GL(z)·αfT(z)              (124)
αrI(z)＝GH(z)·αrE(z)+GL(z)·αrT(z)              (125)
其中，αfI：前轮总侧偏角、αrI：后轮总侧偏角。在本实施例中， 虽然假设左右轮的侧偏角一致而导出了两个前轮的侧偏角和两个后轮 的侧偏角，但是也可以考虑左右轮的位置差值而四轮独立地推测侧偏 角。
载荷变化推测器20根据车辆的前后加速度信号gx和车辆的横向加 速度信号gy，由下式推测各轮的载荷变化后的接地载荷Fzi(i＝1、2、3、 4，1：左前轮、2：右前轮、3：左后轮、4：右后轮)。
数学式60
$F_{z10}=F_{z20}=\frac{l_r\mathrm{Mg}}{L_f+L_r}---\left(126\right)$
$F_{z30}=F_{z40}=\frac{L_f\mathrm{Mg}}{L_f+L_r}---\left(127\right)$
将来自各轮的静载荷的载荷变化设为ΔFzi时，根据车体姿势的平 衡存在如下关系：
数学式61
ΔF1+ΔF2+ΔF3+ΔF4＝0                        (128)
-Lf(ΔF1+ΔF2)+Lr(ΔF3+ΔF4)＝hMgx         (129)
$-\frac{T_f}{2}(\Delta F_1-\Delta F_2)-\frac{T_r}{2}(\Delta F_3-\Delta F_4)=\mathrm{hM}{g}_y---\left(130\right)$
$\frac{T_f}{2}(\Delta F_1-\Delta F_2):\frac{T_r}{2}(\Delta F_3-\Delta F_4)={\gamma }_{\mathrm{roll}}:1-{\gamma }_{\mathrm{roll}}---\left(131\right)$
其中，h为重心高度、γroll为侧倾刚度分配(前轮的分担率)、Tf 为前轮轮距、Tr为后轮轮距。因而各轮的载荷变化可以通过解出(128)～ (131)式而求出：
数学式62
$\left[\begin{array}{c}\Delta F_1\\ \Delta F_2\\ \Delta F_3\\ \Delta F_4\end{array}\right]={\left[\begin{array}{cccc}1& 1& 1& 1\\ -L_f& -L_f& L_r& L_r\\ -T_f& T_f& -T_r& T_r\\ (1-{\gamma }_{\mathrm{roll}})T_f& -(1-{\gamma }_{\mathrm{roll}})T_f& -{\gamma }_{\mathrm{roll}}{T}_r& r_{\mathrm{roll}}{T}_r\end{array}\right]}^{-1}\left[\begin{array}{c}0\\ \mathrm{hM}{g}_x\\ 2\mathrm{hM}{g}_y\\ 0\end{array}\right]---\left(132\right)$
SAT模型值运算器22，根据式子(103)～(106)，根据总侧偏 角和载荷移动后的接地载荷，将侧偏角乘以SAT相对于侧偏角的原点 斜率而计算出SAT的线性模型输出即SAT模型值Tk0。
夹紧度推测器26的SAT模型比运算器28，如式子(102)所示地 利用制动驱动力从作为主销周围的力矩的SAT推测值Tk消除主销内倾 内置部分所产生的力矩的影响，并计算出消除了该主销内倾内置部分 所产生的力矩的影响的SAT推测值Tkc与SAT模型值Ts0之比，作为SAT 模型比。
夹紧度映像图是根据SAT模型比和制动驱动力输出夹紧度的三维 映像图，其特征在于，夹紧度关于SAT模型比单调增加，关于制动驱 动力(驱动力为正)单调减少。
在本实施例中表示了左右轮以相同角度转向的四轮转向车辆，但 是本技术在四轮独立转向的车辆中，也可以通过对各个车轮推测侧偏 角等而进行应用。并且在安装在后轮上的多个悬杆贴装应变仪，可以 通过推测在后轮上产生的z轴周围的力矩而应用到在后轮没有转向机 构的车辆中。
第三实施方式
下面说明第三实施方式。
如图13所示，由于本实施方式的夹紧度推测装置具有与上述第一 实施方式(参照图1)的结构相同的部分，所以对相同部分标注相同 标号并省略其说明，只说明不同的部分。即，本实施方式的夹紧度推 测装置中，代替第一实施方式中的侧偏角运算器18而具备横向力检测 器180，并且不具备载荷变化推测器20，具备前后方向状态量运算器 240，前后方向状态量运算器240不仅连接在夹紧度推测器26上，还连 接在SAT模型值运算器22上。另外，横向力检测器180可由电子计算机 构成。
如图14所示，前后方向状态量运算器240由下述部件构成：制动 驱动力推测器42，根据发动机输出和制动油压推测制动驱动力；和除 法器244，将由制动驱动力推测器42所输出的制动驱动力除以前轮轮 胎偏转刚度而计算前后方向状态量(Fx/Kβ)。其中，制动驱动力推 测器42以及除法器244可由电子计算机构成。
接着说明本实施方式的制动驱动时的夹紧度的运算原理。
首先横向力可由下式表示：
数学式63
$F_y=-\frac{1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2}{3}{K}_s{k}_y---\left(201\right)$
利用该横向力时，式子(16)如下所示：
数学式64
$T_{\mathrm{sat}}=\{\frac{l}{2}·\frac{{{\xi }_s}^3}{1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2}+\frac{3l}{5}·\frac{F_x}{K_{\beta }}·\frac{1+2{\xi }_s+3{{\xi }_s}^2+4{{\xi }_s}^3}{{(1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2)}^2}\}{F}_y---\left(202\right)$
z轴周围的SAT与主销周围的力矩之间受到的主销后倾拖距或主 销偏置距的影响可由下式表示：
数学式65
Tk＝Tsat+lcFy±lkFx                                (203)
其中，TK为主销周围的力矩，lC为主销后倾拖距、lK为主销偏置 距，主销偏置距的影响，左右轮具有不同的标号。在此，假设左右轮 的制动驱动力一致时，传递到转向盘轴的力矩TS可由下式表示：
数学式66
$T_s=\{\frac{l}{2g_h}·\frac{{{\xi }_s}^3}{1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2}+\frac{l_c}{8_h}+\frac{3l}{5g_h}·\frac{F_x}{K_{\beta }}·\frac{1+2{\xi }_s+3{{\xi }_s}^2+4{{\xi }_s}^3}{{(1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2)}^2}\}{F}_y---\left(204\right)$
其中，gh是转向齿轮比，并且在以下描述中，作为对象的左右两 前轮部分的制动驱动力、横向力分别由Fx、Fy表示。在此，虽然假设 左右的制动驱动力一致，但是左右制动驱动力存在差值时，可通过预 先补偿由制动驱动力差产生的力矩而导出式子(204)中的转向力矩， 作为制动驱动力差补偿后的转向力矩。在此，虽然导出了包含由主销 后倾拖距产生的力矩的转向力矩，但是由于主销后倾拖距所产生的力 矩与横向力成比例，因而可以推测该值，而与夹紧状态无关。因而也 可以预先补偿主销后倾拖距部分的力矩。此时，主销后倾拖距补偿后 的转向力矩Tsc可由下式表示：
数学式67
$T_{\mathrm{sc}}=\{\frac{l}{2g_h}·\frac{{{\xi }_s}^3}{1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2}+\frac{3l}{5g_h}·\frac{F_x}{K_{\beta }}·\frac{1+2{\xi }_s+3{{\xi }_s}^2+4{{\xi }_s}^3}{{(1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2)}^2}\}{F}_y---\left(205\right)$
