JP2006008001A - 車輌の制動力制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】ノックバックに起因する制動力発生の遅れや左右輪間の制動力差に起因する車輌の偏向を低減する。
【解決手段】運転者の制動操作量に基づき各車輪の基本目標制動圧Ｐbtiが演算され（Ｓ１００）、車輌の横加速度Ｇyのピーク値Ｇymax及びＧyminが演算され（Ｓ２００）、ピーク値Ｇymax及びＧyminに基づき車輌の旋回度合がピークを過ぎた状況が判定されると共に、車輌の旋回度合がピークを過ぎた状況であるときにはノックバックを抑制するための旋回外側前輪の目標増圧制動圧Ｐptfl又はＰptfrが演算され（Ｓ３００）、目標増圧制動圧Ｐcjが対応する基本目標制動圧Ｐbtjよりも高いときには、旋回外側前輪の制動圧Ｐjが目標増圧制動圧Ｐcj以上になるまで旋回外側前輪の制動圧が増圧され（Ｓ５００〜６５０）、目標増圧制動圧Ｐptfl又はＰptfrは一定値又は車輌の旋回度合に応じて可変設定される。
【選択図】図３

Description

本発明は、車輌の制動力制御装置に係り、更に詳細には車輪の被押圧部材に押圧部材を押圧することにより制動力を発生する制動力発生装置を各車輪に備えた車輌の制動力制御装置に係る。

自動車等の車輌の制動力制御装置の一つとして、本願出願人の出願にかかる下記の特許文献１に記載されている如く、各車輪に設けられたホイールシリンダと、検出された車輌の走行状態が不安定であるときには走行状態に応じてホイールシリンダに対する油圧発生源よりの高圧の油圧の給排を制御しホイールシリンダ内の油圧を増減する油圧制御装置とを有する制動力制御装置であって、車輪に作用する横力を検出若しくは推定し、油圧制御装置による増圧開始時に於ける横力が大きいほど油圧制御装置による増圧時間が長くなるよう増圧時間を変更し、挙動制御に必要十分な圧力に急増するよう構成された制動力制御装置が従来より知られている。

かかる制動力制御装置によれば、油圧制御装置による増圧開始時に於ける横力が大きいほど油圧制御装置による増圧時間が長くなるよう増圧時間が変更されるので、挙動制御の開始時にブレーキオイル量が不感帯領域を越えるようホイールシリンダ内の圧力を急増させ、これによりノックバックに起因して挙動制御の応答性が悪化することを確実に防止することができる。
特開平８−８０８２４号公報

しかし上記先の提案にかかる制動力制御装置は挙動制御開始時に於ける制動力の増大性を改善することによりノックバックに起因する挙動制御の応答性を向上させるものであるため、通常の制動時に於けるノックバックに起因する制動力発生の遅れを解決することができない。

また上記先の提案にかかる制動力制御装置に於いては、制動装置の油圧回路は通常時には左右輪又は対角輪のホイールシリンダが相互に連通接続される油圧回路であることが前提となっており、左右輪又は対角輪のホイールシリンダが相互に連通接続されない一般的な油圧回路を有する車輌に上記先の提案にかかる制動力制御装置を適用することができないという問題がある。

また一般に、ノックバック、即ち車輌の旋回時等に於いて車輪に作用する横力に起因して車輪のブレーキディスクの如き被押圧部材とこれに対し押圧されるブレーキパッドの如き押圧部材との間隙が増大する現象は、旋回内輪側よりも旋回外輪側に於いて顕著に現れるため、通常の制動時に於けるノックバックに起因する制動力発生の遅れは左右輪間に於いて差が生じ、そのため制動開始時に左右輪間の制動力差に起因して車輌が偏向することがあるが、上記先の提案にかかる制動力制御装置によってはかかる問題も解消することができない。

本発明は、車輌の従来の制動力制御装置に於ける上述の如き問題に鑑みてなされたものであり、本発明の主要な課題は、車輪に高い横力が作用する状況に於いて少なくとも旋回外輪車輪の被押圧部材とこれに対し押圧される押圧部材との間隙が増大することを抑制することにより、通常の制動時に於けるノックバックに起因する制動力発生の遅れや左右輪間の制動力差に起因する車輌の偏向を低減することである。

上述の主要な課題は、本発明によれば、制動圧を増圧して車輪の被押圧部材に押圧部材を押圧することにより制動力を発生する制動力発生装置を各車輪に備えた車輌の制動力制御装置に於いて、車輌横力の指標値を求め、車輌が旋回状態になり前記車輌横力の指標値がピーク値より低下する状況に於いて少なくとも旋回外輪の制動圧を所定の圧力に増圧することを特徴とする車輌の制動力制御装置（請求項１の構成）、又はホイールシリンダ内の作動液体の圧力を増圧して車輪の被押圧部材に押圧部材を押圧することにより制動力を発生する制動力発生装置を各車輪に備えた車輌の制動力制御装置に於いて、車輌横力の指標値を求め、車輌が旋回状態になり前記車輌横力の指標値が基準値以上であるときには少なくとも旋回外輪の前記ホイールシリンダより作動液体が流出することを抑制することを特徴とする車輌の制動力制御装置（請求項９の構成）によって達成される。

また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項１の構成に於いて、前記所定の圧力は前記車輌横力の指標値のピーク値が高いときには前記車輌横力の指標値のピーク値が低いときに比して高いよう構成される（請求項２の構成）。

また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項１又は２の構成に於いて、前記所定の圧力は車速が高いときには車速が低いときに比して高いよう構成される（請求項３の構成）。

また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項１乃至３の構成に於いて、前記制動圧の増圧以外の要求により旋回外輪に制動力又は駆動力が付与されるときには前記制動圧の増圧を中止するよう構成される（請求項４の構成）。

また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項４の構成に於いて、前記制動圧の増圧以外の要求は乗員の制動要求、乗員の加速要求、車輪のスリップ抑制のための制駆動力制御要求、車輌の走行安定化制御のための制駆動力制御要求を含むよう構成される（請求項５の構成）。

また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項１乃至５の構成に於いて、車輌に所定の走行状態の変化が生じたときには前記制動圧の増圧を中止するよう構成される（請求項６の構成）。

また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項６の構成に於いて、前記所定の走行状態の変化は車輌減速度の所定値以上の増加若しくは乗員の運転操作に基づかない車輪速度の所定値以上の低下変化若しくは所定値以上のドリフトアウト状態であるよう構成される（請求項７の構成）。

また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項１乃至７の構成に於いて、前記制動圧の増圧中に前記制動圧の増圧が行われる車輪以外の車輪に駆動力を付与し、前記制動圧の増圧が車輌の走行状態に与える影響を低減するよう構成される（請求項８の構成）。

また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項９の構成に於いて、制動力の制御若しくは乗員の制動操作により旋回外輪の制動圧が増減されるときには前記作動液体の流出の抑制を中止するよう構成される（請求項１０の構成）。

上記請求項１の構成によれば、車輌が旋回状態になり車輌横力の指標値がピーク値より低下する状況に於いて少なくとも旋回外輪の制動圧が所定の圧力に増圧されるので、少なくとも旋回外輪の被押圧部材とこれに対し押圧される押圧部材との間隙を確実に低減し、これにより通常の制動時に於けるノックバックに起因する制動力発生の遅れを確実に低減することができ、また制動開始時に於ける左右輪間の制動力差に起因する車輌の偏向を効果的に低減することができる。

一般に、ノックバックの程度は車輌横力が大きく、車輪に作用する横力が大きいほど顕著になる。上記請求項２の構成によれば、所定の圧力は車輌横力の指標値のピーク値が高いときには車輌横力の指標値のピーク値が低いときに比して高いので、ノックバックの程度に応じて所定の圧力を可変設定し、これにより旋回の程度に拘らず過不足なく制動圧を増圧し、ノックバックに起因する制動力発生の遅れや制動開始時に於ける左右輪間の制動力差に起因する車輌の偏向を適切に抑制することができると共に、制動圧が不必要に高く増圧されること及びこれに起因する車速の変化を確実に低減することができる。

