JP3551522B2 - Anti-skid control device - Google Patents

Anti-skid control device Download PDF

Info

Publication number
JP3551522B2
JP3551522B2 JP05763695A JP5763695A JP3551522B2 JP 3551522 B2 JP3551522 B2 JP 3551522B2 JP 05763695 A JP05763695 A JP 05763695A JP 5763695 A JP5763695 A JP 5763695A JP 3551522 B2 JP3551522 B2 JP 3551522B2
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
time
pressure
signal
main signal
working fluid
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Fee Related
Application number
JP05763695A
Other languages
Japanese (ja)
Other versions
JPH08253122A (en
Inventor
弘彦 荻野
正 山下
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Nissan Motor Co Ltd
Original Assignee
Nissan Motor Co Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Nissan Motor Co Ltd filed Critical Nissan Motor Co Ltd
Priority to JP05763695A priority Critical patent/JP3551522B2/en
Publication of JPH08253122A publication Critical patent/JPH08253122A/en
Application granted granted Critical
Publication of JP3551522B2 publication Critical patent/JP3551522B2/en
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Fee Related legal-status Critical Current

Links

Images

Landscapes

  • Valves And Accessory Devices For Braking Systems (AREA)
  • Regulating Braking Force (AREA)

Description

【０００１】
【産業上の利用分野】
本発明は、各車輪の制動用シリンダの流体圧を最適状態に制御して車輪のロックを防止するアンチスキッド制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
車両の制動時における車輪のロックを防止するアンチスキッド制御装置は、一般に，制御対象車輪の車輪速を検出して，車体速との偏差の比からスリップ率を算出し、このスリップ率が，舵取り効果や制動距離の確保に有効とされるスリップ率の基準値である基準スリップ率を越えるような場合には，制動用シリンダへの流体圧を減圧し、この減圧によって当該車輪速が増速して当該車輪のスリップ率が基準スリップ率以下となると再び制動用シリンダへの流体圧を増圧し、所謂ポンピングブレーキ的な操作を自動制御することによって，当該制御対象車輪のスリップ率が基準スリップ率に維持されるように制動力を調整制御する。なお、このアンチスキッド制御中の作動流体の増圧調整制御は、所定時間毎に制限された増圧を繰り返して、マクロ的には各車輪の制動用シリンダの流体圧が比較的ゆっくりと増圧される（以下，緩増圧とも記す）ようにしている。
【０００３】
このような制動用シリンダの作動流体圧（以下，ホイールシリンダ圧とも記す）の緩増圧制御時にあって、当該ホイールシリンダ圧を所定時間毎に制限された増圧を繰り返すために、例えば図１２に示すような電磁弁（この場合は流入用電磁弁である）８が用いられる。この電磁弁８の吐出孔５１は図示されないホイールシリンダ側に接続され、絞り５２を介した流入孔５３は図示されないマスタシリンダ側に接続される。この流入孔５３と吐出孔５１との間に形成されている弁座面５４には、ニードル５５が対向配置されており、更にこのニードル５５の後端（同図では上端）にアーマチャ５６が形成されていて、このアーマチャ５６の先方（同図ではやや下方）にソレノイド５７が配設されている。また、前記ニードル５５と弁座面５４との間にはリターンスプリング５８が介装されていて、その弾性力により同図ではニードル５５を弁座面５４から離間する方向，即ちニードル５５を上方に付勢している。従って、ソレノイド５７に通電のない状態では、前記リターンスプリング５８の弾性力によってニードル５５が弁座面５４から離間し、流入孔５３と吐出孔５１とは絞り５２を介して連通状態となり、マスタシリンダ圧は絞りの影響を受けながらホイールシリンダ圧を増圧する。また、ソレノイド５７に通電があると、前記リターンスプリング５７の弾性力に抗してアーマチャ５６がソレノイド５７側に変位してニードル５５の先端部が弁座面５４に当接し、前記流入孔５３と吐出孔５１とが遮断されてホイールシリンダ圧は保持される。
【０００４】
従って、この電磁弁８を用いて前述のようにホイールシリンダ圧を緩増圧する際には、前記ソレノイド５７に通電し続けて流入孔５３−吐出孔５１間を閉状態とするホイールシリンダ圧の保持圧状態から、前記所定時間毎に，例えばデューティ比制御された短いパルス形状に前記ソレノイド５７への通電を解除して、前記流入孔５３−吐出孔５１間を開状態とするホイールシリンダ圧の増圧状態とし、これを前記所定時間毎に繰り返して当該ホイールシリンダ圧がステップ状に増圧されるようにしている。なお、このホイールシリンダ圧の緩増圧制御で、前記短いパルス形状のソレノイドへの通電解除信号は、当該緩増圧制御の全体的な増圧傾きを制御するための信号であると言え、従って以下，この信号を緩増圧制御信号の主信号とも記し、また電流値或いは電圧値としてはＯＦＦ状態であるが、増圧の主信号を出力すると称する。また、前記電磁弁８が流出電磁弁である場合は、前記流入孔５３をホイールシリンダ側に接続し、吐出孔５１をリザーバに接続するなどして、前記と同様に使用する。また、前記絞り５２の絞り面積は、前記ソレノイド５７−アーマチャ５６間の電磁力，即ちニードル５５の移動力に応じて設定されている。
【０００５】
一方、前述のようなホイールシリンダ圧の緩増圧制御時に発生する振動或いはそれに基づく騒音を低減するために、例えば特開平５−９７０２６号公報に記載されるアンチスキッド制御装置が提案されている。このアンチスキッド制御装置は、概ね図１３に示すように、本来は前述のように単一パルス信号でもよい時間幅Ｔｍの主信号Ｐｍを同じ時間幅Ｔｍ１ ，Ｔｍ２ （Ｔｍ１ ＝Ｔｍ２ ）の二つのパルス状分割主信号Ｐｍ１ ，Ｐｍ２ に分割し、前記所定時間に相当する時間Ｔｃの最初に時間幅Ｔｍ１ の分割主信号Ｐｍ１ を出力し、それから所定の分割離間時間Ｔｉ後に時間幅Ｔｍ２ の分割主信号Ｐｍ２ を出力する。この分割離間間隔Ｔｉは、サスペンション系の共振半周期の奇数倍に設定されており、従って、前記第１の分割主信号Ｐｍ１ で発生したサスペンション系の振動に、第２の分割主信号Ｐｍ２ で発生する振動を干渉させて、当該サスペンション系の共振振動及びそれに基づく騒音を低減することができる。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、このような作動流体圧或いはその流量を小刻みに制御する場合には、その流体の脈動に伴って流体路系に振動が生じる。前述のようなアンチスキッド制御中の緩増圧時に発生するサスペンション系の振動も、本来は作動流体の脈動によってホイールシリンダによる制動力に変動が生じ、それがサスペンション系の振動として車体に入力されるものであるが、こうした流体路系を構成する配管系から所謂マウント部材を介して直接車体に入力される振動もある。つまり、前記電磁弁からホイールシリンダまでの間は閉鎖された流体圧系となり、これらを結ぶ流体路系，主として配管系の共振周波数に対応する周期で作動流体の圧力変動が発生する。その状態を、短い単一パルスの緩増圧信号（開弁信号）を与えた場合の圧力変動として図１４に示す。この場合には、電磁弁の開弁に起因する圧力変動を振動源として、増圧信号（開弁信号）の出力終了後にも配管系の共振に起因する圧力変動が残存してしまうことが分かる。
【０００７】
一方、長い単一パルスの緩増圧信号（開弁信号）を与えた場合の圧力変動を図１５に示す。このように緩増圧信号（開弁信号）が長い場合には、開弁信号が継続して前記ニードル５５が弁座面５４から離間しているにも係わらず、ホイールシリンダ圧は一旦低下し、その後、緩やかに増加する。開弁信号の出力終了後に閉状態となると、前述の短い開弁信号の場合と同様に配管共振による脈圧が発生する。このように長い開弁信号が与えられた場合に、電磁弁が開弁しているにも係わらず流体圧が低下するのは、前記ソレノイド−アーマチャ間の励磁力によってその断面積が規制される前記座面絞り５２の影響である。このような絞り部を通過する作動流体の流量をＱ，絞り前後の圧力差をΔＰとすると、絞りの動特性も考慮して両者は下記１式で表される。
【０００８】
ΔＰ＝α・ｄＱ／ｄｔ＋β・Ｑ ……… （１）
式中、右辺第１項が絞りの動的な量を表し、第２項が静的な量を表している。また、αは絞りの形状とそれを通過する作動流体の物性により決まる量で時間的には変化しない。また、βは絞りの形状，作動流体の物性，流量Ｑにより決まる量で、流量Ｑが変化するとβも変化する。従って、前記図１４のように開弁時間の短い場合には前記１式の右辺第１項が支配的となるが、前記図１５のように開弁時間が長い場合には、作動流体の流量Ｑの時間変化が徐々に小さくなるために前記１式の右辺第２項が支配的となる。
【０００９】
このような作動流体圧系の特性が存在するため、前記従来の主信号分割の方法で長い開弁時間の制御を行う場合には、異なる周波数の振動或いはそれに起因する騒音が発生するという問題がある。即ち、図１６に示すようにサスペンション系の共振周波数が低く、従ってその共振半周期が長いために、前記分割離間時間Ｔｉが長くなる場合には、各分割主信号Ｐｍ１ ，Ｐｍ２ による各開弁中に、前記絞りの動特性に起因する脈圧と絞りの静特性に起因する脈圧との２回の加振入力が与えられることになり、従って各加振入力間の時間を周期Ｔｒとする周波数成分の振動及びそれに起因する騒音は低減できなくなってしまう。
【００１０】
また、前記図１４に示す配管共振による振動周期は図１７に示すように電磁弁（バルブ）−ホイールシリンダ間の配管長さＬにより決定されるが、例えば図１８に示すようにサスペンション系の共振周波数が低く、従ってその共振半周期が長いために、前記分割離間時間Ｔｉが長くなり、第１の分割主信号Ｐｍ１ による配管共振の振動に伴う脈圧の山と、第２の分割主信号Ｐｍ２ による開弁時の脈圧の山とが合致してしまうと、逆に脈圧が増幅されて振動レベル又はそれに起因する騒音レベルが増加してしまう。
【００１１】
また、サスペンション系の共振周波数又は共振周期によってのみ緩増圧信号の分割離間時間Ｔｉを設定しているために、電磁弁の閉弁後の配管共振周波数又は共振周期に対応する振動又はそれに起因する騒音を低減することができない。
本発明はこれらの諸問題に鑑みて開発されたものであり、電磁弁の開閉制御を司る制御信号の増減圧量を制御するための主信号は分割せず、前記絞り特性と配管共振とに起因する各振動を有効に低減する追加信号を付加して、流体路系に発生する振動及びそれに起因する騒音を低減可能とするアンチスキッド制御装置を提供することを目的とするものである。
【００１２】
【課題を解決するための手段】
上記諸問題を解決するために、本発明のうち請求項１に係るアンチスキッド制御装置は、図１の基本構成図に示すように、作動流体圧により各車輪に制動力を発生する制動用シリンダと当該作動流体圧を発生するマスタシリンダ又はそのリザーバとを連通する流体路に介装され、前記制動用シリンダ内の作動流体圧に対する増減圧指令に応じて前記流体路を開閉する電磁弁と、制動用シリンダ内の作動流体圧の増減圧量を調整するための主信号を含む制御信号を当該電磁弁に出力する制御手段とを備えたアンチスキッド制御装置において、前記制御手段は、前記主信号の前後の少なくとも何れか一方に、流体路の振動を小さくするために前記電磁弁を開弁する追加信号を付加する追加信号付加手段を備え、前記追加信号付加手段が、前記主信号のみによる電磁弁の開弁時の作動流体の流量変動の時間変化勾配が最大となる時点に、前記主信号の前側の追加信号により発生する電磁弁の開弁時の作動流体の流量変動が最大値となる時点を一致させるような時間幅及び主信号までの時間間隔を有する追加信号を、当該主信号の前側に付加することを特徴とするものである。
【００１４】
また、本発明のうち請求項２に係るアンチスキッド制御装置は、前記追加信号付加手段が、前記流体路の共振周期により決定される主信号のみによる電磁弁の閉弁後の圧力変動が最小となる時点に、前記主信号の後側の追加信号により発生する電磁弁の開弁時の作動流体の圧力変動が最大値となる時点を一致させるような時間幅及び主信号からの時間間隔を有する追加信号を、当該主信号の後側に付加することを特徴とするものである。
【００１５】
また、本発明のうち請求項３に係るアンチスキッド制御装置は、図１の基本構成図に示すように、作動流体圧により各車輪に制動力を発生する制動用シリンダと当該作動流体圧を発生するマスタシリンダとを連通する流体路に介装され、前記制動用シリンダ内の作動流体圧に対する増圧指令に応じて前記流体路を開閉する電磁弁と、前記各車輪の制動用シリンダ内の作動流体圧に対して所定の減圧を行った後、当該所定時間毎に制限された増圧を繰り返すことにより当該制動用シリンダ内の作動流体圧の増圧量を調整するための主信号を含む制御信号を当該電磁弁に出力する制御手段とを備え、前記電磁弁の開動作時に制動用シリンダ内の作動流体圧が増圧するように設定されたアンチスキッド制御装置において、前記制御手段は、前記主信号の前後の少なくとも何れか一方に、流体路の振動を小さくするために前記電磁弁を開弁する追加信号を付加する追加信号付加手段を備え、前記追加信号付加手段が、前記主信号のみによる電磁弁の開弁時の作動流体の流量変動の時間変化勾配が最大となる時点に、前記主信号の前側の追加信号により発生する電磁弁の開弁時の作動流体の流量変動が最大値となる時点を一致させるような時間幅及び主信号までの時間間隔を有する追加信号を、当該主信号の前側に付加することを特徴とするものである。
【００１７】
また、本発明のうち請求項４に係るアンチスキッド制御装置は、前記追加信号付加手段が、前記流体路の共振周期により決定される主信号のみによる電磁弁の閉弁後の圧力変動が最小となる時点に、前記主信号の後側の追加信号により発生する電磁弁の開弁時の作動流体の圧力変動が最大値となる時点を一致させるような時間幅及び主信号からの時間間隔を有する追加信号を、当該主信号の後側に付加することを特徴とするものである。
【００１８】
【作用】
而して、上記構成を有する本発明のアンチスキッド制御装置では、前記追加信号付加手段により、制動用シリンダの作動流体圧の増減圧量を制御するための主信号を分割することなく、当該主信号の前側に付加された追加信号が、主として絞り特性で発生する流体路内の作動流体の流量変動に伴う圧力変動（脈動）を抑制防止して、それにより流体路系に発生する振動及びそれに起因する騒音を低減可能とし、当該主信号の後側に付加された追加信号が、主として配管共振で発生する流体路系の振動及びそれに起因する騒音を低減可能とする。
【００１９】
このうち、前記主信号による電磁弁の開弁開始時には、例えば前記１式で表される絞り動特性により作動流体の流量変動の時間変化勾配が最大となる時点で、作動流体の圧力変動が最大となるから、この時点に、前記主信号の前側の追加信号により発生する電磁弁の開弁時の作動流体の流量変動が最大値となる時点を一致させるように、当該主信号の前側に付加される追加信号の時間幅及び主信号までの時間間隔を設定することにより、主信号による電磁弁開弁時の作動流体の流量変動の時間変化勾配を大幅に小さくして、当該１式で表される絞り動特性による圧力変動を小さくすることができるから、流体路系に発生する振動及びそれに起因する騒音を有効に低減することができる。
【００２０】
また、前記主信号による電磁弁の閉弁後には、流体路の共振周期により決定される圧力変動が最小となる時点があるから、この時点に、前記主信号の後側の追加信号により発生する電磁弁の開弁時の作動流体の圧力変動が最大値となる時点を一致させるように、当該主信号の後側に付加される追加信号の時間幅及び主信号からの時間間隔を設定することにより、二つの信号による作動流体の圧力変動（脈動）を干渉させて全体的な脈動を小さくすることができるから、流体路系に発生する振動及びそれに起因する騒音を有効に低減することができる。
【００２１】
【実施例】
以下、本発明のアンチスキッド制御装置の一実施例を添付図面に基づいて説明する。
図２は本発明のアンチスキッド制御装置を，ＦＲ（フロントエンジン・リアドライブ）方式をベースにした後輪駆動車両に展開した一実施例である。
【００２２】
図中、１ＦＬ，１ＦＲは前左右輪、１ＲＬ，１ＲＲは後左右輪であって、後左右輪１ＲＬ，１ＲＲにエンジンＥＧからの回転駆動力が変速機Ｔ、プロペラシャフトＰＳ及びディファレンシャルギヤＤＧを介して伝達され、各車輪１ＦＬ〜１ＲＲには、それぞれ制動用シリンダとしてのホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲが取付けられ、更に前輪１ＦＬ，１ＦＲにこれらの車輪回転数に応じたパルス信号ＰＦＬ，ＰＦＲを出力する車輪速検出手段としての車輪速センサ３ＦＬ，３ＦＲが取付けられ、プロペラシャフトＰＳに後輪の平均回転数に応じたパルス信号ＰＲ を出力する車輪速検出手段としての車輪速センサ３Ｒが取付けられている。なお、車両には車両の前後方向加速度Ｘｇを検出する前後加速度センサ１６が設けられている。
【００２３】
各前輪側ホイールシリンダ２ＦＬ，２ＦＲには、ブレーキペダル４の踏込みに応じて前輪側及び後輪側の２系統のマスタシリンダ圧を発生するマスタシリンダ５からのマスタシリンダ圧が前輪側アクチュエータ６ＦＬ，６ＦＲを介して個別に供給されると共に、後輪側ホイールシリンダ２ＲＬ，２ＲＲには、マスタシリンダ５からのマスタシリンダ圧が共通の後輪側アクチュエータ６Ｒを介して供給され、全体として３センサ３チャンネルシステムに構成されている。
【００２４】
前記アクチュエータ６ＦＬ〜６Ｒの夫々は、図３に示すように、マスタシリンダ５に接続される油圧配管７とホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲとの間に介装された電磁流入弁８と、この電磁流入弁８と並列に接続された電磁流出弁９、油圧ポンプ１１及び逆止弁１１の直列回路と、流出弁９及び油圧ポンプ１０間の油圧配管に接続されたアキュームレータ１２とを備えている。この流入弁８及び流出弁９を構成する電磁弁は、前記図１２に示す従来のものと同様又はほぼ同様であり、またその接続構成や作用についても前述の内容と同様又はほぼ同様であるために、その詳細な説明を省略する。また、実質的な各電磁弁８，９Ｌ〜２６Ｒの制御は所謂ＰＷＭ（Ｐｕｌｓｅ Ｗｉｄｔｈ Ｍｏｄｕｌａｔｉｏｎ）等によるチョッピング制御によって行われており、従って後述するホイールシリンダ圧緩増圧モードは，前記電磁流入弁８による増圧状態と保持状態とを所定時間毎に繰り返して選択設定することで達成され、これにより当該ホイールシリンダ圧は見掛け上，比較的ゆっくりと増圧される。
【００２５】
そして、各アクチュエータ６ＦＬ〜６Ｒの電磁流入弁８、電磁流出弁９及び油圧ポンプ１０は、車輪速センサ３ＦＬ〜３Ｒからの車輪速パルス信号ＰＦＬ〜ＰＲ 及び前後加速度センサ１６からの前後加速度Ｘｇが入力されるコントロールユニットＣＲからの液圧制御信号ＥＶ，ＡＶ及びＭＲによって制御される。
前記コントロールユニットＣＲは、車輪速センサ３ＦＬ〜３Ｒからの車輪速パルス信号ＰＦＬ〜ＰＲ が入力され、これらと各車輪１ＦＬ〜１ＲＲのタイヤ転がり動半径とから各車輪の周速度でなる車輪速ＶｗＦＬ〜ＶｗＲ を演算する車輪速演算回路１５ＦＬ〜１５Ｒと、前記車輪速演算回路１５ＦＬ〜１５Ｒの車輪速ＶｗＦＬ〜ＶｗＲ 及び前後加速度センサ１６の前後加速度Ｘｇが入力されてこれらに基づいてアクチュエータ６ＦＬ〜６Ｒに対する制御信号ＥＶ，ＡＶ及びＭＲを出力する制御手段としてのマイクロコンピュータ２０とを備えており、マイクロコンピュータ２０から出力される制御信号ＥＶＦＬ〜ＥＶＲ ，ＡＶＦＬ〜ＡＶＲ 及びＭＲＦＬ〜ＭＲＲ が駆動回路２２ａＦＬ〜２２ａＲ ，２２ｂＦＬ〜２２ｂＲ 及び２２ｃＦＬ〜２２ｃＲ を介してアクチュエータ６ＦＬ〜６Ｒに供給される。
【００２６】
そして、前記マイクロコンピュータ２０は、前記各車輪速度演算回路１５ＦＬ〜１５Ｒからの出力値である車輪速ＶｗＦＬ〜ＶｗＲ 及び前後加速度センサ１６からの前後加速度Ｘｇを読込むためのＡ／Ｄ変換機能等を有する入力インタフェース回路２０ａと、マイクロプロセサ等の演算処理装置２０ｂと、ＲＯＭ，ＲＡＭ等の記憶装置２０ｃと、前記演算処理装置２０ｂで得られた制御信号ＥＶＦＬ〜ＥＶＲ ，ＡＶＦＬ〜ＡＶＲ 及びＭＲＦＬ〜ＭＲＲ をアナログ信号として出力するためのＤ／Ａ変換機能を有する出力インタフェース回路２０ｄとを備えている。このマイクロコンピュータ２０では、前記各車輪速ＶｗＦＬ〜ＶｗＲ を用いて例えば後述する図４の演算処理に従って最大車輪速ＶｗＭＡＸ 等から車体速算出値としての疑似車速ＶＣ を算出し、この疑似車速ＶＣ に対して後述する図５，図６の演算処理に従って車輪速ＶｗＦＬ〜ＶｗＲ からスリップ率ＳＦＬ〜ＳＲ を算出すると共に、各車輪速ＶｗＦＬ〜ＶｗＲ の微分値として車輪加減速度Ｖ’ｗＦＬ〜Ｖ’ｗＲ を算出し、これら車輪速ＶｗＦＬ〜ＶｗＲ ，車輪加減速度Ｖ’ｗＦＬ〜Ｖ’ｗＲ 及び目標車輪速Ｖ＊ ｗに基づいてアクチュエータ６ＦＬ〜６Ｒに対する制御信号ＥＶＦＬ〜ＥＶＲ ，ＡＶＦＬ〜ＡＶＲ 及びＭＲＦＬ〜ＭＲＲ を出力する。
【００２７】
次に、本実施例では図４に示す演算処理を行って車体速の推定を行い、この推定された車体速を疑似車速Ｖｉ として用いる。この演算処理は、前記コントロールユニットＣＲのマイクロコンピュータ２０で、後述の図５の演算処理と同じ所定サンプリング時間ΔＴ毎に実行され、具体的には本出願人が先に提案した特開平４−２７６５０号公報等にハード構成されたものをソフト化したものであると考えればよい。また、演算処理中，疑似車速ホールドタイマカウンタＣＮＴＶｉのカウントアップ値である所定カウント値ＣＮＴＶｉ０ は，所定時間Ｔ３ が経過したことを意味する。
【００２８】
この演算処理ではまず、ステップＳ７１で疑似車速ホールドタイマカウンタＣＮＴＶｉが所定カウント値ＣＮＴＶｉ０ 以上であるか否かを判定し、当該タイマカウンタＣＮＴＶｉが所定カウント値ＣＮＴＶｉ０ 以上である場合にはステップＳ７２に移行し、そうでない場合にはステップＳ７３に移行する。
前記ステップＳ７３では、前記タイマカウンタＣＮＴＶｉをインクリメントしてからメインプログラムに復帰する。
【００２９】
前記ステップＳ７２では、前記各車輪速演算回路１５ＦＬ〜１５Ｒから出力された車輪速Ｖｗｉ （ｉ＝ＦＬ〜Ｒ）のうちの最大車輪速をセレクトハイ車輪速ＶｗＨ として選出してからステップＳ７４に移行する。
前記ステップＳ７４では、前記記憶装置２０ｃに更新記憶されている疑似車速Ｖｉ を用いて，前記セレクトハイ車輪速ＶｗＨ が，不感帯閾値として設定される当該疑似車速Ｖｉ の上下１ｋｍ／ｈの範囲内にあるか否かを判定し、当該セレクトハイ車輪速ＶｗＨ が疑似車速Ｖｉ の上下１ｋｍ／ｈの範囲内にある場合にはステップＳ７５に移行し、そうでない場合にはステップＳ７６に移行する。
【００３０】
前記ステップＳ７５では、前記疑似車速ホールドタイマカウンタＣＮＴＶｉをクリアしてからステップＳ７７に移行する。
前記ステップＳ７７では、疑似車速補正加速度Ｘｇ０ を±０Ｇ（Ｇ：Ｇｒａｖｉｔｙ ，重力加速度）に設定してからステップＳ７８に移行する。
一方、前記ステップＳ７６では、前記セレクトハイ車輪速ＶｗＨ が，前記不感帯閾値として設定される当該疑似車速Ｖｉ の上限値以上であるか否かを判定し、当該セレクトハイ車輪速ＶｗＨ が疑似車速Ｖｉ の上限値以上である場合にはステップＳ７９に移行し、そうでない場合にはステップＳ８０に移行する。
【００３１】
前記ステップＳ７９では、前記疑似車速補正加速度Ｘｇ０ を＋ ０．４Ｇに設定してから前記ステップＳ７８に移行する。
また、前記ステップＳ８０では、前記図９の演算処理の前回演算時に選択されたホイールシリンダ圧制御モードが減圧モードであるか否かを判定し、当該減圧モードが選択されていた場合にはステップＳ８１に移行し、そうでない場合にはステップＳ８２に移行する。
【００３２】
前記ステップＳ８１では、前記疑似車速補正加速度Ｘｇ０ を＋１０Ｇに設定してから前記ステップＳ７８に移行する。
一方、前記ステップＳ８２では、前記前後加速度センサ１６で検出された前後加速度Ｘｇを用いて，前記疑似車速補正加速度Ｘｇ０ を，（−Ｘｇ− ０．３Ｇ）に設定してから前記ステップＳ７８に移行する。
【００３３】
前記ステップＳ７８では、下記３式に従って疑似車速Ｖｉ を算出してからメインプログラムに復帰する。なお、右辺の疑似車速Ｖｉ は前記記憶装置５２ｃに更新記憶されている最新の疑似車速Ｖｉ である。また、右辺の積分値∫Ｘｇ０ は時間０〜ΔＴまでの疑似車速補正加速度Ｘｇ０ の時間積分値である。
Ｖｉ ＝Ｖｉ ＋∫Ｘｇ０ ……… （３）
従って、この演算処理による疑似車速Ｖｉ の設定の詳細については，前記特開平４−２７６５０号公報を参照されるとしてその作用を簡潔に説明すると、通常の増速時にあっては，セレクトハイ車輪速ＶｗＨ を初期値として所定時間Ｔ３ 毎に疑似車速Ｖｉ をオフセット量である ０．４Ｇずつ増速し、この疑似車速Ｖｉ がほぼセレクトハイ車輪速ＶｗＨ に一致したときから，再び疑似車速Ｖｉ を当該セレクトハイ車輪速ＶｗＨ に設定して所定時間Ｔ３ 維持する。一方、通常の減速時，即ち前記ホイールシリンダ圧増減圧制御によって当該ホイールシリンダ圧が減圧されていないときには、セレクトハイ車輪速ＶｗＨ を初期値として所定時間Ｔ３ 毎に疑似車速Ｖｉ を，前後加速度Ｘｇにオフセット量である ０．３Ｇを加えた分だけ減速し、この疑似車速Ｖｉ がほぼセレクトハイ車輪速ＶｗＨ に一致したときから，再び疑似車速Ｖｉ を当該セレクトハイ車輪速ＶｗＨ に設定して所定時間Ｔ３ 維持する。また、前記ホイールシリンダ圧増減圧制御によって当該ホイールシリンダ圧が減圧されているときには、セレクトハイ車輪速ＶｗＨ を初期値として所定時間Ｔ３ 毎に疑似車速Ｖｉ をオフセット量である１０Ｇずつ増速し、この疑似車速Ｖｉ がほぼセレクトハイ車輪速ＶｗＨ に一致したときから，再び疑似車速Ｖｉ を当該セレクトハイ車輪速ＶｗＨ に設定して所定時間Ｔ３ 維持する。なお、これらのオフセット量は，増減速される疑似車速Ｖｉ がセレクトハイ車輪速ＶｗＨ に一致するために設定された所定値である。
【００３４】
それでは次に、本実施例のアンチスキッド制御装置による基本的なアンチスキッド制御の構成を，前記マイクロコンピュータ２０で実行される図５のフローチャートに示す演算処理に従って説明する。この演算処理は所定のサンプリング時間（例えば５ｍｓｅｃ）ΔＴ毎にタイマ割込処理として実行される。なお、図５のフローチャート中，ＡＳはアンチスキッド制御フラグであり、“１”のセット状態でアンチスキッド制御のためのホイールシリンダ圧制御が行われていることを示し、リセット状態は“０”とする。また、Ｔは減圧タイマであり、前記アンチスキッド制御のためのホイールシリンダ圧制御で、当該ホイールシリンダ圧が所定回数Ｔ０ 以上減圧されないようにするためのものである。そして、これらはキースイッチのオンによる電源投入時及び前回のアンチスキッド制御の終了時にステップＳ９からステップＳ１１に移行して“０”にリセットされる。また、増圧制御フラグＦ３ｉ（ｉ＝ＦＬ〜Ｒ）は、“１”のセット状態で当該ホイールシリンダ２５ＦＬ〜２５ＲＲが緩増圧調整制御中であることを示し、リセット状態は“０”とする。また、このフローチャートでは特に情報の入出力ステップを設けていないが、演算処理装置２０ｂの演算処理で算出されたり設定されたりした情報は随時前記記憶装置２０ｃに更新記憶され、また記憶装置２０ｃに記憶されている情報は随時演算処理装置２０ｂのバッファ等に通信記憶されるものとする。
【００３５】
この図４の演算処理が開始されると，先ずステップＳ１で各車輪速演算回路１５ｉ（ｉ＝ＦＬ，ＦＲ，Ｒ）から出力された現在の車輪速Ｖｗｉ を読込むと共に、前記図４の演算処理で算出され且つ記憶装置２０ｃに更新記憶されている疑似車速Ｖｉ を読込む。
次にステップＳ２に移行して、例えば前記ステップＳ１で読込んだ各車輪速の今回値Ｖｗｉ（Ｎ）を，前回の処理時に読込んだ車輪速Ｖｗｉ（Ｎ−１）から減算し、更に前記サンプリング時間ΔＴで除して，単位時間当たりの車輪速変化量，即ち車輪加減速度Ｖ’ｗｉ を算出し、これを記憶装置２０ｃの所定記憶領域に記憶する。
【００３６】
次にステップＳ３に移行して、下記２式の演算を行って各車輪のスリップ率Ｓｉ を算出する。
Ｓｉ ＝（ＶＣ −Ｖｗｉ ）／ＶＣ ・１００ ……… （２）
次にステップＳ４に移行して、前記ステップＳ３で算出された各車輪のスリップ率Ｓｉ が予め設定された基準スリップ率Ｓｉ０（凡そ１５％程度）以上であるか否かを判定し、当該車輪のスリップ率Ｓｉ が基準スリップ率Ｓｉ０以上である場合にはステップＳ５に移行し、そうでない場合にはステップＳ６に移行する。
【００３７】
前記ステップＳ５では、前記ステップＳ２で算出された各車輪加減速度Ｖ’ｗｉ が予め設定された正の車輪加減速度閾値β以上であるか否かを判定し、当該車輪加減速度Ｖ’ｗｉ が前記閾値β以上である場合にはステップＳ７に移行し、そうでない場合にはステップＳ８に移行する。
前記ステップＳ７では、前記減圧タイマＴを“０”にリセットしてからステップＳ９に移行する。
【００３８】
また、前記ステップＳ８では、前記減圧タイマＴを所定値Ｔ０ にセットすると共に，アンチスキッド制御フラグＡＳを“１”にセットしてから前記ステップＳ９に移行する。
一方、前記ステップＳ６では、前記減圧タイマＴが“０”より大きいか否かを判定し、当該減圧タイマＴが“０”より大きい場合にはステップＳ１０に移行し、そうでない場合には前記ステップＳ９に移行する。
【００３９】
前記ステップＳ１０では、現在の減圧タイマＴから“１”を減じた値を新たな減圧タイマＴとして，これを記憶装置２５ｃの所定記憶領域に記憶してから前記ステップＳ９に移行する。
前記ステップＳ９では、アンチスキッド制御を終了できるか否かを判定し、当該アンチスキッド制御終了可能である場合にはステップＳ１１に移行し、そうでない場合にはステップＳ１２に移行する。
【００４０】
前記ステップＳ１１では、前記減圧タイマＴを“０”にリセットすると共に，前記アンチスキッド制御フラグＡＳを“０”にリセットしてからステップＳ１３に移行する。
また、前記ステップＳ１２では、前記減圧タイマＴが“０”より大きいか否かを判定し、当該減圧タイマＴが“０”より大きい場合にはステップＳ１４に移行し、そうでない場合には前記ステップＳ１５に移行する。
【００４１】
前記ステップＳ１５では、前記ステップＳ２で算出された車輪加減速度Ｖ’ｗｉ が前記予め設定された閾値β以上であるか否かを判定し、当該車輪加減速度Ｖ’ｗｉ が前記閾値β以上である場合にはステップＳ１６に移行し、そうでない場合にはステップＳ１７に移行する。
前記ステップＳ１６では、前記アンチスキッド制御フラグＡＳが“０”のリセット状態であるか否かを判定し、当該アンチスキッド制御フラグＡＳが“０”のリセット状態である場合には前記ステップＳ１３に移行し、そうでない場合にはステップＳ２０に移行する。
【００４２】
一方、前記ステップＳ１７では、前記ステップＳ２で算出された車輪加減速度Ｖ’ｗｉ が予め設定された車輪加減速度閾値α以下であるか否かを判定し、当該車輪加減速度Ｖ’ｗｉ が前記閾値α以下である場合にはステップＳ１８に移行し、そうでない場合にはステップＳ１９に移行する。
また、前記ステップＳ１９では、前記アンチスキッド制御フラグＡＳが“０”のリセット状態であるか否かを判定し、当該アンチスキッド制御フラグＡＳが“０”のリセット状態である場合には前記ステップＳ１３に移行し、そうでない場合にはステップＳ２１に移行する。
【００４３】
そして、前記ステップＳ１３では、当該制御対象車輪１ＦＬ〜１ＲＲの各ホイルシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲへの制動圧を急増圧モードに設定してからメインプログラムに復帰する。
また、前記ステップＳ１４では、当該制御対象車輪１ＦＬ〜１ＲＲの各ホイルシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲへの制動圧を減圧モードに設定してからメインプログラムに復帰する。
【００４４】
また、前記ステップＳ１８では、当該制御対象車輪１ＦＬ〜１ＲＲの各ホイルシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲへの制動圧を高圧保持モードに設定してからメインプログラムに復帰する。
また、前記ステップＳ２０では、当該制御対象車輪１ＦＬ〜１ＲＲの各ホイルシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲへの制動圧を低圧保持モードに設定してからメインプログラムに復帰する。
【００４５】
