JP3435924B2 - 車輌の制動力制御装置 - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 【０００１】 【発明の属する技術分野】本発明は、自動車等の車輌の
旋回時に於けるスピンの如き好ましからざる挙動を抑制
し低減する挙動制御装置に係る。 【０００２】 【従来の技術】自動車等の車輌の旋回時に於ける挙動を
制御する制動力制御装置の一つとして、例えば特開平３
−１１２７５４号公報に記載されている如く、車速が限
界車速を越える場合には実ヨーレートが限界ヨーレート
になるような態様にて限界車速まで低下するよう自動ブ
レーキ手段を制御するよう構成された制動力制御装置が
従来より知られており、特に車速と限界車速との偏差に
応じた目標減速度及び実ヨーレートと限界ヨーレートと
の偏差に応じた目標ヨーモーメントが達成されるよう各
輪の制動力が決定され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。 【０００３】かかる制動力制御装置によれば、車輌を常
に車輪のグリップ域内にて走行させることにより旋回時
に於けるスピンやドリフトアウトの如き好ましからざる
挙動を防止することができ、また車輌の回頭性を向上さ
せることができる。 【０００４】 【発明が解決しようとする課題】しかし上記公開公報に
記載された制動力制御装置に於いては、車輌の旋回挙動
が限界に至った段階に於いて、換言すれば旋回挙動の不
安定度合が大きくなった段階に於いて制動力の制御が開
始され、旋回挙動が安定化するよう制動力が制御される
ため、車輌の挙動を効果的に安定化させるためには、制
動力制御の応答性を高くすると共に制御量を大きくしな
ければならないという問題がある。 【０００５】本発明は、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、車輌の挙動がスピン状態になる虞れが生
じた段階に於いて車輌を減速させることにより、制動力
制御の応答性を高くしたり制御量を高くすることなく車
輌のスピン状態を効果的に低減することである。 【０００６】 【課題を解決するための手段】上述の如き主要な課題
は、本発明によれば、請求項１の構成、即ち車輌のスピ
ン状態量を検出する手段と、前記スピン状態量がスピン
判定基準値を越えたときには前記スピン状態量に応じた
アンチスピンモーメントを車輌に与えるよう各輪の制動
力を制御する制動力制御手段とを有し、前記制動力制御
手段は前記スピン状態量が前記スピン判定基準値より車
輌の安定側に設定された第二の基準値を越えたときには
車輌を減速するよう各輪の制動力を制御するよう構成さ
れた車輌の制動力制御装置に於て、各輪の摩擦円の大き
さを検出する手段と、路面より各輪に加わる路面に沿う
方向の力を検出する手段と、各輪について前記摩擦円の
大きさと前記路面に沿う方向の力との偏差を求める手段
とを有し、前記制動力制御手段は前記スピン状態量が前
記第二の基準値を越えたときには前記偏差の最小値に基
づき制動力によるヨーモーメントが発生しないよう各輪
の制動力を制御するよう構成されていることを特徴とす
る車輌の制動力制御装置によって達成される。 【０００７】この構成によれば、スピン状態量が第二の
基準値を越えたときには、換言すれば車輌がスピン状態
になる虞れがあるときには、車輌を減速するよう各輪の
制動力が制御されることによって車輌が減速されるの
で、車輌がスピン状態になる虞れが低減され、またその
後車輌がスピン状態になっても小さいアンチスピンモー
メントにてスピン状態が効果的に低減される。 【０００８】 【０００９】またこの構成によれば、スピン状態量が第
二の基準値を越え車輌が減速される際には、摩擦円の大
きさと路面に沿う方向の力との偏差が最も小さい車輪に
与え得る制動力に対応する制動力がヨーモーメントを発
生しないよう各輪に与えられるので、車輌が減速される
際に好ましからざるヨーモーメントが車輌に与えられる
ことが確実に防止される。 【００１０】 【課題解決手段の好ましい態様】本発明の課題解決手段
の一つの好ましい態様によれば、スピン状態量は車体の
スリップ角β及びその微分値である車体のスリップ角速
度βd の線形和として演算されるよう構成される。 【００１１】また本発明の課題解決手段の他の一つの好
ましい態様によれば、各輪の制動力は各輪のスリップ率
が目標スリップ率になるよう車輪速フィードバックによ
り制御され、目標スリップ率は各輪のスリップ率と前記