また一般に、ノックバックの悪影響は車速が高いほど顕著になる。上記請求項３の構成によれば、所定の圧力は車速が高いときには車速が低いときに比して高いので、ノックバックの悪影響の程度に応じて所定の圧力を可変設定し、これにより車速に拘らず過不足なく制動圧の増圧を増圧し、ノックバックに起因する制動力発生の遅れや制動開始時に於ける左右輪間の制動力差に起因する車輌の偏向を適切に抑制することができると共に、制動圧が不必要に高く増圧されること及びこれに起因する車速の変化を確実に低減することができる。

上記請求項４の構成によれば、制動圧の増圧以外の要求により旋回外輪に制動力又は駆動力が付与されるときには制動圧の増圧が中止されるので、制動圧の増圧以外の要求により何れかの車輪に制動力又は駆動力を付与することが阻害されたりその要求が満たされなくなることを確実に防止することができる。

上記請求項５の構成によれば、制動圧の増圧以外の要求は乗員の制動要求、乗員の加速要求、車輪のスリップ抑制のための制駆動力制御要求、車輌の走行安定化制御のための制駆動力制御要求を含むので、乗員の制動要求、乗員の加速要求、車輪のスリップ抑制のための制駆動力制御要求、車輌の走行安定化制御のための制駆動力制御要求を確実に充足させることができる。

上記請求項６の構成によれば、車輌に所定の走行状態の変化が生じたときには制動圧の増圧が中止されるので、ノックバック抑制のための制動圧の増圧により車輌の走行状態が過大な悪影響を受けることを確実に防止することができる。

上記請求項７の構成によれば、所定の走行状態の変化は車輌減速度の所定値以上の増加若しくは乗員の運転操作に基づかない車輪速度の所定値以上の低下変化若しくは所定値以上のドリフトアウト状態であるので、ノックバック抑制のための制動圧の増圧により車輌減速度が過大に増大したり車輪速度が過大な悪影響を受けたり車輌が過大なドリフトアウト状態になることを確実に防止することができる。

上記請求項８の構成によれば、制動圧の増圧中に制動圧の増圧が行われる車輪以外の車輪に駆動力が付与され、制動圧の増圧が車輌の走行状態に与える影響が低減されるので、制動圧の増圧が車輌の走行状態に与える影響を確実に低減することができる。

上記請求項９の構成によれば、車輌が旋回状態になり車輌横力の指標値が基準値以上であるときには少なくとも旋回外輪のホイールシリンダより作動液体が流出することが抑制されるので、少なくとも旋回外輪の被押圧部材とこれに対し押圧される押圧部材との間隙が増大することを効果的に抑制し、これにより通常の制動時に於けるノックバックに起因する制動力発生の遅れを効果的に低減することができ、また制動開始時に左右輪間の制動力差に起因して車輌が偏向することを効果的に低減することができる。

上記請求項１０の構成によれば、制動力の制御若しくは乗員の制動操作により旋回外輪の制動圧が増減されるときには作動液体の流出の抑制が中止されるので、制動力の制御若しくは乗員の制動操作により制動圧を増減することが阻害されることを確実に防止することができる。

［課題解決手段の好ましい態様］
本発明の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１乃至７の構成に於いて、旋回外側前輪の制動圧を所定の圧力に増圧するよう構成される（好ましい態様１）。

本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１又は請求項４乃至７の構成に於いて、所定の圧力は一定の値であるよう構成される（好ましい態様２）。

本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１乃至１０の構成に於いて、車輌横力の指標値は車輌の横加速度であるよう構成される（好ましい態様３）。

本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１乃至７の構成に於いて、車輌横力の指標値の大きさが基準値以下であるときには制動圧の増圧を行わないよう構成される（好ましい態様４）。

本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項３の構成に於いて、車輌の旋回時に於ける車速のピーク値を求め、車速のピーク値が高いときには車速のピーク値が低いときに比して所定の圧力を高くするよう構成される（好ましい態様５）。

本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項８の構成に於いて、制動圧の増圧量に基づいて駆動力の増大量を求めるよう構成される（好ましい態様６）。

本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項８の構成に於いて、車輌は後輪駆動車又は四輪駆動車であり、旋回外側前輪の制動圧を所定の圧力に増圧し、左右後輪に駆動力を付与するよう構成される（好ましい態様７）。

本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項８の構成に於いて、車輌は各車輪に独立の駆動装置を有し、旋回外側前輪の制動圧を所定の圧力に増圧し、旋回外側後輪に駆動力を付与するよう構成される（好ましい態様８）。

以下に添付の図を参照しつつ、本発明を幾つかの好ましい実施例について詳細に説明する。

図１は後輪駆動車に適用された本発明による車輌の制動力制御装置の実施例１を示す概略構成図である。

図１に於いて、１０FL及び１０FRはそれぞれ従動輪である車輌１２の左右の前輪を示し、１０RL及び１０RRはそれぞれ図には示されていないエンジンにより駆動系を介して駆動される車輌の左右の後輪を示している。操舵輪である左右の前輪１０FL及び１０FRは運転者によるステアリングホイール１４の転舵に応答して駆動されるラック・アンド・ピニオン式のパワーステアリング装置１６によりタイロッド１８L 及び１８R を介して操舵される。

各車輪の制動力は制動装置２０の油圧回路２２により制動力発生装置のホイールシリンダ２４FR、２４FL、２４RR、２４RLの制動圧が制御されることによって制御されるようになっている。図１には示されていないが、制動力発生装置は車輪の被押圧部材としてのブレーキディスクと、その両側に配設された押圧部材としてのブレーキパッドとを含み、ホイールシリンダ２４FR、２４FL、２４RR、２４RLの制動圧が増圧されることによりブレーキディスクに対しブレーキパッドが押圧され、これにより制動圧に応じて制動力を発生する。

また後述の如く油圧回路２２はオイルリザーバ、オイルポンプ、種々の弁装置等を含み、各ホイールシリンダの制動圧は通常時には運転者によるブレーキペダル２６の踏み込み操作に応じて後に詳細に説明する如く電子制御装置３０により制御される。尚本発明の制動力制御装置は制動力発生装置が対向キャリパ型の制動力発生装置である場合にその効果が大きく、図示の実施例に於いては少なくとも左右前輪の制動力発生装置が対向キャリパ型の制動力発生装置であり、後輪の制動力発生装置ば例えばドラム式の制動力発生装置であってもよい。

図２に詳細に示されている如く、制動装置２０は運転者によるブレーキペダル２６の踏み込み操作に応答してブレーキオイルを圧送するマスタシリンダ２８を有している。ブレーキペダル２６とマスタシリンダ２８との間にはドライストロークシミュレータ１１６が設けられている。

マスタシリンダ２８は第一のマスタシリンダ室２８Ａと第二のマスタシリンダ室２８Ｂとを有し、これらのマスタシリンダ室にはそれぞれ左前輪用のブレーキ油圧供給導管１１８及び右前輪用のブレーキ油圧制御導管１２０の一端が接続されている。ブレーキ油圧制御導管１１８及び１２０の他端にはそれぞれ左前輪及び右前輪の制動力を制御するホイールシリンダ１２２FL及び１２２FRが接続されている。

ブレーキ油圧供給導管１１８及び１２０の途中にはそれぞれ常開型の電磁開閉弁（マスタカット弁）１２４L及び１２４Rが設けられ、電磁開閉弁１２４L及び１２４Rはそれぞれ第一のマスタシリンダ室２８Ａ及び第二のマスタシリンダ室２８Ｂと対応するホイールシリンダ２４FL及び２４FRとの連通を制御する遮断弁として機能する。またマスタシリンダ２８と電磁開閉弁１２４FLとの間のブレーキ油圧供給導管１１８には常閉型の電磁開閉弁１２６を介してウェットストロークシミュレータ１２８が接続されている。

