JP3514054B2 - 走行安定化装置 - 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、車両に適用される
走行安定化装置に係り、詳細にはアンチロックブレーキ
制御によって車輪がロック状態に陥ることを防止すると
共に車両がスピン状態やドリフト状態に陥ることを防止
した走行安定化装置に関する。 【０００２】 【従来の技術】車両の急激な姿勢変化、具体的には車両
がスピン状態やドリフト状態に陥ることを防止した技術
としては、特開平４−３７２４４６号公報に記載された
アンチスピン及びアンチドリフトの技術がある。この技
術は、左輪（左前輪と左前輪）の制動を制御する左輪制
動機構と右輪（右前輪と右後輪）の制動を制御する右輪
制動機構とを各々備え、走行時の車両のヨー挙動が安定
状態から逸脱していると判断したときに、ヨー挙動を安
定化させるためのヨーモーメントを演算し、このヨーモ
ーメントを生じさせるようにブレーキ油圧回路で生じた
制動力を左輪及び右輪の制動機構に適宜配分し、これに
よってスピン及びドリフトを防止するようにしている。 【０００３】なお、この技術は、ブレーキペダルの踏み
込みによるマスタ圧の他にブレーキペダルの踏み込みと
は無関係に制動用の高油圧を供給する手段を有してお
り、ブレーキペダルが踏み込まれていないときにも、右
輪及び左輪の制動機構のいずれかに高油圧を供給して演
算されたヨーモーメントを発生させる制動力を与える。
また、ブレーキペダルが踏み込まれていたら、この踏み
込み量に応じたマスタ圧による制動力が演算されたヨー
モーメントを発生させる制動力に達するまでは、右輪及
び左輪の制動機構のいずれかに該ヨーモーメントを発生
させる制動力を与え、マスタ圧による制動力が該ヨーモ
ーメントを発生させる制動力を越えたときには、制動力
の増加分を所定の割合で右輪及び左輪の制動機構に配分
する。このような制御によってブレーキペダルの踏み込
みの有無に係わらず、ヨー挙動を安定化させるヨーモー
メントを発生させることが可能となる。 【０００４】 【発明が解決しようとする課題】しかしながら、上記従
来のアンチスピン及びアンチドリフトの技術では、スピ
ンやドリフトを抑制させるヨーモーメントを発生させる
際にマスタ圧による制動力が該ヨーモーメントを発生さ
せる制動力を越えない間は、右輪及び左輪の制動機構の
いずれかに該ヨーモーメントを発生させる制動力を与え
るため、この間は、ブレーキペダルの踏み込みによる制
動を車両運動に反映できず、きめ細かなブレーキ制動が
できない、といった問題が生じる。 【０００５】一方、この問題を解決するため、ブレーキ
ペダルの踏み込みを検出した場合に踏力に対応したマス
タ圧でヨーモーメントを得る方法が考えられる。しか
し、この方法では、踏力が小さい場合に十分なヨーモー
メントが得られずスピンやドリフトを防止しきれないお
それが生じる。 【０００６】また、従来技術では、アンチロックブレー
キ制御（ＡＢＳ）との協調については十分に考慮されて
おらず、単純に通常のＡＢＳと組み合わせた場合、ＡＢ
Ｓの作動により十分なヨーモーメントが得られないおそ
れがある、といった問題点がある。すなわち、従来技術
では、スピンやドリフトの抑制と車輪のロックの防止と
を両立させるのが困難であった。 【０００７】本発明は、上記事実を考慮し、きめの細か
いブレーキ制動を損なうことなくスピン、ドリフト及び
車輪のロックのいずれをも防止して走行時の安定化を達
成した走行安定化装置を提供することを目的とする。 【０００８】 【０００９】 【００１０】 【課題を解決するための手段】本発明は、踏力に対応す
る油圧を発生させるマスタ圧源及び踏力に対応しない高
油圧を発生させる高圧源のいずれかのブレーキ油圧源を
対角線上の２つの車輪毎に切り替え可能な車両に適用さ
れる走行安定化装置において、ドリフト状態及びスピン
状態の少なくともいずれかを回避するために車両に加え
るべきヨーモーメントを演算するヨーモーメント演算手
段と、各車輪がロック状態に陥らないように各車輪に作
用する制動力を制御するアンチロック手段と、各車輪に
作用する制動力を各車輪毎に推定する制動力推定手段
と、車両旋回時における旋回内前輪及び旋回外後輪の推
定された制動力に基づいて前記ヨーモーメント演算手段
により演算されたヨーモーメントを実現するための旋回
外前輪及び旋回内後輪の目標制動力を演算する目標制動
力演算手段と、車両旋回方向が前記ヨーモーメントの方
向と一致するアンチドリフト時に旋回内後輪が前記アン
チロック手段により制御されたときに、旋回外前輪の目
標制動力を、旋回内前輪、旋回内後輪、及び旋回外後輪
の推定された制動力に基づいて前記ヨーモーメントを実
現させるように修正する第１の修正手段、及び車両旋回
方向が前記ヨーモーメントの方向の反対方向であるアン
チスピン時に旋回外前輪が前記アンチロック手段により
制御されたときに、旋回内後輪の目標制動力を、旋回内
前輪、旋回外前輪、及び旋回外後輪の推定された制動力
に基づいて前記ヨーモーメントを実現させるように修正
する第２の修正手段の少なくともいずれかを有する修正
手段と、車両旋回時に旋回外前輪及び旋回内後輪のブレ
ーキ油圧源をマスタ圧源から高圧源に切り替えると共
に、旋回外前輪及び旋回内後輪のうち前記アンチロック
手段により制御されていない少なくともいずれかの車輪
において推定された制動力が、前記目標制動力演算手段
により演算又は前記修正手段により修正された前記車輪
の目標制動力と一致するように前記車輪に作用する制動
力を制御する安定化制御手段と、を備えたことを特徴と
する。 【００１１】本発明では、アンチロック手段により各車
輪がロック状態に陥らないように各車輪の制動力が制御
される（アンチロックブレーキ制御）。車両旋回中に旋
回外前輪及び旋回内後輪のいずれかがアンチロックブレ
ーキ制御された場合、修正手段は、旋回外前輪及び旋回
内後輪のうちアンチロックブレーキ制御されていないい
ずれかの車輪の目標制動力を、ヨーモーメント演算手段
が演算したヨーモーメントが実現されるように、他の３
つの車輪において推定された制動力に基づいて修正す
る。このような目標制動力の修正によって、車輪のロッ
クを防止すると共にスピンやドリフトをも抑制して車両
の走行安定化を達成することができる。 【００１２】 【発明の実施の形態】以下、図面を参照して本発明の実
施の形態を詳細に説明する。 【００１３】（第１実施の形態）図１に本発明の実施の