偏差の最小値に対応する全ての車輪に共通のスリップ率
補正値との和として演算されるよう構成される。 【００１２】また本発明の課題解決手段の更に他の一つ
の好ましい態様によれば、各輪の制動力は各輪の制動圧
が目標制動力に対応する目標制動圧になるよう圧力フィ
ードバックにより制御され、各輪の目標制動力は各輪の
前後力と前記偏差の最小値に対応する全ての車輪に共通
の制動力補正値との和として演算されるよう構成され
る。 【００１３】 【発明の実施の形態】以下に添付の図を参照しつつ、本
発明を幾つかの実施形態について詳細に説明する。 【００１４】図１は本発明による制動力制御装置の第一
の実施形態の油圧回路及び電気式制御装置を示す概略構
成図である。 【００１５】図１に於いて、制動装置１０は運転者によ
るブレーキペダル１２の踏み込み操作に応答してブレー
キオイルを第一及び第二のポートより圧送するマスタシ
リンダ１４を有し、第一のポートには前輪用のブレーキ
油圧制御導管１６f が接続され、第二のポートには途中
にプロポーショナルバルブ１８を有する後輪用のブレー
キ油圧制御導管１６r が接続されている。また制動装置
１０はそれぞれ前輪用の高圧導管２０f 及び後輪用の高
圧導管２０r へ高圧のオイルを吐出供給するオイルポン
プ２２f 及び２２r を有し、オイルポンプ２２f 及び２
２r はそれぞれ電動機２４f 及び２４r により駆動さ
れ、供給導管２８f 及び２８r を経てリザーバ３０f 及
び３０r よりブレーキオイルを汲み上げるようになって
いる。尚オイルポンプ２２f 及び２２r はリリーフ弁を
内蔵し、吐出圧が所定値を越えないようになっている。 【００１６】前輪用のブレーキ油圧制御導管１６f 及び
供給導管２８f は途中に逆止弁２６f を有する導管３４
f により互いに接続されている。またブレーキ油圧制御
導管１６f 及び前輪用の高圧導管２０f は途中に切換弁
３６f を有する導管３８f により互いに接続されてお
り、ブレーキ油圧制御導管１６f と高圧導管２０f との
間にはリリーフ弁４０f 及び逆止弁４２f が設けられて
いる。切換弁３６f は常開型のソレノイド弁である。 【００１７】同様に後輪用のブレーキ油圧制御導管１６
r 及び供給導管２８r は途中に逆止弁２６r を有する導
管３４r により互いに接続されている。またブレーキ油
圧制御導管１６r 及び後輪用の高圧導管２０r は途中に
切換弁３６r を有する導管３８r により互いに接続され
ており、ブレーキ油圧制御導管１６r と高圧導管２０r
との間にはリリーフ弁４０r 及び逆止弁４２r が設けら
れている。切換弁３６r も常開型のソレノイド弁であ
る。 【００１８】リザーバ３０f には前輪用のリターン導管
４４f が接続されており、リターン導管４４f と高圧導
管２０f との間にはそれぞれ左前輪用の接続導管４６fl
及び右前輪用の接続導管４６frが接続されている。接続
導管４６flには常開型のソレノイド弁である第一の制御
弁４８fl及び常閉型のソレノイド弁である第二の制御弁
５０flが設けられており、接続導管４６frには常開型の
ソレノイド弁である第一の制御弁４８fr及び常閉型のソ
レノイド弁である第二の制御弁５０frが設けられてい
る。 【００１９】第一の制御弁４８flと第二の制御弁５０fl
との間の接続導管４６flは接続導管５２flにより左前輪
のホイールシリンダ５４flに接続されており、接続導管
５２flと高圧導管２０f との間にはホイールシリンダ５
４flより高圧導管２０f へ向かうオイルの流れのみを許
す逆止弁５６flが設けられている。同様に第一の制御弁
４８frと第二の制御弁５０frとの間の接続導管４６frは
接続導管５２frにより右前輪のホイールシリンダ５４fr
に接続されており、接続導管５２frと高圧導管２０f と
の間にはホイールシリンダ５４frより高圧導管２０f へ
向かうオイルの流れのみを許す逆止弁５６frが設けられ
ている。 【００２０】前輪と同様、後輪用のリザーバ３０r には
後輪用のリターン導管４４r が接続されており、リター
ン導管４４r と高圧導管２０r との間にはそれぞれ左後
輪用の接続導管４６rl及び右後輪用の接続導管４６rrが
接続されている。接続導管４６rlには常開型のソレノイ
ド弁である第一の制御弁４８rl及び常閉型のソレノイド
弁である第二の制御弁５０rlが設けられており、接続導
管４６rrには常開型のソレノイド弁である第一の制御弁
４８rr及び常閉型のソレノイド弁である第二の制御弁５