マスタシリンダ２８にはリザーバ１３０が接続されており、リザーバ１３０には油圧供給導管１３２の一端が接続されている。油圧供給導管１３２の途中には電動機１３４により駆動されるオイルポンプ１３６が設けられており、オイルポンプ１３６の吐出側の油圧供給導管１３２には高圧の油圧を蓄圧するアキュムレータ１３８が接続されている。リザーバ１３０とオイルポンプ１３６との間の油圧供給導管１３２には油圧排出導管１４０の一端が接続されている。

尚図２には示されていないが、オイルポンプ１３６の吸入側の油圧供給導管１３２と吐出側の油圧供給導管１３２とを連通接続する導管が設けられ、該導管の途中にはアキュムレータ１３８内の圧力が基準値を越えた場合に開弁し吐出側の油圧供給導管１３２より吸入側の油圧供給導管１３２へオイルを戻すリリーフ弁が設けられている。

オイルポンプ１３６の吐出側の油圧供給導管１３２は、油圧制御導管１４２により電磁開閉弁１２４Lとホイールシリンダ２４FLとの間のブレーキ油圧供給導管１１８に接続され、油圧制御導管１４４により電磁開閉弁１２４Rとホイールシリンダ２４Rとの間のブレーキ油圧供給導管１２０に接続され、油圧制御導管１４６により左後輪用のホイールシリンダ２４RLに接続され、油圧制御導管１４８により右後輪用のホイールシリンダ２４RRに接続されている。

油圧制御導管１４２、１４４、１４６、１４８の途中にはそれぞれ常閉型の電磁式のリニア弁１５０FL、１５０FR、１５０RL、１５０RRが設けられている。リニア弁１５０FL、１５０FR、１５０RL、１５０RRに対しホイールシリンダ２４FL、２４FR、２４RL、２４RRの側の油圧制御導管１４２、１４４、１４６、１４８はそれぞれ油圧制御導管１５２、１５４、１５６、１５８により油圧排出導管１４０に接続されており、油圧制御導管１５２、１５４、１５６、１５８の途中にはそれぞれ常閉型の電磁式のリニア弁１６０FL、１６０FR、１６０RL、１６０RRが設けられている。

リニア弁１５０FL、１５０FR、１５０RL、１５０RRはそれぞれホイールシリンダ２４FL、２４FR、２４RL、２４RRに対する増圧弁（保持弁）として機能し、リニア弁１６０FL、１６０FR、１６０RL、１６０RRはそれぞれホイールシリンダ２４FL、２４FR、２４RL、２４RRに対する減圧弁として機能し、従ってこれらのリニア弁は互いに共働してアキュムレータ１３８内より各ホイールシリンダに対する高圧のオイルの給排を制御する増減圧制御弁を構成している。

かくして電磁開閉弁１２６、リニア弁１５０FL、１５０FR、１５０RL、１５０RR、リニア弁１６０FL、１６０FR、１６０RL、１６０RR等は油圧回路２２を構成している。尚各電磁開閉弁、各リニア弁及び電動機１３４に駆動電流が供給されない非制御時には電磁開閉弁１２４L及び１２４Rは開弁状態に維持され、電磁開閉弁１２６、リニア弁１５０FL、１５０FR、１５０RL、１５０RR、リニア弁１６０FL、１６０FR、１６０RL、１６０RRは閉弁状態に維持される（非制御モード）。

図２に示されている如く、第一のマスタシリンダ室２８Ａと電磁開閉弁１２４Lとの間のブレーキ油圧制御導管１１８には該制御導管内の圧力を第一のマスタシリンダ圧力Ｐm1として検出する第一の圧力センサ６６が設けられている。同様に第二のマスタシリンダ室２８Ｂと電磁開閉弁１２４Rとの間のブレーキ油圧制御導管１２０には該制御導管内の圧力を第二のマスタシリンダ圧力Ｐm2として検出する第二の圧力センサ６８が設けられている。ブレーキペダル２６には運転者によるブレーキペダルの踏み込みストロークＳtを検出するストロークセンサ７０が設けられ、オイルポンプ１３４の吐出側の油圧供給導管１３２には該導管内の圧力をアキュムレータ圧力Ｐaとして検出する圧力センサ７２が設けられている。

それぞれ電磁開閉弁１２４L及び１２４Rとホイールシリンダ２４FL及び２４FRとの間のブレーキ油圧供給導管１１８及び１２０には、対応する導管内の圧力をホイールシリンダ２４FL及び２４FR内の圧力（左右前輪の制動圧）Ｐbfl、Ｐbfrとして検出する圧力センサ７４FL及び７４FRが設けられている。またそれぞれ電磁開閉弁１５０RL及び１５０RRとホイールシリンダ２４RL及び２４RRとの間の油圧制御導管１４６及び１４８には、対応する導管内の圧力をホイールシリンダ２４RL及び２４RR内の圧力（左右後輪の制動圧）Ｐbrl、Ｐbrrとして検出する圧力センサ７４RL及び７４RRが設けられている。

電磁開閉弁１２４L及び１２４R、電磁開閉弁１２６、電動機１３４、リニア弁１５０FL、１５０FR、１５０RL、１５０RR、リニア弁１６０FL、１６０FR、１６０RL、１６０RRは、後に詳細に説明する如く電子制御装置３０により制御される。尚図１には詳細に示されていないが電子制御装置３０はマイクロコンピュータと駆動回路とよりなり、マイクロコンピュータは例えば中央処理ユニット（ＣＰＵ）と、リードオンリメモリ（ＲＯＭ）と、ランダムアクセスメモリ（ＲＡＭ）と、入出力ポート装置とを有し、これらが双方向性のコモンバスにより互いに接続された一般的な構成のものであってよい。

電子制御装置３０には、圧力センサ６６及び６８よりそれぞれ第一のマスタシリンダ圧力Ｐm1及び第二のマスタシリンダ圧力Ｐm2を示す信号、ストロークセンサ７０よりブレーキペダル１２の踏み込みストロークＳtを示す信号、圧力センサ７２よりアキュムレータ圧力Ｐaを示す信号、圧力センサ７４FL〜７４RRよりそれぞれホイールシリンダ２４FL〜２４RR内の圧力Ｐbi（ｉ＝fl、fr、rl、rr）を示す信号を示す信号が入力される。

また電子制御装置３０には、車輪速度センサ７６i（ｉ＝fl、fr、rl、rr）よりそれぞれ左右前輪及び左右後輪の車輪速度Ｖwi（ｉ＝fl、fr、rl、rr）を示す信号が入力され、前後加速度センサ７８及び横加速度センサ８０よりそれぞれ車輌の前後加速度Ｇx及び車輌の横加速度Ｇyを示す信号が入力され、ヨーレートセンサ８２より車輌のヨーレートγを示す信号が入力され、操舵角センサ８４より操舵角θを示す信号が入力される。

電子制御装置３０は、後述の如く図２乃至図６に示されたフローチャートによる制御ルーチンを記憶しており、例えば上述の特許文献２の特開２００２−１８７５３７号公報に記載されている如く、圧力センサ６６及び６８により検出されたマスタシリンダ圧力Ｐm1及びＰm2の平均値Ｐmに基づき図８に示されたグラフに対応するマップより車輌の目標減速度Ｇptを演算し、ストロークセンサ７０より検出された踏み込みストロークＳtに基づき図７に示されたグラフに対応するマップより車輌の目標減速度Ｇstを演算する。

そして電子制御装置３０は、目標減速度Ｇptに基づき図９に示されたグラフに対応するマップより目標減速度Ｇstに対する重みα（０≦α≦１）を演算し、目標減速度Ｇpt及び目標減速度Ｇstの重み付け和として最終目標減速度（運転者の要求減速度）Ｇtを演算し、最終目標減速度Ｇtに基づき各輪の基本目標制動圧Ｐbti（ｉ＝fl、fr、rl、rr）を演算し、基本目標制動圧Ｐbtiと実際の制動圧Ｐbiとの偏差に基づきリニア弁１５０FL〜１５０RR又は１６０FL〜１６０RRに対する目標駆動電流Ｉti（ｉ＝fl、fr、rl、rr）を演算し、目標駆動電流Ｉtiに基づき各リニア弁に駆動電流を通電することにより各車輪の制動圧Ｐbiが目標制動圧Ｐbtiになるよう制御することによって各車輪の制動力を制御する。

