JP3684633B2

JP3684633B2 - Anti-skid control device

Info

Publication number: JP3684633B2
Application number: JP26535195A
Authority: JP
Inventors: 淳二堤; 章東又
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 1995-10-13
Filing date: 1995-10-13
Publication date: 2005-08-17
Anticipated expiration: 2015-10-13
Also published as: JPH09104335A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
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】
このような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度を検出して、例えばその車輪速度から得られる車輪スリップ状態（以下、スリップ率とも記す）が、舵取り効果や制動距離の確保に有効とされる基準スリップ率より大きくなるような場合には、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度が増速してその車輪スリップ率が前記基準スリップ率より小さくなるように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）の緩増圧制御を行うために、例えば図１７に示すような電磁弁８が用いられる。この電磁弁８の吐出孔５１が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が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の後端にアーマチャ５６が形成されていて、このアーマチャ５６の外側先方にソレノイド５７が配設されている。また、前記ニードル５５と弁座面５４との間に介装されたリターンスプリング５８が、当該ニードル５５を弁座面５４から離間する方向に付勢している。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矩形波（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、電流値或いは電圧値としては論理値“０”のＯＦＦ状態であるが、ここでは、この通電解除の信号状態を増圧信号を出力すると称する。
【０００５】
【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。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、単一パルスの増減圧信号（開弁信号）を与えた場合の圧力変動として図１８に示す。このように、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。このように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。そして、当該開弁信号の出力終了後に閉状態となると、配管系の共振に起因する圧力変動が発生する。ちなみに、電磁弁の開弁時と閉弁時とでは、閉弁時に発生するホイールシリンダ圧の脈動の方が大きい。
【０００６】
このようなホイールシリンダ圧の脈動を抑制するために、一般的には前記電磁弁を含むアクチュエータ内にオリフィスやダンパ等の流体圧ディバイスを付加しているが、これらの流体圧ディバイスの付加によって通常ブレーキ時（非アンチスキッド制御時）の制動力発生の応答性が低下する虞れがある。また、このような流体圧ディバイスを付加する分だけコスト高になるという問題もある。また、何よりもこれらの流体圧ディバイスによる脈圧抑制は、その振幅を抑制して収束を早めるというものであり、根本的なホイールシリンダ圧そのものの脈圧発生原因，所謂トリガ波を抑制することはできない。
【０００７】
このような問題を解決するために、本出願人は先に特願平７−１０６３６９号に記載されるアンチスキッド制御装置を提案した。このアンチスキッド制御装置（発明の名称はブレーキ液圧制御装置）は、特にホイールシリンダ圧の脈動の大きい電磁弁の閉弁時に当該電磁弁がゆっくりと閉状態に移行するように、その指令信号を調整する。より具体的には、現実的にＰＷＭ（Pulse Width Modulation) 制御される指令信号のデューティ比可変範囲を、実質的に電磁弁の開度を制御可能な電流値範囲に設定し、主として矩形波に変換される指令信号のデューティ比をこのデューティ比可変範囲内で調整出力すると共に、少なくとも電磁弁が開状態から閉状態に移行するときの閉動作時デューティ比を、閉弁側制限値に向けて次第に変更設定することで、特にホイールシリンダ圧の増圧制御を司る電磁弁がゆっくりと閉じられ、もってホイールシリンダ圧の脈圧発生そのものを抑制防止することができるようにした。
【０００８】
しかしながら、このように電磁弁をゆっくりと閉じると、その閉弁移行時に、特有のフィルタリングがかかるような現象が発生する。つまり、元来、ホイールシリンダ圧の増圧信号として出力される指令信号が発生しているにも関わらず、当該ホイールシリンダ圧が十分に増圧しなくなる現象が発生することがある。これは、特にホイールシリンダ圧の増圧代（増圧ゲイン）を左右するマスタシリンダ圧と当該ホイールシリンダ圧との差圧が小さいときに発生し易く、例えば路面の摩擦係数状態（以下，単にμとも記す）が高い状況で、マスタシリンダ圧と液圧制御中のホイールシリンダ圧との差圧が小さくなるような場合には、その緩増圧制御時にホイールシリンダ圧の増圧不足が生じ、同時に前記制限された増圧の繰り返し回数が増加する。或いは、実際のアンチスキッド制御では、前記ホイールシリンダ圧の緩増圧制御時に、前記制限された増圧の繰り返し回数が或る所定値以上となると、通常のブレーキ，つまりマスタシリンダ圧を直接にホイールシリンダ圧に供給する急増圧制御に移行するが、これによってそれまで十分に増圧していないホイールシリンダ圧が急速に増圧し、もって車輪のスリップ率が急速に大きくなると、これを基準スリップ率まで低減するために直ぐにホイールシリンダ圧の減圧制御に移行し、結果的にはホイールシリンダ圧が不必要に増減して所謂制御性能が低下するという問題も併せ持つ。
【０００９】
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、ホイールシリンダ圧の増圧調整のための電磁弁の閉動作時に、それが緩やかに閉じられるようにすることでホイールシリンダ圧の脈動そのものを抑制防止すると共に、高μ路面等でマスタシリンダ圧とホイールシリンダ圧との差圧が小さいとき等，ホイールシリンダ圧の増圧ゲインが小さい状況でもホイールシリンダ圧を必要圧まで十分に増圧して制御性能を確保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。
【００１０】
【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、指令信号により開閉動作する複数の電磁弁を備えて構成されて、各車輪の制動用シリンダの流体圧を各電磁弁への指令信号に応じて各々増減圧調整するアクチュエータと、車輪のスリップ状態に基づいて、少なくとも作動流体圧制御中は前記各車輪の制動用シリンダの作動流体圧に対して所定の減圧を行った後、所定時間毎に制限された増圧を繰返すことにより当該作動流体圧を緩増圧するために、前記アクチュエータの電磁弁の開閉動作を電流値によって制御するための指令信号を出力するアクチュエータ制御手段とを備え、前記アクチュエータ制御手段は、各制動用シリンダへの作動流体圧制御時に前記電磁弁への電流値を制御するための指令信号をＰＷＭ制御するＰＷＭ制御手段を備え、当該ＰＷＭ制御手段は、路面の摩擦係数状態を検出する摩擦係数状態検出手段と、少なくとも前記制動用シリンダへの作動流体圧を増圧調整する電磁弁が、少なくともその閉動作時に次第に閉状態に移行するように、当該電磁弁への指令信号のデューティ比を次第に変更設定するデューティ比設定手段と、前記摩擦係数状態検出手段で検出された路面摩擦係数状態検出値が所定値以上であるときに、前記作動流体圧制御中の各車輪の制動用シリンダの作動流体圧の増圧量が増加する方向に、当該作動流体圧を増圧調整する電磁弁への前記ＰＷＭ制御される指令信号のデューティ比を調整する指令信号調整手段とを備え、前記指令信号調整手段は、前記作動流体圧制御中の各車輪の制動用シリンダの作動流体圧の増圧量を増加するときに、前記各制動用シリンダへの作動流体圧を増圧調整する電磁弁のデューティ比制御パターンを矩形波形状に変更設定することにより、時間に対する作動流体圧の増圧特性をリニアにすることを特徴とするものである。