另外，在此，在式子(204)中，将假定夹紧度＝1时的值作为SAT 模型值，即
数学式68
$T_{s0}=\{\frac{l}{6g_h}+\frac{l_c}{8_h}+\frac{2l}{3g_h}·\frac{F_x}{K_{\beta }}\}{F}_y---\left(206\right)$
在此，将式子(204)与(206)之比作为SAT模型比γ时
数学式69
$\gamma =\frac{T_s}{T_{s0}}---\left(207\right)$
则如下关系成立：
数学式70
$(\frac{l}{6}+l_c+\frac{2l}{3}\frac{F_x}{K_{\beta }})\gamma {(1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2)}^2=\frac{l}{2}{{\xi }_s}^3(1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2)+l_c{(1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2)}^2$
$+\frac{3l}{5}·\frac{F_x}{K_{\beta }}·(1+2{\xi }_s+3{{\xi }_s}^2+4{{\xi }_s}^3)---\left(208\right)$
因此，通过利用式子(208)的关系能够由SAT模型比γ和Fx/Kβ 导出夹紧度：
数学式71
ε＝ξs 3
如上所述，利用作为横向状态量的横向力Fy和前后方向状态量 (Fx/Kβ)求出SAT模型值。
图15是用SAT模型比γ和Fx/Kβ的三维映像图表示将式子(208) 对于夹紧度ε＝ξs 3进行求解的结果。预先准备这种三维映像图时，不 必求解式子(208)，能够由γ和Fx/Kβ容易地求出夹紧度。并且，其 特征在于，该映像图关于SAT模型比单调增加，关于Fx/Kβ单调减少， 并且SAT模型比越大，关于Fx/Kβ的单调减少的斜率越小，当SAT模型 比为1时斜率＝0，即既不增加也不减少。并且忽略与Fx/Kβ有关的变化 时，即通过利用图15中的Fx/Kβ＝0的轴上的值，仅根据SAT模型比即可 大致推测夹紧度。
接着，说明基于上述原理的本实施方式的夹紧度推测装置的作 用。
如上所述，转向力矩检测器12用于检测驾驶员操控的转向力矩， 辅助力矩检测器14用于计算出辅助力矩，SAT推测器16在本实施方式 中通过式子(204)推测转向力矩与辅助力矩之和传递至转向盘轴的 力矩Ts。横向力检测器180用于检测横向力。
前后方向状态量运算器240的制动驱动力推测器42，根据发动机 输出和制动油压推测制动驱动力；除法器244，将由制动驱动力推测 器42输出的制动驱动力除以前轮轮胎偏转刚度而计算前后方向状态量 (Fx/Kβ)。
SAT模型值运算器22，利用由前后方向状态量运算器240输出的前 后方向状态量(Fx/Kβ)、由横向力检测器180检测出的横向力Fy、转 向齿轮比gh、主销后倾拖距lc、接地长度l，并根据上述式子(206)计 算SAT模型值Ts0。
本实施方式的夹紧度推测器26，通过上述式子(207)计算出由SAT 推测器16推测出的力矩Ts(式子(204))与由SAT模型值运算器22推 测出的SAT模型值Ts0(式子(206))之比、即SAT模型比γ。
并且夹紧度推测器26，利用所计算出的SAT模型比γ以及由前后 方向状态量运算器240输出的前后方向状态量(Fx/Kβ)，并根据上述 映像图(参照图15)推测夹紧度ε＝ξs 3。其中，代替映像图，也可以 存储并利用数据表或关系式。
另外，在上述例子中，虽然利用主销后倾拖距补偿前的转向力矩 Ts而推测夹紧度，但是本发明并不限定于此，也可以利用主销后倾拖 距补偿后的转向力矩Tsc来推测夹紧度。在这种情况下，在表示有主销 后倾拖距补偿后的转向力矩的式子(205)中，将假设夹紧度＝1时的 值作为SAT模型值。
数学式72
$T_{\mathrm{sc}0}=\{\frac{l}{6g_h}+\frac{2l}{3g_h}·\frac{F_x}{K_{\beta }}\}{F}_y---\left(209\right)$
在此，将式子(205)与(209)之比作为SAT模型比γ时，即
数学式73
$\gamma =\frac{T_{\mathrm{sc}}}{T_{\mathrm{sc}0}}---\left(210\right)$
则如下关系成立：
数学式74
$(\frac{1}{6}+\frac{2}{3}\frac{F_x}{K_{\beta }})\gamma {(1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2)}^2=\frac{1}{2}{{\xi }_s}^3(1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2)$
$+\frac{3}{5}·\frac{F_x}{K_{\beta }}·(1+2{\xi }_s+3{{\xi }_s}^2+4{{\xi }_s}^3)---\left(211\right)$
因此，此时也可以利用式子(211)的关系，由SAT模型比γ和Fx/Kβ 导出夹紧度。
图16是用SAT模型比γ和Fx/Kβ的三维映像图表示将式子(211) 对于夹紧度ε＝ξs 3求解的结果。与图15相同地，如果预先准备这种三 维映像图时，则不必求解式子(211)，并且能够根据γ和Fx/Kβ容易 地求出夹紧度。其中，图16的特征在于，SAT模型比＝1、Fx/Kβ＝-0.25， 并总使夹紧度＝1，随着SAT模型比从该值开始变小并且随着Fx/Kβ变 大，夹紧度变小，即，夹紧度关于SAT模型比单调增加，并且关于Fx/ Kβ单调减少。另外，图16的特征还在于，在不包括接地长度等车辆参 数，并利用主销后倾拖距补偿后的转向力矩推测夹紧度时，即使车辆 参数变化时也能够总是利用同一三维映像图。
另外，虽然SAT模型值可以由式子(206)求出，但是在上述例子中， 包括横向力相对于侧偏角的刚度Kβ而求出前后方向状态量(Fx/Kβ)， 因而SAT模型值可根据横向力、前后方向状态量(Fx/Kβ)以及接地长 度计算得出。但是，将横向力相对于侧偏角的刚度Kβ作为参数处理时， 可根据横向力、制动驱动力Fx、作为参数的Kβ、接地长度计算出自动
回正力矩模型值。
第四实施方式
下面说明第四实施方式。
如图17所示，由于本实施方式的夹紧度推测装置具有与上述第三 实施方式(参照图13)的结构相同的部分，所以对相同部分标注相同 标号并省略其说明，只说明不同的部分。即，本实施方式的夹紧度推 测装置代替第三实施方式(参照图13)中的横向力运算器180而具有 如图1所示的侧偏角运算器18。
接着，说明本实施方式的制动驱动时的夹紧度的运算原理。
传递到转向盘轴的力矩Ts可以利用横向滑移和制动驱动力以及ξs 由下式表示：
数学式75
$T_s=-\frac{l}{6g_h}{K}_s{\kappa }_y{{\xi }_s}^3-\frac{l_c}{{3g}_h}{K}_s{\kappa }_y(1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2)$
$-\frac{l}{{5g}_h}{K}_s{\kappa }_y·\frac{F_x}{K_{\beta }}·\frac{1+2{\xi }_s+{{3\xi }_s}^2+{{4\xi }_s}^3}{1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2}---\left(301\right)$
另外在此，在式子(301)中，将假设夹紧度＝1时的值作为SAT 模型值。
数学式76
$T_{s0}=-\{\frac{l}{{6g}_h}+\frac{l_c}{8_h}+\frac{2l}{{3g}_h}·\frac{F_x}{K_{\beta }}\}{K}_s{\kappa }_y---\left(302\right)$