形態に係る走行安定化装置の構成を示す。 【００１４】図１に示すように、本実施の形態に係る走
行安定化装置は、ハンドルの操舵量δを検出する操舵角
センサ１８と、各車輪の車輪速ω_w （車輪の回転速度）
を検出する車輪速検出手段（車速センサ）１４と、少な
くともハンドルの操舵量δに基づいてスピンやドリフト
を防止して車両を安定化させるのに必要なヨーモーメン
トＹ_M を演算するヨーモーメント演算部１２と、車輪に
作用する制動力を微小励振させたときの微小励振成分Ｐ
_v に対する車輪がグリップしているときの車輪速の共振
周波数成分ω_d の比である微小ゲインｇ_d を各車輪毎に
推定する微小ゲイン推定手段１６と、ブレーキ油圧回路
９９に備えられたＡＢＳアクチュエータ２０を制御する
ことによって車両にヨーモーメントＹ_M を与えると共に
微小ゲインｇ_d に基づくＡＢＳ制御を行うＡＢＳ制御手
段１０と、から構成される。また、ブレーキ油圧回路９
９には、後述するようにマスタ圧を検出するマスタ圧検
出手段２２と高圧源の油圧を検出する高圧源油圧検出手
段２４とが含まれており、各々がＡＢＳ制御手段１０に
接続されている。 【００１５】次に、微小ゲイン推定手段１６の詳細な構
成を図５を用いて説明する。図５に示すように、微小ゲ
イン推定手段１６は、通過帯域がタイヤがグリップして
いる時の車輪速度の共振周波数ｆ₁ を含む所定範囲に設
定された帯域通過フィルタ７５、帯域通過フィルタ７５
出力を整流する全波整流器７６、全波整流器７６出力を
平滑化して直流化する低域通過フィルタ７７、及び低域
通過フィルタ７７出力ω_d を微小振幅指令Ｐ_v で除算す
ることにより微小ゲインｇ_d を出力する除算部７８によ
り構成されている。 【００１６】微小ゲイン推定手段１６は、タイヤがグリ
ップしている時の車輪速度の共振周波数ｆ₁ の成分のみ
を検出し、車輪速度の共振周波数ｆ₁ の成分を直流化し
て出力するので、低域通過フィルタ７７出力ω_d は車輪
速度の共振周波数ｆ₁ 成分の振幅値となり、該振幅値を
微小振幅指令Ｐ_v で除算した微小ゲインｇ_d は車輪共振
系の周波数特性を示すパラメータとなる。 【００１７】車輪共振系の周波数特性は、図６に示すよ
うに、摩擦係数μがピーク値を越えると、共振周波数が
タイヤがグリップしている時の共振周波数ｆ₁ よりも高
い周波数（ｆ₂ ）側にずれる。タイヤがグリップしてい
る状態での共振周波数ｆ₁ の成分についてみると、ピー
クμ状態に近づくことによって、共振周波数ｆ₁ 成分の
振幅の減少、すなわち微小ゲインｇ_d の減少となって現
れてくる。従って、微小ゲインｇ_d からピークμ状態へ
の接近を検知することが可能となる。 【００１８】ところで、本実施の形態に係る走行安定化
装置が実装される車両のブレーキ油圧回路９９では、図
２に示すようにドライバの踏力に対応したマスタ圧を供
給するマスタ圧源とドライバの踏力とは無関係の高油圧
を供給する高圧源との切り替えを対角線上の２つの車輪
毎に行う構成とされている。すなわち、図２に示すよう
に車両を左旋回させる場合、旋回内前輪である第１輪及
び旋回外後輪である第４輪がマスタ圧源と低圧源との間
でＡＢＳ制御が行われるように油圧配管が切り替えられ
ると共に、旋回外前輪である第２輪及び旋回内後輪であ
る第３輪が高圧源と低圧源との間でＡＢＳ制御が行われ
るように油圧配管が切り替えられる。 【００１９】なお、車両を右旋回させる場合には、旋回
内前輪が第２輪、旋回外後輪が第３輪となって第２輪及
び第３輪がマスタ圧源と低圧源との間でＡＢＳ制御さ
れ、旋回外前輪が第１輪、旋回内後輪が第４輪となって
第１輪及び第４輪が高圧源と低圧源との間でＡＢＳ制御
されるように油圧配管が切り替えられる。 【００２０】次に、ＡＢＳ制御手段１０の詳細な構成を
図３を用いて説明する。図３に示すように、ＡＢＳ制御
手段１０は、アンチスピン及びアンチドリフト制御系と
して、各車輪に作用する制動力Ｆ_b1、Ｆ_b2、Ｆ_b3、Ｆ_b4
を推定する制動力推定部３６と、入力されたヨーモーメ
ントＹ_M 、推定された旋回内前輪の制動力Ｆ_b1及び推定
された旋回外後輪の制動力Ｆ_b4に基づいて旋回外前輪の
目標制動力Ｆ_b20 及び旋回内後輪の目標制動力Ｆ_b30 を
演算する目標制動力演算部３０と、目標制動力Ｆ_b20 、
Ｆ_b30 と推定された制動力Ｆ_b2、Ｆ_b4との偏差をそれぞ
れ演算する偏差演算部３４と、該偏差が０に一致するよ
うに旋回外前輪及び旋回内後輪に作用する制動力の指令
値を演算するＰＩ制御器３８と、演算された制動力の指
令値を後述する各車輪の制御ソレノイドバルブの増圧・
減圧時間に換算する増圧・減圧時間演算部４２と、を備
えている。 【００２１】なお、制動力推定部３６には、増圧・減圧
時間演算部４２、ブレーキ油圧回路９９のマスタ圧検出
手段２２及び高圧源油圧検出手段２４が接続されてい
る。制動力推定部３６は、マスタ圧と増圧・減圧時間と
からマスタ圧源と低圧源とに該増圧・減圧時間に応じて
接続される制御ソレノイドバルブによる旋回内前輪の制
動力Ｆ_b1及び旋回外後輪の制動力Ｆ_b4をそれぞれ推定す
る。また、高圧源油圧と増圧・減圧時間とから高圧源と
低圧源とに該増圧・減圧時間に応じて接続される制御ソ
レノイドバルブによる旋回外前輪の制動力Ｆ_b2及び旋回
内後輪の制動力Ｆ _b3をそれぞれ推定する。 【００２２】さらに、ＡＢＳ制御手段１０には、入力さ
れたハンドルの操舵量δから車両が左旋回しているか右
旋回しているかを判定する操舵方向判定部３２が備えら
れており、該操舵方向判定部３２は目標制動力演算部３
０に接続されている。これにより、目標制動力演算部３
０は車両の旋回方向を認識することができる。なお、本
実施の形態では、操舵方向判定部３２による操舵方向の
判定方法を上記方法に限定するものではない。 【００２３】また、ＡＢＳ制御手段１０は、ＡＢＳ制御
系として、基準ゲインｇ_s を記憶するメモリ５０と、入
力された微小ゲインｇ_d と基準ゲインｇ_s との偏差（ｇ
_d −ｇ_s ）を演算する偏差演算部５２と、偏差ｇ_d −ｇ
_s 、比例ゲインＧ_Pr1 及び積分ゲインＧ_Ir1 を用いた比
例積分制御により旋回内前輪と旋回外後輪の低減制動力
を演算するＰＩ制御器５４と、ドライバのブレーキペダ
ル踏み込みによる制動力を越えて指令されないように正
値を除去して負の値のみを採用して低減制動力の指令Ｐ
_r として出力する正値除去部５６と、を備えている。 【００２４】なお、正値除去部５６は、増圧・減圧時間