また、前記ステップＳ２１では、当該制御対象車輪１ＦＬ〜１ＲＲの各ホイルシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲへの制動圧を緩増圧モードに設定してからメインプログラムに復帰する。
ここで、後述する図６の演算処理を理解し易くするために、前記図５の演算処理の作用を図７に従って簡潔に説明すると，各車輪１ＦＬ〜１Ｒのスリップ率Ｓｉ （ｉ＝ＦＬ〜Ｒ）が基準スリップ率Ｓｉ０未満であり、且つ制御フラグＡＳ及び減圧タイマＴが共に“０”であり、または車輪加減速度Ｖ’ｗｉ が予め設定された負の加減速度閾値α及び正の加減速度閾値βの間，即ちα＜Ｖ’ｗｉ ＜βである非制動時及び制動初期時には、ステップＳ９，Ｓ１１又はＳ１５，Ｓ１７，Ｓ１９を経て，Ｓ１３でアクチュータ６ＦＬ〜６Ｒの圧力をマスタシリンダ５の圧力に応じた圧力とする急増圧モードに設定する。この急増圧モードでは、アクチュータ６ＦＬ〜６Ｒに対する制御信号ＥＶ及びＡＶを，共に論理値“０”として、各アクチューエータ６ＦＬ〜６Ｒの流入弁８を開状態に，流出弁９を閉状態に夫々制御する。
【００４６】
そして、制動状態となると車輪速Ｖｗｉ が徐々に減少し、これに応じて車輪加減速度Ｖ’ｗｉ が図７の曲線に示すように小さくなり（負の方向に減少し）、この車輪加減速度Ｖ’ｗｉ が負の加減速度閾値αを越えると，ステップＳ１７からステップＳ１８に移行し、ホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲの内圧を一定値に保持する高圧側の保持モードとなる。この高圧側の保持モードでは、アクチュエータ６ＦＬ〜６Ｒに対する制御信号ＥＶを論理値“１”に，制御信号ＡＶを論理値“０”として、各アクチュエータ６ＦＬ〜６Ｒの流入弁８を閉状態に，流出弁９を閉状態に夫々制御し、ホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲの内圧をその直前の圧力に保持する。
【００４７】
しかしながら、この保持モードにおいても，車輪に対して制動力が作用しているので、図７の曲線に示すように車輪加減速度Ｖ’ｗｉ が減少すると共に、スリップ率Ｓｉ が増加する。
そして、各輪のスリップ率Ｓｉ が前記各輪の基準スリップ率Ｓｉ０を越え，且つ車輪加減速度Ｖ’ｗｉ が正の加減速度閾値β未満を維持しているときには、ステップＳ４からステップＳ５を経てステップＳ８に移行して，減圧タイマＴを予め設定された所定値Ｔ０ にセットすると共に制御フラグＡＳを“１”にセットし、これに応じて論理値“１”の制御中信号ＭＲを出力してアクチュエータ６ＦＬ〜６Ｒの油圧ポンプ１０を作動状態とする。このため、ステップＳ１２からステップＳ１４に移行し、アクチュエータ６ＦＬ〜６Ｒの圧力を徐々に減圧する減圧モードとなる。この減圧モードでは、アクチュエータ６ＦＬ〜６Ｒに対する制御信号ＥＶを論理値“１”に，制御信号ＡＶを論理値“１”として、アクチュエータ６ＦＬ〜６Ｒの流入弁８を閉状態，流出弁９を開状態とし、ホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲに保持されている圧力を流出弁９，油圧ポンプ１０及び逆止弁１１を介してマスタシリンダ５側に戻し、ホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲの内圧を減少させる。
【００４８】
この減圧モードになると、車輪に対する制動力が緩和されるものの，車輪速Ｖｗｉ は暫くは減少状態を維持し、このため図７の曲線に示すように車輪加減速度Ｖ’ｗｉ は更に負の方向に減少し且つスリップ率Ｓｉ は増加傾向を継続するが、その後，車輪速Ｖｗｉ の減少率が低下して加速状態に移行する。
これに応じて車輪加減速度Ｖ’ｗｉ が正方向に増加し、車輪加減速度Ｖ’ｗｉ が正の加減速度閾値β以上となると、前記ステップＳ４からステップＳ５を経てステップＳ７に移行する。このステップＳ７では、減圧タイマＴを“０”にリセットしてから前記ステップＳ９に移行する。従って、ステップＳ１２の判定でＴ＝０となるのでステップＳ１５に移行し、Ｖ’ｗｉ ≧βであるのでステップＳ１６に移行し、制御フラグＡＳ＝０であるのでステップＳ２０に移行し、アクチュエータ６ＦＬ〜６Ｒの圧力を低圧側で保持する低圧側の保持モードに移行する。この低圧側の保持モードでは、前記高圧側の保持モードと同様に制御信号ＥＶを論理値“１”，制御信号ＡＶを論理値“０”に制御して，ホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲの内圧をその直前の圧力に保持する。
【００４９】
この低圧側の保持モードにおいても，車輪に対しては制動力が作用しているので、車輪速Ｖｗｉ の増加率は徐々に減少し、車輪加減速度Ｖ’ｗｉ が正の加減速度閾値β未満となると、ステップＳ１５からステップＳ１７に移行し、Ｖ’ｗｉ ＞αであるのでステップＳ１９に移行し、制御フラグＡＳが未だ“１”であるのでステップＳ２１に移行する。このステップＳ２１では、マスタシリンダ５からの圧力作動油を間欠的にホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲに供給し，当該ホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲの内圧がステップ状に増圧されて緩増圧モードとなると共に、前記増圧制御フラグＦ３ｉは“１”にセットされる。この緩増圧モードでは、基本的には前述のようにアクチュエータ６ＦＬ〜６Ｒに対する制御信号ＥＶを所定サイクル時間ΔＴ０ 毎に論理値“０”（即ち，増圧状態）及び論理値“１”（即ち，保持圧状態）に矩形波状に繰り返すと共に、制御信号ＡＶを論理値“０”（保持圧状態）として、アクチュエータ６ＦＬ〜６Ｒの流入弁８を所定間隔で開閉し、流出弁９を閉状態に維持することにより、ホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲの内圧を徐々にステップ状に増圧する。なお、前記アクチュエータ６ＦＬ〜６Ｒへの制御信号により流入弁８が開弁状態となって各ホイールシリンダ圧Ｐｉ が増圧される時間は、走行状態，路面μ，車輪速，ホイールシリンダ圧等に応じて、前述のようにＰＷＭ等によりデューティ比制御されており、前記ステップ状に増圧する一回の流入弁８の開状態によるホイールシリンダ圧Ｐｉ の増圧量ΔＰは、流体圧の脈動を考えないときは基本的に、そのときのホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲの内圧とマスタシリンダ圧ＰＭＣとの差分及びデューティ比に比例する。
【００５０】
この緩増圧モードになると、ホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲの圧力上昇が緩やかとなるので、車輪１ＦＬ〜１ＲＲに対する制動力が徐々に増加し、車輪１ＦＬ〜１ＲＲが減速状態となって車輪速Ｖｗｉ も減少する。その後、車輪加減速度Ｖ’ｗｉ が負の加減速度閾値α未満となると，前記ステップＳ１７からステップＳ１８に移行して高圧側の保持モード（Ｆ３ｉ＝０）となり、その後、各輪のスリップ率Ｓｉ が基準スリップ率Ｓｉ０以上となると，前記ステップＳ４からステップＳ５を経てステップＳ８に移行し、次いでステップＳ９，Ｓ１２を経てステップＳ１４に移行して減圧モード（Ｆ３ｉ＝０）となり、然る後、低圧保持モード（Ｆ３ｉ＝０）、緩増圧モード（Ｆ３ｉ＝１）、高圧保持モード（Ｆ３ｉ＝０）、減圧モード（Ｆ３ｉ＝０）が繰り返され、アンチスキッド効果を発揮することができる。なお、車両の速度がある程度低下したときには、減圧モードにおいてスリップ率Ｓｉ が基準スリップ率Ｓｉ０未満に回復する場合があり、このときには前記ステップＳ４からステップＳ６に移行し、前記したように減圧モードを設定するステップＳ８で減圧タイマＴが所定値Ｔ０ にセットされているので、ステップＳ１０に移行して減圧タイマＴの所定設定値を“１”だけ減算してからステップＳ９に移行することになる。従って、このステップＳ６からステップＳ１０に移行する処理を繰り返して減圧タイマＴが“０”となると，ステップＳ９〜Ｓ１９を経てステップＳ２１に移行して緩増圧モードに移行し、次いで高圧側の保持モードに移行してから減圧モードに移行する，即ち図７に破線で示すように制動圧制御が実行されることになる。
【００５１】
そして、車両が停止近傍の速度になったとき、例えば緩増圧モードの選択回数が所定値以上となったとき等の制御終了条件を満足する状態となったときには，ステップＳ９の判断によって制御終了と判断されるので、このステップＳ９からステップＳ１１に移行して減圧タイマＴ及び制御フラグＡＳを夫々“０”にリセットしてからステップＳ１３に移行して、急増圧モードとしてからアンチスキッド制御を終了する。
【００５２】
次に、前記図５の演算処理のステップＳ２１で実行される緩増圧モードでの制御信号出力の構成を図６ａのフローチャートに従って説明する。この演算処理は、前記図５の演算処理のステップＳ２１内でマイナプログラムとして実行され、このホイールシリンダ圧Ｐｉ （ｉ＝ＦＬ〜Ｒ）の緩増圧制御は前述のように所定のサイクル時間毎に増圧と保持圧とを繰り返して行われることから、前記電磁流入弁８への制御信号ＥＶを当該所定サイクル時間ΔＴ０ 毎に論理値“０”の開弁状態及び論理値“１”の閉弁状態に矩形波状に繰り返すが、ここでは図６ａの演算処理が図５の演算処理のマイナプログラムであることから緩増圧のサイクル時間ΔＴ０ は前記所定サンプリング時間ΔＴに等しいものとする。また、前記図１２に示す電磁流入弁８への駆動電流信号は、開弁状態で“０”となることになるが、制御信号ＥＶとしては当該電磁流入弁８を開弁する信号を出力すると称する。また、各緩増圧サイクル時間ΔＴ０ （＝ΔＴ）でホイールシリンダ圧Ｐｉ の増圧量を司る開弁時間を制御する信号を主信号Ｐｍと記す。
【００５３】
この図６ａの演算処理では、先ずステップＳ３１で今回のサイクル時間におけるホイールシリンダ圧Ｐｉ の所定の増圧量が達成される今回デューティ比を、図示されないマイナプログラム或いはマップ検索等により算出設定する。ちなみに、このデューティ比は当該緩増圧制御における増圧回数，マスタシリンダ圧，ホイールシリンダ圧，車輪速，車輪加減速度，車体速，路面μ及び後述する各開弁追加信号による作動流体の流量並びにホイールシリンダ圧の増圧量等に応じて複雑に設定されることが多く、それらは適宜マップ化或いはテーブル化されていることが多い。
【００５４】
次にステップＳ３２に移行して、前記ステップＳ３１で設定されたデューティ比から主として主信号Ｐｍの時間幅Ｔｍを算出設定する。
次にステップＳ３３に移行して、前記ステップＳ３２で設定された主信号Ｐｍの前側に第１所定時間間隔Ｔｉ１ だけ離した第１所定時間幅Ｔｓ１ の第１追加信号Ｐｓ１ と、当該主信号Ｐｍの後側に第２所定時間間隔Ｔｉ２ だけ離した第２所定時間幅Ｔｓ２ の第２追加信号Ｐｓ２ とを付加したバルブ（流入弁）制御信号ＥＶｉ を出力してから、図４の演算処理に復帰する。
【００５５】
この図６ａの演算処理のステップＳ３３で出力されるバルブ制御信号ＥＶは図６ｂのようになる。ここで、主信号Ｐｍの出力開始による立上り（図では立下り）時刻が、前記所定サイクル時間ΔＴ０ （＝ΔＴ）の開始時刻となり、これより前記第１所定時間間隔Ｔｉ１ だけ前に前記第１追加信号Ｐｓ１ の出力が終了するように、更に第１所定時間幅Ｔｓ１ だけ前から当該第１追加信号Ｐｓ１ の出力を開始する。また、前記所定サイクル時間ΔＴ０ （＝ΔＴ）の開始時刻に一致させた主信号Ｐｍの出力開始時刻から前記時間幅Ｔｍ後に当該主信号Ｐｍの出力が終了し、更に前記第２所定時間間隔Ｔｉ２ 後に、第２追加信号Ｐｓ２ の出力が開始され、それから前記第２所定時間幅Ｔｓ２ 後に当該第２追加信号Ｐｓ２ の出力が終了される。
【００５６】
次に、前記図６ａの演算処理によって出力される図６ａの緩増圧制御信号の作用並びに前記各追加信号の時間幅や主信号からの又は主信号までの時間間隔の設定方法等について、図８〜図１１を用いて総合的に説明する。
まず、図８には、前記第１追加信号がなく、比較的開弁時間の長い主信号Ｐｍのみによるバルブ開弁中の流量Ｑと流量の時間微分値（ｄＱ／ｄｔ）の経時変化を示す。同図から明らかなようにバルブ制御信号ＥＶによる開弁開始指令時刻Ｔ０ に対し、電磁弁及び作動流体系の遅れ時間Δｔ後の時刻Ｔ１ から流量Ｑが増加し、それに伴って流量の時間微分値（ｄＱ／ｄｔ）も増加し、やがて流量Ｑの時間変化勾配が最大となる時刻Ｔ２ で当該流量の時間微分値（ｄＱ／ｄｔ）も最大値となる。そして、前述した絞り特性によりやがて流量Ｑの時間変化勾配が小さくなり、それに伴って流量の時間微分値（ｄＱ／ｄｔ）も減少し、時刻Ｔ３ からは流量Ｑが減少し始め、当該時刻Ｔ３ で流量の時間微分値（ｄＱ／ｄｔ）は“０”となる。このような開弁開始時には、より支配的な前記１式の右辺第１項，即ち絞りの動特性により、前記流量の時間微分値（ｄＱ／ｄｔ）が最大値となる時刻Ｔ２ で流体路内の圧力変動も大きくなると考えられる。従って、この主信号Ｐｍの前の開弁信号（即ち，前記第１追加信号Ｐｓ１ ）で流入する作動流体によって、前記時刻Ｔ２ における流量の時間微分値（ｄＱ／ｄｔ）を小さくすることができるなら、流体路内の圧力変動を小さく抑制して、その振動や騒音も低減することができよう。
【００５７】
そこで、本実施例では以下のようにして前記所定時間幅Ｔｓ１ の第１追加信号Ｐｓ１ を、主信号Ｐｍの出力開始時刻から所定時間間隔Ｔｉ１ だけ前に加える。即ち、図９に示すように、前記主信号Ｐｍのみによる流量の時間微分値（ｄＱ／ｄｔ）が最大値となる時刻Ｔ２ において、それより以前に出力される開弁信号である第１追加信号Ｐｓ１ によって或る程度多量の作動流体が流入していれば、当該時刻Ｔ２ における主信号Ｐｍのみによる流量の時間微分値（ｄＱ／ｄｔ）は小さくなって、流体路内の圧力変動を抑制することができる。特に、当該時刻Ｔ２ において第１追加信号Ｐｓ１ による流量Ｑが最大となる，即ち当該第１追加信号Ｐｓ１ による流量の時間微分値（ｄＱ／ｄｔ）が“０”となれば、当該時刻Ｔ２ の流体路内の圧力変動は最も効率よく抑制することができる。従って、或る時刻Ｔ０’で第１追加信号Ｐｓ１ の出力を開始し、それから前記遅れ時間Δｔ後の時刻Ｔ１’から当該第１追加信号Ｐｓ１ による作動流体の流量Ｑ及びその時間微分値（ｄＱ／ｄｔ）が増加し始め、或る時刻Ｔ４’で第１追加信号Ｐｓ１ の出力を停止したときの第１追加信号による流量Ｑ（ＰＳ１） が最大となり且つその時間微分値（ｄＱ（ＰＳ１） ／ｄｔ）が“０”となる時刻Ｔ３’を求め、この時刻Ｔ３’が前記時刻Ｔ２ に一致するように、前記時刻Ｔ０’及び時刻Ｔ４’を設定し、前記時刻Ｔ０ から時刻Ｔ４’までの時間を前記第１所定時間間隔Ｔｉ１ に設定し、前記時刻Ｔ４’から時刻Ｔ０’までの時間を前記第１所定時間幅Ｔｓ１ に設定し、これらの所定時間間隔Ｔｉ１ 及び所定時間幅Ｔｓ１ をもって前記第１追加信号Ｐｓ１ を主信号Ｐｍに付加すればよい。なお、実際の車両にあっては、前記図１２に示すような電磁弁のニードル先端形状や弁座面の形状、或いは電磁弁の応答性等により、流量の時間変化波形は種々に変わるため、各車両毎に実験的に流体路内の圧力変動波形や流量変動波形を求め、上記設定方法に基づいて第１所定時間間隔Ｔｉ１ 及び第１所定時間幅Ｔｓ１ を設定する。
【００５８】
次に、図１０には、前記第２追加信号がなく、比較的開弁時間の長い主信号Ｐｍの閉弁後の流体路内のホイールシリンダ圧Ｐｉ の経時変動を示す。同図から明らかなようにバルブ制御信号ＥＶによる開弁終了時刻Ｔ１０に対し、電磁弁及び作動流体系の遅れ時間Δｔ’後の時刻Ｔ１２からホイールシリンダ圧Ｐｉ が減少し、それから配管系の共振１／４周期Δｔｒ後の時刻Ｔ１４でホイールシリンダ圧Ｐｉ は最小となり、再びホイールシリンダ圧Ｐｉ が増加して、これ以後、この繰り返しで圧力変動が脈動した。このうち、前記時刻Ｔ１２から時刻Ｔ１４までの時間は脈動の進み期に相当し、時刻Ｔ１４以後は脈動の戻り期に相当する。従って、この主信号Ｐｍの後の開弁信号（即ち，前記第２追加信号Ｐｓ２ ）で発生する配管系共振の脈動（圧力変動）によって、前記時刻Ｔ１２以後の配管系共振による脈動（圧力変動）を干渉することができるなら、流体路内の圧力変動を小さく抑制して、その振動や騒音も低減することができよう。
【００５９】
そこで、本実施例では以下のようにして前記所定時間幅Ｔｓ２ の第２追加信号Ｐｓ２ を、主信号Ｐｍの出力終了時刻から所定時間間隔Ｔｉ２ だけ前に加える。即ち、図１１に示すように、前記主信号Ｐｍのみによる閉弁後のホイールシリンダ圧Ｐｉ が最小となるＴ１２において、それより以後に出力される開弁信号である第２追加信号Ｐｓ２ によって発生するホイールシリンダ圧Ｐｉ の圧力変動の増加部分が干渉すれば、流体路内の圧力変動を抑制することができる。特に、当該時刻Ｔ１２において第２追加信号Ｐｓ２ による圧力変動の最大値が一致すれば、当該時刻Ｔ１２の流体路内の圧力変動は最も効率よく抑制することができる。従って、前記時刻Ｔ１２から前記遅れ時間Δｔ前の時刻Ｔ１１で第２追加信号Ｐｓ２ の出力を開始し、それから前記遅れ時間Δｔ後の前記時刻Ｔ１２から当該第２追加信号Ｐｓ２ によるホイールシリンダ圧Ｐｉ（ＰＳ２）が増加し始め、或る時刻Ｔ１３で第２追加信号Ｐｓ２ の出力を停止したときの第２追加信号によるホイールシリンダ圧Ｐｉ（ＰＳ２）が最大となる時刻Ｔ１４を求め、この時刻Ｔ１４が前記時刻Ｔ１４に一致するように、前記時刻Ｔ１１及び時刻Ｔ１３を設定し、前記時刻Ｔ１０から時刻Ｔ１１までの時間を前記第２所定時間間隔Ｔｉ２ に設定し、前記時刻Ｔ１１から時刻Ｔ１３までの時間を前記第２所定時間幅Ｔｓ２ に設定し、これらの所定時間間隔Ｔｉ２ 及び所定時間幅Ｔｓ２ をもって前記第２追加信号Ｐｓ２ を主信号Ｐｍに付加すればよい。なお、実際の車両にあっては、配管系共振周波数やその周期は配管系の仕様が決まれば算出設定することができるが、前記図１２に示すような電磁弁のニードル先端形状や弁座面の形状、或いは電磁弁の応答性等により、圧力変化の発生遅れや発生圧力変動量は変わるため、各車両毎に実験的に流体路内の圧力変動波形や流量変動波形を求め、上記設定方法に基づいて第２所定時間間隔Ｔｉ２ 及び第２所定時間幅Ｔｓ２ を設定する。
【００６０】
なお、前記実施例では、作動流体圧を保持圧から所定時間毎に増圧する緩増圧の場合の制御信号の設定についてのみ詳述したが、本発明のアンチスキッド制御装置は、例えば作動流体圧を保持圧から所定時間毎に減圧する緩減圧の場合にも同様に展開することができる。また、本発明のアンチスキッド制御装置は、作動流体圧の増圧と減圧とを所定時間毎に繰り返す場合の制御信号にも同様に展開することができる。
【００６１】
また、前記実施例においては後輪側の車輪速を共通の車輪速センサで検出する３チャンネルアンチスキッド制御装置の場合についてのみ詳述したが、これに限らず後輪側の左右輪についても個別に車輪速センサを設け、これに応じて左右のホイルシリンダに対して個別のアクチュエータを設ける，所謂４チャンネルのアンチスキッド制御装置にも展開可能である。
【００６２】
また、前記実施例においては疑似車速算出のための車輪速選択値としてセレクトハイ車輪速を選択する場合について説明したが、アンチスキッド制御中はセレクトハイ車輪速を選択し、非アンチスキッド制御中は最も低いセレクトロー車輪速を選択するようにしてもよい。
また、本発明のアンチスキッド制御装置は，後輪駆動車，前輪駆動車，四輪駆動車等のあらゆる車両に適用可能である。
【００６３】
また、前記各実施例はコントロールユニットとしてマイクロコンピュータを適用した場合について説明したが、これに代えてカウンタ，比較器等の電子回路を組み合わせて構成することもできる。
【００６４】
【発明の効果】
以上説明したように本発明のアンチスキッド制御装置によれば、制動用シリンダの作動流体圧の増減圧量を制御するための主信号の前側に付加された追加信号が、主として絞り特性で発生する流体路内の作動流体の流量変動に伴う圧力変動（脈動）を抑制防止し、当該主信号の後側に付加された追加信号が、主として配管共振で発生する流体路系の振動及びそれに起因する騒音を低減可能とする。
【００６５】
このうち、前記主信号の前側の追加信号により発生する電磁弁の開弁時の作動流体の流量変動が最大値となる時点を、絞り動特性により主信号の開弁時の作動流体の流量変動の時間変化勾配が最大となる時点に一致させれば、圧力変動を効果的に小さくして、流体路系に発生する振動及びそれに起因する騒音を有効に低減することができる。
【００６６】
また、前記主信号の後側の追加信号により発生する電磁弁の開弁時の作動流体の圧力変動が最大値となる時点を、流体路の共振周期により決定される主信号の閉弁後の圧力変動が最小となる時点に一致させれば、作動流体の圧力変動（脈動）を干渉させて全体的な脈動を効果的に小さくして、流体路系に発生する振動及びそれに起因する騒音を有効に低減することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明のアンチスキッド制御装置の基本構成図である。
【図２】本発明のアンチスキッド制御装置の一例を示す車両概略構成図である。
【図３】図２のアクチュエータの一例を示す概略構成図である。
【図４】図２のコントロールユニットで実行される車体速算出設定のための演算処理を示すフローチャートである。
【図５】図２のコントロールユニットで実行される基本的なアンチスキッド制御の演算処理の一例を示すフローチャートである。
【図６】図５の演算処理の緩増圧モードの説明図であり、（ａ）は制御信号出力のための演算処理を示すフローチャート、（ｂ）は出力される制御信号パターンの説明図である。
【図７】図５の演算処理による制動用シリンダの作動流体圧制御パターンの説明図である。
【図８】主信号の前側に追加信号がない場合の作動流体流量及びその時間微分値の経時変化を示す説明図である。
【図９】主信号の前側に追加信号がある場合の作動流体流量及びその時間微分値の経時変化を示す説明図である。
【図１０】主信号の後側に追加信号がない場合の作動流体圧力の経時変化を示す説明図である。
【図１１】主信号の後側に追加信号がある場合の作動流体圧力の経時変化を示す説明図である。
【図１２】作動流体の流入弁又は流出弁としての電磁弁の一例を示す説明図である。
【図１３】従来のアンチスキッド制御装置による作動流体圧制御パターンの説明図である。
【図１４】開弁信号が短い場合に発生する作動流体圧変動の説明図である。
【図１５】開弁時間が長い場合に発生する作動流体圧変動の説明図である。
【図１６】開弁時間の長い制御信号を離間して出力したときに発生する作動流体圧変動の説明図である。
【図１７】配管内に発生する作動流体の波の進行状態を示す説明図である。
【図１８】配管系の共振による発生する作動流体圧変動の説明図である。
【符号の説明】
１ＦＬ〜１ＲＲは車輪
２ＦＬ〜２ＲＲはホイールシリンダ
３ＦＬ〜３Ｒは車輪速センサ
４はブレーキペダル
５はマスタシリンダ
６ＦＬ〜６Ｒはアクチュエータ
８は流入弁
９は流出弁
１０はポンプ
１５ＦＬ〜１５Ｒは車輪速度演算回路
１６は前後加速度センサ
２０はマイクロコンピュータ
ＥＧはエンジン
Ｔは変速機
ＤＧはディファレンシャルギヤ
ＣＲはコントロールユニット[0001]
[Industrial applications]
BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to an anti-skid control device that controls a fluid pressure of a brake cylinder of each wheel to an optimum state to prevent a wheel from being locked.
[0002]
[Prior art]
An anti-skid control device that prevents the wheels from being locked during braking of a vehicle generally detects a wheel speed of a wheel to be controlled and calculates a slip ratio from a ratio of a deviation from the vehicle speed. If the slip rate exceeds the reference slip rate, which is a reference value of the slip rate that is effective for securing the effect and the braking distance, the fluid pressure to the braking cylinder is reduced, and the reduced wheel speed is increased. Then, when the slip rate of the wheel becomes equal to or less than the reference slip rate, the fluid pressure to the braking cylinder is increased again, so that the so-called pumping brake operation is automatically controlled, so that the slip rate of the wheel to be controlled becomes the reference slip rate. The braking force is adjusted and controlled so as to be maintained. The pressure increase control of the working fluid during the anti-skid control repeats the pressure increase limited at predetermined time intervals, and macroscopically increases the fluid pressure of the brake cylinder of each wheel relatively slowly. (Hereinafter also referred to as gradual pressure increase).
[0003]
At the time of such a gradual increase control of the working fluid pressure (hereinafter also referred to as a wheel cylinder pressure) of the braking cylinder, in order to repeat the increase in the wheel cylinder pressure limited at predetermined intervals, for example, FIG. (In this case, an inflow solenoid valve) 8 is used. The discharge hole 51 of the solenoid valve 8 is connected to the wheel cylinder (not shown), and the inflow hole 53 via the throttle 52 is connected to the master cylinder (not shown). A needle 55 is opposed to a valve seat surface 54 formed between the inflow hole 53 and the discharge hole 51, and an armature 56 is formed at the rear end (the upper end in the figure) of the needle 55. A solenoid 57 is disposed in front of the armature 56 (slightly below in the figure). A return spring 58 is interposed between the needle 55 and the valve seat surface 54, and the elastic force of the return spring 58 causes the needle 55 to separate from the valve seat surface 54 in FIG. It is energizing. Accordingly, when the solenoid 57 is not energized, the needle 55 is separated from the valve seat surface 54 by the elastic force of the return spring 58, and the inflow hole 53 and the discharge hole 51 are in communication with each other via the throttle 52, so that the master cylinder The pressure increases the wheel cylinder pressure while being affected by the throttle. Also, when the solenoid 57 is energized, the armature 56 is displaced toward the solenoid 57 against the elastic force of the return spring 57 so that the tip of the needle 55 contacts the valve seat surface 54, and The discharge hole 51 is shut off and the wheel cylinder pressure is maintained.
[0004]
Therefore, when the wheel cylinder pressure is gradually increased using the solenoid valve 8 as described above, the solenoid 57 is kept energized to maintain the wheel cylinder pressure in a state where the inflow hole 53 and the discharge hole 51 are closed. From the pressure state, the power supply to the solenoid 57 is released at predetermined time intervals, for example, in a short pulse shape with duty ratio control, to increase the wheel cylinder pressure to open the inflow hole 53 and the discharge hole 51. The wheel cylinder pressure is set to a pressure state, and this is repeated every predetermined time so that the wheel cylinder pressure is increased stepwise. In the slow pressure increase control of the wheel cylinder pressure, the short-pulse solenoid energization release signal can be said to be a signal for controlling the overall pressure increase gradient of the slow pressure increase control. Hereinafter, this signal is also referred to as a main signal of a gradual pressure increase control signal, and although it is in an OFF state as a current value or a voltage value, it is referred to as outputting a pressure increase main signal. When the electromagnetic valve 8 is an outflow electromagnetic valve, the inflow hole 53 is connected to the wheel cylinder side, and the discharge hole 51 is connected to a reservoir. The aperture area of the aperture 52 is set according to the electromagnetic force between the solenoid 57 and the armature 56, that is, the moving force of the needle 55.
[0005]