即，也可根据作为前后方向状态量的Fx/Kβ(或制动驱动力Fx)、 作为横向状态量的横向滑移κy求出SAT模型值。
在此，当将式子(301)与(302)之比作为SAT模型比γ时，即
数学式77
$\gamma =\frac{T_s}{T_{s0}}---\left(303\right)$
则如下关系成立：
数学式78
$(\frac{l}{6}+l_c+\frac{2l}{3}\frac{F_x}{K_{\beta }})\gamma (1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2)=\frac{1}{6}{{\xi }_s}^3(1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2)+\frac{l_c}{3}{(1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2)}^2$
$+\frac{l}{5}·\frac{F_x}{K_{\beta }}·(1+2{\xi }_s+3{{\xi }_s}^2+4{{\xi }_s}^3)---\left(304\right)$
因此，通过利用式子(304)的关系能够由SAT模型比γ和Fx/Kβ 导出夹紧度：
数学式79
ε＝ξs 3
接着说明本实施方式的方法。其中，省略与上述实施方式相同的 作用部分，只说明不同的作用部分。
SAT模型值运算器22利用由前后方向状态量运算器240所输出的 前后方向状态量(Fx/Kβ)、由侧偏角运算器18检测出的横向滑移κy、 转向齿轮比gh、主销后倾拖距lc以及接地长度l，并根据上述式子(302) 来计算SAT模型值Ts0。
本实施方式的夹紧度推测器26，通过上述式子(303)计算出由SAT 推测器16推测出的传递到转向盘轴的力矩Ts(式子(301))与由SAT 模型值运算器22推测出的SAT模型值Ts0(式子(302))之比、即SAT 模型比γ。
并且，夹紧度推测器26利用所算出的SAT模型比γ、由前后方向 状态量运算器240所输出的前后方向状态量(Fx/Kβ)、主销后倾拖距lc 以及接地长度l，并根据式子(304)推测夹紧度ε＝ξs 3。其中，此时 也可以代替式子(304)而预先求出表示夹紧度ε、SAT模型比γ以及 前后方向状态量(Fx/Kβ)之间关系的图、数据表以及关系式，并由 此推测夹紧度ε＝ξs 3。
第五实施方式
下面说明第五实施方式。
如图18所示，由于本实施方式的夹紧度推测装置与上述第三实施 方式(参照图13)的结构大致相同，所以对相同部分标注相同标号并 省略其说明，只说明不同的部分。即，在本实施方式的夹紧度推测装 置中，前后方向状态量运算器240仅连接在SAT模型值运算器22上。
接着，说明本实施方式的不发生制动驱动的区域中的夹紧度的运 算原理。
在不发生制动驱动的区域中，可以利用横向力和ξs由下式表示 传递到转向盘轴的力矩Ts：
数学式80
$T_s=\{\frac{l}{{2g}_h}·\frac{{{\xi }_s}^3}{1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2}+\frac{l_c}{g_h}\}{F}_y---\left(311\right)$
另外在此，在式子(311)中，将假设夹紧度＝1时的值作为SAT 模型值。
数学式81
$T_{s0}=\{\frac{l}{{6g}_h}+\frac{l_c}{g_h}\}{F}_y---\left(312\right)$
即，可利用作为横向状态量的横向力Fy和规定的轮胎参数(接地 长度1)求出SAT模型值。
在此，将式子(311)和(312)之比作为SAT模型比γ时，即
数学式82
$\gamma =\frac{T_s}{T_{s0}}---\left(313\right)$
则如下关系成立：
数学式83
$(\frac{l}{6}+l_c)\gamma (1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2)=\frac{1}{2}{{\xi }_s}^3+l_c(1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2)---\left(314\right)$
因此，可以利用式子(314)的关系而由SAT模型比γ导出夹紧 度：
数学式84
          ε＝ξs 3
接着说明本实施方式的方法。其中，省略与上述实施方式相同的 作用部分，只说明不同的作用部分。
SAT模型值运算器22利用通过横向力检测器180检测出的横向力 Fy、转向齿轮比gh、主销后倾拖距lc以及接地长度l，并根据上述式子 (312)来计算SAT模型值Ts0。
本实施方式的夹紧度推测器26，通过上述式子(313)计算出由SAT 推测器16推测出的SAT(Ts、式子(311))与由SAT模型值运算器22 推测出的SAT模型值Ts0(式子(312))之比、即SAT模型比γ。
并且，夹紧度推测器26利用所算出的SAT模型比γ、主销后倾拖 距lc、接地长度l，并根据式子(314)推测夹紧度ε＝ξs 3。另外，此 时也可以代替式子(314)而预先求出表示夹紧度ε和SAT模型比γ之 间的关系的影响图、数据表以及关系式，并由此推测夹紧度ε＝ξs 3。
第六实施方式
下面说明第六实施方式。本实施方式的夹紧度推测装置与上述第 一实施方式(参照图1)的构成相同，因而省略其说明。
接着说明本实施方式中的夹紧度的运算原理。
首先，假设左右轮的制动驱动力一致时，传递到转向盘轴的力矩 TS可由下式表示：
数学式85
$T_s=-\frac{(l_1{K}_{\mathrm{sl}}+K_{\mathrm{sr}})}{{6g}_h}{\kappa }_y{{\xi }_s}^3-\frac{l_c(K_{\mathrm{sl}}+K_{\mathrm{sr}})}{{3g}_h}{\kappa }_y(1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2)$
$-(\frac{l_1{K}_{\mathrm{sl}}}{K_{\mathrm{\beta l}}}+\frac{l_1{K}_{\mathrm{sr}}}{K_{\mathrm{\beta r}}})\frac{F_x}{{5g}_h}{\kappa }_y·\frac{1+2{\xi }_s+3{{\xi }_s}^2+4{{\xi }_s}^3}{1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2}$
$=-\frac{l_0{K}_{s0}}{{6g}_h}\frac{{(\frac{F_{\mathrm{zf}}}{2}+{\mathrm{\Delta F}}_z)}^{\frac{3}{2}}+{(\frac{F_{\mathrm{zf}}}{2}-{\mathrm{\Delta F}}_z)}^{\frac{3}{2}}}{{\left(\frac{F_{\mathrm{zf}0}}{2}\right)}^{\frac{3}{2}}}{\kappa }_y{{\xi }_s}^3-\frac{{2l}_c{K}_{s0}{F}_{\mathrm{zf}}}{{3g}_h{F}_{\mathrm{zf}0}}{\kappa }_y(1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2)$
$-\frac{l_0{K}_{s0}}{K_{\beta 0}}\frac{\sqrt{\frac{F_{\mathrm{zf}}}{2}+{\mathrm{\Delta F}}_z}+\sqrt{\frac{F_{\mathrm{zf}}}{2}-{\mathrm{\Delta F}}_z}}{\sqrt{\frac{F_{\mathrm{zf}0}}{2}}}\frac{F_x}{{5g}_h}{\kappa }_y·\frac{1+2{\xi }_s+3{{\xi }_s}^2+4{{\xi }_s}^3}{1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2}---\left(401\right)$