演算部４２に接続されており、増圧・減圧時間演算部４
２は、旋回内前輪と旋回外後輪の低減制動力の指令値を
旋回内前輪と旋回外後輪の制御ソレノイドバルブの増圧
・減圧時間に換算して出力する。 【００２５】また、微小ゲインｇ_d 及び基準ゲインｇ_s
は目標制動力演算部３０にも入力され、目標制動力演算
部３０は後述するように微小ゲインｇ_d が基準ゲインｇ
_s 以下となったときに各目標制動力の修正を行う。 【００２６】さらに、ＡＢＳ制御手段１０は、バルブ制
御系として、操舵方向判定部３２により判定された操舵
方向に応じてＡＢＳアクチュエータ２０の切り替えソレ
ノイドバルブの切り替え指令を出力するバルブ切り替え
部４４と、増圧・減圧時間演算部４２により演算された
増圧・減圧時間に応じてＡＢＳアクチュエータ２０の制
御ソレノイドバルブを制御する増圧・減圧指令部４６
と、車輪がグリップしている時の車輪速の共振周波数ｆ
₁ と同じ周波数の微小振動を制動力に加える際の微小励
振指令を演算して制御ソレノイドバルブに出力する微小
励振指令部４８と、を備えている。 【００２７】次に、図２に示すような対角線上の車輪の
ブレーキ油圧配管系の切り替えを実現可能なブレーキ油
圧回路９９の具体例を図４を用いて説明する。 【００２８】図４に示すように、ブレーキ油圧回路９９
には、マスターシリンダー系及びパワーサプライ系のブ
レーキフルードを蓄えるリザーバー１００が設けられて
いる。このリザーバー１００には、内部に蓄えられたブ
レーキフルードの液面低下を検出するレベルウォーニン
グスイッチ１０２と、パワーサプライ系の異常高圧時に
ブレーキフルードをリザーバー１００へリリーフするた
めのリリーフバルブ１０４が設けられている。 【００２９】また、リザーバー１００のリリーフバルブ
１０４側から配設された配管には、リザーバー１００か
らブレーキフルードを汲み上げ、高油圧のフルードを吐
出するポンプ１０６が設けられ、さらにフルード吐出側
には、該ポンプで発生させた油圧（パワーサプライ系）
を蓄圧するアキュームレーター１０８と該アキュームレ
ータ１０８の油圧を検出する高圧源油圧検出手段２４と
しての圧力センサー１１０とが設けられている。この圧
力センサー１１０は、検出したアキュームレーター１０
８の油圧に基づいてポンプ１０６の制御信号を出力し、
低圧時にはウォーニング信号（ＡＢＳ、ＴＲＣの制御禁
止信号）を出力する。 【００３０】また、アキュームレータ１０８の高油圧側
の配管には、アキュームレーター１０８の油圧低圧時に
ポンプ１０６の制御信号を出力すると共に油圧低圧時の
ウォーニング信号（ＡＢＳ、ＴＲＣ制御の禁止信号）を
出力する圧力スイッチ１１２が設けられている。 【００３１】また、リザーバー１００から延設された他
の配管には、ブレーキペダル１１８にかかった踏力に応
じた油圧を発生させるマスターシリンダー１１４が接続
されている。このマスターシリンダー１１４とブレーキ
ペダル１１８との間には、アキュームレーター１０８の
高油圧を踏力に応じた油圧に調圧・導入しブレーキの助
勢力を発生させるブレーキブースター１１６が配置され
ている。 【００３２】このブレーキブースター１１６には、アキ
ュームレーターの高油圧側の配管とリザーバー１００か
ら直接延設された配管とが接続されており、ブレーキペ
ダル１１８の踏み込み量が一定値以下の場合、リザーバ
ー１００からの通常の油圧が導入され、踏み込み量が一
定値を越えるとアキュームレーター１０８からの高油圧
が導入される。 【００３３】また、マスターシリンダー１１４からは該
マスターシリンダーの油圧（マスタ圧）を前後輪に各々
供給するためのフロント用マスタ圧配管１６４及びリヤ
用マスタ圧配管１６６が設けられている。そして、フロ
ント用マスタ圧配管１６４及びリヤ用マスタ圧配管１６
６には、前後輪で適正な制動力の配分となるようにリヤ
系統のブレーキ油圧を調圧するＰ＆Ｂバルブ１２０が介
在されている。このＰ＆Ｂバルブ１２０は、フロント系
統欠損時にはリヤ系統の調圧を中止する。なお、リヤ用
マスタ圧配管１６６には、該配管の油圧を検出するマス
タ圧検出手段２２としての圧力センサー１６５が設けら
れている。 【００３４】また、Ｐ＆Ｂバルブ１２０から延びたフロ
ント用マスタ圧配管１６４には、パワーサプライ系の油
圧が低下した場合にフロントホイールシリンダー油圧を
増圧して高い制動力を確保するための増圧装置１２２が
設けられている。この増圧装置１２２には、ブレーキブ
ースター１１６のブースター室に接続されたブースター
配管１６８が接続されており、このブースター配管１６
８と増圧装置１２２との間には、圧力リミッター１２４
及び差圧スイッチ１２６が介在されている。 【００３５】圧力リミッター１２４は、システム正常時
にブレーキブースター１１６の助勢力限界以上の入力付
加に対し、増圧装置１２２及び差圧スイッチ１２６を作
動させないようにブースター室との経路を閉じる。ま
た、差圧スイッチ１２６はマスターシリンダー１１４と
ブースター室との油圧差を検出する。なお、増圧装置１
２２の圧力供給側の配管には、該配管の油圧を検出する
図３のマスタ圧検出手段２２としての圧力センサー１２
３が設けられている。 【００３６】また、アキュームレータ１０８からはブレ
ーキペダル１１８への踏力とは無関係に蓄圧した高油圧
を供給する高圧配管１６７が延設されている。 【００３７】高圧配管１６７及びブースター配管１６８
には、この２つの高圧配管のいずれかを切り替える切り
替えソレノイドバルブ１２８、１２９（以下、「バルブ
ＳＴＲ１」、「バルブＳＴＲ２」という）が接続されて
いる。 【００３８】バルブＳＴＲ１の圧力供給側の一方の配管
には左前輪用の制御ソレノイドバルブ１３４の増圧側バ
ルブ１３４ａが接続されている。そして、制御ソレノイ
ドバルブ１３４には、制御ソレノイドバルブ１３５（以
下、制御ソレノイドバルブ１３４、１３５をまとめて
「バルブＳＦＬ」という）が接続されており、この制御
ソレノイドバルブ１３５の減圧側バルブ１３５ｂには、
リザーバー１００から直接延設された低圧配管１６２が
接続されている。 【００３９】バルブＳＴＲ２の圧力供給側の一方の配管
には右前輪用の制御ソレノイドバルブ１３２の増圧側バ
ルブ１３２ａが接続されている。そして、制御ソレノイ
ドバルブ１３２には、制御ソレノイドバルブ１３３（以
下、制御ソレノイドバルブ１３２、１３３をまとめて
「バルブＳＦＲ」という）が接続されており、この制御