この場合、電子制御装置３０は、制動制御モードが増圧モードであるときにはリニア弁１５０FL、１５０FR、１５０RL、１５０RRの開弁量を目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiに応じて制御し、制動制御モードが減圧モードであるときにはリニア弁１６０FL、１６０FR、１６０RL、１６０RRの開弁量を目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiに応じて制御し、制動制御モードが保持モードであるときにはリニア弁１５０FL〜１５０RR及び１６０FL〜１６０RRを閉弁状態に維持する。

また電子制御装置３０は通常の制動時には各車輪の制動圧Ｐiが基本目標制動圧Ｐtiになるよう制御するが、後述のアンチスキッド制御（ＡＢＳ制御）又はトラクション制御（ＴＲＣ制御）又は制動力の制御による挙動制御の目標制動圧Ｐtiが演算されたときには、当該車輪の制動圧を各制御の目標制動圧Ｐtiになるよう制御する。

また電子制御装置３０は各車輪の車輪速度Ｖwiに基づき当技術分野に於いて公知の要領にて車体速度Ｖb及び各車輪の制動スリップ量ＳＢi（ｉ＝fl、fr、rl、rr）を演算し、制動スリップ量ＳＢiがアンチスキッド制御開始の基準値よりも大きくなり、アンチスキッド制御の開始条件が成立すると、アンチスキッド制御の終了条件が成立するまで、当該車輪の制動スリップ量を所定の範囲内にするための当該車輪の目標制動圧Ｐti（ｉ＝fl、fr、rl、rr）を演算し、制動圧Ｐiが目標制動圧Ｐtiになるよう制御することによってアンチスキッド制御を行う。

また電子制御装置３０は各車輪の車輪速度Ｖwiに基づき当技術分野に於いて公知の要領にて車体速度Ｖb及び各車輪の加速スリップ量ＳＡi（ｉ＝fl、fr、rl、rr）を演算し、加速スリップ量ＳＡiがトラクション制御開始の基準値よりも大きくなり、トラクション制御の開始条件が成立すると、トラクション制御の終了条件が成立するまで、当該車輪の加速スリップ量を所定の範囲内にするための当該車輪の目標制動圧Ｐti（ｉ＝fl、fr、rl、rr）を演算し、制動圧Ｐiが目標制動圧Ｐtiになるよう制御することによってトラクション制御を行う。

また電子制御装置３０は車輌の走行に伴い変化する車輌の横加速度Ｇyの如き車輌状態量に基づき車輌のスピンの程度を示すスピン状態量ＳＳ及び車輌のドリフトアウトの程度を示すドリフトアウト状態量ＤＳを演算し、スピン状態量ＳＳ及びドリフトアウト状態量ＤＳに基づき車輌の挙動を安定化させるための各車輪の目標制動圧Ｐti（ｉ＝fl、fr、rl、rr）を演算し、各車輪の制動圧Ｐiが目標制動圧Ｐtiになるよう制御することによって車輌の挙動を安定化させる制動力の制御による挙動制御を行う。

尚、上述のアンチスキッド制御、トラクション制御、制動力の制御による挙動制御自体は本発明の要旨をなすものではなく、これらの制御は当技術分野に於いて公知の任意の要領にて実行されてよく、特にアンチスキッド制御及びトラクション制御に於いてはスリップ率が所定の範囲内になるよう制動圧が増減されてもよい。

更に電子制御装置３０は、図３に示されたフローチャートに従い、車輌の横加速度Ｇyのピーク値Ｇymax及びＧyminを演算し、ピーク値Ｇymax及びＧyminに基づき車輌の旋回度合がピークを過ぎた状況を判定し、旋回外側前輪の目標増圧制動圧Ｐcj(ｊ＝fl又はfr）を演算し、目標増圧制動圧Ｐcjが対応する基本目標制動圧Ｐbtjよりも高いときには、旋回外側前輪の制動圧Ｐjが目標増圧制動圧Ｐcj以上になるまで旋回外側前輪の制動圧を増圧してブレーキパッドをブレーキディスクに対し押圧し、これにより通常の制動時に於けるノックバックに起因する制動力発生の遅れを確実に低減すると共に、制動開始時に於ける左右輪間の制動力差に起因する車輌の偏向を低減する。

次に図３に示されたフローチャートを参照して図示の実施例１に於ける制動力制御のメインルーチンについて説明する。尚図２に示されたフローチャートによる制御は電子制御装置３０が起動されることにより開始され、図には示されていないイグニッションスイッチがオフに切り換えられるまで所定の時間毎に繰返し実行される。

まずステップ５０に於いては横加速度センサ８０により検出された車輌の横加速度Ｇyを示す信号等の読み込みが行われ、ステップ１００に於いては踏み込みストロークＳt及びマスタシリンダ圧力Ｐm1、Ｐm2に基づき後述の図４に示されたルーチンに従って運転者の制動操作量に対応する各車輪の基本目標制動圧Ｐbti（ｉ＝fl、fr、rl、rr）が演算される。

ステップ２００に於いては後述の図５に示されたルーチンに従って車輌の横加速度Ｇyのピーク値Ｇymax及びＧyminが演算され、ステップ３００に於いては後述の図６に示されたルーチンに従ってノックバックを抑制するための旋回外側前輪の目標増圧制動圧Ｐptfl又はＰptfrが演算される。

ステップ５００に於いては旋回外側前輪の目標増圧制動圧Ｐptfl又はＰptfrが対応する基本目標制動圧Ｐbtj(ｊ＝fl又はfr）よりも大きいか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはステップ５５０に於いて各車輪の目標制動圧Ｐti（ｉ＝fl、fr、rl、rr）が基本目標制動圧Ｐbtiに設定され、肯定判別が行われたときにはステップ６００に於いて左前輪が旋回外側前輪である場合には左前輪の目標制動圧ＰtflがＰptflに設定され、右前輪が旋回外側前輪である場合には右前輪の目標制動圧ＰtfrがＰptfrに設定されると共に、他の車輪の目標制動圧Ｐtiが基本目標制動圧Ｐbtiに設定され、ステップ５５０又は６００が完了すると、ステップ６５０に於いて各車輪の制動圧Ｐiがそれぞれ対応する目標制動圧Ｐtiになるよう制御される。

次に図４に示されたフローチャートを参照して上述のステップ１００に於いて実行される基本目標制動圧Ｐbtiの演算ルーチンについて説明する。

まずステップ１１０に於いてはストロークセンサ７０により検出されたブレーキペダル２６の踏み込みストロークＳpに基づき図７に示されたグラフに対応するマップより車輌の目標減速度Ｇstが演算され、ステップ１１５に於いては圧力センサ６６及び６８により検出されたマスタシリンダ圧力Ｐm1及びＰm2の平均値Ｐmaが演算され、ステップ１２０に於いてはマスタシリンダ圧力Ｐm1及びＰm2の平均値Ｐmaに基づき図８に示されたグラフに対応するマップより車輌の目標減速度Ｇptが演算される。

ステップ１２５に於いては前サイクルに於いて演算された最終目標減速度Ｇtに基づき図９に示されたグラフに対応するマップよりマスタシリンダ圧力Ｐmに基づく目標減速度Ｇptに対する重みα（０≦α≦１）が演算され、ステップ１３０に於いては下記の式１に従って目標減速度Ｇpt及び目標減速度Ｇstの重み付け和として車輌の最終目標減速度Ｇtが演算される。
Ｇt＝α・Ｇpt＋（１−α）Ｇst ……（１）

ステップ１３５に於いてはＫi（ｉ＝fl、fr、rl、rr）を各車輪に対する制動力の配分比（正の定数）として、各車輪の基本目標制動圧Ｐbti（ｉ＝fl、fr、rl、rr）が下記の式２に従って演算される。
Ｐbti＝Ｋi・Ｇt ……（２）