【００１２】
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、前記指令信号調整手段が、前記摩擦係数状態検出手段で検出された路面摩擦係数状態検出値の増加に伴って、段階的に各制動用シリンダへの作動流体圧の増圧量が増加する方向に、当該作動流体圧を増圧調整する電磁弁へのＰＷＭ制御される指令信号のデューティ比を変更設定することを特徴とするものである。
【００１３】
【発明の実施の形態】
以下、本発明のアンチスキッド制御装置の第１実施形態を添付図面に基づいて説明する。
図１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例である。
【００１４】
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を出力する車輪速センサ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を出力する車輪速センサ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。
【００１５】
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。ちなみに、各前輪側アクチュエータ６ＦＬ，６ＦＲと前輪側ホイールシリンダ２ＦＬ，２ＦＲとの流体路の夫々及び後輪側アクチュエータ６Ｒと後輪側ホイールシリンダ６ＲＬ，６ＲＲとの流体路の夫々には、各ホイールシリンダ６ＦＬ〜６ＲＲの内圧，即ちアクチュエータ６ＦＬ〜６Ｒから出力されるホイールシリンダ圧Ｐ_FL〜Ｐ_Rを検出する圧力センサ１８ＦＬ〜１８Ｒが取付けられている。
【００１６】
前記アクチュエータ６ＦＬ〜６Ｒの夫々は、図２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１７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、異常時の作動補償，所謂フェールセーフの関係から、前記電磁流入弁８は通電のないノーマル位置で常時開状態（増圧状態），通電による切換え位置で閉状態（圧力保持状態）に移行し、前記電磁流出弁９は通電のないノーマル位置で常時閉状態（圧力保持状態），通電による切換え位置で開状態（減圧状態）に移行する。そして、これらの電磁弁８，９の開状態への移行を開動作、閉状態への移行を閉動作と定義する。また、実質的な各電磁弁８，９Ｌ〜２６Ｒの制御は後述するＰＷＭ制御によってデューティ比制御されており、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。
【００１７】
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及び前後加速度センサ１６からの前後加速度Ｘｇ及び圧力センサ１８ＦＬ〜１８Ｒのホイールシリンダ圧Ｐ_FL〜Ｐ_R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。
【００１８】
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Ｖｗ_FL〜Ｖｗ_R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Ｖｗ_FL〜Ｖｗ_R及び前後加速度センサ１６の前後加速度Ｘｇ及び圧力センサ１８ＦＬ〜１８Ｒからのホイールシリンダ圧Ｐ_FL〜Ｐ_R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を出力するアクチュエータ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、当該マイクロコンピュータ２０から出力される指令信号としての制御信号ＥＶ_FL〜ＥＶ_R，ＡＶ_FL〜ＡＶ_R及びＭＲ_FL〜ＭＲ_RがＰＷＭ駆動回路２２ａ_FL〜２２ａ_R，２２ｂ_FL〜２２ｂ_R及び２２ｃ_FL〜２２ｃ_Rを介してアクチュエータ６ＦＬ〜６Ｒに供給される。
【００１９】
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Ｖｗ_FL〜Ｖｗ_R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ＥＶ_FL〜ＥＶ_R，ＡＶ_FL〜ＡＶ_R及びＭＲ_FL〜ＭＲ_R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Ｖｗ_FL〜Ｖｗ_Rを用いて例えば従来周知の車体速算出演算処理に従って最大車輪速等から車体速算出値としての疑似車速Ｖ_iを算出し、この疑似車速Ｖ_iに対して後述する図３の演算処理に従って車輪速Ｖｗ_FL〜Ｖｗ_Rからスリップ率Ｓ_FL〜Ｓ_Rを算出すると共に、各車輪速Ｖｗ_FL〜Ｖｗ_Rの微分値として車輪加減速度Ｖ'w_FL〜Ｖ'w_Rを算出し、これら車輪速Ｖｗ_FL〜Ｖｗ_R，車輪加減速度Ｖ'w_FL〜Ｖ'w_R及び基準スリップ率Ｓ_i0に基づいてアクチュエータ６ＦＬ〜６Ｒに対する制御信号ＥＶ_FL〜ＥＶ_R，ＡＶ_FL〜ＡＶ_R及びＭＲ_FL〜ＭＲ_Rを出力する。
【００２０】
それでは次に、本実施形態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３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３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、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。
【００２１】
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Ｖｗ_iを読込むと共に、図示されない個別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Ｖ_iを読込む。なお、この疑似車速Ｖ_iの算出のための演算処理としては、例えば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て用いることが挙げられる。
【００２２】
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Ｖｗ_i(N)を，前回の処理時に読込んだ車輪速Ｖｗ_i(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'w_iを算出し、これを記憶装置２０ｃの所定記憶領域に記憶する。
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Ｓ_iを算出する。
【００２３】
Ｓ_i＝（Ｖ_i−Ｖｗ_i）／Ｖ_i・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Ｓ_iが予め設定された基準スリップ率Ｓ_i0（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Ｓ_iが基準スリップ率Ｓ_i0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。
【００２４】
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'w_i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'w_i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。
【００２５】
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。
【００２６】
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。
【００２７】
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。
【００２８】
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'w_i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'w_i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。
【００２９】