ソレノイドバルブ１３３の減圧側バルブ１３３ｂには、
リザーバー１００から直接延設された低圧配管１６２が
接続されている。 【００４０】バルブＳＦＲ及びバルブＳＦＬの圧力供給
側の配管には、切り替えソレノイドバルブ１３６（以
下、「バルブＳＡ１」）及び切り替えソレノイドバルブ
１３８（以下、「バルブＳＡ２」）が各々接続されてお
り、このバルブＳＡ１及びバルブＳＡ２には、さらに増
圧装置１２２の増圧側配管が接続されている。そして、
バルブＳＡ１の圧力供給側の配管は、フロントホイール
シリンダー１５０に接続されており、バルブＳＡ２は、
フロントホイールシリンダー１５１に接続されている。 【００４１】バルブＳＡ１及びバルブＳＡ２は、通常の
ブレーキモード時には、増圧装置１２２からの圧力が各
々フロントホイールシリンダー１５０、１５１にかかる
ようにバルブを開け、ＡＢＳモード時には、バルブＳＦ
Ｒ及びバルブＳＦＬからの圧力が各々フロントホイール
シリンダー１５０、１５１にかかるようにバルブを閉じ
る。すなわち、前輪では、通常ブレーキモードとＡＢＳ
モードとの切り替えは左右輪毎に独立して行うことが可
能となっている。 【００４２】ＡＢＳモード時のバルブＳＦＬ及びバルブ
ＳＦＲでは、それぞれ増圧側バルブ１３４ａ、１３２ａ
を開き、減圧側バルブ１３５ｂ、１３３ｂを閉じること
によって各々バルブＳＴＲ１、バルブＳＴＲ２から供給
された高圧配管１６７及びブースター配管１６８のいず
れかの高油圧をフロントホイールシリンダー１５０、１
５１に各々供給する。また、それぞれ増圧側バルブ１３
４ａ、１３２ａを閉じ、減圧側バルブ１３５ｂ、１３３
ｂを開くことによって低圧配管１６２の低油圧をフロン
トホイールシリンダー１５０、１５１に各々供給する。 【００４３】また、Ｐ＆Ｂバルブ１２０から延びたリヤ
用マスタ圧配管１６６には、切り替えソレノイドバルブ
１３０、１３１（以下、「バルブＳＡ３」、「バルブＳ
Ａ４」という）が接続されている。 【００４４】バルブＳＡ３には、さらにバルブＳＴＲ２
の他方の配管が接続されており、バルブＳＡ３の圧力供
給側の配管には、左後輪用の制御ソレノイドバルブ１４
２の増圧側バルブ１４２ａが接続されている。そして、
制御ソレノイドバルブ１４２には、制御ソレノイドバル
ブ１４３（以下、制御ソレノイドバルブ１４２、１４３
をまとめて「バルブＳＲＬ」という）が接続されてお
り、この制御ソレノイドバルブ１４３の減圧側バルブ１
４３ｂには、リザーバー１００から直接延設された低圧
配管１６２が接続されている。 【００４５】バルブＳＡ４には、さらにバルブＳＴＲ１
の他方の配管が接続されており、バルブＳＡ４の圧力供
給側の配管には、右後輪用の制御ソレノイドバルブ１４
０の増圧側バルブ１４０ａが接続されている。そして、
制御ソレノイドバルブ１４０には、制御ソレノイドバル
ブ１４１（以下、制御ソレノイドバルブ１４０、１４１
をまとめて「バルブＳＲＲ」という）が接続されてお
り、この制御ソレノイドバルブ１４１の減圧側バルブ１
４１ｂには、リザーバー１００から直接延設された低圧
配管１６２が接続されている。 【００４６】バルブＳＡ３及びバルブＳＡ４は、通常の
ブレーキモード時には、リヤ用マスタ圧配管１６６から
のマスタ圧が、各々バルブＳＲＬ、バルブＳＲＲにかか
るようにバルブを開け、ＡＢＳモード時には、バルブＳ
ＴＲ１、バルブＳＴＲ２からの高油圧が各々バルブＳＲ
Ｌ、バルブＳＲＲにかかるようにバルブを閉じる。すな
わち、後輪でも、通常ブレーキモードとＡＢＳモードと
の切り替えは左右輪毎に独立して行うことが可能となっ
ている。 【００４７】ＡＢＳモード時のバルブＳＦＬ、バルブＳ
ＦＲ、バルブＳＲＬ、バルブＳＲＲでは、それぞれ増圧
側バルブ１３４ａ、１３２ａ、１４２ａ、１４０ａを開
き、減圧側バルブ１３５ｂ、１３３ｂ、１４３ｂ、１４
１ｂを閉じることによってバルブＳＴＲ１若しくはバル
ブＳＴＲ２から供給された高圧配管１６７及びブースタ
ー配管１６８のいずれかの高油圧をフロントホイールシ
リンダー１５０、１５１、１５２、１５３に各々独立に
供給する（増圧モード）。また、それぞれ増圧側バルブ
１３４ａ、１３２ａ、１４２ａ、１４０ａを閉じ、減圧
側バルブ１３５ｂ、１３３ｂ、１４３ｂ、１４１ｂを開
くことによって低圧配管１６２の低油圧をフロントホイ
ールシリンダー１５０、１５１、１５２、１５３に各々
独立に供給する（減圧モード）。なお、増圧側バルブ及
び減圧側バルブを同時に閉じることによって、各ホイー
ルシリンダーに加えられる油圧が保持される（保持モー
ド）。 【００４８】このように各ホイールシリンダーに加えら
れる油圧の増圧時間と減圧時間との比を調節することに
よって、各ホイールシリンダーに挟まれたブレーキディ
スク１５４、１５５、１５６、１５７に加えられる制動
力をそれぞれ制御できる。 【００４９】また、図４のブレーキ油圧回路では、ドラ
イバの踏力に対応したブースター配管１６８の高油圧若
しくはドライバの踏力とは無関係のアキュームレーター
１０８の高油圧のいずれを選択するかを、バルブＳＴＲ
１、バルブＳＴＲ２の開閉によってそれぞれ左前輪−右
後輪、右前輪−左後輪の対角線上の車輪毎に切り替え可
能となっている。 【００５０】なお、図３のＡＢＳアクチュエータ２０
は、上記の切り替えソレノイドバルブＳＡ１、ＳＡ２、
ＳＡ３、ＳＴＲ及び制御ソレノイドバルブＳＲＬ、ＳＲ
Ｒ、ＳＦＬ、ＳＦＲによって構成されており、切り替え
ソレノイドバルブは図３のバルブ切り替え部４４に接続
され、制御ソレノイドバルブは増圧減圧指令部４６に接
続され、各制御信号に応じて開閉やバルブポジションの
位置がそれぞれ切り替えられる。 【００５１】次に、第１の実施の形態の作用を説明す
る。以下の説明では、図２に示すように車両が左旋回の
場合を想定する。すなわち、旋回内前輪、旋回外前輪、
旋回内後輪、及び旋回外後輪がそれぞれ第１輪、第２
輪、第３輪、及び第４輪となる。なお、右旋回の場合は
旋回内前輪、旋回外前輪、旋回内後輪、及び旋回外後輪
をそれぞれ第２輪、第１輪、第４輪、及び第３輪として
全く同様に適用できる。 【００５２】図３の操舵方向判定部３２が、操舵角セン
サ１８により検出されたハンドル操舵角δに基づいて車
両の旋回方向を判定すると共に、図１のヨーモーメント
演算部１２が車両を安定化させるためのヨーモーメント
Ｙ_M を演算する。そして、バルブ切り替え部４４が判定
された車両の旋回方向に応じて切り替えソレノイドバル
ブを切り替える。 【００５３】すなわち、図４のバルブＳＡ１、ＳＡ４を