０rrが設けられている。 【００２１】第一の制御弁４８rlと第二の制御弁５０rl
との間の接続導管４６rlは接続導管５２rlにより左後輪
のホイールシリンダ５４rlに接続されており、接続導管
５２rlと高圧導管２０r との間にはホイールシリンダ５
４rlより高圧導管２０r へ向かうオイルの流れのみを許
す逆止弁５６rlが設けられている。同様に第一の制御弁
４８rrと第二の制御弁５０rrとの間の接続導管４６rrは
接続導管５２rrにより右後輪のホイールシリンダ５４rr
に接続されており、接続導管５２rrと高圧導管２０r と
の間にはホイールシリンダ５４rrより高圧導管２０r へ
向かうオイルの流れのみを許す逆止弁５６rrが設けられ
ている。 【００２２】切換弁３６f 、３６r が閉弁され、ポンプ
２２f 、２２r が駆動され、第一及び第二の制御弁が図
示の位置に維持されると、ホイールシリンダ５４fl、５
４fr、５４rl、５４rrは第一の制御弁４８fl、４８fr、
４８rl、４８rrを介して高圧導管２０f 、２０r と連通
接続され、これによりホイールシリンダ内の圧力が増圧
される。逆に切換弁３６f 、３６r の位置に拘らず、第
一の制御弁４８fl、４８fr、４８rl、４８rrが閉弁され
第二の制御弁５０fl、５０fr、５０rl、５０rrが開弁さ
れると、ホイールシリンダは第二の制御弁を介してリタ
ーン導管４４f、４４r と連通接続され、これによりホ
イールシリンダ内の圧力が減圧される。更に切換弁３６
f 、３６r の位置に拘らず、第二の制御弁５０fl、５０
fr、５０rl、５０rrが図示の閉弁位置に維持され、第一
の制御弁４８fl、４８fr、４８rl、４８rrが閉弁される
と、ホイールシリンダは高圧導管２０f 、２０r 及びリ
ターン導管４４f 、４４r の何れとも遮断され、これに
よりホイールシリンダ内の圧力がそのまま保持される。 【００２３】かくして制動装置１０は、切換弁３６f 、
３６r が図示の位置にあるときにはホイールシリンダ５
４fl、５４fr、５４rl、５４rrにより運転者によるブレ
ーキペダル１２の踏み込み量に応じた制動力を発生し、
また切換弁３６f 、３６r が閉弁位置にあるときには、
各車輪の第一及び第二の制御弁を開閉制御することによ
り、ブレーキペダル１２の踏み込み量及び他の車輪の制
動力に拘わりなくその車輪の制動力を制御し得るように
なっている。 【００２４】図示の第一の実施形態に於いては、切換弁
３６f 及び３６r 、第一の制御弁４８fl〜４８rr、第二
の制御弁５０fl〜５０rrは後に詳細に説明する如く電気
式制御装置６０により制御される。電気式制御装置６０
はマイクロコンピュータ６２と駆動回路６４とよりなっ
ており、マイクロコンピュータ６２は図１には詳細に示
されていないが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。 【００２５】マイクロコンピュータ６２の入出力ポート
装置には車速センサ６６より車速Ｖを示す信号、実質的
に車体の重心に設けられた横加速度センサ６８より車体
の横加速度Ｇy を示す信号、ヨーレートセンサ７０より
車体のヨーレートγを示す信号、実質的に車体の重心に
設けられた前後加速度センサ７２より車体の前後加速度
Ｇx を示す信号、車輪速センサ７４fl〜７４rrよりそれ
ぞれ左右前輪及び左右後輪の車輪速（周速）Ｖfl、Ｖf
r、Ｖrl、Ｖrrを示す信号が入力されるようになってい
る。 【００２６】またマイクロコンピュータ６２のＲＯＭは
後述の制御フロー及びマップを記憶しており、ＣＰＵは
上述の種々のセンサにより検出されたパラメータに基づ
き後述の如く種々の演算を行い、車輌の旋回挙動を判定
するためのスピンバリューＳＶを求め、スピンバリュー
に基づき車輌の旋回挙動を推定し制御すると共に各車輪
の制動力についてＡＢＳ制御を行うようになっている。 【００２７】尚ＡＢＳ制御自体は本発明の要旨をなすも
のではなく、車輪がロック傾向になると当該車輪の制動
力を制御して車輪がロックすることを防止する限り当技
術分野に於いてよく知られている任意の制御内容のもの
であってよく、従ってＡＢＳ制御についての詳細な説明
を省略する。 【００２８】次に図２に示されたフローチャートを参照
して第一の実施形態の旋回挙動制御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
図には示されていないイグニッションスイッチの閉成に