On the other hand, an anti-skid control device described in, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 5-97026 has been proposed in order to reduce the vibration generated during the above-described slow increase control of the wheel cylinder pressure or the noise based on the vibration. As shown in FIG. 13, this anti-skid control device converts a main signal Pm having a time width Tm which may be a single pulse signal as described above to the same time width Tm. 1 , Tm 2 (Tm 1 = Tm 2 ), The two pulse-like divided main signals Pm 1 , Pm 2 And a time width Tm at the beginning of the time Tc corresponding to the predetermined time. 1 Divided main signal Pm 1 Is output, and after a predetermined separation time Ti, the time width Tm 2 Divided main signal Pm 2 Is output. The split separation interval Ti is set to be an odd multiple of the resonance half cycle of the suspension system, so that the first split main signal Pm 1 The vibration of the suspension system generated by the 2 The vibration generated in the suspension system is caused to interfere with the resonance vibration of the suspension system and the noise based on the resonance vibration can be reduced.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
Incidentally, when such a working fluid pressure or its flow rate is controlled in small increments, the fluid path system vibrates with the pulsation of the fluid. The vibration of the suspension system generated when the pressure is slowly increased during the anti-skid control as described above also causes a fluctuation in the braking force by the wheel cylinder due to the pulsation of the working fluid, which is input to the vehicle body as the vibration of the suspension system. However, there is also vibration that is directly input to the vehicle body via a so-called mount member from a piping system constituting such a fluid path system. That is, the space from the solenoid valve to the wheel cylinder is a closed fluid pressure system, and the pressure fluctuation of the working fluid occurs at a cycle corresponding to the resonance frequency of the fluid path system connecting them, mainly the piping system. This state is shown in FIG. 14 as a pressure fluctuation when a short single pulse slowly increasing signal (valve opening signal) is given. In this case, it is understood that the pressure fluctuation caused by the resonance of the piping system remains even after the output of the pressure increase signal (valve opening signal) ends, with the pressure fluctuation caused by the opening of the solenoid valve as a vibration source. .
[0007]
On the other hand, FIG. 15 shows the pressure fluctuation when a long single pulse slowly increasing signal (valve opening signal) is given. When the gentle pressure increase signal (valve opening signal) is long as described above, the wheel cylinder pressure temporarily decreases even though the needle 55 is separated from the valve seat surface 54 while the valve opening signal continues. , Then increase slowly. When the valve is closed after the output of the valve-opening signal is completed, a pulse pressure due to the resonance of the pipe is generated as in the case of the short valve-opening signal. When such a long valve opening signal is given, the fluid pressure decreases despite the solenoid valve being open because the cross-sectional area is restricted by the exciting force between the solenoid and the armature. This is due to the influence of the seat surface aperture 52. Assuming that the flow rate of the working fluid passing through the throttle section is Q and the pressure difference between before and after the throttle is ΔP, both are expressed by the following equation in consideration of the dynamic characteristics of the throttle.
[0008]
ΔP = α · dQ / dt + β · Q (1)
In the expression, the first term on the right side represents the dynamic amount of the aperture, and the second term represents the static amount. Α is an amount determined by the shape of the throttle and the physical properties of the working fluid passing therethrough and does not change with time. Β is an amount determined by the shape of the throttle, the physical properties of the working fluid, and the flow rate Q. When the flow rate Q changes, β also changes. Therefore, when the valve opening time is short as shown in FIG. 14, the first term on the right side of the above equation becomes dominant, but when the valve opening time is long as shown in FIG. Since the time change of Q gradually decreases, the second term on the right side of the above equation (1) becomes dominant.
[0009]
Due to the characteristics of the working fluid pressure system, when controlling the long valve opening time by the conventional method of dividing the main signal, there is a problem that vibrations of different frequencies or noise caused by the vibrations are generated. is there. That is, as shown in FIG. 16, when the resonance frequency of the suspension system is low, and therefore the resonance half cycle is long, the divided main signal Pm 1 , Pm 2 During each opening of the valve, two vibration inputs of a pulse pressure caused by the dynamic characteristic of the throttle and a pulse pressure caused by the static characteristic of the throttle are given, and therefore, the time between each vibration input is given. The vibration of the frequency component having the period Tr and the noise caused by the vibration cannot be reduced.
[0010]
Further, the vibration period due to the pipe resonance shown in FIG. 14 is determined by the pipe length L between the solenoid valve (valve) and the wheel cylinder as shown in FIG. 17, for example, as shown in FIG. Since the frequency is low, and thus the resonance half cycle is long, the split separation time Ti becomes long, and the first split main signal Pm 1 Of the pulse pressure due to the vibration of the pipe resonance due to the second split main signal Pm 2 If the peak of the pulse pressure at the time of opening the valve matches, the pulse pressure is conversely amplified, and the vibration level or the noise level due to the vibration level increases.
[0011]
Further, since the division separation time Ti of the gentle pressure increase signal is set only by the resonance frequency or the resonance cycle of the suspension system, the vibration corresponding to the pipe resonance frequency or the resonance cycle after the solenoid valve is closed or caused by the vibration. Noise cannot be reduced.
The present invention has been developed in view of these problems, the main signal for controlling the amount of pressure increase and decrease of the control signal that governs the opening and closing control of the solenoid valve is not divided, and the throttle characteristic and pipe resonance It is an object of the present invention to provide an anti-skid control device capable of reducing vibration generated in a fluid path system and noise caused by the vibration by adding an additional signal for effectively reducing each vibration caused.
[0012]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above-mentioned problems, an anti-skid control device according to claim 1 of the present invention is a braking cylinder that generates a braking force on each wheel by a working fluid pressure as shown in a basic configuration diagram of FIG. A solenoid valve that is interposed in a fluid passage communicating with a master cylinder or a reservoir thereof that generates the working fluid pressure, and that opens and closes the fluid passage in response to a command to increase or decrease the working fluid pressure in the braking cylinder; An anti-skid control device comprising: a control unit that outputs a control signal including a main signal for adjusting the amount of increase or decrease of the working fluid pressure in the brake cylinder to the solenoid valve. At least one of before and after is provided with additional signal adding means for adding an additional signal for opening the solenoid valve in order to reduce vibration of the fluid path. The additional signal adding means, at the time when the time change gradient of the flow rate fluctuation of the working fluid at the time of opening the solenoid valve by only the main signal becomes maximum, the solenoid valve generated by the additional signal on the front side of the main signal. An additional signal having a time width and a time interval to the main signal that matches the time when the flow rate fluctuation of the working fluid at the time of valve opening becomes the maximum value is added to the front of the main signal. It is characterized by the following.
[0014]
Claims of the present invention 2 The anti-skid control device according to the above, wherein the additional signal adding means, after the pressure fluctuation after the closing of the solenoid valve by only the main signal determined by the resonance cycle of the fluid path is minimized, after the main signal An additional signal having a time width and a time interval from the main signal that matches the time point at which the pressure fluctuation of the working fluid at the time of opening of the solenoid valve generated by the additional signal on the side becomes the maximum value is added after the main signal. It is characterized by being added to the side.
[0015]
Claims of the present invention 3 As shown in the basic configuration diagram of FIG. 1, the anti-skid control device according to the first aspect of the present invention provides a fluid path that connects a braking cylinder that generates a braking force to each wheel by a working fluid pressure and a master cylinder that generates the working fluid pressure. A solenoid valve that opens and closes the fluid path in response to a pressure increase command for the working fluid pressure in the braking cylinder; and a predetermined pressure reduction for the working fluid pressure in the braking cylinder of each wheel. After performing the control, a control signal including a main signal for adjusting the pressure increase amount of the working fluid pressure in the braking cylinder is output to the solenoid valve by repeating the pressure increase limited at the predetermined time interval. Means, wherein the operating fluid pressure in the brake cylinder is set to increase during the opening operation of the solenoid valve, the control means, at least one of before and after the main signal Towards, with additional signal adding means for adding an additional signal to open the solenoid valve in order to reduce the vibration of the fluid passage The additional signal adding means, at the time when the time change gradient of the flow rate fluctuation of the working fluid at the time of opening the solenoid valve by only the main signal becomes maximum, the solenoid valve generated by the additional signal on the front side of the main signal. An additional signal having a time width and a time interval to the main signal that matches the time when the flow rate fluctuation of the working fluid at the time of valve opening becomes the maximum value is added to the front of the main signal. It is characterized by the following.
[0017]
Claims of the present invention 4 The anti-skid control device according to the above, wherein the additional signal adding means, after the pressure fluctuation after the closing of the solenoid valve by only the main signal determined by the resonance cycle of the fluid path is minimized, after the main signal An additional signal having a time width and a time interval from the main signal that matches the time point at which the pressure fluctuation of the working fluid at the time of opening of the solenoid valve generated by the additional signal on the side becomes the maximum value is added after the main signal. It is characterized by being added to the side.
[0018]
[Action]
Thus, in the anti-skid control device of the present invention having the above configuration, the main signal for controlling the increase / decrease amount of the working fluid pressure of the braking cylinder is not divided by the additional signal adding means. The additional signal added to the front side of the signal suppresses and suppresses pressure fluctuations (pulsations) due to fluctuations in the flow rate of the working fluid in the fluid path, which are mainly caused by the throttle characteristic, thereby causing the vibration generated in the fluid path system and the The resulting noise can be reduced, and the additional signal added to the rear side of the main signal can reduce the vibration of the fluid path system mainly caused by the pipe resonance and the noise caused thereby.
[0019]
When the opening of the solenoid valve by the main signal is started, for example, when the time variation gradient of the flow rate fluctuation of the working fluid becomes maximum due to the throttle dynamic characteristic expressed by the above equation (1), the pressure fluctuation of the working fluid becomes maximum. Therefore, at this time, an additional signal is added to the front of the main signal so that the time when the flow rate fluctuation of the working fluid at the time of opening the solenoid valve generated by the additional signal on the front side of the main signal becomes the maximum value coincides. By setting the time width of the additional signal and the time interval to the main signal, the time change gradient of the flow rate fluctuation of the working fluid when the solenoid valve is opened by the main signal is greatly reduced, and is expressed by the above equation (1). Since the pressure fluctuation due to the restricted dynamic characteristic can be reduced, the vibration generated in the fluid path system and the noise caused by the vibration can be effectively reduced.
[0020]
Further, after the solenoid valve is closed by the main signal, there is a point in time at which the pressure fluctuation determined by the resonance cycle of the fluid path is minimized. At this point, an additional signal behind the main signal is generated. The time width of the additional signal added after the main signal and the time interval from the main signal are set so that the time point at which the pressure fluctuation of the working fluid at the time of opening the solenoid valve becomes the maximum value is matched. As a result, the pressure fluctuation (pulsation) of the working fluid caused by the two signals can be made to interfere with each other to reduce the overall pulsation, so that the vibration generated in the fluid path system and the noise caused thereby can be effectively reduced. .
[0021]
【Example】
Hereinafter, an embodiment of the anti-skid control device of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.
FIG. 2 shows an embodiment in which the anti-skid control device of the present invention is applied to a rear-wheel drive vehicle based on an FR (front engine / rear drive) system.
[0022]