次に図５に示されたフローチャートを参照して上述のステップ２００に於いて実行されるピーク値Ｇymax、Ｇyminの演算ルーチンについて説明する。

まずステップ２１０に於いては車輌の横加速度Ｇyの絶対値が基準値Ｇyo（正の定数）よりも大きいか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはステップ２１５に於いてフラグＦbrkが０にリセットされた後ステップ３００へ進み、肯定判別が行われたときにはステップ２２０へ進む。

ステップ２２０に於いてはフラグＦbrkが０であるか否かの判別、即ち旋回外側前輪の制動圧の増圧が禁止されていないか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはステップ２５５へ進み、肯定判別が行われたときにはステップ２２５へ進む。

ステップ２２５に於いては運転者によりブレーキペダル又はアクセルペダル操作による加減速操作が行われているか否かの判別が行われ、肯定判別が行われたときにはステップ２５５へ進み、否定判別が行われたときにはステップ２３０へ進む。ブレーキペダル操作による加減速操作（制動操作）が行われているか否かの判別は、例えばマスタシリンダ圧力の平均値Ｐmaが基準値Ｐmao（正の定数）以上であり若しくはブレーキペダル２６の踏み込みストロークＳtが基準値Ｓto（正の定数）以上であるか否かの判別により行われてよい。またアクセルペダル操作による加減速操作が行われているか否かの判別は例えば図１には示されていないエンジン制御装置より入力されるアクセル開度φの微分値φdの絶対値が基準値φdo（正の定数）以上であるか否かの判別により行われてよい。

ステップ２３０に於いては旋回外側前輪についてアンチスキッド制御又はトラクション制御又は車輌の挙動制御による制動力の制御が実行されているか否かの判別が行われ、肯定判別が行われたときにはステップ２５５へ進み、否定判別が行われたときにはステップ２３５へ進む。

ステップ２３５に於いては旋回外側前輪の制動圧の増圧制御が実行されているか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはそのままステップ２６０へ進み、肯定判別が行わたときにはステップ２４０へ進む。

ステップ２４０に於いては例えば車速Ｖの微分値Ｖdが基準値Ｖdo（負の定数）以下であり若しくは車輌の前後加速度Ｇxが基準値Ｇxo（負の定数）以下であるか否かの判別により、旋回外側前輪の制動圧の増圧に起因する車速の低下変化が大きい状況であるか否かの判別が行われ、肯定判別が行われたときにはステップ２５５へ進み、否定判別が行われたときには２４５へ進む。

ステップ２４５に於いては例えば旋回外側前輪の車輪速度Ｖwfr又はＶwflの微分値が基準値Ｖwdo（負の定数）以下であるか否かの判別により、旋回外側前輪の車輪速度の低下変化が大きい状況であるか否かの判別が行われ、肯定判別が行われたときにはステップ２５５へ進み、否定判別が行われたときにはステップ２５０へ進む。

ステップ２５０に於いては制動力の制御による挙動制御としてドリフトアウト制御が実行されているか否かの判別が行われ、肯定判別が行われたときにはステップ２６０へ進み、否定判別が行われたときにはステップ２５５へ進む。

ステップ２５５に於いては例えば当技術分野に於いて公知の要領にて車速Ｖ及び操舵角θに基づき車輌の基準ヨーレートγtが演算され、signγを車輌のヨーレートγの符号としてsign・（γt−γ）が基準値以上であるか否かの判別により、車輌の挙動変化（ドリフトアウト状態）が大きい状況であるか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはステップ２６５へ進み、肯定判別が行われたときにはステップ２６０に於いて車輌の横加速度のピーク値Ｇymax及びＧyminがそれぞれ０にリセットされると共に、フラグＦbrkが１にセットされた後ステップ３００へ進む。

ステップ２６５に於いては車輌の横加速度のピーク値Ｇymaxが車輌の現横加速度Ｇyとピーク値Ｇymaxの前回値Ｇymaxfのうち大きい方の値に設定され、車輌の横加速度のピーク値Ｇyminが車輌の現横加速度Ｇy及びピーク値Ｇyminの前回値Ｇyminfのうち小さい方の値に設定され、しかる後ステップ３００へ進む。

次に図６に示されたフローチャートを参照して上述のステップ３００に於いて実行される目標増圧制動圧Ｐptjの演算ルーチンについて説明する。

まずステップ３１０に於いてはＫを０よりも大きく１よりも小さい正の定数として、車輌の横加速度ＧyがＫ・Ｇymaxよりも小さいか否かの判別、即ち車輌の横加速度Ｇyがピーク値Ｇymaxを過ぎて車輌の左旋回の旋回度合が低下する状況であるか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはステップ３３０へ進み、肯定判別が行われたときにはステップ３２０に於いて左前輪の係数Ｋflが０に設定されると共に、右前輪の係数Ｋfrが１に設定される。

同様にステップ３３０に於いては車輌の横加速度ＧyがＫ・Ｇyminよりも大きいか否かの判別、即ち車輌の横加速度Ｇyがピーク値Ｇyminを過ぎて車輌の右旋回の旋回度合が低下する状況であるか否かの判別が行われ、肯定判別が行われたときにはステップ３４０に於いて左前輪の係数Ｋflが１に設定されると共に、右前輪の係数Ｋfrが０に設定され、否定判別が行われたときにはステップ３５０に於いて係数Ｋfr及びＫflが０に設定され、しかる後ステップ４２０へ進む。

ステップ３７０に於いてはＦcfoを旋回外側前輪の基本増圧制動圧（正の定数）として、右前輪の目標増圧制動圧Ｐcfr及び左前輪の目標増圧制動圧Ｐcflがそれぞれ下記の式３及び４に従って演算される。
Ｐcfr＝Ｋfr・Ｐcfo ……（３）
Ｐcfl＝Ｋfl・Ｐcfo ……（４）

ステップ３８０に於いては右前輪の制動圧Ｐfrが目標増圧制動圧Ｐcfr以上であるか否かの判別が行われ、肯定判別が行われたときにはステップ３９０に於いて係数Ｋfr及び横加速度のピーク値Ｇymaxがそれぞれ０にリセットされた後ステップ４００へ進み、否定判別が行われたときにはそのままステップ４００へ進む。

ステップ４００に於いては左前輪の制動圧Ｐflが目標増圧制動圧Ｐcfl以上であるか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはそのままステップ４２０へ進み、肯定判別が行われたときにはステップ４１０に於いて係数Ｋfl及び車輌の横加速度のピーク値Ｇyminがそれぞれ０にリセットされた後ステップ４２０へ進む。

ステップ４２０に於いては目標増圧制動圧Ｐcfr及び左前輪の目標増圧制動圧Ｐcflがそれぞれ上記式３及び４に従って演算され、しかる後ステップ５００へ進む。

かくして図示の実施例１によれば、ステップ１００に於いて踏み込みストロークＳt及びマスタシリンダ圧力Ｐm1、Ｐm2に基づき各車輪の基本目標制動圧Ｐbti（ｉ＝fl、fr、rl、rr）が演算され、ステップ２００に於いて車輌の横加速度Ｇyのピーク値Ｇymax及びＧyminが演算され、ステップ３００に於いてピーク値Ｇymax及びＧyminに基づき車輌の旋回度合がピークを過ぎた状況が判定されると共に、車輌の旋回度合がピークを過ぎた状況であるときにはノックバックを抑制するための旋回外側前輪の目標増圧制動圧Ｐptfl又はＰptfrが演算され、ステップ５００〜６５０に於いて目標増圧制動圧Ｐcjが対応する基本目標制動圧Ｐbtjよりも高いときには、旋回外側前輪の制動圧Ｐjが目標増圧制動圧Ｐcj以上になるまで旋回外側前輪の制動圧が増圧される。