より開始され、所定の時間毎に繰返し実行される。 【００２９】まずステップ１０に於いては車速センサ６
６により検出された車速Ｖを示す信号等の読込みが行わ
れ、ステップ２０に於いては横加速度Ｇy と車速Ｖ及び
ヨーレートγの積Ｖ＊γとの偏差Ｇy −Ｖ＊γとして横
加速度の偏差、即ち車輌の横すべり加速度Ｖydが演算さ
れ、この横加速度の偏差Ｖydが積分されることにより車
体の横すべり速度Ｖy が演算され、車体の前後速度Ｖx
（＝車速Ｖ）に対する車体の横すべり速度Ｖy の比Ｖy
／Ｖx として車体のスリップ角βが演算される。また車
体のスリップ角βの微分値として車体のスリップ角速度
βd が演算される。 【００３０】ステップ３０に於いては車体のスリップ角
β及びスリップ角速度βd の線形和ａ＊β＋ｂ＊βd
（ａ及びｂはそれぞれ正の定数）としてスピンバリュー
ＳＶが演算され、ステップ４０に於いてはスピンバリュ
ーＳＶの絶対値が第二の基準値Ｋa （正の定数）を越え
ているか否かの判別、即ち車輌の旋回挙動がスピン状態
になる虞れがあるか否かの判別が行われ、否定判別が行
われたときにはステップ１０へ戻り、肯定判別が行われ
たときにはステップ５０へ進む。ステップ６０に於いて
はスピンバリューＳＶの絶対値が第一の基準値Ｋs （Ｋ
a よりも大きい正の定数）を越えているか否かの判別、
即ち車輌の旋回挙動がスピン状態に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１７０へ
進み、否定判別が行われたときにはステップ６０へ進
む。 【００３１】ステップ６０に於いては基準車輪速Ｖb を
旋回内側前輪の車輪速として下記の数１に従って各輪の
スリップ率Ｓi （ｉ＝fl、fr、rl、rr）が演算される。 【数１】Ｓi ＝（Ｖb −Ｖi ）／Ｖb 【００３２】ステップ７０に於いてはＣs を定数として
Ｆxi＝Ｃs ＊Ｓi に従って各輪のタイヤに作用する前後
力Ｆxi（駆動力や制動力）が演算され、ステップ８０に
於いてはＷを車輌の重量とし、Ｌをホイールベースと
し、Ｔをトレッドとし、Ｈを重心高さとし、Ｌf 及びＬ
r をそれぞれ重心と前輪車軸及び後輪車軸との間の距離
とし、ｇを重力加速度として下記の数２に従って各輪の
タイヤに作用する垂直力Ｆziが演算される。尚Ｋf ＝
（Ｗ＊Ｌf ）／（２ｇ＊Ｌ）であり、Ｋr ＝（Ｗ＊Ｌr
）／（２ｇ＊Ｌ）である。 【００３３】 【数２】Ｆzfl ＝Ｋf ｛ｇ＋（Ｈ＊Ｇx ）／Ｌf −（２
Ｈ＊Ｇy ）／Ｔ｝ Ｆzfr ＝Ｋf ｛ｇ＋（Ｈ＊Ｇx ）／Ｌf ＋（２Ｈ＊Ｇy
）／Ｔ｝ Ｆzrl ＝Ｋr ｛ｇ−（Ｈ＊Ｇx ）／Ｌr −（２Ｈ＊Ｇy
）／Ｔ｝ Ｆzrr ＝Ｋr ｛ｇ−（Ｈ＊Ｇx ）／Ｌr ＋（２Ｈ＊Ｇy
）／Ｔ｝ 【００３４】ステップ９０に於いては下記の数３に従っ
てタイヤに対する路面の摩擦係数μが推定演算され、ス
テップ１００に於いては操舵角θに基づき前輪舵角δf
及び後輪舵角δr が演算されると共に、下記の数４に従
って前輪のスリップ角αf 及び後輪のスリップ角αr が
演算される。 【数３】μ＝（Ｇx²＋Ｇy²）^1/2 ／ｇ 【数４】αf ＝（Ｖy ＋Ｌf ＊γ）／Ｖx −δf αr ＝（Ｖy −Ｌr ＊γ）／Ｖx −δr 【００３５】ステップ１１０に於いては図３に示された
グラフに対応するマップよりタイヤの特性値ｆyiが演算
され、下記の数５に従って各輪の横力Ｆyiが近似値とし
て演算される。尚signαf 及びsignαr はそれぞれ前輪
のスリップ角αf 及び後輪のスリップ角αr の符号を意
味する。 【数５】Ｆyi＝−signαf ＊ｆyi＊Ｆzi＊（１−Ｓi ）
（ i＝fl、fr） Ｆyi＝−signαr ＊ｆyi＊Ｆzi＊（１−Ｓi ） （ i
＝rl、rr） 【００３６】ステップ１２０に於いては下記の数６に従
って前後力Ｆxi及び横力Ｆyiの合力Ｆxyi が演算され、
ステップ１３０に於いては各輪について下記の数７に従
って摩擦円の大きさμ＊Ｆziと合力Ｆxyi との偏差、即
ち接地力残存量Ｄfiが演算される。 【００３７】 【数６】Ｆxyi ＝（Ｆxi ²＋Ｆyi ²）^1/2 【数７】Ｄfi＝μ＊Ｆzi−Ｆxyi 【００３８】ステップ１４０に於いてはスピンバリュー
ＳＶの絶対値に基づき後述の係数Ｋ（０＜Ｋ≦１）が図
４のグラフに対応するマップより演算され、ステップ１
５０に於いては各輪の接地力残存量Ｄfiのうちの最小値
Ｄfminが求められると共に、下記の数８に従って各輪の