閉じてバルブＳＴＲ１を開けることにより、旋回内前輪
（第１輪）を制御するバルブＳＦＬ及び旋回外後輪（第
４輪）を制御するバルブＳＲＲの高圧側の配管に踏力に
依存するマスタ圧を供給するブースター配管１６８を接
続する。これにより、旋回内前輪（第１輪）と旋回外後
輪（第４輪）とは、マスタ圧と低圧源（リザーバー１０
０）との間でＡＢＳ制御が可能となる。 【００５４】また、図４のバルブＳＡ２、ＳＡ３を閉じ
バルブＳＴＲ２を閉じることにより、旋回外前輪（第２
輪）を制御するバルブＳＦＲ及び旋回内後輪（第３輪）
を制御するバルブＳＲＬの高圧側の配管に踏力とは無関
係のアキュームレータ１０８の高油圧を供給する高圧配
管１６７を接続する。これにより、旋回外前輪（第２
輪）と旋回内後輪（第３輪）とは、高圧源と低圧源との
間でＡＢＳ制御が可能となる。 【００５５】旋回内前輪（第１輪）及び旋回外後輪（第
４輪）については、ＡＢＳ制御手段１０が微小ゲイン推
定手段１６により推定された微小ゲインｇ_d が基準値ｇ
_s 以下となったときに微小ゲイン追従制御を行う。 【００５６】この微小ゲイン追従制御では、まず、図３
の微小励振指令部４８がバルブＳＦＬ及びバルブＳＲＲ
に微小励振指令Ｐ_v を与えて車輪に作用する制動力を微
小励振させ、図１の微小ゲイン推定手段１６が微小ゲイ
ンｇ_d を推定する。ＡＢＳ制御手段１０は、偏差演算部
５２により偏差ｇ_d −ｇ_s を演算し、ＰＩ制御器５４に
より該偏差を０とするようなブレーキ力指令を演算し、
正値除去部５６により正値を除去して低減ブレーキ力指
令Ｐ_r を演算する。そして、演算された低減ブレーキ力
指令Ｐ_r を増圧・減圧時間演算部４２により制御ソレノ
イドバルブの増圧・減圧時間に換算し、増圧・減圧指令
部４６により演算された増圧・減圧時間に応じてバルブ
ＳＦＬ及びバルブＳＲＲを制御する。すなわち、微小ゲ
インｇ_dが基準値ｇ_s 以下となるときにピークμを越え
ているとみなして旋回内前輪（第１輪）及び旋回外後輪
（第４輪）に作用する平均的なブレーキ力を低減させ
る。これにより、ピークμに追従して旋回内前輪（第１
輪）及び旋回外後輪（第４輪）のロックが防止される。 【００５７】旋回外前輪（第２輪）及び旋回内後輪（第
３輪）については、ＡＢＳ制御手段１０がヨーモーメン
トＹ_M を実現するための安定化制御を行う。この安定化
制御では、まず、図３の目標制動力演算部３０が、制動
力推定部３６により推定された旋回内前輪（第１輪）の
推定制動力Ｆ_b1及び旋回外後輪（第４輪）の推定制動力
Ｆ_b4を基準制動力とし、この基準制動力からの偏差によ
ってヨーモーメントＹ _M を実現するための旋回外前輪
（第２輪）の目標制動力Ｆ_b20 及び旋回内後輪（第３
輪）の目標制動力Ｆ_b30 をアンチスピン時及びアンチド
リフト時の各々について以下の(1) 〜(4) 式に従って演
算する。 【００５８】ここで、以下の式では図２のような左旋回
の場合を想定するが、左旋回の場合、旋回方向と一致す
る方向がヨーモーメントＹ_M の正方向であり、従って、
旋回方向と同じ方向にヨーモーメントＹ_M を加える場合
（Ｙ_M ＞０）がアンチドリフト時、旋回方向と反対方向
にヨーモーメントＹ_M を加える場合（Ｙ_M ＜０）がアン
チスピン時に対応する。なお、以下の式では、前２輪の
間隔をＴ_f 、後２輪の間隔をＴ_r とする（図２参照）。 【数１】 【数２】(1) 〜(4) 式のように目標制動力が演算されると、ＡＢ
Ｓ制御手段１０は、偏差演算部３４により推定制動力Ｆ
_b2と目標制動力Ｆ_b20 との偏差及び推定制動力Ｆ_b3と目
標制動力Ｆ_b30 との偏差をそれぞれ演算し、ＰＩ制御器
３８により該偏差を０に一致させるようなブレーキ力指
令を演算する。そして、演算されたブレーキ力指令を増
圧・減圧時間演算部４２により制御ソレノイドバルブの
増圧・減圧時間に換算し、増圧・減圧指令部４６により
演算された増圧・減圧時間に応じてバルブＳＦＲ及びバ
ルブＳＲＬを制御する。 【００５９】ここで、旋回外前輪（第２輪）及び旋回内
後輪（第３輪）についても、ブレーキペダルの踏力を検
出した時点から微小励振指令部４８による微小励振を開
始する。そして、旋回外前輪（第２輪）及び旋回内後輪
（第３輪）のうち推定された各微小ゲインｇ_d が基準ゲ
インｇ_s 以下となった車輪について、微小ゲインと基準
ゲインとの偏差をフィードバックし、増圧・減圧時間を
演算して微小ゲイン追従制御を行う。なお、この場合
は、高圧源と低圧源との間で微小ゲイン追従制御を行
う。 【００６０】アンチドリフト時に旋回内後輪（第３輪）
が微小ゲイン追従制御に切り替えられた場合、図３の目
標制動力演算部３０は、旋回外前輪（第２輪）の目標制
動力Ｆ_b20 を以下の(5) 式に従って修正する。 【数３】【００６１】アンチスピン時に旋回外前輪（第２輪）が
微小ゲイン追従制御に切り替えられた場合、図３の目標
制動力演算部３０は、旋回内後輪（第３輪）の目標制動
力Ｆ _b30 を以下の(6) 式に従って修正する。 【数４】 【００６２】なお、ブレーキペダルが踏み込まれない非
制動時には、旋回内前輪（第１輪）及び旋回外後輪（第
４輪）の制動は行われず、よってＦ_b1＝Ｆ_b4＝０とな
り、旋回外前輪（第２輪）、旋回内後輪（第３輪）の目
標制動力は以下の(7) 〜(10)式のように簡単になる。 【００６３】アンチドリフト時（Ｙ_M ＞０）； Ｆ_b20 ＝ ０ ・・・(7) アンチスピン時（Ｙ_M ＜０）； Ｆ_b30 ＝ ０ ・・・(10) なお、上記(1) 〜(10)式では、左旋回の場合を扱った
が、右旋回の場合にも同様な演算方法が適用されること
はいうまでもない。 【００６４】以上のように本発明の実施の形態に係る走
行安定化装置では、ドライバの踏力に対応したマスタ圧
と高圧源との切り替えを対角線上の２つの車輪毎に行う
構成とし、油圧源をマスタ圧とする車輪と油圧源を高圧
源とする車輪を混在させている。これにより、マスタ圧
に対応するきめ細かなブレーキ制動を達成すると共に、
ドライバの踏力が小さい場合においても対角線上に配置
された高圧の油圧源を有する車輪の制動によりスピンや
ドリフトを抑制するための十分なヨーモーメントを得る
ことができる。 【００６５】また、車輪がロックする限界制動時におい
ては、高圧の油圧源を有する車輪において走行安定化の
ために行われていた目標制動力追従制御を微小ゲイン追
従制御に切り替えると共に、切り替えられた車輪の対角