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'w_i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'w_i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。
【００３０】
そして、前記ステップＳ１３では、当該制御対象車輪１ＦＬ〜１ＲＲの各ホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲへの制動圧を急増圧モードに設定すると共に、制御モードフラグＦ_1iを、急増圧モードを示す“０”にセット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の各ホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲへの制動圧を減圧モードに設定すると共に、制御モードフラグＦ_1iを、減圧モードを示す“２”にセットしてからメインプログラムに復帰する。
【００３１】
また、前記ステップＳ１８では、当該制御対象車輪１ＦＬ〜１ＲＲの各ホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲへの制動圧を高圧保持モードに設定すると共に、制御モードフラグＦ_1iを、保持圧モードを示す“３”にセット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の各ホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲへの制動圧を低圧保持モードに設定すると共に、制御モードフラグＦ_1iを、保持圧モードを示す“３”にセットしてからメインプログラムに復帰する。
【００３２】
また、前記ステップＳ２１では、当該制御対象車輪１ＦＬ〜１ＲＲの各ホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲへの制動圧を緩増圧モードに設定すると共に、制御モードフラグＦ_1iを、緩増圧モードを示す“１”にセットしてからメインプログラムに復帰する。
それでは次に、前記マイクロコンピュータ２０で実行される前記流入弁８及び流出弁９に対するアクチュエータ制御信号出力演算処理について、図４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、前記図３の演算処理が実行されるサンプリング時間ΔＴよりも十分に短い所定サンプリング時間（例えば１msec）ΔＴ_EVi毎にフリーランタイマ割込処理として実行される。なお、図４のフローチャート中，前出のフラグ符号やタイマ符号，デューティ比符号等は前記図３の演算処理の説明と同様である。
【００３３】
ここで、このフローチャートにも用いられる流入弁デューティ比Ｄ_EViの閉側所定デューティ比Ｄ_HEV0i及び後述する開側所定デューティ比Ｄ_LEV0iについて簡潔に説明する。前述のように前記流入弁８は通常開状態であり、通電により閉状態となり、その電流値が前記デューティ比Ｄ_EViによって制御される。このデューティ比Ｄ_EViの可変範囲は勿論０〜１００％であるが、図５ａに示すようにホイールシリンダ圧（図ではＷ／Ｃ圧）をマスタシリンダ圧まで増圧制御可能なデューティ比Ｄ_EViは比較的大きい閉側所定デューティ比Ｄ_H(EV0i)でほぼ全閉状態となり、比較的小さい開側所定デューティ比Ｄ_L(EV0i)でほぼ全開状態となってしまう。これをバルブ変位に置換したものが図５ｂである。ここでバルブ変位を調整制御可能なデューティ比の可変有効範囲（図では有効duty範囲）は、全可変範囲の僅か１０〜１５％しかない。従って、このデューティ比可変有効範囲の閉側デューティ比Ｄ_EVi又はそれよりやや大きいデューティ比を流入弁８の閉側基準デューティ比Ｄ_HEV0iとし、開側デューティ比Ｄ_EVi又はそれよりやや小さいデューティ比を開側基準デューティ比Ｄ_LEV0iとする。また、図中の中間基準デューティ比Ｄ_MEV0iは前記デューティ比可変有効範囲の中央デューティ比値であり、一般の電磁弁では前述のデューティ比可変有効範囲の中央デューティ比値で完全開又は略開状態となったり、完全閉又は略閉状態となったりすることはない。
【００３４】
そして、前記図４の制御信号出力演算処理では、まずステップＳ１０１で前記図３の演算処理によって設定された制御モードが急増圧モードであるか否かを、前記制御モードフラグＦ_1iが“０”であるか否かによって判定し、当該制御モードフラグＦ_1iが“０”である場合には急増圧モードであるとしてステップＳ１０２に移行し、そうでない場合にはステップＳ１０３に移行する。
【００３５】
前記ステップＳ１０３では、同じく設定された制御モードが減圧モードであるか否かを、前記制御モードフラグＦ_1iが“２”であるか否かによって判定し、当該制御モードフラグＦ_1iが“２”である場合には減圧モードであるとしてステップＳ１０４に移行し、そうでない場合にはステップＳ１０５に移行する。
前記ステップＳ１０５では、同じく設定された制御モードが緩増圧モードであるか否かを、前記制御モードフラグＦ_1iが“１”であるか否かによって判定し、当該制御モードフラグＦ_1iが“１”である場合には緩増圧モードであるとしてステップＳ１０６に移行し、そうでない場合にはステップＳ１０７に移行する。
【００３６】
このうち、前記設定された制御モードが急増圧モードであるとして移行したステップＳ１０２では流出弁デューティ比Ｄ_AViを“０”％に設定出力し、次いでステップＳ１０８に移行して流入弁デューティ比Ｄ_EViを“０”％に設定出力してからメインプログラムに復帰する。
また、前記設定された制御モードが減圧モードであるとして移行したステップＳ１０４では減圧開始制御フラグＦ_2iが“０”のリセット状態であるか否かを判定し、当該減圧開始制御フラグＦ_2iが“０”のリセット状態である場合にはステップＳ１０９に移行し、そうでない場合にはステップＳ１１０に移行するが、このうちステップＳ１０９では前記減圧開始制御フラグＦ_2iを“１”にセットし、次いでステップＳ１１１に移行して、そのとき圧力センサ１８ｉ（ｉ＝ＦＬ〜Ｒ）で検出されたホイールシリンダ圧Ｐ_iを減圧開始ホイールシリンダ圧Ｐ_i0として前記記憶装置２０ｃに更新記憶してから前記ステップＳ１１０に移行する。そして、このステップＳ１１０では流出弁デューティ比Ｄ_AViを“１００”％に設定出力し、次いでステップＳ１１２に移行して流入弁デューティ比Ｄ_EViを“１００”％に設定出力してからメインプログラムに復帰する。
【００３７】
また、前記設定された制御モードが緩増圧モードでもない，即ち保持圧モードであるとして移行したステップＳ１０７では減圧開始制御フラグＦ_2iを“０”にリセットし、次いでステップＳ１１３に移行して流出弁デューティ比Ｄ_AViを“０”％に設定出力し、次いでステップＳ１１４に移行して流入弁デューティ比Ｄ_EViを“１００”％に設定出力してからメインプログラムに復帰する。
【００３８】
一方、前記設定された制御モードが緩増圧モードであるとして移行したステップＳ１０６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を読込む。
次にステップＳ１１５に移行して、減圧制御フラグＦ_2iを“０”にリセットする。
【００３９】
次にステップＳ１１６に移行して、前記記憶装置２０ｃに更新記憶あれている減圧開始ホイールシリンダ圧Ｐ_i0を読込む。
次にステップＳ１１７に移行して、前記ステップＳ１０６で読込まれた前後加速度Ｘｇ（制動中であるから減速度であって、数値的には負値となる）が予め設定された負値の所定前後加速度値Ｘｇ₀（例えば−０．４Ｇ（Ｇ：Gravity,重力加速度))以上であるか否かを判定し、当該前後加速度Ｘｇが当該所定前後加速度値Ｘｇ₀以上である場合にはステップＳ１１８に移行し、そうでない場合にはステップＳ１１９に移行する。
【００４０】
前記ステップＳ１１８では、前記ステップＳ１１６で読込まれた減圧開始ホイールシリンダ圧Ｐ_i0が予め設定された所定ホイールシリンダ圧Ｐ_i02（例えば７ＭPa）以下であるか否かを判定し、当該減圧開始ホイールシリンダ圧Ｐ_i0が当該所定ホイールシリンダ圧Ｐ_i02以下である場合にはステップＳ１２０に移行し、そうでない場合には前記ステップＳ１１９に移行する。
【００４１】
前記ステップＳ１２０では、流入弁開側規制デューティ比Ｄ_LEViを前記開側基準デューティ比Ｄ_LEV0iに、流入弁中間規制デューティ比Ｄ_MEViを前記中間基準デューティ比Ｄ_MEV0iに、流入弁閉側規制デューティ比Ｄ_HEViを前記閉側基準デューティ比Ｄ_HEV0iに、夫々設定してからステップＳ１２１に移行する。