スリップ率の補正値Ｓa が演算される。 【数８】Ｓa ＝Ｋ＊Ｄfmin 【００３９】ステップ１６０に於いてはステップ６０に
於いて演算された各輪のスリップ率Ｓi とステップ１５
０に於いて演算されたスリップ率の補正値Ｓa との和と
して各輪の目標スリップ率Ｒsiが演算される。ステップ
１７０に於てはＶb を前輪側の旋回内輪の車輪速として
下記の数９に従って各輪の目標車輪速Ｖtiが演算され、
ステップ１８０に於ては各輪のデューティ比Ｄriが下記
の数１０に従って演算される。尚下記の数１０に於て、
Ｋp 及びＫd は車輪速フィードバック制御に於ける比例
項及び微分項の比例定数である。 【００４０】 【数９】Ｖti＝（１−Ｒsi）＊Ｖb 【数１０】Ｄri＝Ｋp ＊（Ｖi −Ｖti）＋Ｋd ＊ｄ（Ｖ
i −Ｖti）／ｄｔ 【００４１】ステップ１９０に於ては前輪側の切換弁３
６f 及び後輪側の切換弁３６r に対し制御信号が出力さ
れることによってこれらの切換弁が第二の位置に切換え
設定されると共に、各輪の制御弁に対しステップ１８０
に於て演算されたデューティ比Ｄriに対応する制御信号
が出力されることにより各輪のホイールシリンダ５４fl
〜５４rrに対するブレーキオイルの給排が制御され、こ
れにより各輪の制動圧が制御される。 【００４２】この場合ステップ１８０に於て演算される
デューティ比Ｄriが負の基準値と正の基準値との間の値
であるときには上流側の制御弁が第二の位置に切換え設
定され且つ下流側の制御弁が第一の位置に保持されるこ
とにより、対応するホイールシリンダ内の圧力が保持さ
れ、デューティ比が正の基準値以上のときにはポンプ２
４f 及び２４r が駆動され上流側及び下流側の制御弁が
図１に示された位置に制御されることにより、対応する
ホイールシリンダへ高圧のブレーキオイルが供給される
ことによって該ホイールシリンダ内の圧力が増圧され、
デューティ比が負の基準値以下であるときには上流側及
び下流側の制御弁が第二の位置に切換え設定されること
により、対応するホイールシリンダ内のブレーキオイル
が低圧導管４４f 、４４r へ排出され、これにより該ホ
イールシリンダ内の圧力が減圧される。 【００４３】ステップ２００に於てはスピンバリューＳ
Ｖの絶対値に基づき前輪側の旋回外輪の目標スリップ率
Ｒsfo が図５のグラフに対応するマップより演算され、
ステップ２１０に於てはＶfiを前輪側の旋回内輪の車輪
速として下記の数１１に従って前輪側の旋回外輪の目標
車輪速Ｖtfo が演算され、ステップ２２０に於てはデュ
ーティ比Ｄrfo が下記の数１２に従って演算される。 【００４４】 【数１１】Ｖtfo ＝（１−Ｒsfo ）＊Ｖfi 【数１２】Ｄrfo ＝Ｋp ＊（Ｖfo−Ｖtfo ）＋Ｋd ＊ｄ
（Ｖfo−Ｖtfo ）／ｄｔ 【００４５】ステップ２３０に於ては前輪側の旋回外輪
の切換弁３６f に対し制御信号が出力されることによっ
てその切換弁が第二の位置に切換え設定されると共に、
同じく前輪側の旋回外輪の制御弁に対しステップ２２０
に於て演算されたデューティ比Ｄrfo に対応する制御信
号が出力されることにより旋回外輪のホイールシリンダ
５４fl又は５４frに対するブレーキオイルの給排が制御
され、これにより旋回外輪の制動圧が制御される。 【００４６】かくしてこの第一の実施形態に於いて、ス
ピンバリューＳＶが実質的に０である通常の走行状態に
於いては、ステップ４０に於いて否定判別が行われ、ス
テップ５０以降が実行されないことにより各切換弁及び
制御弁が図１に示された位置に維持され、これにより各
輪の制動力が運転者によるブレーキペダル１２の踏込み
量に応じて制御される状態が維持される。 【００４７】車輌の旋回挙動が不安定になり、スピンバ
リューＳＶの絶対値が第二の基準値Ｋa を越えると、ス
テップ４０に於いて肯定判別が行われるが、ステップ５
０に於いて否定判別が行われ、これによりステップ６０
〜１９０が実行されることによって車輌が制動される。 【００４８】即ちステップ６０に於いて各輪のスリップ
率Ｓi が演算され、ステップ７０に於いて各輪のタイヤ
に作用する前後力Ｆxiが演算され、ステップ８０に於い
て各輪のタイヤに作用する垂直力Ｆziが演算され、ステ
ップ９０に於いてタイヤに対する路面の摩擦係数μが推
定演算され、ステップ１００及び１１０に於いて各輪の
横力Ｆyiが近似値として演算され、ステップ１２０に於
いて前後力Ｆxi及び横力Ｆyiの合力Ｆxyi が演算され
る。 【００４９】そしてステップ１３０に於いて摩擦円の大