其中，关于接地长度、轮胎刚度的下标l、r意味着左右轮。并且Fz0 是前轴的静载荷(两个前轮部分的静载荷)，Fz是考虑到前后载荷移 动的前轴载荷(两个前轮部分的载荷)，ΔFz是左右前轮的载荷变化 量。另外，ΔFz是左右前轮的载荷变化量，由横向加速度信号gy和侧 倾刚度分配(前轮的负担率)γroll以及前轮轮距Tf可以近似得出，即，
数学式86
$\Delta F_z=\frac{{\mathrm{hM\gamma }}_{\mathrm{roll}}}{T_f}\left|g_y\right|---\left(402\right)$
其中，|gy|表示gy的绝对值。此时，SAT模型值可由下式表示：
数学式87
$T_{s0}=-\frac{l_0{K}_{s0}}{{6g}_h}\frac{{(\frac{F_{\mathrm{zf}}}{2}+{\mathrm{\Delta F}}_z)}^{\frac{3}{2}}+{(\frac{F_{\mathrm{zf}}}{2}-{\mathrm{\Delta F}}_z)}^{\frac{3}{2}}}{{\left(\frac{F_{\mathrm{zf}0}}{2}\right)}^{\frac{3}{2}}}{\kappa }_y-\frac{{2l}_c{K}_{s0}{F}_{\mathrm{zf}}}{g_h{F}_{\mathrm{zf}0}}{\kappa }_y---\left(403\right)$
即，利用作为横向状态量的横向滑移κy和左右载荷变化量ΔFz求 出SAT模型值Ts0。
此时，线性模型比γ可通过下式计算：
数学式88
$\gamma =\frac{a_1}{a_1+{3a}_2}{{\xi }_s}^3+\frac{a_2}{a_1+{3a}_2}(1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2)+\frac{a_3}{a_1+{3a}_2}{F}_x\frac{1+2{\xi }_s+3{{\xi }_s}^2+4{{\xi }_s}^2}{1+{\xi }_s+{{\xi }_s}^2}---\left(404\right)$
$a_1=\frac{l_0}{6}\frac{{(\frac{F_{\mathrm{zf}}}{2}+{\mathrm{\Delta F}}_z)}^{\frac{3}{2}}+{(\frac{F_{\mathrm{zf}}}{2}-{\mathrm{\Delta F}}_z)}^{\frac{3}{2}}}{{\left(\frac{F_{\mathrm{zf}0}}{2}\right)}^{\frac{3}{2}}}---\left(405\right)$
$a_2=\frac{{2l}_c}{3}\frac{F_{\mathrm{zf}}}{F_{\mathrm{zf}0}}---\left(406\right)$
$a_3=\frac{l_0}{{5K}_{\beta 0}}\frac{\sqrt{\frac{F_{\mathrm{zf}}}{2}+{\mathrm{\Delta F}}_z}+\sqrt{\frac{F_{\mathrm{zf}}}{2}-{\mathrm{\Delta F}}_z}}{\sqrt{\frac{F_{\mathrm{zf}0}}{2}}}---\left(407\right)$
因此，能够根据式子(404)～(407)由线性模型比γ和制动驱 动力Fx导出以下夹紧度：
数学式89
ε＝ξs 3                                          (408)
接着说明本实施方式的夹紧度推测装置的作用。本实施方式的夹 紧度推测装置的作用具有与上述第一实施方式的作用相同的部分，因 而说明不同的部分。
SAT模型值运算器22，根据式子(403)由通过侧偏角运算器18 计算出的横向滑移κy和通过载荷变化推测器20推测出的左右载荷变化 量ΔFz，计算出SAT的线性模型输出、即SAT模型值。
夹紧度推测器26的SAT模型比运算器28，根据式子(404)由SAT
推测值和SAT模型值计算出SAT推测值与SAT模型值之比γ，作为SAT 模型比。夹紧度输出器30，根据式子(404)～(407)由线性模型比 γ和制动驱动力Fx计算夹紧度。另外，此时也可以代替式子(404)～ (407)而预先求出表示夹紧度ε与SAT模型比γ及前后方向状态量(制 动驱动力Fx)之间关系的映像图、数据表以及关系式，并由此推测夹 紧度。
图19A以及图19B是根据式子(403)并考虑到横向载荷移动ΔFz 而设定SAT模型值(参照图19B)时的干燥路面回转时的夹紧度推测 结果(参照图19A)与夹紧度真值进行比较的图。
图20A以及图20B是未考虑横向载荷移动的影响而设定如数学式 90的SAT模型值(参照图20B)时的干燥路面回转时的夹紧度推测结 果(参照图20A)与夹紧度真值进行比较的图。
数学式90
$T_{s0}=-\frac{l_0{K}_{s0}}{{3g}_h}{\left(\frac{F_{\mathrm{zf}}}{F_{\mathrm{zf}0}}\right)}^{\frac{3}{2}}{k}_y-\frac{{2l}_c{k}_{s0}{F}_{\mathrm{zf}}}{g_h{F}_{\mathrm{zf}0}}{k}_y...\left(411\right)$
夹紧度真值是假设路面μ保持一定(0.9)，将在前轮产生的前 后方向力和横向力作为载荷并根据标准化的实际μ值(夹紧度真值＝1- μ利用率＝1-实际μ值/路面μ)计算得出的值。
从图19A与图19B、和图20A与图20B的比较可知，由于考虑了静 载荷移动的影响而提高了夹紧度推测的精度。
第七实施方式
下面说明第七实施方式。
由于本实施方式的夹紧度推测装置具有与上述第三实施方式(参 照图13)的构成相同的部分，因而对相同部分标注相同标号并省略其 说明，只说明不同的部分。即，如图21所示，本实施方式的夹紧度推 测装置的横向力运算器180，包括：横向力推测器340，根据车辆线性 模型由车速和转向角计算前轮的横向力推测值；高通滤波器360，对 横向力推测值进行高通处理；横向力运算器380，根据车辆运动状态 量计算前轮的横向力；横向力换算器400；低通滤波器420，对横向力 运算值进行低通处理；加法器440，将高通滤波器和低通滤波器处理 后的横向力相加而计算总横向力。其中，各元件(340～440)可由电 子计算机构成。
接着说明本实施方式的SAT模型值的运算原理。
接地长度与载荷的平方根成比例地变长，并且各轮的轮胎偏转刚 度、横向力与载荷成比例地变大，即，可由下式表示：
数学式91
$l_l=l_0\sqrt{\frac{F_{\mathrm{zl}}}{F_{\mathrm{zl}0}}},l_r=l_0\sqrt{\frac{F_{\mathrm{zr}}}{F_{\mathrm{zr}0}}}...\left(500\right)$
$K_{\mathrm{\beta l}}=K_{\beta 0}\frac{F_{\mathrm{zl}}}{{2F}_{\mathrm{zl}0}},K_{\mathrm{\beta r}}=K_{\beta 0}\frac{F_{\mathrm{zr}}}{{2F}_{\mathrm{zr}0}}...\left(501\right)$
$F_{\mathrm{yl}}=F_y\frac{F_{\mathrm{zl}}}{{2F}_{\mathrm{zl}0}},F_{\mathrm{yr}}=F_y\frac{F_{\mathrm{zr}}}{2F_{\mathrm{zr}0}}...\left(502\right)$
其中，下标0表示非载荷移动状态，l、r分别表示是左轮、右轮的 值。因此，在SAT模型值运算时考虑到这种载荷移动的影响，可以提 高夹紧度推测的精度。
在此除了(500)～(502)的假设以外，还假设左右轮的制动驱 动力一致，即，假设下式成立时，
数学式92
$F_{\mathrm{xl}}=F_{\mathrm{xr}}\frac{F_r}{2}...\left(503\right)$
则作为左右两轮部分的SAT的总SAT模型值(高夹紧度状态的转 向力矩)可由下式表示：
数学式93