また、前記ステップＳ１１９では、流入弁開側規制デューティ比Ｄ_LEViを予め設定された前記開側基準デューティ比Ｄ_LEV0iより小さい開側所定デューティ比Ｄ_LEV1i（ここでは０％に設定した）に、流入弁中間規制デューティ比Ｄ_MEViを予め設定された前記中間基準デューティ比Ｄ_MEV0iより大きい中間所定デューティ比Ｄ_MEV1i（ここでは１００％に設定した）に、流入弁閉側規制デューティ比Ｄ_HEViを予め設定された前記閉側基準デューティ比Ｄ_HEV0iより大きい中間所定デューティ比Ｄ_MEV1i（ここでは１００％に設定した）に、夫々設定してから前記ステップＳ１２１に移行する。
【００４２】
そして、前記ステップＳ１２１では、流出弁デューティ比Ｄ_AViを“０”％に設定出力する。
次にステップＳ１２２に移行して、増圧サイクルタイマＴ_PEViをインクリメントする。
次にステップＳ１２３に移行して、流入弁デューティ比減少許可フラグＦ_DEViが“１”のセット状態であるか否かを判定し、当該デューティ比減少許可フラグＦ_DEViが“１”のセット状態である場合にはステップＳ１２４に移行し、そうでない場合にはステップＳ１２５に移行する。
【００４３】
前記ステップＳ１２４では、増圧タイマＴ_EViが予め設定された増圧時間Ｔ_LEViに等しくないか否か，即ちカウントアップ値である当該増圧時間Ｔ_LEViでカウントアップしていないか否かを判定し、両者が等しくない場合にはステップＳ１２６に移行し、両者が等しい場合にはステップＳ１２７に移行する。
前記ステップＳ１２６では、流入弁デューティ比Ｄ_EViを前記開側規制デューティ比Ｄ_LEViに設定出力してからステップＳ１２８に移行する。
【００４４】
前記ステップＳ１２８では、増圧タイマＴ_EVi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。
また、前記ステップＳ１２７では、流入弁デューティ比Ｄ_EViを前記中間規制デューティ比Ｄ_MEViに設定出力してからステップＳ１２９に移行する。
前記ステップＳ１２９では、流入弁デューティ比減少許可フラグＦ_DEViを“０”にリセットしてからメインプログラムに復帰する。
【００４５】
一方、前記ステップＳ１２５では、流入弁デューティ比Ｄ_EViが前記閉側所定デューティ比Ｄ_HEVi以上であるか否かを判定し、当該流入弁デューティ比Ｄ_EViが前記閉側所定デューティ比Ｄ_HEVi以上である場合にはステップＳ１３０に移行し、そうでない場合にはステップＳ１３１に移行する。
【００４６】
前記ステップＳ１３１では、前回の流入弁デューティ比Ｄ_EViに予め設定された正値のデューティ比所定増加量ΔＤ_EV0iを和して今回の流入弁デューティ比Ｄ_EViを算出設定及び出力してからメインプログラムに復帰する。
一方、前記ステップＳ１３０では、流入弁デューティ比Ｄ_EViを前記閉側所定デューティ比Ｄ_HEViに設定出力してからステップＳ１３２に移行する。
【００４７】
前記ステップＳ１３２では、前記増圧サイクルタイマＴ_PEViが、予め設定された増圧所定間隔に相当する所定増圧カウントアップ値Ｔ_dEVi以上であるか否かを判定し、当該増圧サイクルタイマＴ_PEViが所定増圧カウントアップ値Ｔ_dEVi以上である場合にはステップＳ１３３に移行し、そうでない場合にはステップＳ１３４に移行する。
【００４８】
前記ステップＳ１３３では、流入弁デューティ比減少許可フラグＦ_DEViを“１”にセットしてからステップＳ１３５に移行する。
前記ステップＳ１３５では、増圧サイクルタイマＴ_PEViを“０”にクリアしてから前記ステップＳ１３４に移行する。
そして、前記ステップＳ１３４では、前記増圧タイマＴ_EViを“０”にクリアしてからメインプログラムに復帰する。
【００４９】
以上の構成において、本実施形態は、本発明のうち請求項１及び２に係るアンチスキッド制御装置を実施化したものであり、図４の演算処理のステップＳ１０６，ステップＳ１１６〜ステップＳ１１８が本発明のアンチスキッド制御装置の路面摩擦係数状態検出手段に相当し、以下同様に、図４の演算処理のステップＳ１３１がデューティ比設定手段に相当し、図４の演算処理のステップＳ１１７〜ステップＳ１２０が指令信号調整手段に相当し、図４の演算処理全体がＰＷＭ制御手段に相当し、図３の演算処理及び図４の演算処理全体がアクチュエータ制御手段に相当する。
【００５０】
次に、前記図４のアクチュエータ制御信号出力演算処理及び前記図３のアンチスキッド制御演算処理の作用について、ここでは前記前後加速度センサ１６で検出される前後加速度Ｘｇが前記所定前後加速度値Ｘｇ₂以上で且つ前記記憶装置２０ｃに更新記憶されている前記圧力センサ１８ｉで検出された減圧開始ホイールシリンダ圧Ｐ_i0が前記所定ホイールシリンダ圧Ｐ_i02以下である場合について説明する。
【００５１】
まず、各車輪１ＦＬ〜１Ｒのスリップ率Ｓ_i（ｉ＝ＦＬ〜Ｒ）が基準スリップ率Ｓ_i0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'w_i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'w_i＜βである非制動時及び制動初期時には、図３の演算処理のステップ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、当該図３の演算処理で制御モードフラグＦ_1iが“０”に設定されるから、図４の演算処理ではステップＳ１０１からステップＳ１０２に移行して各アクチューエータ６ＦＬ〜６Ｒの流出弁９に対して“０”％の流出弁デューティ比Ｄ_AViが出力され、また、次のステップＳ１０８では各アクチューエータ６ＦＬ〜６Ｒの流入弁８に対して“０”％の流入弁デューティ比Ｄ_EViが出力される。ところが、この図４の演算処理は前記図３の演算処理よりも大幅に短いサンプリング時間毎に実行されるから、結果的に前記流出弁９は完全閉状態に継続して制御され、流入弁８は完全開状態に継続して制御されている。
【００５２】
そして、制動状態となると車輪速Ｖｗ_iが徐々に減少し、これに応じて図６の曲線に示すように車輪スリップ率Ｓ_iの増加に伴って、車輪加減速度Ｖ'w_iが負の方向に減少して負の加減速度閾値αを越えると，図３の演算処理のステップ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、図３の演算処理において制御モードフラグＦ_1iが“３”に設定されるから、図４の演算処理ではステップＳ１０１からステップＳ１０３，Ｓ１０５を経てステップＳ１０７に移行する。このステップＳ１０７では後述する減圧開始制御フラグＦ_2iがリセットされる。また、次のステップＳ１１３では各アクチューエータ６ＦＬ〜６Ｒの流出弁９に対して“０”％の流出弁デューティ比Ｄ_AViが出力され、また、次のステップＳ１１４では各アクチューエータ６ＦＬ〜６Ｒの流入弁８に対して“１００”％の流入弁デューティ比Ｄ_EViが出力される。これにより、各アクチュエータ６ＦＬ〜６Ｒの流入弁８は完全閉状態に，流出弁９は完全閉状態に夫々継続制御され、ホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲの内圧はその直前の圧力に保持される。
【００５３】
この保持モードによって、図６の曲線に示すように車輪加減速度Ｖ'w_iが減少すると共に、スリップ率Ｓ_iが増加して基準スリップ率Ｓ_i0を越え，且つ車輪加減速度Ｖ'w_iが正の加減速度閾値β未満を維持しているときには、図３の演算処理のステップ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アンチスキッド制御フラグ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、同演算処理ではステップ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。
【００５４】
この減圧モードでは、前記図３の演算処理において制御モードフラグＦ_1iが“１”に設定されるから、図４の演算処理ではステップＳ１０１からステップＳ１０３を経てステップＳ１０４に移行する。このステップＳ１０４では、それまで前記減圧開始制御フラグＦ_2iが“０”にリセットされているから、次のステップＳ１０９に移行して当該減圧開始制御フラグＦ_2iを“１”にセットし、次のステップＳ１１１で、そのときのホイールシリンダ圧，即ち減圧制御直前のホイールシリンダ圧Ｐ_iを減圧開始ホイールシリンダ圧Ｐ_i0として更新記憶し、次いでステップＳ１１０では各アクチューエータ６ＦＬ〜６Ｒの流出弁９に対して“１００”％の流出弁デューティ比Ｄ_AViが出力され、また、次のステップＳ１１１では各アクチューエータ６ＦＬ〜６Ｒの流入弁８に対して“１００”％の流入弁デューティ比Ｄ_EViが出力されるが、この減圧モードが継続して、次回のサンプリング時刻以後に前記ステップＳ１０４に移行した際には前記減圧開始制御フラグＦ_2iが“１”にセットされているために前記ステップＳ１１０〜Ｓ１１２〜メインプログラムというフローが繰返され、これにより前記減圧開始ホイールシリンダ圧Ｐ_i0には正に減圧制御直前のホイールシリンダ圧Ｐ_iがサンプルホールドされる。そして、これにより、各アクチュエータ６ＦＬ〜６Ｒの流入弁８は完全閉状態，流出弁９は完全開状態とされ、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の内圧を減圧させる。