きさμ＊Ｆziと合力Ｆxyi との偏差として各輪の接地力
残存量Ｄfiが演算され、ステップ１４０に於いてスピン
バリューＳＶの絶対値に基づき係数Ｋが演算され、ステ
ップ１５０に於いて各輪の接地力残存量Ｄfiのうちの最
小値Ｄfminが求められると共に各輪のスリップ率の補正
値Ｓa が演算され、ステップ１６０に於いて各輪のスリ
ップ率Ｓi とスリップ率の補正値Ｓa との和として各輪
の目標スリップ率Ｒsiが演算され、ステップ１７０に於
て各輪の目標車輪速Ｖtiが演算され、ステップ１８０に
於てデューティ比Ｄriが演算され、ステップ１９０に於
て各輪の制動圧がデューティ比Ｄriに応じて制御され
る。 【００５０】例えば図６は車輌が左旋回する場合に於け
る左前輪１００fl、右前輪１００fr、左後輪１００rl、
右後輪１００rrの摩擦円１０２fl〜１０２rrとそれらの
車輪に作用する路面方向の力との間の関係の一例を示し
ている。図６に示されている如く、各輪の摩擦円の大き
さは各輪のタイヤに作用する垂直力が相互に異なること
に起因して相違し、左前輪の接地力残存量Ｄffl が最も
小さいとすると、各輪の接地力残存量の最小値Ｄfminは
Ｄffl （＝μ＊Ｆzfl −Ｆxyfl）であり、スリップ率の
補正値Ｓa はＫ＊Ｄffl として演算される。 【００５１】また車輌の旋回挙動が更に不安定になりス
ピンバリューＳＶの絶対値が第一の基準値Ｋs を越える
と、ステップ５０に於いて肯定判別が行われ、ステップ
２００〜２３０に於いてスピンバリューの大きさに応じ
た制動力が前輪側の旋回外輪に与えられ車輌にアンチス
ピンモーメントが与えられることによって車輌の旋回挙
動が安定化される。 【００５２】従ってこの第一の実施形態によれば、車輌
がスピン状態になる虞れが生じると、何れの車輪に於い
ても合力Ｆxyi が摩擦円の大きさを越えないよう各輪の
制動力が制御されることにより車輌が減速されるので、
車輌がスピン状態になる虞れを低減することができ、ま
たその後車輌がスピン状態になっても減速が行われない
場合に比して小さいアンチスピンモーメントにてスピン
状態を効果的に低減することができる。 【００５３】またこの場合各輪の目標スリップ率Ｒsiは
各輪のスリップ率Ｓi と全ての車輪に共通のスリップ率
補正値Ｓa との和として演算されるので、車輌にヨーモ
ーメントを与えることなく車輌を安定的に減速させるこ
とができ、また補正値Ｓa を演算するための係数Ｋはス
ピンバリューＳＶの絶対値が高いほど高い値になるよう
演算されるので、スピンバリューの絶対値が第二の基準
値を越えた段階に於いて各輪の制動力が突然大きく増大
することに起因する車輌の挙動の不自然な変化を確実に
防止することができる。 【００５４】尚図示の第一の実施形態に於いては、各輪
の目標スリップ率Ｒsiは各輪のスリップ率Ｓi と全ての
車輪に共通の補正値Ｓa との和として演算されるように
なっているが、全ての車輪の制動力がＳi ＋Ｓa の最小
値を目標スリップ率として完全に同一の値に制御される
よう構成されてもよい。 【００５５】また上記数１及び数１１に於いては、旋回
内外輪の旋回軌跡の差や車輌のヨーレートが各輪の車輪
速に及ぼす影響が考慮されていないが、より厳密に制動
力を制御すべくこれらの影響を考慮して各輪の車輪速が
求められてもよい。例えば車輌の旋回半径、トレッド、
ヨーレート等によって各輪の車輪速が補正され、補正さ
れた車輪速に基づき各輪のスリップ率Ｓi や前輪側の旋
回外輪の目標車輪速Ｖtfo が演算されてよい。 【００５６】また図示の第一の実施形態に於いては、各
輪のスリップ率Ｓi や目標車輪速Ｖtiを演算するための
基準車輪速Ｖb は前輪側の旋回内輪の車輪速であるが、
基準車輪速は例えば超音波式の対地車速センサにより検
出される対地車速に基づき設定されてもよい。 【００５７】図７は本発明による制動力制御装置の第二
の実施形態の油圧回路及び電気式制御装置を示す概略構
成図である。尚図７に於いて図１に示された部分に対応
する部分には図１に於いて付された符号と同一の符号が
付されている。 【００５８】この第二の実施形態の油圧回路は第一の実
施形態と同様に構成されており、図７の油圧回路には示
されていないが、各ホイールシリンダ５４fl〜５４rrに
はそれぞれ内部の圧力Ｐwi（ｉ＝fl、fr、rl、rr）を検
出する圧力センサ８０fl〜８０rrが設けられている。 【００５９】次に図８に示されたフローチャートを参照