$T_{s0}=\frac{1}{g_h}\{\frac{1}{2}·(l_l{F}_{\mathrm{yl}}+l_r{F}_{\mathrm{yr}})+l_c(F_{\mathrm{yl}}+F_{\mathrm{yl}}+F_{\mathrm{yr}})+\frac{3}{5}·(\frac{F_{\mathrm{xl}}{l}_l{F}_{\mathrm{yl}}}{K_{\mathrm{\beta l}}}+\frac{F_{\mathrm{xr}}{l}_r{F}_{\mathrm{yr}}}{K_{\mathrm{\beta r}}})\}$
$=\frac{1}{g_h}\{\frac{l_0}{2}{W}_1+l_c+\frac{3}{5}{l}_0{W}_2\frac{F_x}{K_{\beta 0}}\}{F}_y...\left(504\right)$
$W_1=\frac{{\left(\frac{F_{\mathrm{zl}}}{F_{\mathrm{zl}0}}\right)}^{\frac{3}{2}}+{\left(\frac{F_{\mathrm{zr}}}{F_{\mathrm{zr}0}}\right)}^{\frac{3}{2}}}{2},W_2=\frac{{\left(\frac{F_{\mathrm{zl}}}{F_{\mathrm{zl}0}}\right)}^{\frac{1}{2}}+{\left(\frac{F_{\mathrm{zr}}}{F_{\mathrm{zr}0}}\right)}^{\frac{1}{2}}}{2}$
并且在利用补偿主销后倾拖距后的转向盘轴力矩的情况下，SAT 模型值可由下式表示：
数学式94
$T_{\mathrm{sc}0}=\frac{1}{g_h}\{\frac{l_0}{2}{W}_1+\frac{3}{5}{l}_0{W}_2\frac{F_x}{K_{\beta 0}}\}{F}_y...\left(505\right)$
如式子(504)或(505)所示，导出SAT模型值时通过考虑载荷 移动的影响能够提高夹紧度推测的精度。
接着说明本实施方式的作用。
SAT推测器16从转向力矩与辅助力矩之和中除去转向系统的摩 擦，推测路面与轮胎之间产生的SAT。另外，左右轮的制动驱动力存 在差值时，进行补偿而减少由制动驱动力差产生的力矩后，除去摩擦。 即，根据下式计算除去摩擦前的SAT，并对所求出的Tfric实施除去摩擦 运算(与第一实施方式相同)，由此求出SAT推测值Ts。
数学式95
Tfric＝Tsw+Tma-lkΔFx                                (506)
在此，Tfric是除去摩擦前的SAT、Tsw是转向力矩、Tma是辅助力矩、 ΔFx是制动驱动力左右轮差、lk是主销偏置距。横向力运算器180的横 向力推测器340根据车辆线性模型由车速和转向角推测前轮横向力。 在此，前轮横向力的推测利用车辆运动的运动特性，并通过下式的状 态方程式来推测。
数学式96
$\frac{d}{\mathrm{dt}}\left[\begin{array}{c}v\\ r\end{array}\right]=(\left[\begin{array}{cc}0& -1\\ 0& 0\end{array}\right]u+\left[\begin{array}{cc}-\frac{c_f+c_r}{M}& -\frac{L_f{c}_f-L_r{c}_r}{M}\\ -\frac{L_f{c}_f-L_r{c}_r}{I_z}& -\frac{{L_f}^2{c}_f+{L_r}^2{c}_r}{I_z}\end{array}\right]/u)\left[\begin{array}{c}v\\ r\end{array}\right]+\left[\begin{array}{c}\frac{c_f}{{\mathrm{Mg}}_h}\\ \frac{L_f{c}_f}{I_z{g}_h}\end{array}\right]{\theta }_p---\left(507\right)$
$F_{\mathrm{yE}}=-c_f\left[\begin{array}{cc}1& L_f\end{array}\right]/u\left[\begin{array}{c}v\\ r\end{array}\right]\frac{c_f{\theta }_p}{g_h}...\left(508\right)$
其中，v：横向速度(m/s)、r：偏航率(rad/s)、FyE：前轮横向力推 测值(N)、u：车速(m/s)、cf、r：前后轮轮胎偏转刚度(N/rad)、Lf、r： 前后轴重心间距离(m)、M：车辆质量(kg)、Iz：偏航惯性(kgm2)、gh： 转向盘实际转向齿轮比、θp：转向盘转角。另外，前轮轮胎偏转刚度 cf与上述kβ相同。使式子(507)、(508)在抽样时间τ上离散化， 并用下式表示成车速的函数时：
数学式97
$x(k+1)=(\left[\begin{array}{cc}1& 0\\ 0& 1\end{array}\right]\left[\begin{array}{cc}0& -\tau \\ 0& 0\end{array}\right]u\left(k\right)+{\mathrm{\tau A}}_s/u\left(k\right))x\left(k\right)+{\mathrm{\tau B}}_s{\theta }_p\left(k\right)...\left(509\right)$
FfE(k)＝-cf[1Lf]×(k)/u(k)+cfθp(k)/gh               (510)
其中，
$A_s=\left[\begin{array}{cc}-\frac{c_f+c_r}{M}& -\frac{L_f{c}_f-L_r{c}_r}{M}\\ -\frac{L_f{c}_f-L_r{c}_r}{I_z}& -\frac{{L_f}^2{c}_f+{L_r}^2{c}_r}{I_z}\end{array}\right]B_s=\left[\begin{array}{c}\frac{c_f}{{\mathrm{Mg}}_h}\\ \frac{L_f{c}_f}{I_z{g}_h}\end{array}\right]$
横向力运算器380根据车辆运动状态量计算出前轮的横向力。通 过将下述车体的运动方程式
数学式98
$M(\frac{\mathrm{dv}}{\mathrm{dt}}+\mathrm{ru})=F_{\mathrm{yf}}+F_{\mathrm{yr}}...\left(511\right)$
$I_z\frac{\mathrm{dr}}{\mathrm{dt}}=L_f{F}_{\mathrm{yf}}-L_r{F}_{\mathrm{yr}}...\left(512\right)$
进行变形，其中，Fyf为前轮横向力、Fyr为后轮横向力，可以如下 表示前轮横向力。
数学式99
$F_{\mathrm{yf}}=\frac{L_r{\mathrm{Mg}}_y+I_z\frac{\mathrm{dr}}{\mathrm{dt}}}{L_f+L_r}...\left(513\right)$
其中，
gy：横向加速度
横向力换算器400根据式子(513)计算横向力，并作为横向力运 算值FyC输出。
高通滤波器360由一维离散滤波器构成。并且连续时间滤波器可 由下式的传递函数表示：
数学式100
$G_H\left(s\right)=\frac{s}{s+{\omega }_b}...\left(514\right)$
其中，ωb为滤波器的转折点频率。通过利用Tustin变换等方法对 该式进行变换，可以设计离散时间的滤波器。Tustin变换中，将抽样 时间设为τ，将时间前进算子设为z时，
数学式101
$s=\frac{2(z-1)}{\tau (z+1)}$
可以将上式代入式子(514)计算，此时的离散时间滤波器可由 下式表示：
数学式102
$G_H\left(z\right)=\frac{2(z-1)}{(\tau {\omega }_b+2)z+{\mathrm{\tau \omega }}_b-2}...\left(515\right)$