【００５５】
この減圧モードにより、図６の曲線に示すように車輪加減速度Ｖ'w_iが正方向に増加して正の加減速度閾値β以上となると、前記図３の演算処理のステップ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'w_i≧βであるのでステップＳ１６に移行し、制御フラグＡＳ＝１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も、前記高圧側の保持モードと同様に、図３の演算処理で制御モードフラグＦ_1iが“３”に設定されるから、図４の演算処理ではステップＳ１０５からステップＳ１０４に移行するフローが実行され、前記高圧側の保持モードと同様にホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲの内圧をその直前の圧力に保持する。
【００５６】
この低圧側の保持モードにより、図６の曲線に示すように車輪加減速度Ｖ'w_iが正の加減速度閾値β未満となると、図３の演算処理のステップＳ１５からステップＳ１７に移行し、Ｖ'w_i＞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。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ステップ状に増圧する一回のホイールシリンダ圧Ｐ_i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Ｐ_MCとの差分及びデューティ比及び開弁時間に比例する。
【００５７】
この緩増圧モードでは、前記図３の演算処理において制御モードフラグＦ_1iが“１”に設定されるから、図４の演算処理ではステップＳ１０５からステップＳ１０６に移行して前後加速度Ｘｇを読込み、次のステップＳ１１５で前記減圧開始制御フラグＦ_2iを“０”にリセットし、次のステップＳ１１６で前記減圧開始ホイールシリンダ圧Ｐ_i0を読込む。そして、ここでは前記前後加速度Ｘｇが前記所定前後加速度値Ｘｇ₂以上であるためにステップＳ１１８に移行し、前記減圧開始ホイールシリンダ圧Ｐ_i0が前記所定ホイールシリンダ圧Ｐ_i02以下であるためにステップＳ１２０に移行して、前記流入弁８のデューティ比可変制御範囲に設定した開側基準デューティ比Ｄ_LEV0iが流入弁開側規制デューティ比Ｄ_LEViに、以下同様に中間基準デューティ比Ｄ_MEV0iが流入弁中間規制デューティ比Ｄ_MEViに、閉側基準デューティ比Ｄ_HEV0iが流入弁開側規制デューティ比Ｄ_HEViに設定される。
【００５８】
また、これに続くステップＳ１２１では、各アクチュータ６ＦＬ〜６Ｒの流出弁９に対して“０”％の流出弁デューティ比Ｄ_AViが出力され、以後、緩増圧モードで制御モードフラグＦ_1iが“１”に設定され続ける限り、このステップＳ１２１を繰返し通過するから、各アクチュータ６ＦＬ〜６Ｒの流出弁９に対して“０”％の流出弁デューティ比Ｄ_AViが出力され続ける。
【００５９】
一方、続くステップＳ１１５で増圧サイクルタイマＴ_PEViをインクリメントした後、前回の緩増圧モードにおいて同演算処理のステップＳ１３３で“１”にセットされた流入弁デューティ比減少許可フラグＦ_DEViは未だ“１”にセットされたままであるからステップＳ１２３からステップＳ１２４に移行し、未だ増圧タイマＴ_EViは所定増圧時間Ｔ_LEViでカウントアップしていないからステップＳ１１６に移行する。このステップＳ１１６では、前記ステップＳ１２０で開側基準デューティ比Ｄ_LEV0iに設定された流入弁開側規制デューティ比Ｄ_LEViが出力されるから、前記図３の演算処理によって緩増圧モードが選択された直後に、図７ａに実線で示すように当該流入弁デューティ比Ｄ_EViは前記開側基準デューティ比Ｄ_LEV0iまで一気に減少して流入弁８は開又は略開状態となる。そして、前記ステップＳ１２８でインクリメントされる増圧タイマＴ_EViが増圧時間Ｔ_LEViとなって、同ステップＳ１２４でカウントアップするまでの間、前記ステップＳ１２３，Ｓ１２４，Ｓ１２６に移行するフローが繰返され、流入弁デューティ比Ｄ_EViは前記開側規制デューティ比Ｄ_LEVi（＝Ｄ_LEV0i）に維持されるから、流入弁８は開又は略開状態に維持されてホイールシリンダ圧Ｐ_iは当該開側規制デューティ比Ｄ_LEVi及び増圧時間Ｔ_LEViに見合った分だけ増圧される。
【００６０】
そして、増圧タイマＴ_EViが前記増圧時間Ｔ_LEVi（＝Ｔ_LEV0i）でカウントアップすると、図４の演算処理のステップＳ１２４からステップＳ１２７に移行して、前記ステップＳ１２０で前記中間基準デューティ比Ｄ_MEVOiに設定された中間規制デューティ比Ｄ_MEViを流入弁デューティ比Ｄ_EViとして出力し、次のステップＳ１２９で流入弁デューティ比減少許可フラグＦ_DEViを“０”にリセットする。そして、次に図４の演算処理が実行されるとステップＳ１２３からステップＳ１２５に移行し、未だ流入弁デューティ比Ｄ_EViは前記閉側規制デューティ比Ｄ_HEVi（＝Ｄ_HEV0i）より小さいからステップＳ１３１に移行し、前回の流入弁デューティ比Ｄ_EViに予め設定された前記デューティ比所定増加量ΔＤ_EV0iを和したデューティ比を今回の流入弁デューティ比Ｄ_EViとして出力し、次第に増加する流入弁デューティ比Ｄ_EViが前記ステップＳ１２０で前記閉側規制デューティ比Ｄ_HEVi以上と判定されるまでの間、このフローが繰返される。従って、図７に実線で示すように、前記増圧時間Ｔ_LEVi経過後に、流入弁デューティ比Ｄ_EViは一旦，前記中間所定デューティ比Ｄ_MEViまで一気に増加して、開閉状態の中間のような中庸状態になり、その後、デューティ比制御信号は前記中間所定デューティ比Ｄ_MEViから閉側規制デューティ比Ｄ_HEViまで、ミクロ的には前記所定サンプリング時間ΔＴ_EVi毎に前記デューティ比所定増加量ΔＤ_EV0iずつ大きくなり、マクロ的には前記デューティ比可変制御範囲内で前記中庸状態から閉方向へと次第に移行される。なお、このときの傾き，即ち閉弁動作速度は比較的小さく、当該流入弁８はその閉動作時に相応にゆっくりと閉じられることになる。
【００６１】
やがて、増加される流入弁デューティ比Ｄ_EViが前記ステップＳ１２０で閉側基準デューティ比Ｄ_HEV0iに設定された閉側規制デューティ比Ｄ_HEViまで大きくなると、図４の演算処理のステップＳ１２５からステップＳ１３０に移行して、この閉側規制デューティ比Ｄ_HEViを流入弁デューティ比Ｄ_EViとして出力し、次いでステップＳ１３２で前記インクリメントされ続ける増圧サイクルタイマＴ_PEViが所定増圧カウントアップ値Ｔ_dEVi以上となるまでの間、ステップＳ１３４で増圧タイマＴ_EViをクリアしてからメインプログラムに復帰するフローが繰返され、前記増圧サイクルタイマＴ_PEViが所定増圧カウントアップ値Ｔ_dEViまで大きくなると、ステップＳ１３２からステップＳ１３３に移行して流入弁デューティ比減少許可フラグＦ_DEViを“１”にセットし、次のステップＳ１３５で増圧サイクルタイマＴ_PEViをクリアし、従って次回以後、図４の演算処理が実行される際には、前記ステップＳ１２３からステップＳ１２４を経てステップＳ１２６に移行して流入弁デューティ比Ｄ_EViを前記開側規制デューティ比Ｄ_LEViに設定出力するフローに戻る。従って、この間、図７に実線で示すように、前記流入弁デューティ比Ｄ_EViの減少を開始してから前記所定増圧カウントアップ値Ｔ_dEViが経過するまで、流入弁デューティ比Ｄ_EViは閉側規制デューティ比Ｄ_HEViに維持されるから、流入弁８は閉又は略閉状態に維持されてホイールシリンダ圧Ｐ_iは保持され、前記増圧サイクルタイマＴ_PEViが前記所定増圧カウントアップ値Ｔ_dEViでカウントアップする時間毎に、前記流入弁デューティ比Ｄ_EViの増減或いは保持設定が繰り返されて、当該ホイールシリンダ圧Ｐ_iはマスタシリンダ圧Ｐ_MCに向けて次第に増圧設定されることになる。
【００６２】