して第二の実施形態による車輌の制動力制御の概要につ
いて説明する。尚図８に示されたフローチャートによる
制御も図には示されていないイグニッションスイッチの
閉成により開始され、所定の時間毎に繰返し実行され
る。 【００６０】この実施形態に於けるステップ１０〜１３
０は第一の実施形態の場合と同様に実行され、ステップ
１４０に於いてはスピンバリューＳＶの絶対値に基づき
後述の係数Ｋp （０＜Ｋp ≦１）が図９のグラフに対応
するマップより演算され、ステップ１５０に於いては各
輪の接地力残存量Ｄfiのうちの最小値Ｄfminが求められ
ると共に、下記の数１３に従って各輪の制動力の補正値
Ｆxaが演算される。 【数１３】Ｆxa＝Ｋp ＊Ｄfmin 【００６１】ステップ１６０に於いてはステップ７０に
於いて演算された各輪の前後力Ｆxiとステップ１５０に
於いて演算された制動力の補正値Ｆxaとの和として各輪
の目標制動力Ｆxti が演算される。ステップ１７０に於
ては目標制動力Ｆxti に基づき図には示されていないマ
ップより各輪の目標制動圧Ｐtiが演算され、ステップ１
８０に於てはデューティ比Ｄriが下記の数１４に従って
演算される。尚下記の数１４に於て、Ｋpp及びＫpdは圧
力フィードバック制御に於ける比例項及び微分項の比例
定数である。 【数１４】Ｄri＝Ｋpp＊（Ｐi −Ｐti）＋Ｋpd＊ｄ（Ｐ
i −Ｐti）／ｄｔ 【００６２】またステップ５０に於て肯定判別が行われ
たときに実行されるステップ２０５に於てはスピンバリ
ューＳＶの絶対値に基づき前輪側の旋回外輪の目標制動
圧Ｐtfo が図１０のグラフに対応するマップより演算さ
れ、ステップ２２０に於ては上述のステップ１８０と同
様に前輪側の旋回外輪のデューティ比Ｄtfo が演算され
る。 【００６３】かくしてこの第二の実施形態に於いても第
一の実施形態の場合と同様の作用効果が得られ、車輌が
スピン状態になる虞れが生じると、何れの車輪に於いて
も合力Ｆxyi が摩擦円の大きさを越えないよう各輪の制
動力が制御されることにより車輌が減速されるので、車
輌がスピン状態になる虞れを低減することができ、また
その後車輌がスピン状態になっても減速が行われない場
合に比して小さいアンチスピンモーメントにてスピン状
態を効果的に低減することができる。 【００６４】またこの第二の実施形態に於いては、各輪
の目標制動力Ｆxti は各輪の前後力Ｆxiと全ての車輪に
共通の制動力補正値Ｆxaとの和として演算されるので、
車輌にヨーモーメントを与えることなく車輌を安定的に
減速させることができ、また制動力補正値Ｆxaを演算す
るための係数Ｋp はスピンバリューＳＶの絶対値が高い
ほど高い値になるよう演算されるので、この実施形態に
於いてもスピンバリューの絶対値が第二の基準値を越え
た段階に於いて各輪の制動力が突然大きく増大すること
に起因する車輌の挙動の不自然な変化を確実に防止する
ことができる。 【００６５】尚図示の第二の実施形態に於いては、各輪
の目標制動力Ｆxti は各輪の前後力xiと全ての車輪に共
通の制動力補正値Ｆxaとの和として演算されるようにな
っているが、全ての車輪の制動力がＦxti ＋Ｆxaの最小
値を目標制動力として完全に同一の値に制御されるよう
構成されてもよい。 【００６６】また図示の第二の実施形態に於いては、各
輪の前後力Ｆxiはスリップ率に基づき演算されるように
なっているが、Ｃb を定数としＲをタイヤの有効半径と
して下記の数１５に従って各ホイールシリンダ内の圧力
Ｐi に基づき演算されてもよい。 【数１５】Ｆxi＝（Ｃb ／Ｒ）＊Ｐi 【００６７】以上に於いては本発明を特定の実施形態に
ついて詳細に説明したが、本発明は上述の実施形態に限
定されるものではなく、本発明の範囲内にて他の種々の
実施形態が可能であることは当業者にとって明らかであ
ろう。 【００６８】例えば上述の第一及び第二の実施形態に於
いては、スピンバリューＳＶの絶対値が第二の基準値を
越えると四輪全ての車輪に制動力が与えられるようにな
っているが、制動は例えば前二輪、後二輪、又は対角線
上の二輪に制動力が与えられることにより達成されても
よい。 【００６９】また上述の第一及び第二の実施形態に於い
ては、必要に応じてポンプが駆動されることにより高圧
のブレーキオイルが供給されるようになっているが、ポ
ンプより吐出された高圧のブレーキオイルを貯留するア
キュムレータが設けられ、高圧のブレーキオイルが必要
に応じてアキュムレータより供給されるよう構成されて
もよい。 【００７０】更に上述の第一及び第二の実施形態に於い