従って図示の実施例１によれば、車輌の横力が大きく、車輪、特に旋回外側前輪に高い横力が作用する状態にて車輌が旋回する場合には、旋回度合がピークを過ぎた状況に於いて旋回外輪の制動圧Ｐfl又はＰfrを自動的にそれぞれ目標増圧制動圧Ｐptfl又はＰptfrに増圧してブレーキパッドをブレーキディスクに対し押圧し、これによりその後の制動時に於けるノックバックに起因する制動力発生の遅れを確実に低減すると共に、制動開始時に於ける左右輪間の制動力差に起因する車輌の偏向を低減することができる。

尚図１０に示されている如く、図５に示されたピーク値の演算ルーチンのステップ２１５及び２２０が省略され、ステップ２６０に於けるフラグＦbrkの処理が省略されてもよい（修正例１）。

図１１及び図１２はそれぞれ後輪駆動車に適用された本発明による車輌の制動力制御装置の実施例２に於けるピーク値Ｇymax、Ｇyminの演算ルーチン及び目標増圧制動圧Ｐptjの演算ルーチンを示すフローチャートである。尚図１１及び図１２に於いてそれぞれ図５及び図６に示されたステップと同一のステップには図５及び図６に於いて付されたステップ番号と同一のステップ番号が付されている。

この実施例２に於いては、ピーク値Ｇymax、Ｇyminの演算ルーチンのステップ２１０〜２５５はそれぞれ上述の実施例１の場合と同様に実行され、ステップ２６０に於いては車輌の横加速度のピーク値Ｇymax、Ｇymin及び車速のピーク値Ｖmaxがそれぞれ０にリセットされると共に、フラグＦbrkが１にセットされる。

またステップ２６５に於いては車輌の横加速度のピーク値Ｇymaxが車輌の現横加速度Ｇyとピーク値Ｇymaxの前回値Ｇymaxfのうち大きい方の値に設定され、車輌の横加速度のピーク値Ｇyminが車輌の現横加速度Ｇy及びピーク値Ｇyminの前回値Ｇyminfのうち小さい方の値に設定され、車速のピーク値Ｖmaxが現車速Ｖとピーク値Ｖmaxの前回値Ｖmaxfのうち大きい方の値に設定される。

また目標増圧制動圧Ｐptjの演算ルーチンのステップ３１０〜３４０、３８０、４００はそれぞれ上述の実施例１の場合と同様に実行され、ステップ３５０に於いては係数Ｋfr及びＫflが０に設定されると共に、車速のピーク値Ｖmaxが０に設定される。

ステップ３２０が完了するとステップ３６０に於いて車輌の横加速度のピーク値Ｇymaxの絶対値及び車速のピーク値Ｖmaxに基づき図１３に示されたグラフに対応するマップより基本目標増圧制動圧Ｐcfが演算され、ステップ３４０が完了するとステップ３６５に於いて車輌の横加速度のピーク値Ｇyminの絶対値及び車速のピーク値Ｖmaxに基づき図１３に示されたグラフに対応するマップより基本目標増圧制動圧Ｐcfが演算される。

ステップ３７０及び４２０に於いては左前輪の目標増圧制動圧Ｐcfl及び右前輪の目標増圧制動圧Ｐcfrがそれぞれ下記の式５及び６に従って演算される。
Ｐcfr＝Ｋfr・Ｐcf ……（５）
Ｐcfl＝Ｋfl・Ｐcf ……（６）

ステップ３９０に於いては係数Ｋfr、横加速度のピーク値Ｇymax、車速のピーク値Ｖmaxがそれぞれ０にリセットされ、ステップ４１０に於いては係数Ｋfl、車輌の横加速度のピーク値Ｇymin、車速のピーク値Ｖmaxがそれぞれ０にリセットされる。

かくして図示の実施例２によれば、上述の実施例１の場合と同様、車輌の横力が大きく、車輪、特に旋回外側前輪に高い横力が作用する状態にて車輌が旋回する場合には、旋回度合がピークを過ぎた状況に於いて旋回外輪の制動圧Ｐfl又はＰfrを自動的にそれぞれ目標増圧制動圧Ｐptfl又はＰptfrに増圧してブレーキパッドをブレーキディスクに対し押圧し、これによりその後の制動時に於けるノックバックに起因する制動力発生の遅れを確実に低減すると共に、制動開始時に於ける左右輪間の制動力差に起因する車輌の偏向を低減することができる。

特に図示の実施例２によれば、目標増圧制動圧Ｐptfl、Ｐptfrは横加速度のピーク値Ｇymax又はＧyminの絶対値及び車速のピーク値Ｖmaxに基づいて可変設定され、旋回時の最大横力が高いほど高い値に設定されるので、旋回時の最大横力に応じて目標増圧制動圧Ｐptfl、Ｐptfrを最適な値に設定することができ、これにより目標増圧制動圧Ｐptfl、Ｐptfrが一定である上述の実施例１の場合に比して旋回外側前輪の増圧を過不足なく達成し、ノックバックに起因する制動力発生の遅れを的確に低減すると共に、制動開始時に於ける左右輪間の制動力差に起因する車輌の偏向を的確に低減することができる。

尚実施例２に於いても、上述の修正例１の場合と同様、図１１に示されたピーク値の演算ルーチンのステップ２１５及び２２０が省略され、ステップ２６０に於けるフラグＦbrkの処理が省略されてもよい（修正例２）。

また図示の実施例２に於いては、目標増圧制動圧Ｐptfl、Ｐptfrは横加速度のピーク値Ｇymax又はＧyminの絶対値及び車速のピーク値Ｖmaxに基づいて可変設定されるようになっているが、目標増圧制動圧Ｐptfl、Ｐptfrは図１４に示されたグラフに対応するマップより演算されることにより横加速度のピーク値Ｇymax又はＧyminの絶対値に基づいて可変設定されるよう修正されてもよく（修正例３）、目標増圧制動圧Ｐptfl、Ｐptfrは図１５に示されたグラフに対応するマップより演算されることにより車速のピーク値Ｖmaxに基づいて可変設定されるよう修正されてもよい（修正例４）。

図１６は後輪駆動車に適用された本発明による車輌の制動力制御装置の実施例３の制御系を示すブロック図、図１７は実施例３に於ける旋回外側前輪の制動圧の増圧制御に伴う車輌の駆動力の演算ルーチンを示すフローチャートである。

この実施例３に於いては、電子制御装置３０はエンジン制御装置９０との間にて通信を行い、エンジン制御装置９０にはアクセル開度センサ９２より運転者により操作される図１６には示されていないアクセルペダルの操作量としてのアクセル開度φを示す信号、自動変速機制御装置９４より図１６には示されていない自動変速機の変速段Ｓpを示す信号、エンジン回転数そのたのエンジンの制御に必要な情報が入力される。エンジン制御装置９０はアクセル開度φ等に基づき当技術分野に於いて公知の要領にて運転者によるアクセルペダル操作等に基づく目標エンジントルクＴetを演算し、通常時にはエンジントルクＴeが目標エンジントルクＴetになるようエンジン９６を制御する。

また電子制御装置３０は上述の実施例及び修正例の何れかに従って車輌の旋回時に必要に応じて旋回外側前輪の制動圧を増圧し、ノックバックを抑制すると共に、旋回外側前輪の制動圧を増圧するときには図１７に示されたルーチンに従って旋回外側前輪の制動圧を増圧するによる影響を低減する目標エンジントルクＴebtを演算し、目標エンジントルクＴebtを示す信号をエンジン制御装置９０へ出力する。エンジン制御装置９０は電子制御装置３０より目標エンジントルクＴebtを示す信号が入力されているときにはエンジントルクＴeが目標エンジントルクＴebtになるようエンジン９６を制御する。

次に図１７に示されたフローチャートを参照して図示の実施例３に於ける目標エンジントルクＴebtの演算ルーチンについて説明する。尚図１７に示されたフローチャートによる制御は電子制御装置３０が起動されることにより開始され、図には示されていないイグニッションスイッチがオフに切り換えられるまで所定の時間毎に繰返し実行される。

まずステップ７１０に於いては、旋回外側前輪の制動圧が増圧されているか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはそのまま図１７に示されたルーチンによる制御が一旦終了され、肯定判別が行われたときにはステップ７２０に於いてエンジン制御装置９０より目標エンジントルクＴetを示す信号及び自動変速機の変速段Ｓpを示す信号が読み込まれる。