另外，低通滤波器420构成具有与高通滤波器360相同的转折点频 率的一维离散滤波器。连续时间滤波器可由下式表示：
数学式103
$G_L\left(s\right)=\frac{{\omega }_b}{s+{\omega }_b}...\left(516\right)$
对该式进行Tustin变换时，可由下式表示：
数学式104
$G_L\left(z\right)=\frac{{\mathrm{\tau \omega }}_b(z+1)}{({\mathrm{\tau \omega }}_b+2)z+{\mathrm{\tau \omega }}_b-2}---\left(517\right)$
这里所设计的高通滤波器360与低通滤波器420之和为1。这意味 着，将同一信号输入高通滤波器360和低通滤波器420，并将这些的输 出相加时，可以复原成原来的信号。在此，在低频率区域中，对包含 漂移误差的横向力推测值进行高通滤波处理而消除漂移误差，并且在 高频率区域中，对包含噪音或相位滞后的横向力换算值进行低通滤波 处理而消除高频率区域的变化成分，并将这些滤波处理后的信号相 加，从而可以计算出不受漂移误差或噪音等的影响的横向力。这里的 转折点频率设定为可消除横向力换算值中所包含的路面干扰等所产生 的噪音，并且能够适应进入倾斜路时等的路面倾斜变化速度的值。将 高通滤波以及低通滤波处理后的横向力相加并作为总横向力而用于夹 紧度运算中。即：
数学式105
FyI(z)＝GH(z)·FyE(z)+GL(z)·FyC(z)              (518)
其中FyI：总横向力。
前后方向状态量运算器240，除了发动机输出力矩Teng乘以齿轮比 ge、差速比gd并除以轮胎有效半径rw而求出的驱动力，和制动油压Pb乘以 常数kbrake而求出的制动力，还利用下述式子求出前轮上产生的制动驱动 力Fx，并除以前轮轮胎偏转刚度基准值，作为前后方向状态量Fx/Kβ0输 出。
数学式106
$F_x=\frac{g_e{g}_b}{r_w}{T}_{\mathrm{eng}}-k_{\mathrm{brake}}{·P}_b---\left(519\right)$
SAT模型值运算器22，根据横向状态量FyI、状态量前后方向状态 量Fx/Kβ0而如下所述计算SAT模型值。
数学式107
$T_{s0}=\frac{1}{g_h}\{\frac{l_0}{2}{W}_1+l_c+\frac{3}{5}{l}_0{W}_2\frac{F_x}{K_{\beta 0}}\}{F}_{y1}---\left(520\right)$
其中，
$W_1=\frac{{\left(\frac{F_{\mathrm{zl}}}{F_{\mathrm{zl}0}}\right)}^{\frac{3}{2}}+{\left(\frac{F_{\mathrm{zr}}}{F_{\mathrm{zr}0}}\right)}^{\frac{3}{2}}}{2},W_2=\frac{{\left(\frac{F_{\mathrm{zl}}}{F_{\mathrm{zl}0}}\right)}^{\frac{1}{2}}+{\left(\frac{F_{\mathrm{zr}}}{F_{\mathrm{zr}0}}\right)}^{\frac{1}{2}}}{2}$
夹紧度推测器26的SAT比运算器28，如下式所示地计算SAT推测 值Ts与SAT模型值Ts0之比，并作为SAT模型比γ输出。
数学式108
$\gamma =\frac{T_s}{T_{s0}}---\left(521\right)$
夹紧度输出器30根据二维映像图等(参照上述第三实施方式)由 SAT模型比γ和前后方向状态量Fx/Kβ0计算出夹紧度。
图22A～图22C表示在路面μ＝0.45的人工低μ路上进行回转加速 实验时的夹紧度推测结果。在该实验中，在图22A～图22C中，2秒时 进行转向，3秒时进行相当于0.1G的加速，发现根据加速度和已知路 面μ值(＝0.45)求出的夹紧度真值与推测值良好地一致。
第八实施方式
下面说明第八实施方式。
由于本实施方式的夹紧度推测装置具有与上述第三实施方式(参 照图13)的结构相同的部分，因而对相同部分标注相同标号并省略其 说明，只说明不同的部分。即，如图23所示，本实施方式的夹紧度推 测装置包括：第三实施方式(参照图13)中的转向力矩检测器12、辅 助力矩检测器14、SAT推测器16、用于计算前轮的横向力的横向力运 算器180、用于计算前轮的前后方向状态量的前后方向状态量运算器 240、SAT模型值运算器22以及用于推测前轮的夹紧度的夹紧度推测器 26。
本实施方式的夹紧度推测装置还包括：用于计算路面摩擦系数(路 面μ)的路面摩擦系数运算器100、用于计算后轮的制动驱动力的制 动驱动力运算器540、用于计算后轮的横向力的横向力运算器182、以 及用于推测后轮的夹紧度的夹紧度推测器126。其中，路面摩擦系数 运算器100、横向力运算器182以及夹紧度推测器126可由电子计算机 构成。
接着说明本实施方式的作用。由于本实施方式的作用具有与上述 第三实施方式的作用相同的作用部分，因而省略相同的作用部分，而 主要说明不同的作用部分。
如上述第三实施方式所示，夹紧度推测器26用于推测前轮的夹紧 度。路面摩擦系数运算器100如下所述地计算路面摩擦系数(路面μ)。 即，根据前轮的夹紧度εf、前轮的制动驱动力Fxf、横向力Fyf以及前轮 载荷Wf计算出路面μ：
数学式109
$\mu =\frac{\sqrt{{F_{\mathrm{xf}}}^2+{F_{\mathrm{yf}}}^2}}{(1-{ϵ}_f)W_f}---\left(601\right)$
其中，根据前后方向状态量运算器240中的制动驱动力推测器42 (参照图14)求出前轮的制动驱动力Fxf。
制动驱动力运算器540用于计算后轮的制动驱动力Fxr，横向力运 算器182用于计算后轮的横向力Fyr。并且，夹紧度推测器126，在本实 施方式中假设前后轮的路面μ相同，并根据路面摩擦系数运算器100 所计算出的路面摩擦系数μ、后轮的制动驱动力Fxr、横向力Fyr以及后 轮载荷Wr，由下式计算夹紧度：
数学式110
${ϵ}_r=1-\frac{\sqrt{{F_{\mathrm{xr}}}^2+{F_{\mathrm{yr}}}^2}}{{\mathrm{\mu W}}_r}=1-\sqrt{\frac{{F_{\mathrm{xr}}}^2+{F_{\mathrm{yr}}}^2}{{F_{\mathrm{xf}}}^2+{F_{\mathrm{yf}}}^2}}\frac{W_f}{W_f}(1-{ϵ}_f)---\left(602\right)$
第九实施方式
下面说明第九实施方式。
由于本实施方式的夹紧度推测装置具有与上述的第八实施方式 (参照图23)的结构相同的部分，所以对相同部分标注相同标号并省 略其说明，只说明不同的部分。即，如图24所示，本实施方式的夹紧 度推测装置中，省略第八实施方式(参照图23)的路面摩擦系数运算 器100，横向力运算器180、前后方向状态量运算器240中的制动驱动 力推测器42(参照图14)以及夹紧度推测器26连接在夹紧度推测器126 上。
接着说明本实施方式的作用。由于本实施方式的作用具有与上述 的第八实施方式的作用相同的作用部分，因而省略相同的作用部分的 说明，而主要说明不同的作用部分。
夹紧度推测器126如下所述地推测后轮的夹紧度。即，除了假设 前后轮的路面μ相同以外，还假设前后轮的横向力之比与前后轮的载 荷之比一致，即，如下式所示
数学式111
|Fyf|∶|Fyr|Wf∶Wr                               (603)
则得出，
数学式112
$F_{\mathrm{yr}}=\frac{W_r}{W_f}{F}_{\mathrm{xf}}---\left(604\right)$
此时的后轮夹紧度可由下式表示：
数学式113
${ϵ}_r=1-\sqrt{\frac{{W_f}^2{F_{\mathrm{xr}}}^2+{W_r}^2{F_{\mathrm{yf}}}^2}{{W_r}^2{F_{\mathrm{xf}}}^2+{W_r}^2{F_{\mathrm{yf}}}^2}}(1-{ϵ}_f)---\left(605\right)$