In the figure, 1FL and 1FR denote front right and left wheels, 1RL and 1RR denote rear left and right wheels, and rotational driving force from an engine EG is applied to rear right and left wheels 1RL and 1RR via a transmission T, a propeller shaft PS and a differential gear DG. Wheel cylinders 2FL to 2RR as braking cylinders are attached to the wheels 1FL to 1RR, respectively, and a pulse signal P corresponding to the wheel rotation speed is applied to the front wheels 1FL and 1FR. FL , P FR Wheel speed sensors 3FL and 3FR as wheel speed detecting means for outputting a pulse signal P corresponding to the average rotation speed of the rear wheels on the propeller shaft PS. R A wheel speed sensor 3R as a wheel speed detecting means for outputting the wheel speed is mounted. The vehicle is provided with a longitudinal acceleration sensor 16 for detecting the longitudinal acceleration Xg of the vehicle.
[0023]
Each front wheel-side wheel cylinder 2FL, 2FR receives a master cylinder pressure from a master cylinder 5, which generates two systems of front-wheel-side and rear-wheel-side master cylinder pressures in response to the depression of the brake pedal 4, from the front-wheel-side actuators 6FL, 6FR. , And the master cylinder pressure from the master cylinder 5 is supplied to the rear wheel cylinders 2RL and 2RR via a common rear wheel actuator 6R. Is configured.
[0024]
As shown in FIG. 3, each of the actuators 6FL to 6R includes an electromagnetic inflow valve 8 interposed between a hydraulic pipe 7 connected to the master cylinder 5 and the wheel cylinders 2FL to 2RR. 8 is provided with a series circuit of an electromagnetic outflow valve 9, a hydraulic pump 11, and a check valve 11 connected in parallel with the pump 8, and an accumulator 12 connected to a hydraulic pipe between the outflow valve 9 and the hydraulic pump 10. The solenoid valves forming the inflow valve 8 and the outflow valve 9 are similar or almost the same as the conventional one shown in FIG. 12, and the connection configuration and operation are the same or almost the same as those described above. The detailed description is omitted. The control of each of the solenoid valves 8, 9L to 26R is substantially performed by chopping control by a so-called PWM (Pulse Width Modulation) or the like. This is achieved by repeatedly selecting and setting the pressure increasing state and the holding state by the predetermined time interval, whereby the wheel cylinder pressure is apparently increased relatively slowly.
[0025]
The electromagnetic inflow valve 8, the electromagnetic outflow valve 9 and the hydraulic pump 10 of each of the actuators 6FL to 6R are connected to the wheel speed pulse signals P from the wheel speed sensors 3FL to 3R. FL ~ P R And the longitudinal pressure Xg from the longitudinal acceleration sensor 16 is controlled by hydraulic pressure control signals EV, AV and MR from the control unit CR.
The control unit CR is provided with a wheel speed pulse signal P from the wheel speed sensors 3FL to 3R. FL ~ P R Is input, and the wheel speed Vw, which is the peripheral speed of each wheel, is calculated from these and the rolling radius of the tire of each wheel 1FL to 1RR. FL ~ Vw R Wheel speed calculation circuits 15FL to 15R, and the wheel speed Vw of the wheel speed calculation circuits 15FL to 15R FL ~ Vw R And a microcomputer 20 as control means for inputting the longitudinal acceleration Xg of the longitudinal acceleration sensor 16 and outputting the control signals EV, AV and MR for the actuators 6FL to 6R based on the input. Control signal EV FL ~ EV R , AV FL ~ AV R And MR FL ~ MR R Is the drive circuit 22a FL ~ 22a R , 22b FL ~ 22b R And 22c FL ~ 22c R Are supplied to the actuators 6FL to 6R via the.
[0026]
The microcomputer 20 calculates a wheel speed Vw, which is an output value from each of the wheel speed calculation circuits 15FL to 15R. FL ~ Vw R An input interface circuit 20a having an A / D conversion function for reading the longitudinal acceleration Xg from the longitudinal acceleration sensor 16, an arithmetic processing device 20b such as a microprocessor, a storage device 20c such as a ROM and a RAM, and the arithmetic processing The control signal EV obtained by the device 20b FL ~ EV R , AV FL ~ AV R And MR FL ~ MR R And an output interface circuit 20d having a D / A conversion function for outputting the analog signal as an analog signal. In this microcomputer 20, each wheel speed Vw FL ~ Vw R For example, the maximum wheel speed Vw is calculated according to the calculation process of FIG. MAX Pseudo vehicle speed V as the calculated vehicle speed C Is calculated and the pseudo vehicle speed V C The wheel speed Vw is calculated in accordance with the arithmetic processing shown in FIGS. FL ~ Vw R From the slip rate S FL ~ S R And the respective wheel speeds Vw FL ~ Vw R Wheel acceleration / deceleration V'w as the differential value of FL ~ V'w R Is calculated, and these wheel speeds Vw FL ~ Vw R , Wheel acceleration / deceleration V'w FL ~ V'w R And target wheel speed V * control signal EV to actuators 6FL to 6R based on w FL ~ EV R , AV FL ~ AV R And MR FL ~ MR R Is output.
[0027]
Next, in this embodiment, the vehicle speed is estimated by performing the calculation processing shown in FIG. i Used as This arithmetic processing is executed by the microcomputer 20 of the control unit CR at every predetermined sampling time ΔT, which is the same as the arithmetic processing of FIG. 5 described later. What is necessary is just to think that what was hard-configured in the publications of the above-mentioned publications is software. Also, during the arithmetic processing, the pseudo vehicle speed hold timer counter CNT Vi The predetermined count value CNT which is the count-up value of Vi0 Is a predetermined time T 3 Means that elapses.
[0028]
In this calculation process, first, in step S71, the pseudo vehicle speed hold timer counter CNT Vi Is the predetermined count value CNT Vi0 It is determined whether or not the timer counter CNT is satisfied. Vi Is the predetermined count value CNT Vi0 If so, the process proceeds to step S72; otherwise, the process proceeds to step S73.
In the step S73, the timer counter CNT is set. Vi And then returns to the main program.
[0029]
In step S72, the wheel speed Vw output from each of the wheel speed calculation circuits 15FL to 15R is output. i Select the maximum wheel speed of (i = FL-R) as select high wheel speed Vw H Then, the process proceeds to step S74.
In step S74, the pseudo vehicle speed V updated and stored in the storage device 20c. i , The select high wheel speed Vw H Is the pseudo vehicle speed V set as the dead zone threshold value. i Is determined to be within a range of 1 km / h above and below, and the select high wheel speed Vw is determined. H Is the pseudo vehicle speed V i If it is within the range of 1 km / h above and below, the flow shifts to step S75; otherwise, the flow shifts to step S76.
[0030]
In step S75, the pseudo vehicle speed hold timer counter CNT Vi Is cleared, and the routine goes to step S77.
In step S77, the pseudo vehicle speed correction acceleration Xg 0 Is set to ± 0G (G: Gravity, gravitational acceleration), and then the process proceeds to step S78.
On the other hand, in the step S76, the select high wheel speed Vw H Is the pseudo vehicle speed V set as the dead zone threshold. i Is determined to be equal to or higher than the upper limit value of the selected high wheel speed Vw. H Is the pseudo vehicle speed V i If it is not less than the upper limit value, the process proceeds to step S79, and if not, the process proceeds to step S80.
[0031]
In step S79, the pseudo vehicle speed correction acceleration Xg 0 Is set to + 0.4G, and the routine goes to the step S78.
Further, in step S80, it is determined whether or not the wheel cylinder pressure control mode selected in the previous calculation of the calculation processing in FIG. 9 is a pressure reduction mode. Otherwise, to step S82.
[0032]
In step S81, the pseudo vehicle speed correction acceleration Xg 0 Is set to + 10G, and the routine goes to the step S78.
On the other hand, in step S82, the pseudo vehicle speed correction acceleration Xg is calculated using the longitudinal acceleration Xg detected by the longitudinal acceleration sensor 16. 0 Is set to (−Xg−0.3G), and the routine goes to the step S78.
[0033]
In step S78, the pseudo vehicle speed V is calculated according to the following three equations. i Is calculated and the program returns to the main program. The pseudo vehicle speed V on the right side i Is the latest pseudo vehicle speed V updated and stored in the storage device 52c. i It is. Also, the integral value on the right side ∫Xg 0 Is the pseudo vehicle speed corrected acceleration Xg from time 0 to ΔT 0 Is the time integral value of.
V i = V i + ∫Xg 0 ……… (3)
Therefore, the pseudo vehicle speed V obtained by this calculation processing i The operation will be briefly described with reference to the above-mentioned Japanese Patent Application Laid-Open No. Hei 4-27650. In a normal speed increase, the select high wheel speed Vw H Is a predetermined time T with 3 Pseudo vehicle speed V i Is increased by an offset amount of 0.4 G, and the pseudo vehicle speed V i Is almost select high wheel speed Vw H , The pseudo vehicle speed V again i Is the select high wheel speed Vw H And set for a predetermined time T 3 maintain. On the other hand, during normal deceleration, that is, when the wheel cylinder pressure is not reduced by the wheel cylinder pressure increase / decrease control, the select high wheel speed Vw H Is a predetermined time T with 3 Pseudo vehicle speed V i Is reduced by the amount obtained by adding the offset amount 0.3G to the longitudinal acceleration Xg, and the pseudo vehicle speed V i Is almost select high wheel speed Vw H , The pseudo vehicle speed V again i Is the select high wheel speed Vw H And set for a predetermined time T 3 maintain. When the wheel cylinder pressure is reduced by the wheel cylinder pressure increase / decrease control, the select high wheel speed Vw H Is a predetermined time T with 3 Pseudo vehicle speed V i Is increased by 10G, which is the offset amount, and the pseudo vehicle speed V i Is almost select high wheel speed Vw H , The pseudo vehicle speed V again i Is the select high wheel speed Vw H And set for a predetermined time T 3 maintain. It should be noted that these offset amounts are equivalent to the pseudo vehicle speed V to be increased / decreased. i Is select high wheel speed Vw H Is a predetermined value set to match with.
[0034]
Next, the configuration of basic anti-skid control by the anti-skid control device of the present embodiment will be described with reference to the arithmetic processing shown in the flowchart of FIG. This calculation process is executed as a timer interrupt process at every predetermined sampling time (for example, 5 msec) ΔT. In the flowchart of FIG. 5, AS is an anti-skid control flag, which indicates that wheel cylinder pressure control for anti-skid control is being performed in a set state of "1", and a reset state of "0". I do. T is a pressure reduction timer, which is a wheel cylinder pressure control for the anti-skid control. 0 This is to prevent the pressure from being reduced. Then, when the power is turned on by turning on the key switch and when the previous anti-skid control ends, the process proceeds from step S9 to step S11 and is reset to "0". Further, the pressure increase control flag F 3i (I = FL to R) indicates that the wheel cylinders 25FL to 25RR are under the slow pressure adjustment control in the set state of “1”, and the reset state is “0”. Although no information input / output step is provided in this flowchart, information calculated or set by the arithmetic processing of the arithmetic processing device 20b is updated and stored in the storage device 20c as needed, and is stored in the storage device 20c. The information is communicated and stored in a buffer or the like of the arithmetic processing unit 20b at any time.
[0035]
When the calculation process of FIG. 4 is started, first, in step S1, the current wheel speed Vw output from each wheel speed calculation circuit 15i (i = FL, FR, R) is obtained. i And the pseudo vehicle speed V calculated by the arithmetic processing of FIG. 4 and updated and stored in the storage device 20c. i Read.
Next, the process proceeds to step S2, for example, the present value Vw of each wheel speed read in step S1. i (N) Is the wheel speed Vw read during the previous process. i (N-1) , And further divided by the sampling time ΔT to obtain the wheel speed change amount per unit time, that is, the wheel acceleration / deceleration V′w i Is calculated and stored in a predetermined storage area of the storage device 20c.
[0036]
Next, the process proceeds to step S3, where the following two equations are calculated to calculate the slip ratio S of each wheel. i Is calculated.
S i = (V C -Vw i ) / V C ・ 100 ……… (2)
Next, the process proceeds to step S4, in which the slip ratio S of each wheel calculated in step S3 is calculated. i Is a preset reference slip ratio S i0 (Approximately 15%) or more, and determines whether the slip ratio S i Is the reference slip rate S i0 If so, the process proceeds to step S5; otherwise, the process proceeds to step S6.
[0037]
In step S5, each wheel acceleration / deceleration V′w calculated in step S2 is calculated. i Is greater than or equal to a predetermined positive wheel acceleration / deceleration threshold value β, and the wheel acceleration / deceleration V′w is determined. i Is greater than or equal to the threshold β, the process proceeds to step S7, and if not, the process proceeds to step S8.
In the step S7, the pressure reducing timer T is reset to "0", and then the process proceeds to a step S9.
[0038]
In step S8, the pressure-decrease timer T is set to a predetermined value T. 0 And sets the anti-skid control flag AS to "1", and then proceeds to step S9.
On the other hand, in step S6, it is determined whether or not the pressure reduction timer T is greater than "0". If the pressure reduction timer T is greater than "0", the process proceeds to step S10. Move to S9.
[0039]
In step S10, a value obtained by subtracting "1" from the current decompression timer T is set as a new decompression timer T, which is stored in a predetermined storage area of the storage device 25c, and then proceeds to step S9.
In step S9, it is determined whether or not the anti-skid control can be ended. If the anti-skid control can be ended, the process proceeds to step S11. If not, the process proceeds to step S12.
[0040]
In step S11, the pressure reduction timer T is reset to "0", and the anti-skid control flag AS is reset to "0", and then the process proceeds to step S13.
In step S12, it is determined whether the pressure reduction timer T is greater than "0". If the pressure reduction timer T is greater than "0", the process proceeds to step S14. Move to S15.
[0041]
In step S15, the wheel acceleration / deceleration V′w calculated in step S2 is calculated. i Is greater than or equal to the predetermined threshold β, and the wheel acceleration / deceleration V′w i Is greater than or equal to the threshold β, the process proceeds to step S16; otherwise, the process proceeds to step S17.