ステップ７３０に於いては自動変速機の変速段Ｓpに基づき駆動系全体のギヤ比Ｋgが推定されると共に、左右前輪のホイールシリンダ２４FR、２４FLの断面積をＡwcとし、ブレーキ摩擦係数をμbとし、左右前輪の有効タイヤ径をＲtとし、ブレーキディスクの有効径をＲbとして下記の式７に従って旋回外側前輪の制動圧の増圧による影響を相殺するためのエンジントルク増大量ΔＴeが演算される。
ΔＴe＝（Ｐcfr＋Ｐcfl）・Ａwc・μb・Ｒt²／Ｒb／Ｋg ……（７）

ステップ７４０に於いては目標エンジントルクＴetとエンジントルク増大量ΔＴeとの和として目標エンジントルクＴebtが演算されると共に、目標エンジントルクＴebtを示す信号がエンジン制御装置９０へ出力される。

かくして図示の実施例３によれば、上述の各実施例又は各修正例の作用効果を得ることができると共に、旋回外側前輪の制動圧の増圧による影響を相殺するためのエンジントルク増大量ΔＴeにてエンジン９６の出力トルクが増大されるので、旋回外側前輪の制動圧の増圧に起因する不必要な車速Ｖの低下や前後加速度Ｇxの低下を確実に防止することができる。

特に図示の実施例３によれば、エンジントルク増大量ΔＴeは上記式７に従って目標増圧制動圧Ｐptfl、Ｐptfrに基づいて演算されるので、エンジントルク増大量ΔＴeが旋回外側前輪の制動圧の増圧が行われる場合の車速Ｖの低下変化度合や前後加速度Ｇxの低下量に基づいて演算される場合に比して、遅れなくエンジン９６の出力トルクを増大させることができる。

尚上述の各実施例及び各修正例によれば、ステップ２２５に於いて運転者によりブレーキペダル又はアクセルペダル操作による加減速操作が行われていると判別された場合や、ステップ２３０に於いて旋回外側前輪についてアンチスキッド制御又はトラクション制御又は車輌の挙動制御による制動力の制御が実行されていると判別された場合には、ステップ２６０に於いて車輌の横加速度のピーク値Ｇymax及びＧyminがそれぞれ０にリセットされると共に、フラグＦbrkが１にセットされることにより、旋回外側前輪の制動圧の増圧が禁止されるので、運転者による加減速操作やアンチスキッド制御又はトラクション制御又は車輌の挙動制御による制動力の制御が旋回外側前輪の制動圧の増圧により阻害されることを確実に防止することができる。

また上述の各実施例及び各修正例によれば、旋回外側前輪の制動圧の増圧が行われている状況に於いて、ステップ２４０に於いて旋回外側前輪の制動圧の増圧に起因する車速の低下変化が大きい状況であると判別された場合や、ステップ２４５に於いて旋回外側前輪の車輪速度の低下変化が大きいと判別された場合や、ステップ２５０及び２５５に於いて旋回外側前輪の制動圧の増圧に起因して車輌の挙動変化（ドリフトアウト状態）が大きい状況であると判別された場合された場合にもステップ２６０に於いて車輌の横加速度のピーク値Ｇymax及びＧyminがそれぞれ０にリセットされると共に、フラグＦbrkが１にセットされることにより、旋回外側前輪の制動圧の増圧が禁止されるので、旋回外側前輪の制動圧の増圧により車速、車輪の回転状態、車輌の挙動に悪影響が及ぶことを確実に防止することができる。

図１８は後輪駆動車に適用された本発明による車輌の制動力制御装置の実施例４に於けるホイールシリンダの遮断制御ルーチンを示すフローチャートである。尚図１８に示されたフローチャートによる制御も電子制御装置３０が起動されることにより開始され、図には示されていないイグニッションスイッチがオフに切り換えられるまで所定の時間毎に繰返し実行される。

まずステップ８１０に於いては横加速度センサ８０により検出された車輌の横加速度Ｇyを示す信号の読み込みが行われ、ステップ８２０に於いてはフラグＦfrが１であるか否かの判別、即ちノックバック防止の目的で右前輪のホイールシリンダ２４FRが遮断されているか否かの判別が行われ、肯定判別が行われたときにはステップ８５０へ進み、否定判別が行われたときにはステップ８３０へ進む。

ステップ８３０に於いては車輌の横加速度Ｇyが制御開始基準値Ｇys（正の定数）以上であるか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはステップ９２０へ進み、肯定判別が行われたときにはステップ８４０に於いてフラグＦfrが１にセットされた後ステップ８７０へ進む。

ステップ８５０に於いては車輌の横加速度Ｇyが制御終了基準値Ｇye（Ｇysよりも小さい正の定数）以下であるか否かの判別が行われ、肯定判別が行われたときにはステップ８７０へ進み、否定判別が行われたときにはステップ８６０に於いて電磁開閉弁１２４R、リニア弁１５０FR、リニア弁１６０FRが閉弁され又は閉弁状態に維持されることにより右前輪のホイールシリンダ２４FRが遮断され又は遮断状態に維持される。

ステップ８７０に於いてはフラグＦfrが０にリセットされ、ステップ８８０に於いては電磁開閉弁１２４R、リニア弁１５０FR、リニア弁１６０FRの閉弁維持が解除されることにより右前輪のホイールシリンダ２４FRの遮断が解除される。

同様に、ステップ９２０に於いてはフラグＦflが１であるか否かの判別、即ちノックバック防止の目的で左前輪のホイールシリンダ２４FLが遮断されているか否かの判別が行われ、肯定判別が行われたときにはステップ９５０へ進み、否定判別が行われたときにはステップ９３０へ進む。

ステップ９３０に於いては車輌の横加速度Ｇyが制御開始基準値−Ｇys以下であるか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときには図１８に示されたルーチンによる制御が一旦終了され、肯定判別が行われたときにはステップ９４０に於いてフラグＦflが１にセットされた後ステップ９７０へ進む。

ステップ９５０に於いては車輌の横加速度Ｇyが制御終了基準値−Ｇye以上であるか否かの判別が行われ、肯定判別が行われたときにはステップ９７０へ進み、否定判別が行われたときにはステップ９７０に於いて電磁開閉弁１２４L、リニア弁１５０FL、リニア弁１６０FLが閉弁され又は閉弁状態に維持されることにより左前輪のホイールシリンダ２４FLが遮断され又は遮断状態に維持される。

ステップ９７０に於いてはフラグＦflが０にリセットされ、ステップ９８０に於いては電磁開閉弁１２４L、リニア弁１５０FL、リニア弁１６０FLの閉弁維持が解除されることにより左前輪のホイールシリンダ２４FLの遮断が解除される。

かくして図示の実施例４によれば、車輌の横加速度Ｇyの大きさが大きいときには、旋回外側前輪のホイールシリンダ２４FR又は２４FLが遮断され又は遮断状態に維持されるので、旋回外側前輪に高い横力が作用しても、その横力によりブレーキパッドがブレーキディスクより離れる方向へ移動されず、従ってノックバックを確実に防止することができる。

尚実施例４に於いても、上述の各実施例及び各修正例に於けるステップ２２５及び２３０と同様の判別が行われ、運転者によりブレーキペダル又はアクセルペダル操作による加減速操作が行われている場合又は旋回外側前輪についてアンチスキッド制御又はトラクション制御又は車輌の挙動制御による制動力の制御が実行されている場合には、旋回外側前輪のホイールシリンダ２４FR又は２４FLが遮断されないよう修正されてもよい。

以上に於いては本発明を特定の実施例について詳細に説明したが、本発明は上述の実施例に限定されるものではなく、本発明の範囲内にて他の種々の実施例が可能であることは当業者にとって明らかであろう。