線上の車輪の目標制動力を修正することにより、車輪の
ロックの防止と共にスピンやドリフトを抑制することが
できる。 【００６６】さらに、微小ゲイン追従制御と目標制動力
追従制御の切り替えなど制御ロジックは、連続的に動作
するため、ドライバに違和感を与えることもない。 【００６７】なお、第１の実施の形態では、ヨーモーメ
ント演算部１２によるヨーモーメントの演算方法を特に
限定するものではなく、スピンやドリフトを防止する上
で必要なヨーモーメントを演算できれば如何なる方法で
あっても良い。 【００６８】（第２の実施の形態）次に、本発明の走行
安定化装置の第２の実施の形態を、図７乃至図９を参照
して説明する。なお、第２の実施の形態は、上記第１の
実施の形態に係る図１のヨーモーメント演算部１２の詳
細な構成及び演算方法を示すもので、他の構成について
は第１の実施の形態と同様であるので、詳細な説明を省
略する。 【００６９】図４はヨーモーメント演算部１２の詳細な
構成を示すもので、このヨーモーメント演算部１２は、
車両の速度ｖｘを検出する車速センサ５９と車両の実際
の旋回運動の状態量である横速度とヨー角速度を実状態
量として検出する実状態量検出手段６４と、前記車速ｖ
ｘ及びハンドル操舵量δに基づき望ましい車両の旋回運
動の状態量である横速度とヨー角速度に対応する目標状
態量を演算する目標状態量演算手段６０と、該目標状態
量と前記実状態量との偏差および前記車速に基づき車両
のスピンを防止するように車両に加えるべきヨーモーメ
ントＹ_M を演算するフィードバック量演算手段６２とか
ら構成されている。 【００７０】実状態量検出手段６４は、横速度センサ６
６とヨー角度センサ６８とから構成されている。本実施
の形態では、横速度センサ６６に非接触式速度計を用い
ており、横速度センサ６６は横速度を検出し、検出した
横速度を電気信号に変換し、変換した電気信号を横速度
信号ｖｙとして出力する。この横速度センサ６６から出
力された横速度信号ｖｙは、目標状態量演算手段６０か
ら出力される目標横速度ｖy0と合成手段７０において合
成されてフィードバック量演算手段６２へ出力される。 【００７１】また、ヨー角速度センサ６８は、車両重心
位置に取り付けられており、車両重心位置におけるヨー
角速度を検出し、検出したヨー角速度に対応する値をヨ
ー角速度信号γとして出力する。このヨー角速度センサ
６８から出力されたヨー角速度信号γは、目標状態量演
算手段６０から出力される目標ヨー角速度信号γ０と合
成手段７２において合成されてフィードバック量演算手
段６２へ出力される。 【００７２】目標状態量演算手段６０、合成手段７０、
７２、及びフィードバック量演算手段６２は、ディジタ
ルコンピュータによって構成されている。このディジタ
ルコンピュータには、ハンドル操作量δと車速ｖｘと実
状態量としての横速度ｖｙとヨー角速度γが入力される
と共に、各輪の制動力配分によって生じるヨーモーメン
トであるフィードバック量Ｙ_M が、（フィードバック量
演算手段６２から）ＡＢＳ制御手段１０へ出力される。 【００７３】ディジタルコンピュータによって構成され
た目標状態量演算手段６０乃至フィードバック量演算手
段６２における演算の内容について説明する。なお、以
下の説明において、関数ｘの時間微分をｘ’、行列Ａの
転置をＡ^T と表す。 【００７４】横速度ｖｙとヨー角速度γを状態量とした
車両運動は、次式の状態方程式によって記述できる。 【００７５】 ｘ’＝Ａ（ｖｘ）・ｘ＋Ｂ１・Δ・ｚ＋Ｂｆ・δ＋Ｂ２・Ｙ_M ・・・(11) ｚ ＝Ｃ（ｖｘ）・ｘ＋Ｄｆ・δ ここで、 Ａ（ｖｘ）＝［ａｌ ａ２］ Ｂ１ ＝［ｂ１ ｂ２］ Ｂ２ ＝［０ １／Ｉｚ］^T Ｂｆ ＝［ｃｆ／ｍ ａｆ・ｃｆ／Ｉｚ］^T Ｃ（ｖｘ）＝［ｃｌ ｃ２］ Ｄｆ ＝［Ｗｆ ０］^T ｘ ＝［ｖｙ γ］^T さらに、 ａ１＝［ａｌｌ ａ２１］^T ａ２＝［ａｌ２ ａ２２］^T ａ11＝−（ｃｆ＋ｃｒ）／（ｍ・ｖｘ） ａ21＝−（ａｆ・ｃｆ−ａｒ・ｃｒ）／（Ｉｚ・ｖｘ） ａ12＝−（ａｆ・ｃｆ−ａｒ・ｃｒ）／（ｍ・ｖｘ） ａ22＝−ｖｘ−（ａｆ² ・ｃｆ−ａｒ² ・ｃｒ）／（Ｉ
ｚ・ｖｘ） ｂ１＝［ｃｆ／ｍ ａｆ・ｃｆ／Ｉｚ］^T ｂ２＝［ｃｒ／ｍ −ａｒ・ｃｒ／Ｉｚ］^T ｃ１＝［Ｗｆ／ｖｘ Ｗｒ／ｖｘ］^T ｃ２＝［Ｗｆ・ａｆ／ｖｘ −Ｗｒ・ａｒ／ｖｘ］^T ただし、 ａｆ、ａｒ ： 前輪および後輪の車軸と重心の距離 Ｉｚ ： ヨー慣性モーメント ｍ ： 車両質量 Ｙ_M ： ヨーモーメント ｚ ： 重み付けされた前後輪スリップ角 である。 【００７６】目標状態量演算手段６０は、操舵量信号δ
及び車速信号ｖｘに基づきドライバが最も操縦し易いよ
うな車両運動状態量である目標横速度ｖy0および目標ヨ
ー角速度γ０を目標状態量信号ｘ０として出力する。こ
こでは、このような車両挙動の動特性として高μ路にお
ける次の(12)式で表した線形モデルを考える。 【００７７】 ｘ０’＝Ａ０（ｖｘ）・ｘ０＋Ｂf0・δ ・・・(12) ここで、 Ａ０（ｖｘ）＝［ａ１０ ａ２０］、 Ｂf0＝［ｃf0／ｍ ａｆ・ｃf0／Ｉｚ］^T ｘ０＝［ｖｙ０ γ０］^T さらに、 ａ10 ＝［ａ110 ａ210 ］^T ａ20＝［ａ120 ａ220 ］^T ａ110 ＝−（ｃfo＋ｃr0）／（ｍ・ｖｘ） ａ210 ＝−（ａｆ・ｃf0−ａｒ・ｃr0）／（Ｉｚ・ｖ
ｘ） ａ120 ＝−（ａｆ・ｃf0−ａｒ・ｃr0）／（ｍ・ｖｘ） ａ220 ＝−ｖｘ−（ａf²・ｃf0−ａr²・ｃr0）／（Ｉｚ
・ｖｘ） ただし、 ｃf0、ｃr0：線形モデルのコーナリングスティッフネス である。 【００７８】フィードバック量演算手段６２は、実状態
量ｘと目標状態量ｘ０との偏差に基づき、車両がスピン
に陥らない範囲内でハンドル操舵量に対する車両の挙動
を最適にするとともに、横風などの外乱に対する安定性
を向上させるよう実状態量ｘを目標状態量ｘ０に追従さ
せるための制動力の配分によって生じるヨーモーメント
をフィードバック量Ｙ_M として演算する。 【００７９】このような目標状態量演算手段６０及びフ
ィードバック量演算手段６２における演算アルゴリズム
は、図８に示す制御系をモデルを用いて設計できる。す
なわち、本実施の形態では、図８に示すように、目標状
態量演算手段４０に相当するブロックＰ0 （ｖｘ）、変
動を含まない車両運動モデルであるブロックＰ（ｖ
ｘ）、変動を表すブロックΔｆ，Δｒ、フィードバック
量演算手段５に相当する状態フィードバックゲインＫ