In step S16, it is determined whether or not the anti-skid control flag AS is in a reset state of "0". If the anti-skid control flag AS is in a reset state of "0", the process proceeds to step S13. If not, the process proceeds to step S20.
[0042]
On the other hand, in step S17, the wheel acceleration / deceleration V′w calculated in step S2 is calculated. i Is determined to be equal to or less than a preset wheel acceleration / deceleration threshold α, and the wheel acceleration / deceleration V′w is determined. i If is less than or equal to the threshold α, the process proceeds to step S18; otherwise, the process proceeds to step S19.
In step S19, it is determined whether the anti-skid control flag AS is in a reset state of “0”. If the anti-skid control flag AS is in a reset state of “0”, the process proceeds to step S13. Otherwise, the process proceeds to step S21.
[0043]
In step S13, the braking pressure applied to each of the wheel cylinders 2FL to 2RR of the control target wheels 1FL to 1RR is set to the rapid pressure increase mode, and then the process returns to the main program.
In step S14, the braking pressure applied to each of the wheel cylinders 2FL to 2RR of the control target wheels 1FL to 1RR is set to the pressure reducing mode, and then the process returns to the main program.
[0044]
In step S18, the braking pressure applied to each of the wheel cylinders 2FL to 2RR of the control target wheels 1FL to 1RR is set to the high pressure holding mode, and then the process returns to the main program.
In step S20, the braking pressure applied to the wheel cylinders 2FL to 2RR of the control target wheels 1FL to 1RR is set to the low pressure holding mode, and then the process returns to the main program.
[0045]
In step S21, the braking pressure applied to each of the wheel cylinders 2FL to 2RR of the control target wheels 1FL to 1RR is set to the slow pressure increasing mode, and then the process returns to the main program.
Here, in order to make it easier to understand the operation process of FIG. 6 described later, the operation of the operation process of FIG. 5 will be briefly described with reference to FIG. i (I = FL-R) is the reference slip ratio S i0 And the control flag AS and the pressure reduction timer T are both "0", or the wheel acceleration / deceleration V'w i Is between a preset negative acceleration / deceleration threshold α and a positive acceleration / deceleration threshold β, ie, α <V′w i At the time of non-braking and at the initial stage of braking, which is <β, a rapid pressure increase mode is set in which the pressure of the actuators 6FL to 6R is set to a pressure corresponding to the pressure of the master cylinder 5 in step S13 through steps S9, S11 or S15, S17, S19. I do. In this rapid pressure increase mode, the control signals EV and AV for the actuators 6FL to 6R are both set to the logical value "0", and the inflow valve 8 of each of the actuators 6FL to 6R is opened and the outflow valve 9 is closed. Control.
[0046]
When the vehicle enters the braking state, the wheel speed Vw i Gradually decreases, and accordingly, the wheel acceleration / deceleration V'w i Becomes smaller as shown by the curve in FIG. 7 (decreases in the negative direction), and the wheel acceleration / deceleration V′w i Exceeds the negative acceleration / deceleration threshold value α, the process proceeds from step S17 to step S18, and the high pressure side holding mode for holding the internal pressure of the wheel cylinders 2FL to 2RR at a constant value is set. In the high-pressure side holding mode, the control signal EV for the actuators 6FL to 6R is set to the logical value "1" and the control signal AV is set to the logical value "0", the inflow valves 8 of the actuators 6FL to 6R are closed, and the outflow is performed. The valves 9 are each controlled to be in the closed state, and the internal pressures of the wheel cylinders 2FL to 2RR are maintained at the pressure immediately before them.
[0047]
However, even in this holding mode, since the braking force is acting on the wheels, the wheel acceleration / deceleration V'w as shown by the curve in FIG. i And the slip ratio S i Increase.
And the slip ratio S of each wheel i Is the reference slip ratio S of each wheel i0 And wheel acceleration / deceleration V'w i Is maintained below the positive acceleration / deceleration threshold value β, the process proceeds from step S4 to step S8 via step S5, and the pressure reduction timer T is set to a predetermined value T. 0 And the control flag AS is set to "1". In response to this, the control signal MR having the logical value "1" is output, and the hydraulic pumps 10 of the actuators 6FL to 6R are activated. Therefore, the process shifts from step S12 to step S14, and the pressure reduction mode is set in which the pressure of the actuators 6FL to 6R is gradually reduced. In this pressure reduction mode, the control signal EV for the actuators 6FL to 6R is set to the logical value "1", the control signal AV is set to the logical value "1", and the inflow valves 8 of the actuators 6FL to 6R are closed and the outflow valves 9 are opened. Then, the pressure held in the wheel cylinders 2FL to 2RR is returned to the master cylinder 5 side through the outflow valve 9, the hydraulic pump 10, and the check valve 11, and the internal pressure of the wheel cylinders 2FL to 2RR is reduced.
[0048]
In the decompression mode, although the braking force on the wheels is reduced, the wheel speed Vw i Maintains the reduced state for a while, so that the wheel acceleration / deceleration V′w as shown by the curve in FIG. i Further decreases in the negative direction and the slip ratio S i Continues to increase, but thereafter, the wheel speed Vw i Is reduced, and the vehicle shifts to the acceleration state.
In response to this, the wheel acceleration / deceleration V'w i Increases in the positive direction, and the wheel acceleration / deceleration V'w i Is greater than or equal to the positive acceleration / deceleration threshold value β, the process proceeds from step S4 to step S7 via step S5. In this step S7, the pressure reduction timer T is reset to "0", and then the process proceeds to step S9. Accordingly, since T = 0 in the determination in step S12, the process proceeds to step S15, and V′w i Since it is ≧ β, the process proceeds to step S16, and since the control flag AS = 0, the process proceeds to step S20 to shift to the low pressure side holding mode in which the pressures of the actuators 6FL to 6R are held on the low pressure side. In the low-pressure side holding mode, the control signal EV is controlled to the logical value "1" and the control signal AV is controlled to the logical value "0" in the same manner as the high-pressure side holding mode, and the internal pressure of the wheel cylinders 2FL to 2RR is reduced. Maintain the last pressure.
[0049]
Even in the low pressure side holding mode, since the braking force is acting on the wheels, the wheel speed Vw i Increase rate gradually decreases, and the wheel acceleration / deceleration V'w i Is less than the positive acceleration / deceleration threshold value β, the process proceeds from step S15 to step S17, where V′w i > Α, the process proceeds to step S19, and since the control flag AS is still “1”, the process proceeds to step S21. In this step S21, the pressure hydraulic oil from the master cylinder 5 is intermittently supplied to the wheel cylinders 2FL to 2RR, and the internal pressure of the wheel cylinders 2FL to 2RR is increased in a step-like manner to be in a gradual pressure increasing mode. The pressure increase control flag F 3i Is set to "1". In the slow pressure increase mode, basically, as described above, the control signal EV for the actuators 6FL to 6R is set to the predetermined cycle time ΔT 0 Each time, a logical value “0” (ie, a pressure increasing state) and a logical value “1” (ie, a holding pressure state) are repeated in a rectangular waveform, and the control signal AV is set to a logical value “0” (holding pressure state). By opening and closing the inflow valves 8 of the actuators 6FL to 6R at predetermined intervals and maintaining the outflow valve 9 in a closed state, the internal pressure of the wheel cylinders 2FL to 2RR is gradually increased in a stepwise manner. In addition, the inflow valve 8 is opened by a control signal to the actuators 6FL to 6R, and each wheel cylinder pressure P i The time during which the pressure is increased is controlled by the duty ratio by PWM or the like as described above in accordance with the running state, the road surface μ, the wheel speed, the wheel cylinder pressure, and the like. Cylinder pressure P due to the open state of 8 i When the fluid pressure pulsation is not considered, the pressure increase amount ΔP is basically equal to the internal pressure of the wheel cylinders 2FL to 2RR and the master cylinder pressure P at that time. MC And the duty ratio.
[0050]
In the gradual pressure increase mode, the pressure increase of the wheel cylinders 2FL to 2RR becomes gradual, so that the braking force on the wheels 1FL to 1RR gradually increases, and the wheels 1FL to 1RR decelerate and the wheel speed Vw i Is also reduced. Then, the wheel acceleration / deceleration V'w i Is less than the negative acceleration / deceleration threshold value α, the process proceeds from step S17 to step S18, and the high-pressure side holding mode (F 3i = 0), and then the slip ratio S of each wheel i Is the reference slip rate S i0 At this point, the process proceeds from step S4 to step S8 via step S5, and then proceeds to step S14 via steps S9 and S12 to execute the decompression mode (F 3i = 0), and then the low pressure holding mode (F 3i = 0), slow pressure increase mode (F 3i = 1), high pressure holding mode (F 3i = 0), decompression mode (F 3i = 0) is repeated, and an anti-skid effect can be exhibited. When the speed of the vehicle has decreased to some extent, the slip ratio S i Is the reference slip rate S i0 In this case, the process proceeds from step S4 to step S6. At step S8 for setting the pressure reduction mode as described above, the pressure reduction timer T 0 Therefore, the process proceeds to step S10, in which the predetermined set value of the pressure reduction timer T is decremented by "1", and then proceeds to step S9. Therefore, when the process of shifting from step S6 to step S10 is repeated and the pressure reduction timer T becomes "0", the process shifts to step S21 via steps S9 to S19, shifts to the gradual pressure increase mode, and then holds the high pressure side. After shifting to the mode, the mode shifts to the pressure reduction mode, that is, the braking pressure control is executed as shown by the broken line in FIG.
[0051]
Then, when the vehicle reaches a speed near the stop, for example, when the control end condition such as the number of times of selection of the slow pressure increase mode becomes equal to or more than a predetermined value is satisfied, the control is terminated by the determination in step S9. Therefore, the process shifts from step S9 to step S11 to reset the pressure reduction timer T and the control flag AS to "0", respectively, and then shifts to step S13 to terminate the anti-skid control after setting the rapid pressure increase mode. I do.
[0052]
Next, the configuration of the control signal output in the gradual pressure increase mode executed in step S21 of the arithmetic processing of FIG. 5 will be described with reference to the flowchart of FIG. 6A. This calculation process is executed as a minor program in step S21 of the calculation process of FIG. i Since the gradual pressure increase control of (i = FL to R) is performed by repeating the pressure increase and the holding pressure at every predetermined cycle time as described above, the control signal EV to the electromagnetic inflow valve 8 is changed to the predetermined value. Cycle time ΔT 0 Each time, the valve is repeatedly opened in the form of a rectangular wave in the valve open state of the logical value “0” and the valve closed state of the logical value “1”. However, since the arithmetic processing in FIG. 6A is a minor program of the arithmetic processing in FIG. Pressure cycle time ΔT 0 Is equal to the predetermined sampling time ΔT. Further, the drive current signal to the electromagnetic inflow valve 8 shown in FIG. 12 is "0" in the open state, but when a signal for opening the electromagnetic inflow valve 8 is output as the control signal EV. Name. Also, each slow pressure increase cycle time ΔT 0 (= ΔT) and wheel cylinder pressure P i The signal for controlling the valve opening time for controlling the pressure increase amount is referred to as a main signal Pm.
[0053]
In the calculation process of FIG. 6A, first, in step S31, the wheel cylinder pressure P during the current cycle time is set. i The current duty ratio at which the predetermined pressure increase amount is achieved is calculated and set by a minor program (not shown) or a map search. Incidentally, this duty ratio is determined by the number of times of pressure increase in the gradual pressure increase control, the master cylinder pressure, the wheel cylinder pressure, the wheel speed, the wheel acceleration / deceleration, the vehicle speed, the road surface μ, and the flow rate of the working fluid based on each additional valve opening signal described later. It is often set in a complicated manner according to the wheel cylinder pressure increase amount and the like, and these are often mapped or tabulated as appropriate.
[0054]
Next, the process proceeds to step S32, where the time width Tm of the main signal Pm is calculated and set mainly from the duty ratio set in step S31.
Next, the process proceeds to step S33, in which the first predetermined time interval Ti is added to the front side of the main signal Pm set in step S32. 1 First time interval Ts separated by 1 Of the first additional signal Ps 1 And a second predetermined time interval Ti behind the main signal Pm. 2 The second predetermined time interval Ts separated by 2 Of the second additional signal Ps 2 (Inflow valve) control signal EV i Is output, and the process returns to the arithmetic processing of FIG.
[0055]
The valve control signal EV output in step S33 of the calculation processing in FIG. 6A is as shown in FIG. 6B. Here, the rising (falling in the figure) time at the start of the output of the main signal Pm is equal to the predetermined cycle time ΔT. 0 (= ΔT), from which the first predetermined time interval Ti 1 Just before the first additional signal Ps 1 Is further terminated by a first predetermined time width Ts. 1 From the first additional signal Ps 1 Start output of In addition, the predetermined cycle time ΔT 0 (= ΔT), the output of the main signal Pm ends after the time width Tm from the output start time of the main signal Pm matched with the start time of (= ΔT), and the second predetermined time interval Ti 2 Later, the second additional signal Ps 2 Is started, and then the second predetermined time width Ts 2 Later, the second additional signal Ps 2 Is terminated.