ては、係数Ｋ及びＫp はスピンバリューＳＶの絶対値の
増大につれて線形的に増大するよう設定されているが、
これらの係数は例えば図４及び図９に於いて破線にて示
されている如く設定されてもよい。 【００７１】 【発明の効果】以上の説明より明らかである如く、本発
明によれば、スピン状態量が第二の閾値を越えたときに
は、換言すれば車輌がスピン状態になる虞れがあるとき
には、車輌を減速するよう各輪の制動力が制御されるこ
とによって車輌が減速されるので、車輌がスピン状態に
なる虞れを低減することができ、またその後車輌がスピ
ン状態になっても小さいアンチスピンモーメントにてス
ピン状態を効果的に低減することができ、従って動力制
御の応答性を高くしたり制御量を高くすることなく車輌
の旋回挙動を効果的に安定化させることができる。 【００７２】また本発明によれば、スピン状態量が第二
の閾値を越え車輌が減速される際には、摩擦円の大きさ
と路面に沿う方向の力との偏差が最も小さい車輪に与え
得る制動力に対応する制動力がヨーモーメントを発生し
ないよう各輪に与えられるので、車輌を減速させる際に
好ましからざるヨーモーメントが車輌に与えられること
を確実に防止することができ、これにより車輌を安定的
に減速させることができる。

【図面の簡単な説明】 【図１】本発明による制動力制御装置の第一の実施形態
の油圧回路及び電気式制御装置を示す概略構成図であ
る。 【図２】第一の実施形態の制動力制御ルーチンを示すフ
ローチャートである。 【図３】タイヤのスリップ角α及び路面の摩擦係数μと
タイヤの特性値ｆy との間の関係を示すグラフである。 【図４】スピンバリューＳＶの絶対値と係数Ｋとの間の
関係を示すグラフである。 【図５】スピンバリューＳＶの絶対値と目標スリップ率
Ｒsfo との間の関係を示すグラフである。 【図６】車輌が左旋回する場合に於ける各輪の摩擦円の
大きさと合力Ｆxyとの間の関係を示すグラフである。 【図７】本発明による制動力制御装置の第二の実施形態
の油圧回路及び電気式制御装置を示す概略構成図であ
る。 【図８】第二の実施形態の制動力制御ルーチンを示すフ
ローチャートである。 【図９】スピンバリューＳＶの絶対値と係数Ｋp との間
の関係を示すグラフである。 【図１０】スピンバリューＳＶの絶対値と前輪側の旋回
外輪の目標制動圧Ｐtfo との間の関係を示すグラフであ
る。 【符号の説明】 １０…制動装置 １４…マスタシリンダ ２２f 、２２r …オイルポンプ ３６f 、３６r …切換弁 ４８fl、４８fr、４８rl、４８rr…第一の制御弁 ５０fl、５０fr、５０rl、５０rr…第二の制御弁 ５４fl、５４fr、５４rl、５４rr…ホイールシリンダ ６０…電気式制御装置 ６６…車速センサ ６８…横加速度センサ ７０…ヨーレートセンサ ７２…前後加速度センサ ７４fl〜７４rr…車輪速センサ ８０fl〜８０rr…圧力センサ

フロントページの続き (56)参考文献 特開 平７−117655（ＪＰ，Ａ) 特開 平２−171373（ＪＰ，Ａ) 特開 昭62−253559（ＪＰ，Ａ) 特開 平３−281467（ＪＰ，Ａ) 特開 平６−99796（ＪＰ，Ａ) 特開 平４−185560（ＪＰ，Ａ) 特開 平８−99624（ＪＰ，Ａ) (58)調査した分野(Int.Cl.⁷，ＤＢ名) B60T 8/00,8/32 - 8/96

Claims (1)

1. (57)【特許請求の範囲】 【請求項１】車輌のスピン状態量を検出する手段と、前
   記スピン状態量がスピン判定基準値を越えたときには前
   記スピン状態量に応じたアンチスピンモーメントを車輌
   に与えるよう各輪の制動力を制御する制動力制御手段と
   を有し、前記制動力制御手段は前記スピン状態量が前記
   スピン判定基準値より車輌の安定側に設定された第二の
   基準値を越えたときには車輌を減速するよう各輪の制動
   力を制御するよう構成された車輌の制動力制御装置に於
   て、各輪の摩擦円の大きさを検出する手段と、路面より
   各輪に加わる路面に沿う方向の力を検出する手段と、各
   輪について前記摩擦円の大きさと前記路面に沿う方向の
   力との偏差を求める手段とを有し、前記制動力制御手段
   は前記スピン状態量が前記第二の基準値を越えたときに
   は前記偏差の最小値に基づき制動力によるヨーモーメン
   トが発生しないよう各輪の制動力を制御するよう構成さ
   れていることを特徴とする車輌の制動力制御装置。