例えば上述の各実施例に於いては、車輌の横加速度Ｇyのピーク値Ｇymax、Ｇymin等に基づき旋回外側前輪の目標増圧制動圧Ｐptfl又はＰptfrが演算され、目標増圧制動圧Ｐcjが対応する基本目標制動圧Ｐbtjよりも高いときには、旋回外側前輪の制動圧Ｐjが目標増圧制動圧Ｐcj以上になるまで旋回外側前輪の制動圧が増圧されるようになっているが、特に旋回外側前輪の制動圧が予め設定された所定値に増圧される場合には、旋回外側前輪の制動圧はその開始条件が成立した時点より所定の時間が経過するまで行われるようよう修正されてもよい。

また上述の各実施例に於いては、各車輪の制動圧は増圧弁（保持弁）として機能するリニア弁１５０FL〜１５０RR及び減圧弁として機能するリニア弁１６０FL〜１６０RRにより制御されるようになっているが、各車輪の制動圧を個別に制御可能である限り、各車輪の制動圧を増減する油圧回路２２は当技術分野に於いて公知の任意の構造のものであってよい。

また上述の各実施例に於いては、通常時にも電磁開閉弁１２４L及び１２４Rによりマスタシリンダ２８と各ホイールシリンダ２４FL〜RRとの連通が遮断されるようになっているが、本発明の制動力制御装置は通常時にはマスタシリンダ２８と各ホイールシリンダ２４FL〜RRとが連通接続され、特定の目的で制動圧の制御を行う場合にマスタシリンダ２８と各ホイールシリンダ２４FL〜RRとの連通が遮断される制動装置を有する車輌に適用されてもよい。

また上述の各実施例に於いては、車輌横力の指標値は車輌の横加速度Ｇyのピーク値Ｇymax、Ｇyminであるが、車輌横力の指標値は車輌のヨーレート、タイロッドの軸力、操舵トルク、前輪の横力の少なくとも何れかより判定されてもよい。

また上述の各実施例に於いては、旋回外側前輪の制動圧のみが増圧されるようになっているが、特に後輪が対向キャリパ式のディスクブレーキである場合には旋回外側後輪の制動圧のみが増圧されてもよく、また旋回外側前輪及び旋回外側後輪の制動圧が増圧されるようよう修正されてもよい。

また上述の各実施例に於いては、車輌はエンジンにより駆動される後輪駆動車であるが、例えばインホイールモータ式の車輌の如く各車輪に個別に駆動装置を有する車輌の場合には、旋回外側前輪の制動圧が増圧されると共に、その旋回外側前輪の制動圧の増圧量に基づいて旋回外側前輪の制動圧の増圧による影響を相殺する旋回外側後輪の駆動力の増大量が演算され、該増大量に基づいて旋回外側後輪の駆動力が増大されてもよい。

更に上述の各実施例に於いては、車輌は後輪駆動車であるが、本発明が適用される車輌は前輪駆動車や四輪駆動車であってもよい。

後輪駆動車に適用された本発明による制動力制御装置の実施例１を示す概略構成図である。 図１に示された制動装置を示す説明図である。 実施例１に於ける制動力制御のメインルーチンを示すフローチャートである。 図３のステップ１００に於いて実行される基本目標制動圧Ｐbtiの演算ルーチンを示すフローチャートである。 図３のステップ２００に於いて実行されるピーク値Ｇymax、Ｇyminの演算ルーチンを示すフローチャートである。 図３のステップ３００に於いて実行される目標増圧制動圧Ｐptjの演算ルーチンを示すフローチャートである。 ブレーキペダルの踏み込みストロークＳtと目標減速度Ｇstとの間の関係を示すグラフである。 マスタシリンダ圧力の平均値Ｐmaと目標減速度Ｇptとの間の関係を示すグラフである。 前回の最終目標減速度Ｇtfと目標減速度Ｇptに対する重みαとの間の関係を示すグラフである。 実施例１の修正例である修正例１に於けるピーク値の演算ルーチンを示すフローチャートである。 後輪駆動車に適用された本発明による車輌の制動力制御装置の実施例２に於けるピーク値の演算ルーチンを示すフローチャートである。 実施例２に於ける目標増圧制動圧Ｐptjの演算ルーチンを示すフローチャートである。 車輌の横加速度のピーク値Ｇymax、Ｇyminの絶対値及び車速のピーク値Ｖmaxと基本目標増圧制動圧Ｐcfとの間の関係を示すグラフである。 車輌の横加速度のピーク値Ｇymax、Ｇyminの絶対値と基本目標増圧制動圧Ｐcfとの間の関係を示すグラフである。 車速のピーク値Ｖmaxと基本目標増圧制動圧Ｐcfとの間の関係を示すグラフである。 後輪駆動車に適用された本発明による車輌の制動力制御装置の実施例３の制御系を示すブロック図である。 実施例３に於ける旋回外側前輪の制動圧の増圧制御に伴う車輌の駆動力の演算ルーチンを示すフローチャートである。 後輪駆動車に適用された本発明による車輌の制動力制御装置の実施例４に於けるホイールシリンダの遮断制御ルーチンを示すフローチャートである。

符号の説明

１０FR〜１０RL 車輪
２０ 制動装置
２８ マスタシリンダ
３０ 電子制御装置
６６、６８、７２ 圧力センサ
７０ ストロークセンサ
７６i 車輪速度センサ
７８ 前後加速度センサ
８０ 横加速度センサ
８２ ヨーレートセンサ
８４ 操舵角センサ
９０ エンジン制御装置
９６ エンジン

Claims (10)

1. 制動圧を増圧して車輪の被押圧部材に押圧部材を押圧することにより制動力を発生する制動力発生装置を各車輪に備えた車輌の制動力制御装置に於いて、車輌横力の指標値を求め、車輌が旋回状態になり前記車輌横力の指標値がピーク値より低下する状況に於いて少なくとも旋回外輪の制動圧を所定の圧力に増圧することを特徴とする車輌の制動力制御装置。
2. 前記所定の圧力は前記車輌横力の指標値のピーク値が高いときには前記車輌横力の指標値のピーク値が低いときに比して高いことを特徴とする請求項１に記載の車輌の制動力制御装置。
3. 前記所定の圧力は車速が高いときには車速が低いときに比して高いことを特徴とする請求項１又は２に記載の車輌の制動力制御装置。
4. 前記制動圧の増圧以外の要求により旋回外輪に制動力又は駆動力が付与されるときには前記制動圧の増圧を中止することを特徴とする請求項１乃至３に記載の車輌の制動力制御装置。
5. 前記制動圧の増圧以外の要求は乗員の制動要求、乗員の加速要求、車輪のスリップ抑制のための制駆動力制御要求、車輌の走行安定化制御のための制駆動力制御要求を含むことを特徴とする請求項４に記載の車輌の制動力制御装置。
6. 車輌に所定の走行状態の変化が生じたときには前記制動圧の増圧を中止することを特徴とする請求項１乃至５に記載の車輌の制動力制御装置。
7. 前記所定の走行状態の変化は車輌減速度の所定値以上の増加若しくは乗員の運転操作に基づかない車輪速度の所定値以上の低下変化若しくは所定値以上のドリフトアウト状態であることを特徴とする請求項６に記載の車輌の制動力制御装置。
8. 前記制動圧の増圧中に前記制動圧の増圧が行われる車輪以外の車輪に駆動力を付与し、前記制動圧の増圧が車輌の走行状態に与える影響を低減することを特徴とする請求項１乃至７に記載の車輌の制動力制御装置。
9. ホイールシリンダ内の作動液体の圧力を増圧して車輪の被押圧部材に押圧部材を押圧することにより制動力を発生する制動力発生装置を各車輪に備えた車輌の制動力制御装置に於いて、車輌横力の指標値を求め、車輌が旋回状態になり前記車輌横力の指標値が基準値以上であるときには少なくとも旋回外輪の前記ホイールシリンダより作動液体が流出することを抑制することを特徴とする車輌の制動力制御装置。
10. 制動力の制御若しくは乗員の制動操作により旋回外輪の制動圧が増減されるときには前記作動液体の流出の抑制を中止することを特徴とする請求項９に記載の車輌の制動力制御装置。
    

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