[0056]
Next, the operation of the slow pressure increase control signal of FIG. 6A output by the arithmetic processing of FIG. 6A and the method of setting the time width of each of the additional signals and the time interval from or to the main signal, etc. A comprehensive description will be given with reference to FIGS.
First, FIG. 8 shows a temporal change of the flow rate Q and the time differential value (dQ / dt) of the flow rate during valve opening only by the main signal Pm having a relatively long valve opening time without the first additional signal. . As is clear from the figure, the valve opening start command time T based on the valve control signal EV 0 The time T after the delay time Δt of the solenoid valve and the working fluid system. 1 From time t, the time differential value (dQ / dt) of the flow rate also increases, and the time T at which the time change gradient of the flow rate Q becomes the maximum is reached. 2 Then, the time differential value (dQ / dt) of the flow rate also becomes the maximum value. Then, the time change gradient of the flow rate Q gradually decreases due to the above-described throttle characteristic, and accordingly, the time differential value (dQ / dt) of the flow rate also decreases. 3 From the time, the flow rate Q starts to decrease, and the time T 3 , The time differential value (dQ / dt) of the flow rate becomes “0”. At the start of such valve opening, the time T at which the time differential value (dQ / dt) of the flow rate becomes the maximum value is determined by the more dominant first term on the right side of the equation (1), that is, the dynamic characteristic of the throttle. 2 Therefore, it is considered that the pressure fluctuation in the fluid passage also increases. Therefore, the valve opening signal before the main signal Pm (that is, the first additional signal Ps) 1 )), The time T 2 If the time differential value (dQ / dt) of the flow rate can be reduced, the pressure fluctuation in the fluid path can be suppressed to be small, and the vibration and noise can be reduced.
[0057]
Therefore, in this embodiment, the predetermined time width Ts is set as follows. 1 Of the first additional signal Ps 1 At a predetermined time interval Ti from the output start time of the main signal Pm. 1 Just add before. That is, as shown in FIG. 9, the time T at which the time differential value (dQ / dt) of the flow rate based on only the main signal Pm becomes the maximum value is obtained. 2 , The first additional signal Ps, which is the valve opening signal output earlier than 1 If a certain amount of working fluid is flowing in, the time T 2 , The time differential value (dQ / dt) of the flow rate by only the main signal Pm becomes small, and the pressure fluctuation in the fluid passage can be suppressed. In particular, the time T 2 At the first additional signal Ps 1 Is the maximum, that is, the first additional signal Ps 1 If the time differential value (dQ / dt) of the flow rate due to is “0”, the time T 2 The pressure fluctuation in the fluid path can be suppressed most efficiently. Therefore, a certain time T 0 'And the first additional signal Ps 1 At a time T after the delay time Δt. 1 'From the first additional signal Ps 1 , The flow rate Q of the working fluid and its time derivative (dQ / dt) begin to increase, and at a certain time T 4 'And the first additional signal Ps 1 Flow rate Q by the first additional signal when the output of (PS1) Is maximum and its time derivative (dQ (PS1) / Dt) at time T when it becomes “0” 3 'At this time T 3 'Is the time T 2 So that the time T 0 'And time T 4 'And set the time T 0 To time T 4 ′ Is the first predetermined time interval Ti 1 At the time T 4 'To time T 0 ”Is the first predetermined time width Ts. 1 And these predetermined time intervals Ti 1 And a predetermined time width Ts 1 And the first additional signal Ps 1 May be added to the main signal Pm. In an actual vehicle, the time-varying waveform of the flow rate changes variously depending on the shape of the needle tip of the solenoid valve and the shape of the valve seat surface as shown in FIG. The pressure fluctuation waveform and the flow rate fluctuation waveform in the fluid path are experimentally obtained for each vehicle, and the first predetermined time interval Ti is determined based on the above setting method. 1 And a first predetermined time width Ts 1 Set.
[0058]
Next, FIG. 10 shows the wheel cylinder pressure P in the fluid path after the closing of the main signal Pm having a relatively long valve opening time without the second additional signal. i Shows the variation over time. As is apparent from the figure, the valve opening end time T based on the valve control signal EV. 10 The time T after the delay time Δt ′ of the solenoid valve and the working fluid system. 12 From wheel cylinder pressure P i Decrease, and then the time T after the resonance quarter cycle Δtr of the piping system 14 With wheel cylinder pressure P i Becomes minimum, and again the wheel cylinder pressure P i , And thereafter, the pressure fluctuation pulsated in this repetition. The time T 12 To time T 14 Time corresponds to the advance period of the pulsation, and the time T 14 Thereafter, it corresponds to the return period of the pulsation. Therefore, the valve opening signal after the main signal Pm (that is, the second additional signal Ps) 2 ), The pulsation (pressure fluctuation) of the piping system resonance generated at the time T 12 If the pulsation (pressure fluctuation) due to the resonance of the piping system thereafter can be interfered, the pressure fluctuation in the fluid path can be suppressed to a small extent, and the vibration and noise can be reduced.
[0059]
Therefore, in this embodiment, the predetermined time width Ts is set as follows. 2 Of the second additional signal Ps 2 At a predetermined time interval Ti from the output end time of the main signal Pm. 2 Just add before. That is, as shown in FIG. 11, the wheel cylinder pressure P after valve closing is determined only by the main signal Pm. i T that minimizes 12 , A second additional signal Ps which is a valve opening signal outputted thereafter. 2 Cylinder pressure P generated by i If the increased portion of the pressure fluctuation interferes, the pressure fluctuation in the fluid path can be suppressed. In particular, the time T 12 At the second additional signal Ps 2 If the maximum value of the pressure fluctuation due to 12 The pressure fluctuation in the fluid path can be suppressed most efficiently. Therefore, the time T 12 From the time T before the delay time Δt 11 And the second additional signal Ps 2 At the time T after the delay time Δt. 12 From the second additional signal Ps 2 Wheel cylinder pressure P i (PS2) Starts to increase at a certain time T Thirteen And the second additional signal Ps 2 Cylinder pressure P by the second additional signal when the output of the wheel is stopped i (PS2) T at which is the maximum 14 At the time T 14 Is the time T 14 So that the time T 11 And time T Thirteen At the time T 10 To time T 11 Time until the second predetermined time interval Ti 2 At the time T 11 To time T Thirteen Time until the second predetermined time width Ts 2 And these predetermined time intervals Ti 2 And a predetermined time width Ts 2 And the second additional signal Ps 2 May be added to the main signal Pm. In an actual vehicle, the piping system resonance frequency and its cycle can be calculated and set if the specifications of the piping system are determined. However, as shown in FIG. Since the delay of pressure change and the amount of generated pressure change vary depending on the shape of the valve or the responsiveness of the solenoid valve, etc., the pressure fluctuation waveform and flow rate fluctuation waveform in the fluid path are experimentally determined for each vehicle, and the above setting method is used. Based on the second predetermined time interval Ti 2 And a second predetermined time width Ts 2 Set.
[0060]
In the above embodiment, only the setting of the control signal in the case of the gradual increase in the working fluid pressure from the holding pressure every predetermined time has been described in detail. The same applies to a case where the pressure is gradually reduced from the holding pressure every predetermined time. Further, the anti-skid control device of the present invention can be similarly applied to a control signal in a case where the increase and decrease of the working fluid pressure are repeated at predetermined time intervals.
[0061]
Further, in the above-described embodiment, only the case of the three-channel anti-skid control device in which the rear wheel side wheel speed is detected by the common wheel speed sensor is described in detail. The present invention can also be applied to a so-called 4-channel anti-skid control device in which a wheel speed sensor is provided in the vehicle and separate actuators are provided for the left and right wheel cylinders accordingly.
[0062]
Further, in the above embodiment, the case where the select high wheel speed is selected as the wheel speed selection value for the pseudo vehicle speed calculation has been described.However, the select high wheel speed is selected during the anti-skid control, and during the non-anti-skid control. The lowest select low wheel speed may be selected.
Further, the anti-skid control device of the present invention is applicable to all vehicles such as rear-wheel drive vehicles, front-wheel drive vehicles, and four-wheel drive vehicles.
[0063]
In each of the above embodiments, a case has been described in which a microcomputer is applied as a control unit. Alternatively, electronic circuits such as a counter and a comparator may be combined.
[0064]
【The invention's effect】
As described above, according to the anti-skid control device of the present invention, the additional signal added to the front side of the main signal for controlling the amount of increase or decrease of the working fluid pressure of the braking cylinder is generated mainly by the throttle characteristic. Pressure fluctuations (pulsations) caused by fluctuations in the flow rate of the working fluid in the fluid path are prevented and suppressed, and an additional signal added to the rear side of the main signal is mainly caused by vibration of the fluid path system caused by pipe resonance and the vibration caused by the vibration. Noise can be reduced.
[0065]
Of these, the point in time at which the flow rate fluctuation of the working fluid at the time of opening the solenoid valve generated by the additional signal on the front side of the main signal becomes the maximum value is determined by the throttling dynamic characteristic by the flow rate fluctuation of the working fluid at the time of opening the main signal. If the time change gradient is the same as the maximum, the pressure fluctuation can be effectively reduced, and the vibration generated in the fluid path system and the noise caused thereby can be effectively reduced.
[0066]
Further, the time when the pressure fluctuation of the working fluid at the time of opening the solenoid valve generated by the additional signal on the rear side of the main signal becomes a maximum value is determined after the closing of the main signal determined by the resonance cycle of the fluid path. If the pressure fluctuation is minimized, the overall fluctuation is effectively reduced by interfering with the pressure fluctuation (pulsation) of the working fluid, and the vibration generated in the fluid path system and the noise caused thereby are reduced. It can be reduced effectively.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a basic configuration diagram of an anti-skid control device of the present invention.
FIG. 2 is a schematic configuration diagram of a vehicle showing an example of an anti-skid control device of the present invention.
FIG. 3 is a schematic configuration diagram illustrating an example of the actuator of FIG. 2;
FIG. 4 is a flowchart showing a calculation process for calculating a vehicle speed calculated by the control unit shown in FIG. 2;
FIG. 5 is a flowchart illustrating an example of a basic anti-skid control calculation process executed by the control unit in FIG. 2;
6A and 6B are explanatory diagrams of a gradual pressure increase mode of the arithmetic processing of FIG. 5, in which FIG. 6A is a flowchart illustrating an arithmetic processing for outputting a control signal, and FIG. 6B is an explanatory diagram of a control signal pattern to be output. is there.
FIG. 7 is an explanatory diagram of a working fluid pressure control pattern of a braking cylinder by the arithmetic processing of FIG. 5;
FIG. 8 is an explanatory diagram showing a temporal change of a working fluid flow rate and a time derivative thereof when no additional signal is provided in front of the main signal.
FIG. 9 is an explanatory diagram showing a temporal change of a working fluid flow rate and a time differential value thereof when an additional signal is provided in front of a main signal.
FIG. 10 is an explanatory diagram showing a change with time of the working fluid pressure when there is no additional signal after the main signal.
FIG. 11 is an explanatory diagram showing a change with time of the working fluid pressure when an additional signal is provided after the main signal.
FIG. 12 is an explanatory view showing an example of an electromagnetic valve as an inflow valve or an outflow valve of a working fluid.
FIG. 13 is an explanatory diagram of a working fluid pressure control pattern by a conventional anti-skid control device.
FIG. 14 is an explanatory diagram of a working fluid pressure fluctuation that occurs when a valve opening signal is short.
FIG. 15 is an explanatory diagram of a working fluid pressure fluctuation that occurs when the valve opening time is long.
FIG. 16 is an explanatory diagram of a working fluid pressure fluctuation that occurs when a control signal having a long valve opening time is output at a distance.
FIG. 17 is an explanatory diagram illustrating a traveling state of a wave of a working fluid generated in a pipe.
FIG. 18 is an explanatory diagram of a working fluid pressure fluctuation generated by resonance of a piping system.
[Explanation of symbols]
1FL to 1RR are wheels
2FL to 2RR are wheel cylinders
3FL to 3R are wheel speed sensors
4 is a brake pedal
5 is the master cylinder
6FL to 6R are actuators
8 is an inflow valve
9 is an outflow valve
10 is a pump
15FL to 15R are wheel speed calculation circuits
16 is a longitudinal acceleration sensor
20 is a microcomputer
EG is the engine
T is the transmission
DG is differential gear
CR is a control unit