（ｖｘ）からなる。すなわち、前後輪のコーナリングス
ティッフネスの変動による前後輪のコーナリングフォー
スの変化を等価的に前後輪のスリップ角に応じた前後輪
舵角の変動とみなし、変動を表すブロックΔｆ，Δｒを
分離した制御系を想定している。 【００８０】この図８に示す制御系において、上記演算
アルゴリズムは、絶対値が１以下の任意の変動Δｆ、Δ
ｒを含む閉ループ系が安定となるように設計されるもの
である。 【００８１】ここで、図８に示す制御系のブロックＰ
（ｖｘ）は上記の(11)式を表しており、ハンドル操舵量
δ、等価的な前後輪舵角変化ｗ（Δｆ、Δｒ）及び制動
力の配分によって生じるヨーモーメントＹ_M を入力とす
ると共に、横速度ｖｙ及びヨー角速度γからなる車両の
実状態量ｘおよび重み付けされた前後輪スリップ角ｚを
出力する車速ｖｘをパラメータとして含む車両の運動を
表現した数式モデルである。またブロックＰ0 （ｖｘ）
は上記の(12)式を表しており、ハンドル操作量δを入
力、車両の目標状態量ｘ０である目標横速度ｖy0と目標
ヨー角速度γ０とを出力とする車速ｖｘをパラメータと
して含む車両の目標運動を表現した数式モデルである。 【００８２】ところで、図８に示す制御系の安定性を議
論することは、図９に示すハンドル操舵量δや目標状態
量を含まない制御系の安定性を議論することと等価とな
る。このため、図９に示す制御系を用いてコントローラ
の設計を行う。この場合、図８においてハンドル操舵量
が零であると仮定している。 【００８３】ここで、図９に示す制御系において絶対値
が１以下の任意の変動Δｆ、Δｒを含む閉ループ系が安
定となるためには、前後輪舵角変化ｗから基準化された
前後輪スリップ角ｚまでの構造化特異値が１未満となる
ように制御系を構成すればよいことが、スモールゲイン
定理として知られている。ここでは、考慮すべき車速ｖ
ｘの領域としてｖ１≦ｖｘ≦ｖ２を設定し、この領域内
で車速ｖｘがどのように変化する場合にも、常に前後輪
舵角変化ｗから基準化された前後輪スリップ角ｚまでの
構造化特異値が１未満となるような制御系設計を行う。 【００８４】まず、 θ１＝ｖ１（ｖ２−ｖｘ）／｛ｖｘ（ｖ２−ｖ１）｝ θ２＝（ｖｘ−ｖ１）／（ｖ２−ｖ１） θ３＝１−θ１−θ２ を定義すると、 Ａ（ｖｘ）＝θ１・Ａ１＋θ２・Ａ２＋θ３・Ａ３ ・・・(13) Ｃ（ｖｘ）＝θ１・Ｃ１＋θ２・Ｃ２＋θ３・Ｃ３ ・・・(14) ただし、 Ａ１＝［ａ101 ａ201 ］、Ｃ１＝［ｃ101 ｃ201 ］ Ａ２＝［ａ102 ａ202 ］、Ｃ２＝［ｃ102 ｃ202 ］ Ａ３＝［ａ103 ａ203 ］、Ｃ３＝［ｃ103 ｃ203 ］ さらに、 ａ101 ＝［ａ1101 ａ2101］^T 、 ａ201 ＝［ａ1201
ａ2201］^T ａ102 ＝［ａ1102 ａ2102］^T 、 ａ202 ＝［ａ1202
ａ2202］^T ａ103 ＝［ａ1103 ａ2103］^T 、 ａ201 ＝［ａ1203
ａ2203］^T ａ1101＝−（ｃｆ＋ｃｒ）／（ｍ・ｖｌ） ａ2101＝−（ａｆ・ｃｆ−ａｒ・ｃｒ）／（Ｉｚ・ｖ
１） ａ1201＝−（ａｆ・ｃｆ−ａｒ・ｃｒ）／（ｍ・ｖ１） ａ2201＝−ｖ１−（ａｆ² ・ｃｆ−ａｒ² ・ｃｒ）／
（Ｉｚ・ｖｌ） ａ1102＝−（ｃｆ＋ｃｒ）／（ｍ・ｖ２） ａ2102＝−（ａｆ・ｃｆ−ａｒ・ｃｒ）／（Ｉｚ・ｖ
２） ａ1202＝−（ａｆ・ｃｆ−ａｒ・ｃｒ）／（ｍ・ｖ２） ａ2202＝−ｖ２−（ａｆ² ・ｃｆ−ａｒ² ・ｃｒ）／
（Ｉｚ・ｖ２） ａ1103＝−（ｃｆ＋ｃｒ）／（ｍ・ｖ２） ａ2103＝−（ａｆ・ｃｆ−ａｒ・ｃｒ）／（Ｉｚ・ｖ
２） ａ1203＝−（ａｆ・ｃｆ−ａｒ・ｃｒ）／（ｍ・ｖ２） ａ2203＝−ｖ１−（ａｆ² ・ｃｆ−ａｒ² ・ｃｒ）／
（Ｉｚ・ｖ２） ｃ101 ＝［Ｗｆ／ｖ１ Ｗｒ／ｖ１］^T ｃ201 ＝［Ｗｆ・ａｆ／ｖ１ −Ｗｒ・ａｒ／ｖ１］^T ｃ102 ＝［Ｗｆ／ｖ２ Ｗｒ／ｖ２］^T ｃ202 ＝［Ｗｆ・ａｆ／ｖ２ −Ｗｒ・ａｒ／ｖ２］^T ｃ103 ＝［Ｗｆ／ｖ２ Ｗｒ／ｖ２］^T ｃ203 ＝［Ｗｆ・ａｆ／ｖ２ −Ｗｒ・ａｒ／ｖ２］^T というＬＰＶ（Linear Parameter Varying) システムと
して表現できる。このようなシステムの記述によってゲ
インスケジューリングＨ∞制御理論の適用が可能となる
ため、車速に適応したコントローラの設計が可能とな
る。ここでは、任意のθ１、θ２、θ３（ただし、θ１
＞０、θ２＞０、θ３＞０、θ１＋θ２＋θ３＝１）に
おける定数スケーリングＨ∞ノルムを１未満とする次式
の形式で表現される状態フィードバック制御則をＬＭＩ
（Linear Matrix Inequarity) の手法に基づいて導出し
ている。 【００８５】 Ｙ_M ＝（θ１・Ｋ１＋θ２・Ｋ２＋θ３・Ｋ３）・（ｘ−ｘ０） ・・(15) この制御則を用いる場合、車速がｖ１≦ｖｘ≦ｖ２の領
域内で任意に変化する場合においても車両運動を安定化
されることが可能となる。ところで、θ１、θ２、θ３
は車速ｖｘの関数であり、上記(15)式の制御則は車速に
応じゲインを連続的に変化させる構成となっている。 【００８６】次に、第２実施の形態の作用を説明するま
ず、操舵角センサ１８と車速センサ５９と横速度センサ
６６とヨー角速度センサ６８の出力は、目標状態量演算
手段６０とフィードバック量演算手段６２を構成するデ
ィジタルコンピュータに入力される。 【００８７】このディジタルコンピュータでは、まず、
目標状態量演算手段６０において上記(12)式を離散化し
た漸化式に従って、目標とする車両の状態量である目標
横速度ｖy0および目標ヨー角速度γ０が演算される。 【００８８】なお、前記目標状態量は、タイヤ力特性に
余裕のある高μ路を一定車速で走行する際の車両モデル
の動特性に従うものであり、路面状態の変動や加減速に
よる荷重移動さらに横風外乱などの外部環境からの外乱
がない場合、実状態量は目標状態量に一致する。 【００８９】次に、フィードバック量演算手段６２にお
いて、路面状態の変動や荷重移動、横風外乱などによっ
て生じる目標状態量と実状態量の実測値との偏差を零に
漸近させるために必要なヨーモーメントの修正量である
フィードバック量信号Ｙ_M を車速ｖｘおよび実状態量と
目標状態量の偏差に基づき、(15)式に従って演算する。
このフィードバック量信号Ｙ_M により、外乱などがある
場合においても、物理的に可能な範囲内で車両状態の動
特性を目標動特性に追従させるとができる。ここでは、