このため、各アクチュエータ６ｉの流出弁９が閉状態を維持するが、流入弁８は前記図４のアクチュエータ制御信号出力演算処理によって通常は閉状態に維持され且つ所定時間Ｔ_dEVi毎に前記増圧時間Ｔ_LEViだけ開状態となり、マスタシリンダ５側の作動流体がホイールシリンダ２ｉ内に供給され、これによってホイールシリンダ２ｉのシリンダ圧が増圧開始され、その後は、前記所定増圧カウントアップ値Ｔ_dEViに相当する時間毎に保持圧と増圧とを繰り返してステップ状に増圧されてゆく。
【００６３】
このバルブ制御信号によれば、少なくとも流入弁８が完全に閉状態となる直前の閉弁動作速度がゆっくりとなって特に前記閉弁後のホイールシリンダ圧の脈動が抑制されると共に、ホイールシリンダ圧の脈動がさほど大きくない開弁動作時には、当該流入弁が速やかに開状態となるから、ホイールシリンダ圧の増圧制御応答性を確保し易くなる。また、特に閉弁後のホイールシリンダ圧の脈動にはさほど影響のない、閉弁動作途中（前記中庸状態）までは一気にバルブが閉動作するために、その分だけホイールシリンダ圧の増圧制御精度を向上することができる。
【００６４】
従って、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、図６の曲線に示すように車輪１ＦＬ〜１ＲＲが減速状態となって車輪速Ｖｗ_iも減少する。その後、車輪加減速度Ｖ'w_iが負の加減速度閾値α未満となると，前述と同様に高圧側の保持モードとなり、その後、各輪のスリップ率Ｓ_iが基準スリップ率Ｓ_i0以上となると，減圧モードとなり、然る後、低圧保持モード、緩増圧モード、高圧保持モード、減圧モードが繰り返され、アンチスキッド効果を発揮することができる。
【００６５】
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Ｓ_iが基準スリップ率Ｓ_i0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６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。
【００６６】
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増圧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。
【００６７】
次に、前記図５の流入弁に対するアクチュエータ制御信号出力演算処理によるホイールシリンダ圧脈動抑制効果について、図８，図９を用いて簡潔に説明する。同図８ａは、前記図４の演算処理による流入弁に対する制御信号出力のデューティ比パターンであり、同図８ｂは、このデューティ比パターンによるホイールシリンダ圧の増圧状態を実験により採取したものである。これに対して、図９ａは従来の完全矩形波状のバルブ制御信号出力のデューティ比パターンであり、同図９ｂはそれによるホイールシリンダ圧の増圧状態である。まず、図９から明らかなように、この完全矩形波状のバルブ駆動信号では、前述のようにバルブ開時にもバルブ閉時にも大きな脈圧が発生し、特に閉弁後の前記配管系共振による脈圧は振幅も大きく且つ収束性もよくない。これに対して本実施形態の開弁デューティ比パターン制御では、特に閉弁時の脈圧が大幅に低減されていることが明らかであり、特に閉弁時の傾き，即ちバルブの閉方向への移行速度を小さくすることによって、急激な開弁時に発生する脈圧までが抑制されている。従って、本実施形態のアクチュエータ制御信号出力制御では、特にバルブ閉時の作動流体の流量変化を小さくすることによって、その圧力変動入力を抑制防止し、脈圧が発生する原因そのものを抑制することから、前述した従来のような流体圧ディバイスを低減し或いは必要とせず、ホイールシリンダ圧制御の応答性を確保することができる。また、特にホイールシリンダ圧の脈動が大きい閉弁直前の閉弁動作速度のみを遅くして前述のようなバルブ閉弁後のホイールシリンダ圧脈動を抑制すると共に、それ以外の開弁動作速度及び閉弁動作速度が速くなるから、当該ホイールシリンダ圧の増減圧制御応答性や精度を確保することができる。
【００６８】
以上は、前記本出願人が先に提案した特願平７−１０６３６９号に記載される発明の内容と同様又はほぼ同様である。一方、本実施形態のアンチスキッド制御装置では、前記図４の演算処理において、前記ステップＳ１０６で読込まれる前後加速度Ｘｇが前記所定前後加速度値Ｘｇ₂より小さい（減速度が大きい）場合にはステップＳ１１７から、前記ステップＳ１１６で読込まれる前記減圧開始ホイールシリンダ圧Ｐ_i0が前記所定ホイールシリンダ圧Ｐ_i02より大きい場合にはステップＳ１１８から、夫々ステップＳ１１９に移行して、前記開側基準デューティ比Ｄ_LEV0iより小さい開側所定デューティ比Ｄ_LEV1i（＝０％）が前記流入弁開側規制デューティ比Ｄ_LEViに、前記中間基準デューティ比Ｄ_MEV0iより大きい中間所定デューティ比Ｄ_MEV1i（＝１００％）が前記流入弁中間規制デューティ比Ｄ_MEViに、前記閉側基準デューティ比Ｄ_HEV0iより大きい閉側所定デューティ比Ｄ_HEV1i（＝１００％）が前記流入弁閉側規制デューティ比Ｄ_HEViに設定される。
【００６９】
従って、このような状況下で流入弁８に出力される制御信号のデューティ比パターンは図７ｂに実線で示すように、増圧制御信号の出力と共に流入弁デューティ比Ｄ_EViは、前記新たに設定された比較的小さな流入弁開側規制デューティ比Ｄ_LEViまで一気に減少されて、当該流入弁８は大きく開弁され（ここではデューティ比“０”％であって完全開状態となる）、この大きな開弁状態を、前記増圧時間Ｔ_LEViだけ継続する。ここで、前記ステップＳ１１９で中間規制デューティ比Ｄ_MEViと閉側規制デューティ比Ｄ_HEViとに設定される中間所定デューティ比Ｄ_MEV1iと閉側所定デューティ比Ｄ_HEV1iとが異なる場合には、前記増圧時間Ｔ_LEVi経過後に、前述と同様に一旦，前記新たに設定された中間規制デューティ比Ｄ_MEVi（＝Ｄ_MEV1i）まで一気に増加して、前述と同様の中庸状態になり、その後、デューティ比制御信号は当該中間規制デューティ比Ｄ_MEViから、新たに設定された閉側規制デューティ比Ｄ_HEVi（＝Ｄ_HEV1i）まで、前記所定サンプリング時間ΔＴ_EVi毎に前記デューティ比所定増加量ΔＤ_EV0iずつ大きくなり、当該流入弁８は前記デューティ比可変制御範囲内で前記中庸状態から閉方向へと次第に移行される。
【００７０】
但し、この実施形態では前記新たな中間規制デューティ比Ｄ_MEViと閉側規制デューティ比Ｄ_HEViとに設定される中間所定デューティ比Ｄ_MEV1iと閉側所定デューティ比Ｄ_HEV1iとが、共に１００％で同じであるために、前記増圧時間Ｔ_LEViだけ完全開弁状態を継続した後、デューティ比制御信号は図７ｂに実線で示すように、１００％の中間規制デューティ比Ｄ_MEViまで一気に増加し、それ以後の演算処理でステップＳ１２３からステップＳ１２５に移行しても、既に流入弁デューティ比Ｄ_EViが前記新たな開側規制デューティ比Ｄ_HEV2iに等しいために、同じく１００％の開側規制デューティ比Ｄ_HEV2iが出力されて完全閉弁状態が継続される。しかしながら前記増圧サイクルタイマＴ_PEViが前記所定増圧カウントアップ値Ｔ_dEViでカウントアップする時間、つまり次に流入弁８が開弁されるまでの時間は変わらないから、当該流入弁８は所定増圧カウントアップ値Ｔ_dEViに相当する時間毎に、より大きく開弁されることになる。この間のホイールシリンダ圧Ｐ_iの増圧量は、後述するマスタシリンダ圧との差圧を除くと、前述のように流入弁の開度とその開弁時間とに応じて増加するから、ここでは例えば図７ａに実線で示す増圧信号デューティ比パターンの開弁状態面積と、同図７ｂに実線で示す増圧信号デューティ比パターンの開弁状態面積との面積比が、それまでのホイールシリンダ圧Ｐ_iの増圧量の増加比であり、同時にそれが増圧ゲインの増加量であると考えられる。つまり、ここでは本発明のアンチスキッド制御装置に提唱される流入電磁弁の開弁操作デューティ比制御パターンを、従来と同様の矩形波形状に変更設定していることになる。
【００７１】
さて、前述のように増圧ゲインを増加しない増圧信号デューティ比パターン，即ち図７ａに実線で示すようなデューティ比パターンの増圧信号でホイールシリンダ圧の緩増圧制御を実行した場合、図１０に示すようにマスタシリンダ圧（Ｍ／Ｃ圧）が高く且つホイールシリンダ圧（Ｗ／Ｃ圧）が低い場合には、前述のようにホイールシリンダ圧の増圧ゲインを司る両者の差圧が大きいから、一回の増圧信号出力当たり十分な増圧ゲインが得られる。即ち、例えば低μ路面におけるアンチスキッド制御による作動流体圧（図では液圧）制御の制御液圧領域が比較的低い液圧領域である場合には、短い緩増圧時間で十分な制動力を得て後述のようにアンチスキッド制御装置としての制御性能を確保することができる。しかしながら、マスタシリンダ圧（Ｍ／Ｃ圧）が高くてもホイールシリンダ圧（Ｗ／Ｃ圧）が高くなると、当該マスタシリンダ圧とホイールシリンダ圧との差圧が小さいから一回の増圧信号出力時の増圧ゲインを十分に確保することができない。従って、高μ路面において前記基準スリップ率を満足するようなアンチスキッド制御の制御液圧領域が高い場合には、その緩増圧制御で十分なホイールシリンダ圧の増圧量を確保することができず、これが後述のようにアンチスキッド制御装置としての制御性能を低下してしまう。