Claims (4)

作動流体圧により各車輪に制動力を発生する制動用シリンダと当該作動流体圧を発生するマスタシリンダ又はそのリザーバとを連通する流体路に介装され、前記制動用シリンダ内の作動流体圧に対する増減圧指令に応じて前記流体路を開閉する電磁弁と、制動用シリンダ内の作動流体圧の増減圧量を調整するための主信号を含む制御信号を当該電磁弁に出力する制御手段とを備えたアンチスキッド制御装置において、前記制御手段は、前記主信号の前後の少なくとも何れか一方に、流体路の振動を小さくするために前記電磁弁を開弁する追加信号を付加する追加信号付加手段を備え、前記追加信号付加手段は、前記主信号のみによる電磁弁の開弁時の作動流体の流量変動の時間変化勾配が最大となる時点に、前記主信号の前側の追加信号により発生する電磁弁の開弁時の作動流体の流量変動が最大値となる時点を一致させるような時間幅及び主信号までの時間間隔を有する追加信号を、当該主信号の前側に付加することを特徴とするアンチスキッド制御装置。A brake cylinder that generates a braking force on each wheel by a working fluid pressure and a master cylinder that generates the working fluid pressure or a fluid passage that communicates with a reservoir thereof, and increases or decreases with respect to the working fluid pressure in the braking cylinder. A solenoid valve that opens and closes the fluid path in response to a pressure command, and control means that outputs a control signal including a main signal for adjusting the amount of increase or decrease of the working fluid pressure in the brake cylinder to the solenoid valve. In the anti-skid control device, the control means may include, at least one of before and after the main signal, an additional signal adding means for adding an additional signal for opening the electromagnetic valve in order to reduce vibration of a fluid path. wherein the additional signal adding means, when the time variation gradient of the flow rate fluctuation of the working fluid at the valve opening time of the solenoid valve only by the main signal is maximized, the additional signals of the front of the main signal Additional signal having a time interval of the flow rate fluctuation of the working fluid at the valve opening time of the solenoid valve to the time width and a main signal so as to match the time at which the maximum value occurs, that is added to the front of the main signal Characteristic anti-skid control device. 前記追加信号付加手段は、前記流体路の共振周期により決定される主信号のみによる電磁弁の閉弁後の圧力変動が最小となる時点に、前記主信号の後側の追加信号により発生する電磁弁の開弁時の作動流体の圧力変動が最大値となる時点を一致させるような時間幅及び主信号からの時間間隔を有する追加信号を、当該主信号の後側に付加することを特徴とする請求項１に記載のアンチスキッド制御装置。The additional signal adding means is configured to generate an electromagnetic signal generated by an additional signal on the rear side of the main signal at a time when a pressure fluctuation after the closing of the solenoid valve by only the main signal determined by the resonance cycle of the fluid path is minimized. An additional signal having a time width and a time interval from the main signal that matches the time when the pressure fluctuation of the working fluid at the time of opening the valve becomes the maximum value is added to the rear side of the main signal. The anti-skid control device according to claim 1 . 作動流体圧により各車輪に制動力を発生する制動用シリンダと当該作動流体圧を発生するマスタシリンダとを連通する流体路に介装され、前記制動用シリンダ内の作動流体圧に対する増圧指令に応じて前記流体路を開閉する電磁弁と、前記各車輪の制動用シリンダ内の作動流体圧に対して所定の減圧を行った後、当該所定時間毎に制限された増圧を繰り返すことにより当該制動用シリンダ内の作動流体圧の増圧量を調整するための主信号を含む制御信号を当該電磁弁に出力する制御手段とを備え、前記電磁弁の開動作時に制動用シリンダ内の作動流体圧が増圧するように設定されたアンチスキッド制御装置において、前記制御手段は、前記主信号の前後の少なくとも何れか一方に、流体路の振動を小さくするために前記電磁弁を開弁する追加信号を付加する追加信号付加手段を備え、前記追加信号付加手段は、前記主信号のみによる電磁弁の開弁時の作動流体の流量変動の時間変化勾配が最大となる時点に、前記主信号の前側の追加信号により発生する電磁弁の開弁時の作動流体の流量変動が最大値となる時点を一致させるような時間幅及び主信号までの時間間隔を有する追加信号を、当該主信号の前側に付加することを特徴とするアンチスキッド制御装置。A brake cylinder that generates a braking force on each wheel by a working fluid pressure and a master cylinder that generates the working fluid pressure are interposed in a fluid path that communicates with the master cylinder. An electromagnetic valve that opens and closes the fluid path accordingly, and after performing a predetermined pressure reduction on the working fluid pressure in the brake cylinder of each of the wheels, by repeating the pressure increase limited at the predetermined time intervals, Control means for outputting a control signal including a main signal for adjusting the amount of increase in the working fluid pressure in the braking cylinder to the solenoid valve, wherein the working fluid in the braking cylinder is opened when the solenoid valve is opened. In the anti-skid control device set to increase the pressure, the control means may additionally open the solenoid valve to reduce vibration of the fluid path at least one of before and after the main signal. With additional signal adding means for adding items, said additional signal adding means, when the time variation gradient of the flow rate fluctuation of the working fluid at the valve opening time of the solenoid valve only by the main signal is maximized, of the main signal An additional signal having a time width and a time interval to the main signal that coincides with the time point at which the flow rate fluctuation of the working fluid at the time of opening the solenoid valve generated by the additional signal on the front side becomes the maximum value is set in front of the main signal An anti-skid control device characterized by adding to the above. 前記追加信号付加手段は、前記流体路の共振周期により決定される主信号のみによる電磁弁の閉弁後の圧力変動が最小となる時点に、前記主信号の後側の追加信号により発生する電磁弁の開弁時の作動流体の圧力変動が最大値となる時点を一致させるような時間幅及び主信号からの時間間隔を有する追加信号を、当該主信号の後側に付加することを特徴とする請求項３に記載のアンチスキッド制御装置。The additional signal adding means is configured to generate an electromagnetic signal generated by an additional signal on the rear side of the main signal at a time when a pressure fluctuation after the closing of the solenoid valve by only the main signal determined by the resonance cycle of the fluid path is minimized. An additional signal having a time width and a time interval from the main signal that matches the time when the pressure fluctuation of the working fluid at the time of opening the valve becomes the maximum value is added to the rear side of the main signal. The anti-skid control device according to claim 3 , wherein
JP05763695A 1995-03-16 1995-03-16 Anti-skid control device Expired - Fee Related JP3551522B2 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP05763695A JP3551522B2 (en) 1995-03-16 1995-03-16 Anti-skid control device