即，夹紧度推测器126根据式子(605)由前轮的夹紧度εf、前轮 的制动驱动力Fxf、前轮的横向力Fyf及前轮载荷Wf、后轮载荷Wr、后 轮的制动驱动力Fxr以及后轮的横向力Fyr，计算后轮夹紧度εr。
第十实施方式
下面说明第十实施方式。
由于本实施方式的夹紧度推测装置具有与上述第九实施方式(参 照图24)的结构相同的部分，所以对相同部分标注相同标号并省略其 说明，只说明不同的部分。即，如图25所示，本实施方式的夹紧度推 测装置，对于第九实施方式(参照图23)中的左后轮、右后轮，分别 包括横向力运算器182R、182L、制动控制力推测器52R、52L以及夹 紧度推测器126R、126L。
接着说明本实施方式的作用。由于本实施方式的作用具有与上述 的第十实施方式的作用相同的作用部分，因而省略相同的作用部分的 说明，而主要说明不同的作用部分。
假设左右轮的路面μ一致时，各个车轮的夹紧度εfl、εfr、εrl、 εrr(下标fl、fr、rl、rr分别表示左前、右前、左后、右后)利用各轮 的制动驱动力(前后方向力)Fxfl、Fxfr、Fxrl、Fxrr，横向力Fyfl、Fyfr、Fyrl、 Fyrr，载荷Wfl、Wfr、Wrl、Wrr可由下式表示：
数学式114
${ϵ}_{\mathrm{fl}}=1-\frac{\sqrt{{F_{\mathrm{xfl}}}^2+{F_{\mathrm{yfl}}}^2}}{{\mathrm{\mu W}}_{\mathrm{fl}}}---\left(606\right)$
${ϵ}_{\mathrm{fr}}=1-\frac{\sqrt{{F_{\mathrm{xfr}}}^2+{F_{\mathrm{yfr}}}^2}}{{\mathrm{\mu W}}_{\mathrm{fr}}}---\left(607\right)$
${ϵ}_{\mathrm{rl}}=1-\frac{\sqrt{{F_{\mathrm{xrl}}}^2+{F_{\mathrm{yrl}}}^2}}{{\mathrm{\mu W}}_{\mathrm{rl}}}---\left(608\right)$
${ϵ}_{\mathrm{rr}}=1-\frac{\sqrt{{F_{\mathrm{xrr}}}^2+{F_{\mathrm{yrr}}}^2}}{{\mathrm{\mu W}}_{\mathrm{rr}}}---\left(609\right)$
但是为了推测各个车轮的夹紧度，如式子(606)～(609)所示， 需要各个车轮的制动驱动力、横向力。可假设驱动力左右相同，并且 可根据各轮的车轮油压对应各个车轮推测出制动力。另一方面，关于 横向力，根据车辆运动仅能推测出左右轮的总值，不能导出各个车轮 的值。因此，在轮胎上产生的横向力，大致与各轮的载荷成比例的性 质，可以通过左右的总横向力由下式表示每个车轮的横向力：
数学式115
$F_{\mathrm{yfl}}=\frac{W_{\mathrm{fl}}}{W_f}{F}_{\mathrm{yf}}---\left(610\right)$
$F_{\mathrm{yfr}}=\frac{W_{\mathrm{fr}}}{W_f}{F}_{\mathrm{yf}}---\left(611\right)$
$F_{\mathrm{yrl}}=\frac{W_{\mathrm{rl}}}{W_f}{F}_{\mathrm{yr}}---\left(612\right)$
$F_{\mathrm{yrr}}=\frac{W_{\mathrm{rr}}}{W_r}{F}_{\mathrm{yr}}---\left(613\right)$
因此，将式子(601)、(610)～(613)代(606)～(609) 时，则得到：
数学式116
${ϵ}_{\mathrm{fl}}=1-\sqrt{\frac{{W_f}^2{F_{\mathrm{xfl}}}^2+{W_{\mathrm{fl}}}^2{F_{\mathrm{yf}}}^2}{{W_{\mathrm{fl}}}^2{F_{\mathrm{xf}}}^2+{W_{\mathrm{fl}}}^2{F_{\mathrm{yf}}}^2}}(1-{ϵ}_f)---\left(614\right)$
${ϵ}_{\mathrm{fr}}=1-\sqrt{\frac{{W_f}^2{F_{\mathrm{xfr}}}^2+{W_{\mathrm{fr}}}^2{F_{\mathrm{yf}}}^2}{{W_{\mathrm{fr}}}^2{F_{\mathrm{xf}}}^2+{W_{\mathrm{fr}}}^2{F_{\mathrm{yf}}}^2}}(1-{ϵ}_f)---\left(615\right)$
${ϵ}_{\mathrm{rl}}=1-\sqrt{\frac{{W_f}^2{F_{\mathrm{xrl}}}^2+{W_{\mathrm{rl}}}^2{F_{\mathrm{yr}}}^2}{{W_r}^2{F_{\mathrm{xf}}}^2+{W_r}^2{F_{\mathrm{yf}}}^2}}·\frac{W_f}{W_{\mathrm{rl}}}(1-{ϵ}_f)---\left(616\right)$
${ϵ}_{\mathrm{rr}}=1-\sqrt{\frac{{W_r}^2{F_{\mathrm{xrr}}}^2+{W_{\mathrm{rr}}}^2{F_{\mathrm{yr}}}^2}{{W_r}^2{F_{\mathrm{xf}}}^2+{W_r}^2{F_{\mathrm{yf}}}^2}}·\frac{W_f}{W_{\mathrm{rr}}}(1-{ϵ}_f)---\left(617\right)$
并且，前后轮的夹紧度推测同样假设前后轮的横向力之比与前后 轮的载荷之比一致，则：
数学式117
$F_{\mathrm{yrl}}=\frac{W_{\mathrm{rl}}}{W_f}{F}_{\mathrm{yf}}---\left(618\right)$
$F_{\mathrm{yrr}}=\frac{W_{\mathrm{rr}}}{W_f}{F}_{\mathrm{yf}}---\left(619\right)$
左右后轮的夹紧度可由下式表示：
数学式118
${ϵ}_{\mathrm{rl}}=1-\sqrt{\frac{{W_f}^2{F_{\mathrm{xrl}}}^2+{W_{\mathrm{rl}}}^2{F_{\mathrm{yf}}}^2}{{W_{\mathrm{rl}}}^2{F_{\mathrm{xf}}}^2+{W_{\mathrm{rl}}}^2{F_{\mathrm{yf}}}^2}}(1-{ϵ}_f)---\left(620\right)$
${ϵ}_{\mathrm{rr}}=1-\sqrt{\frac{{W_f}^2{F_{\mathrm{xrr}}}^2+{W_{\mathrm{rr}}}^2{F_{\mathrm{yf}}}^2}{{W_{\mathrm{rr}}}^2{F_{\mathrm{xf}}}^2+{W_{\mathrm{rr}}}^2{F_{\mathrm{yf}}}^2}}(1-{ϵ}_f)---\left(621\right)$
即，左后轮的夹紧度推测器126L，利用前轮的夹紧度εr、前轮 载荷Wf、左后轮载荷Wrl、前轮制动驱动力Fxf、前轮横向力Fyf以及左 后轮制动驱动力Fxrl，并根据式子(620)求出左后轮的夹紧度εrl。
同样地，右后轮的夹紧度推测器126R，利用前轮的夹紧度εf、 前轮载荷Wf、右后轮载荷Wrr、前轮制动驱动力Fxf、前轮横向力Fyf以 及右后轮制动驱动力Fxrr，并根据式子(622)求出右后轮的夹紧度εrr。
如上所述，在上述第二实施方式以及第八实施方式至第十实施方 式中，能够推测出后轮的夹紧度。其结果是，例如可以使制动中的前 后轮的夹紧度进行反馈，进行使夹紧度均匀化的制动力的分配控制。 此时，提高制动中的各轮的夹紧度富余度，结果提高了车辆运动的稳 定性。
由于第九实施方式中的基于式子(605)的后轮的夹紧度推测， 使后轮横向力推测的相位与前轮横向力发生一致，所以与第八实施方 式中的基于式子(602)的后轮的夹紧度推测相比，能够进行相位提 前的推测。
说明第一实施方式至第十实施方式的应用例。
第一应用例
驱动力分配(包括TRC、发动机控制、4驱)