【００７２】
これに対して、従来の矩形波形状のデューティ比制御パターンによる増圧信号では、マスタシリンダ圧（Ｍ／Ｃ圧）とホイールシリンダ圧（Ｗ／Ｃ圧）との差圧が小さい領域でも、緩増圧時間に応じたほぼリニアな増圧特性曲線となるのが分かる。
これを前記図３の演算処理によるアンチスキッド制御の実際にあててみたのが図１１である。そして、マスタシリンダ圧（Ｍ／Ｃ圧）さえ高ければ、低μ路面のようにアンチスキッド制御の作動液圧領域が低い場合に、緩増圧制御の一回の増圧制御によってホイールシリンダ圧（Ｗ／Ｃ圧）の適切な増圧量を得ることができるから、当該低μ路面での制御液圧制御では、増圧回数を適正回数（図では３〜４回程度）としてアンチスキッド制御の液圧制御サイクルを満足し、もってアンチスキッド制御装置としての制御性能が確保されているのが分かる。一方、マスタシリンダ圧（Ｍ／Ｃ圧）が高くても、高μ路面のようにアンチスキッド制御の作動液圧領域が高い場合には、図１１に示すように緩増圧制御の一回の増圧制御によるホイールシリンダ圧（Ｗ／Ｃ圧）の増圧量が小さいから、この緩増圧制御が継続され、その増圧制御が多数回に渡って繰返される。ところが、前記図３のような通常のアンチスキッド制御では、前述のように、緩増圧制御の増圧回数が所定回数値以上となると、一旦，アンチスキッド制御を終了して、前述の急増圧モードに設定してしまうため、ホイールシリンダ圧（Ｗ／Ｃ圧）がマスタシリンダ圧（Ｍ／Ｃ圧）近傍まで一気に増圧されて制動力が急速に大きくなり、これに伴って車輪のスリップ率が大きくなり過ぎると、再び前記アンチスキッド制御の減圧モード制御によってホイールシリンダ圧を大きく減圧してしまう。このようになると、作動液圧の不必要な増減圧が発生することになるから、アンチスキッド制御装置としての制御性能が低下する。
【００７３】
そこで、本実施形態のアンチスキッド制御装置では、前記図４の演算処理により、前後加速度Ｘｇが前記負値の所定前後加速度値Ｘｇ₂より小さい場合や減圧開始ホイールシリンダ圧Ｐ_i0が所定ホイールシリンダ圧Ｐ_i02より大きい場合に、前述のように制御信号のデューティ比制御パターンを通常の矩形波形状とすることにより増圧ゲインを増加させている。ここで、制動中の減速度に相当する前後加速度Ｘｇが数値的に小さいほど、タイヤと路面との粘着性に比例する路面μが高いことは容易に想定されよう。また、前述のように車輪スリップ率を前記基準スリップ率に安定させることを目的とするアンチスキッド制御中の制動力減少開始時、即ち車輪スリップ率を減少回復させるための減圧が開始される直前のホイールシリンダ圧（Ｗ／Ｃ圧）は図１２に示すように、当該路面μが安定していれば、ほぼ一定となり、同時に前述のようにアンチスキッド制御中の作動液圧領域は路面μが高くなるほど高くなることから、前記減圧開始ホイールシリンダ圧Ｐ_i0が数値的に大きいほど、路面μが高いことになる。従って、本実施形態のアンチスキッド制御装置では、前記前後加速度Ｘｇが前記負値の所定前後加速度値Ｘｇ₂以上で且つ減圧開始ホイールシリンダ圧Ｐ_i0が所定ホイールシリンダ圧Ｐ_i02以下であるような低μ路面では、図１３ａに示すような増圧信号によってホイールシリンダ圧の脈動を防止し、これらの条件から外れるような高μ路面では、図１３ｂに示すような完全開弁状態と完全閉弁状態とを繰返す矩形波形状の増圧信号によって、増圧ゲインを増加させてホイールシリンダ圧（Ｗ／Ｃ圧）の増圧量を確保し、もって適正な緩増圧制御中の制動力を達成してアンチスキッド制御装置としての制御性能を確保することができる。
【００７４】
なお、前記実施形態では、アクチュエータ制御信号のデューティ比制御パターンを高μ路面で矩形波形状としたために、実質的にそのときのホイールシリンダ圧には脈動が発生する。しかしながら、このような高μ路面では一般にロードノイズ等のその他の振動や騒音が大きく、所謂マスキング効果によって前記ホイールシリンダ圧の脈動に伴う振動や騒音が問題とならないために、これを改善することよりも操安性や制動距離に係る液圧レベルそのものを改善することが望まれ、本発明はそれらの課題に対応している。
【００７５】
また、前記実施形態では、車両前後加速度と減圧開始ホイールシリンダ圧との双方から路面μの検出又は判定を行っているが、何れか一方だけを用いても路面μの検出又は判定を行うことができる。但し、特に車両前後加速度だけに着目したとき、高μ路面でもマスタシリンダ圧が低く、従って車両前後加速度も減速度として小さい場合に、それだけを考えれば路面μが低いと誤認識する虞れがある。しかしながら、マスタシリンダ圧そのものが低ければ実際のホイールシリンダ圧も低く、従ってこのような高μ路面で車輪が過大にスリップすることはないから、前述のアンチスキッド制御でホイールシリンダ圧を保持したり減圧したりすることもなく、従って当該ホイールシリンダ圧を緩増圧する必要もないから、当該緩増圧モードで作動するデューティ比制御の演算処理に、前記前後加速度から路面μを検出又は判定する演算処理を組込んでおけば、前述のような誤認識が発生する虞れはない。
【００７６】
次に、本発明のアンチスキッド制御装置の第２実施形態について図１４乃至図１６を用いて説明する。
まず、本実施形態のアンチスキッド制御装置の車両構成は、アクチュエータやコントロールユニットを含めて前記第１実施形態のもの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、コントロールユニット内のマイクロコンピュータで実行される主となるアンチスキッド制御の演算処理内容も、前記図３の演算処理の第１実施形態のもの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。
【００７７】
そして、このアンチスキッド制御に基づくアクチュエータ制御信号出力演算処理が、前記第１実施形態の図４のフローチャートに示すものから図１４のフローチャートに示すものへと変更されているが、その大部分は同じであり、具体的には前記図４の演算処理に対して図１３では各規制デューティ比を設定する前記ステップＳ１２０，Ｓ１１９に加えてステップＳ１１９’が併設され、前記ステップＳ１１７とステップＳ１１９との間及びステップＳ１１８とステップＳ１１９との間には夫々ステップＳ１１７’，ステップＳ１１８’が追加介入されているだけで、その他のステップについては同様又はほぼ同様であるために同等の符号を附して、その詳細な説明を省略する。
【００７８】
つまり、前記ステップＳ１１７で前後加速度Ｘｇが前記所定前後加速度値Ｘｇ₂より小さいとして移行したステップＳ１１７’では、当該前後加速度Ｘｇが、前記所定前後加速度値Ｘｇ₂より小さい，予め設定された負値の第２の所定前後加速度値Ｘｇ₁以下であるか否かを判定し、当該前後加速度Ｘｇが第２の所定前後加速度値Ｘｇ₁以下である場合には、後述するステップＳ１１８’に移行し、そうでない場合にはステップＳ１１９’に移行する。
【００７９】
また、前記ステップＳ１１８で減圧開始ホイールシリンダ圧Ｐ_i0が前記所定ホイールシリンダ圧Ｐ_i02より大きいとしても移行する前記ステップＳ１１８’では、当該減圧開始ホイールシリンダ圧Ｐ_i0が、前記所定ホイールシリンダ圧Ｐ_i02より大きい，予め設定された第２の所定ホイールシリンダ圧Ｐ_i01以上であるか否かを判定し、当該減圧開始ホイールシリンダ圧Ｐ_i0が第２の所定ホイールシリンダ圧Ｐ_i01以上である場合にはステップＳ１１９に移行し、そうでない場合にはステップＳ１１９’に移行する。
【００８０】
そして、前記ステップＳ１１９’では、前記流入弁開側規制デューティ比Ｄ_LEViを、前記開側基準デューティ比Ｄ_LEV0iより小さく且つ前記開側所定デューティ比Ｄ_LEV1i以上の値に予め設定された第２の開側所定デューティ比Ｄ_LEV2i（ここでは０％に設定した）に設定し、流入弁中間規制デューティ比Ｄ_MEViを、前記中間基準デューティ比Ｄ_MEV0i以上で且つ前記中間所定デューティ比Ｄ_MEV1iより小さい値に予め設定された第２の中間所定デューティ比Ｄ_MEV2i（ここでは中間基準デューティ比Ｄ_MEV0iと同等の値に設定した）に設定し、流入弁閉側規制デューティ比Ｄ_HEViを、前記閉側基準デューティ比Ｄ_HEV0i以上で且つ前記中間所定デューティ比Ｄ_MEV1iより小さい値に予め設定された第２の閉側所定デューティ比Ｄ_HEV2i（ここでは閉側基準デューティ比Ｄ_HEV0iと同等の値に設定した）に設定してから前記ステップＳ１２１に移行する。