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP05763695A JP3551522B2 (en) 1995-03-16 1995-03-16 Anti-skid control device

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JPH08253122A JPH08253122A (en) 1996-10-01
JP3551522B2 true JP3551522B2 (en) 2004-08-11

Family

ID=13061383

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP05763695A Expired - Fee Related JP3551522B2 (en) 1995-03-16 1995-03-16 Anti-skid control device

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JP3551522B2 (en)

Families Citing this family (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP4797711B2 (en) * 2006-03-08 2011-10-19 トヨタ自動車株式会社 Braking control device
JP5821830B2 (en) * 2012-11-30 2015-11-24 トヨタ自動車株式会社 Braking force control device and control device

Also Published As

Publication number Publication date
JPH08253122A (en) 1996-10-01

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US5707120A (en) Stability control device of vehicle improved against hunting
JP4077613B2 (en) Brake control device for vehicle
US5251136A (en) Actively controlled suspension system for automotive vehicles
US6572202B2 (en) Vehicle brake control system and method therefor
JP3869028B2 (en) Brake hydraulic pressure control device
JP2004306786A (en) Braking control device of vehicle
JPH09118214A (en) Behavior control device of vehicle
JP3551522B2 (en) Anti-skid control device
JP4110634B2 (en) Anti-skid control device
JP3653163B2 (en) Anti-skid brake control device
JP3684633B2 (en) Anti-skid control device
JP2004306784A (en) Braking control device of vehicle
JP2000223312A (en) Braking force controlling equipment of vehicle
JPH0995229A (en) Brake fluid pressure control device
JP3680377B2 (en) Anti-skid control device
JPH0986375A (en) Braking force control device
JP3551533B2 (en) Anti-skid control device
JP2004306785A (en) Braking control device of vehicle
JP5196203B2 (en) Braking force control device for vehicle
JPH06107156A (en) Antiskid controller
US5269596A (en) Traction control through collective or independent wheel braking
JP2002347592A (en) Brake controller for vehicle
JPH0920217A (en) Action controller for vehicle
EP0405984B1 (en) Traction control method for vehicle
JPH1199926A (en) Brake control device

Legal Events

Date Code Title Description
A131 Notification of reasons for refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131

Effective date: 20040106

A521 Written amendment

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523

Effective date: 20040223

TRDD Decision of grant or rejection written
A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

Effective date: 20040406

A61 First payment of annual fees (during grant procedure)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61

Effective date: 20040419

R150 Certificate of patent or registration of utility model

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20090514

Year of fee payment: 5

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20090514

Year of fee payment: 5

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20100514

Year of fee payment: 6

LAPS Cancellation because of no payment of annual fees