如图26所示，本应用例包括连接在上述夹紧度推测器26上的驱动 力分配控制器400。
连接在夹紧度推测器26(第六实施方式或第七实施方式)上的驱 动力分配控制器400回转加速时，在驱动轮加速滑移之前根据μ推测 值进行节气门控制。基于SAT的夹紧度推测值具有能够在产生反映驱 动力的车轮动作(加速滑移)之前检测出夹紧度降低的特征。因此， 驱动力分配控制器400在夹紧度降低的时刻进行控制，从而稍微对节 气门进行节流等。由此能够预先防止车轮的加速滑移。
连接在夹紧度推测器26(第二实施方式)上的驱动力分配控制器 400左右独立地进行驱动轮的夹紧度推测，在夹紧度降低的情况下对 该轮进行制动。由此能够抑制夹紧度降低的车轮的驱动力，能够实现 夹紧度的恢复，并达到左右的驱动力分配的最佳化。另外在两轮均降 低的情况下能够降低发动机力矩。
第二应用例
如图27所示，本应用例包括连接在上述夹紧度推测器26(第一实 施方式至第十实施方式中的任一个)上的制动力控制器402。
本应用例包括以下各种形式。下面分别说明。
制动力分配控制(包括ABS)
连接在上述夹紧度推测器26(第二实施方式)上的制动力控制器 402在回转制动时进行制动力分配时，控制制动力而使四个车轮的夹 紧度均匀。由此，可相对于四个车轮的临界摩擦力μW(路面μ×载 荷)的推测误差提高稳固性。并且，可切换采用以下方法：在不可进 行夹紧度推测的区域则利用推测μW，在不可进行夹紧度推测的区域 则利用夹紧度。
在以往实行最佳制动力分配的情况下，假设各轮的μ保持一定， 对预先设定的静载荷进行车体加速度的校正并推测载荷，并根据该推 测载荷进行制动力分配。但是，该方法存在不能适应伴随装载量变化 等而引起的载荷分配的变化或交叉路面等路面μ的偏差，因而不一定 达到最佳分配的问题。
对此，基于分别推测制动中的四轮的夹紧度的本发明的夹紧度推 测值的制动力分配，即，使四轮的夹紧度均匀地确定控制力的情况下， 使得相对于临界摩擦力的夹紧富余度均匀，由此总能确保最佳的制动 力分配。
连接在上述夹紧度推测器26(第六实施方式或第七实施方式)上 的制动力控制器402，如果在ABS动作前的回转制动时检测出夹紧度降 低时，则将ABS的启动灵敏度设定得较低，防止ABS启动前的车轮速 度降低。
为了防止路面干扰等引起的错误动作，以往一直将ABS的控制启 动灵敏度设定得较高。因此，控制开始时车轮速度降低(车轮振动倾 向)，为了恢复该降低而需要在控制开始时大幅地对车轮制动油缸的 油压进行减压。
但是，由于控制开始时的大幅减压会减少在轮胎上产生的制动 力，因而并不是优选方式。
基于SAT的夹紧度推测值具有能够在产生反映制动力的车轮的动 作(车轮振动)之前检测出夹紧度降低的特征。当判断出夹紧度降低 时，通过将ABS的启动灵敏度设定得较低能够防止控制开始时的车轮 速度的降低。
另外，以往虽然有根据车轮速度检测出夹紧度富余，并将此夹紧 度富余用于ABS控制开始判断的技术(特开平10-71943)，但是与根 据车轮速度推测夹紧度富余的该现有技术相比，本发明具有如下特 征：通过利用SAT可以更加快速地(仍在有富余的区域中)、精确地 检测出夹紧度降低，因而能够更适当地设定ABS控制启动灵敏度。
当在回转ABS制动过程中从低μ切换至高μ时，为了恢复夹紧度 而提高前方的增压速度，并且对后方进行预先增压。
VSC(OS、US、预充电)
OS(过多转向)时
连接在上述夹紧度推测器26(第二实施方式、第八实施方式至第 十实施方式)上的制动力控制器402，在后轮的夹紧度处于某一阈值 以下时，对外轮进行制动。制动的强度是μ的映像图。并且当后夹紧 度恢复至某一程度时结束控制。另外，如果是后轮的夹紧度处于阈值 以下，则也可以考虑进行如下应用，即进行预充电而对外轮进行制动， 防止VSC控制的启动滞后。
现有的VSC根据反映横向力的偏航率变化检测出过多转向，并判 断出控制开始。
对此，通过利用本夹紧度推测，能够在产生偏航率之前预测过多 转向的发生，并对外轮进行制动，从而能够预先防止过多转向，并通 过预充电防止开始滞后。
过多转向是后轮的夹紧度与前轮相比降低，前后轮的横向力平衡 破坏，由此导致偏航率发生变化而产生的。现有的VSC作为结果反馈 出导致的偏航率变化。
对此，本方法则直接推测出作为原因的后轮夹紧度的降低，由此 前馈地根据该推测进行车辆控制。因而能够预先防止过多转向的发 生。
US(不足转向)时
连接在上述夹紧度推测器26(上述各实施方式中的任一个)上的 制动力控制器402，在前轮夹紧度接近极限时通过制动控制进行漂移 控制。
在现有的VSC中，也可以根据反映了横向力的偏航率变化进行不 足转向的检测。对此，通过利用本夹紧度推测，能够在产生偏航率变 化之前预测不足转向的发生，并通过制动控制产生向内侧的力矩，或 使车速减速而预先防止不足转向的发生。
不足转向是前轮的夹紧度与后轮相比降低，前后轮的横向力失去 平衡，由此导致偏航率发生变化而产生的。现有的VSC，作为结果反 馈出所产生的偏航率变化。
对此，本方法则直接推测原因即前轮夹紧度的降低，由此前馈地 根据该推测进行车辆控制。因而能够预先防止不足转向的发生。
四轮漂移时
连接在上述夹紧度推测器26(第二实施方式、第八实施方式至第 十实施方式)上的制动力控制器402，利用前后轮独立夹紧度推测而 检测四轮漂移。
在现有的VSC中，由于检测因前后轮的横向力不平衡而产生的偏 航率变化，并进行OS或US控制，因而在四轮的夹紧度同时降低而偏 航率不变并达到极限时，即四轮漂移的状态下存在控制开始滞后的问 题。
对此，由于前后轮独立地进行夹紧度推测时，能够直接推测出作 为四轮漂移的发生原因的四轮同时的夹紧度降低，因而能够适当地防 止四轮漂移，而不会产生现有技术中的控制开始滞后的问题。
制动力控制器402检测到四轮同时的夹紧度降低时，则进行减速 控制。四轮漂移时，前后轮的夹紧度同时降低，因而为了恢复夹紧度 需要使车辆减速。
制动力控制器402使各轮的轮胎负担率均匀地进行减速，以使四 轮同时恢复夹紧。使各轮的夹紧度平衡地对各轮进行制动力分配，由 此进行夹紧度恢复时能够保持前后轮横向力的平衡，即不会引起车辆 的动作变化。
为了使后轮先恢复夹紧状态，制动力控制器402进行制动力分配 控制，使前轮的夹紧度为小于后轮的夹紧度的值。通过该控制，虽然 车辆动作显示出漂移倾向，但是能够实现重视稳定性的运动。
制动力控制器402，前后轮的转向控制都是使横向力最大化地进 行控制。在产生四轮漂移的情况下，处于前后轮均超出横向力极限的 状态。因此，通过适当减小转向角而使侧偏角减小到使横向力达到最 大的角度。
转向角
连接在上述夹紧度推测器26(第二实施方式、第八实施方式至第 十实施方式)上的制动力控制器402，在后轮的夹紧度处于某一阈值 以下时，减小前轮的转向角。由此预先防止过多转向的发生。
后轮的夹紧度下降时，前后轮的横向力的平衡被破坏，有可能导 致过多转向的发生。因此，通过减小前轮的转向角使前轮的横向力降 低而达到横向力的平衡化，由此能够防止过多转向的发生。在这种情 况下，同样地根据偏航率变化等检测过多转向，并据此与减小前轮的 转向角的控制进行比较，由于能够直接检测出作为发生过多转向的原 因的前轮夹紧度，因而能够实现车辆控制的前馈性的控制，能够预先 防止过多转向的发生。
悬架控制
连接在上述夹紧度推测器26(第二实施方式、第八实施方式至第 十实施方式)上的制动力控制器402设定成，在后轮的夹紧度处于某 一阈值以下时，提高前轮的稳定器的刚度，并使前轮载荷的左右差值 变大。通过减少后轮载荷的左右差值而增加后轮的夹紧度，由此能够 预先防止过多转向。与此相反地，当前轮的夹紧度处于某一阈值以下 时，降低前轮的稳定器的刚度而减少前轮载荷的左右差值，由此使前 轮的夹紧度增加而预先防止不足转向。并且在前后轮的夹紧度均减少 的情况下，优先恢复后轮的夹紧度，并提高前轮的稳定器的刚度，以 实现重视稳定性的车辆动作。
当前后轮中任一方的夹紧度降低时，将悬空钩减震器的减震常数 设定得较小，以实现重视接地性的悬架特性。(特开平2001-3540020 的将μ斜率推测转换成利用SAT推测夹紧度)。
标号说明
16  SAT推测器
18  侧偏角运算器
20  载荷变化推测器
22  SAT模型值运算器
24  制动驱动力推测器
26  夹紧度推测器
180 横向力运算器
240 前后方向状态量运算器
100 路面摩擦系数运算器
52  制动驱动力运算器
182 横向力运算器
126 夹紧度推测器