車速変化が大きく、荷重移動により前後輪のコーナリン
グフォースの傾きが変化する場合や、後輪のコーナリン
グフォースの傾きが負となる限界を越えた領域において
もシステムの安定性を補償するようにフィードバック量
演算手段６２が設計されている。 【００９０】次に、ＡＢＳ制御手段１０において、旋回
内前輪と旋回外後輪について微小ゲイン追従制御を行う
と共に、フィードバック量信号Ｙ_M に基づいて旋回外前
輪及び旋回内後輪の目標制動力を演算し、推定制動力を
該目標制動力に追従させるように偏差をフィードバック
し、増圧・減圧時間を演算してヨーモーメントＹ_M を発
生させる。 【００９１】以上のことより、第２の実施の形態の走行
安定化装置では、従来技術では補償し得なかった加減速
時や後輪コーナーリングフォースが負となるような更に
厳しい走行条件下においても操縦性能を損なうことなく
スピンやドリフト防止を達成することが可能となる。 【００９２】以上が本発明に係る各実施の形態である
が、上記例にのみ限定されるものではない。例えば、Ａ
ＢＳ制御として上記微小ゲイン追従制御の例を示した
が、本発明の実施の形態に係る上記ヨーモーメントの実
現手段と共に車輪速などから車輪がロック直前の状態に
あるか否かを判定する他のＡＢＳ制御を適用することも
可能である。 【００９３】また、図３の制動力推定部３６による制動
力の推定方法として、マスタ圧若しくは高圧源の油圧と
制御ソレノイドバルブの増圧・減圧時間とに基づいて演
算する方法を示したが、本発明はこの方法に限定される
ものではなく、例えば、車輪速などから制動力を推定す
るようにしても良い。 【００９４】 【００９５】 【発明の効果】本発明によれば、アンチロック手段によ
り各車輪がロック状態に陥らないように各車輪の制動力
が制御されると共に、車両旋回中に旋回外前輪及び旋回
内後輪のいずれかがアンチロック手段により制御された
場合、修正手段が旋回外前輪及び旋回内後輪のうちアン
チロックブレーキ制御されていないいずれかの車輪の目
標制動力を、ヨーモーメント演算手段が演算したヨーモ
ーメントが実現されるように、他の３つの車輪において
推定された制動力に基づいて修正するようにしたので、
車輪のロックを防止すると共にスピンやドリフトをも抑
制して車両の走行安定化を達成することができる、とい
う効果が得られる。

【図面の簡単な説明】 【図１】本発明の構成を示すブロック図である。 【図２】本発明のブレーキ油圧回路の概略構成を示す図
である。 【図３】本発明の第１の実施の形態に係るＡＢＳ制御手
段の詳細な構成を示す図である。 【図４】本発明に係るブレーキ油圧回路の詳細な構成を
示す図である。 【図５】第１の実施の形態に係る微小ゲイン推定手段の
詳細な構成を示すブロック図である。 【図６】微小ゲイン追従制御の原理を説明するための共
振周波数と微小ゲインとの関係を示す図である。 【図７】本発明の第２の実施の形態の走行安定化装置に
係るヨーモーメント演算部の詳細な構成を示すブロック
図である。 【図８】第２実施の形態に係るヨーモーメント演算部の
制御系の構成を示すブロック図である。 【図９】図８のフィードバック量演算手段の設計上等価
な制御系の構成を示すブロック図である。 【符号の説明】 １０ ＡＢＳ制御手段 １２ ヨーモーメント演算部 １４ 車輪速検出手段 １６ 微小ゲイン推定手段 ２０ ＡＢＳアクチュエータ ９９ ブレーキ油圧回路

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 梅野 孝治 愛知県愛知郡長久手町大字長湫字横道41 番地の１株式会社豊田中央研究所内 (72)発明者 菅井 賢 愛知県愛知郡長久手町大字長湫字横道41 番地の１株式会社豊田中央研究所内 (56)参考文献 特開 平８−133039（ＪＰ，Ａ) 特開 平６−99800（ＪＰ，Ａ) 特開 平５−131909（ＪＰ，Ａ) 特開 平５−105048（ＪＰ，Ａ) 特開 平４−185560（ＪＰ，Ａ) 特開 平４−372446（ＪＰ，Ａ) 特開 平３−295748（ＪＰ，Ａ) (58)調査した分野(Int.Cl.⁷，ＤＢ名) B60T 8/24 B60T 8/58

Claims (1)

1. (57)【特許請求の範囲】 【請求項１】 踏力に対応する油圧を発生させるマスタ
   圧源及び踏力に対応しない高油圧を発生させる高圧源の
   いずれかのブレーキ油圧源を対角線上の２つの車輪毎に
   切り替え可能な車両に適用される走行安定化装置におい
   て、 ドリフト状態及びスピン状態の少なくともいずれかを回
   避するために車両に加えるべきヨーモーメントを演算す
   るヨーモーメント演算手段と、各車輪がロック状態に陥らないように各車輪に作用する
   制動力を制御するアンチロック手段と、 各車輪に作用する制動力を各車輪毎に推定する制動力推
   定手段と、 車両旋回時における旋回内前輪及び旋回外後輪の推定さ
   れた制動力に基づいて前記ヨーモーメント演算手段によ
   り演算されたヨーモーメントを実現するための旋回外前
   輪及び旋回内後輪の目標制動力を演算する目標制動力演
   算手段と、車両旋回方向が前記ヨーモーメントの方向と一致するア
   ンチドリフト時に旋回内後輪が前記アンチロック手段に
   より制御されたときに、旋回外前輪の目標制動力を、旋
   回内前輪、旋回内後輪、及び旋回外後輪の推定された制
   動力に基づいて前記ヨーモーメントを実現させるように
   修正する第１の修正手段、及び車両旋回方向が前記ヨー
   モーメントの方向の反対方向であるアンチスピン時に旋
   回外前輪が前記アンチロック手段により制御されたとき
   に、旋回内後輪の目標制動力を、旋回内前輪、旋回外前
   輪、及び旋回外後輪の推定された制動力に基づいて前記
   ヨーモーメントを実現させるように修正する第２の修正
   手段の少なくともいずれかを有する修正手段と、 車両旋回時に旋回外前輪及び旋回内後輪のブレーキ油圧
   源をマスタ圧源から高圧源に切り替えると共に、旋回外
   前輪及び旋回内後輪のうち前記アンチロック手段により
   制御されていない少なくともいずれかの車輪において推
   定された制動力が、前記目標制動力演算手段により演算
   又は前記修正手段により修正された前記車輪の目標制動
   力と一致するように前記車輪に作用する制動力を制御す
   る安定化制御手段と、 を備えたことを特徴とする走行安定化装置。