【００８１】
以上の構成において、本実施形態は、本発明のうち請求項１乃至３の全てに係るアンチスキッド制御装置を実施化したものであり、図１４の演算処理のステップＳ１０６，ステップＳ１１５〜ステップＳ１１８’が本発明のアンチスキッド制御装置の路面摩擦係数状態検出手段に相当し、以下同様に、図１４の演算処理のステップＳ１３１がデューティ比設定手段に相当し、図１４の演算処理のステップＳ１１７〜ステップＳ１２０が指令信号調整手段に相当し、図１４の演算処理全体がＰＷＭ制御手段に相当し、図３の演算処理及び図４の演算処理全体がアクチュエータ制御手段に相当する。
【００８２】
次に、前記図１４のアクチュエータ制御信号出力演算処理の作用について簡潔に説明する。なお、前記前後加速度Ｘｇが前記所定前後加速度値Ｘｇ₂以上で且つ減圧開始ホイールシリンダ圧Ｐ_i0が前記所定ホイールシリンダ圧Ｐ_i02以下であるような低μ路面において、前記図１４の演算処理のステップＳ１１７からステップＳ１２０に移行して、前記流入弁開側規制デューティ比Ｄ_LEVi，中間規制デューティ比Ｄ_MEVi，閉側規制デューティ比Ｄ_HEViの夫々が、前記開側基準デューティ比Ｄ_LEV0i，中間基準デューティ比Ｄ_MEV0i，閉側基準デューティ比Ｄ_HEV0iに設定された場合の制御信号のデューティ比制御パターンは図１５ａに示すものとなり、その作用は、前記図４の演算処理の基本的な制御信号出力の作用と同様又はほぼ同様であるためにその詳細な説明を割愛する。
【００８３】
この図１４の演算処理では、前記前後加速度Ｘｇが前記所定前後加速度値Ｘｇ₂より小さかったり、減圧開始ホイールシリンダ圧Ｐ_i0が前記所定ホイールシリンダ圧Ｐ_i02より大きかったりした場合に設定される路面μよりも、更に高い路面μで達成される前後加速度Ｘｇを前記第２の所定前後加速度値Ｘｇ₁に、そのときの減圧開始ホイールシリンダ圧Ｐ_i0を前記第２の所定ホイールシリンダ圧Ｐ_i01に設定し、当該前後加速度Ｘｇが前記第２の所定前後加速度値Ｘｇ₁より大き（減速度としては小さ）かったり、当該減圧開始ホイールシリンダ圧Ｐ_i0が前記第２の所定ホイールシリンダ圧Ｐ_i01より小さかったりした場合には、路面μがさほど高くも低くもない中程度（この路面を中μ路面とも記す）であるとして、ステップＳ１１９’で前記開側基準デューティ比Ｄ_LEV0iより大きい第２の開側所定デューティ比Ｄ_LEV2iを流入弁開側規制デューティ比Ｄ_LEViに設定し、合わせて前記中間基準デューティ比Ｄ_MEV0i以上の第２の中間所定デューティ比Ｄ_MEV2iを流入弁中間規制デューティ比Ｄ_MEViに設定し、前記閉側基準デューティ比Ｄ_HEV0i以上の第２の閉側所定デューティ比Ｄ_HEV2iを流入弁閉側規制デューティ比Ｄ_HEViに設定する。
【００８４】
従って、このような状況下で、流入弁８に出力される制御信号のデューティ比制御パターンは図１５ｂに実線で示すように、増圧制御信号の出力と共に流入弁デューティ比Ｄ_EViは、前記新たに設定された比較的小さな流入弁開側規制デューティ比Ｄ_LEViまで一気に減少されて、当該流入弁８は大きく開弁され（ここでは第２の開側所定デューティ比“０”％であって完全開状態となる）、この大きな開弁状態を、前記増圧時間Ｔ_LEViだけ継続し、その後、前述と同様に一旦，前記新たに設定された中間規制デューティ比Ｄ_MEVi（＝第２中間所定デューティ比Ｄ_MEV2i＝中間基準デューティ比Ｄ_MEV0i）まで一気に増加して、開閉状態の中間のような中庸状態になり、その後、デューティ比制御信号は当該中間規制デューティ比Ｄ_MEViから、新たに設定された閉側規制デューティ比Ｄ_HEVi（＝第２閉側所定デューティ比Ｄ_HEV2i＝閉側基準デューティ比Ｄ_HEV0i）まで、前記所定サンプリング時間ΔＴ_EVi毎に前記デューティ比所定増加量ΔＤ_EV0iずつ大きくなり、当該流入弁８は前記デューティ比可変制御範囲内で前記中庸状態から閉方向へと次第に移行され、しかしながら前記増圧サイクルタイマＴ_PEViが前記所定増圧カウントアップ値Ｔ_dEViでカウントアップする時間、つまり次に流入弁８が開弁されるまでの時間は変わらないから、当該流入弁８は所定増圧カウントアップ値Ｔ_dEViに相当する時間毎に、前記低μ路面よりは、より大きく開弁されて増圧ゲインが増加されることになる。
【００８５】
更に、前後加速度Ｘｇが前記第２の所定前後加速度値Ｘｇ₁より小さ（減速度としては大き）かったり、減圧開始ホイールシリンダ圧Ｐ_i0が前記第２の所定ホイールシリンダ圧Ｐ_i01より大きかったりした場合には、相応の高μ路面であるとして、前記図４の演算処理と同様に、図１５ｃに実線で示す完全開弁状態と完全閉弁状態とを繰返す矩形波形状のデューティ比制御パターンに変更された制御信号が出力される。
【００８６】
従って、本実施形態のアンチスキッド制御装置では、前記図１３ａに相当する図１６ａの低μ路面での液圧制御及び図１３ｂに相当する図１６ｃの高μ路面での液圧制御に加えて、同図１６ｂに示す中μ路面での液圧制御が実行される。このような増圧ゲインを段階的に増加させることで、路面μに応じたきめ細かいアンチスキッド制御が達成されると共に、前記第１実施態様で中μ路面でも実行される高μ路面相当の液圧制御に伴う脈動を、この第２実施態様では効果的に抑制することが可能となる。勿論、各路面μ検出又は判定の閾値を適切に設定することで、アンチスキッド制御装置としての制御性能を確保することができる。
【００８７】
なお、前記実施形態では、緩増圧制御のきめ細かさの要求に基づいて設定された増圧サイクルタイムに相当する増圧カウントアップ値Ｔ_dEViの下で、例えば流入弁開側所定デューティ比Ｄ_LEV0iや閉側所定デューティ比Ｄ_HEViやデューティ比所定増加量ΔＤ_EV0iなどは以下の理由によって適宜設定したり選定したりすることができる。まず、前述のように一般にデューティ弁と称される電磁弁の前記デューティ比可変有効範囲は個体ばらつきや発熱等の動作環境によって異なるために、少なくとも前記流入弁開側所定デューティ比Ｄ_LEV0iや閉側所定デューティ比Ｄ_HEViは各車両に応じて設定する必要がある。また、デューティ比所定増加量ΔＤ_EV0i，は、その絶対値を小さく設定するほど、ホイールシリンダ圧の脈動抑制効果は高い。しかし、これを小さくし過ぎるとバルブの開状態から閉状態又は閉状態から開状態への移行時間が長くなり、十分な増圧時間Ｔ_LEViが確保できなくなる。よって、車両に要求されるホイールシリンダ圧制御の応答性並びにホイールシリンダ圧の脈動抑制効果（例えば音振の抑制効果等）に照らしてこれらを設定する必要がある。そして、前記流入弁開側所定デューティ比Ｄ_LEV0i及びデューティ比所定増加量ΔＤ_EV10iを総合的に考慮して増圧時間Ｔ_LEViを設定する。実車にあっては当該ホイールシリンダ圧Ｐ_iの増減圧量を設定するにあたっても、車体速や路面μなどを考慮すべきである。更に、前記デューティ比の増減変化率に関与するフリーランタイマ割込のサンプリング時間やメインとなる図４の演算処理のサンプリング時間等についても十分に考慮する必要がある。
【００８８】
また、前記実施形態では、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みを行うアンチスキッド制御装置についてのみ説明したが、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。
また、前記実施形態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。
【００８９】
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。
また、前記各実施形態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。
【００９０】
【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、制動用シリンダへの作動流体圧を増圧調整する電磁弁の閉動作時に次第に閉状態に移行するようにデューティ比を設定することで、作動流体圧の脈圧や振動，騒音を抑制防止すると共に、路面の摩擦係数状態が高いときに、当該作動流体圧の増圧調整を行う電磁弁の開側規制デューティ比をより開方向に変更設定したりすることによって、制動用シリンダの作動流体圧の増圧量が増加する方向に指令信号のデューティ比を調整することで、一回の作動流体圧の増圧ゲインを増加せしめ、もってマスタシリンダ内の作動流体圧と制動用シリンダの作動流体圧との差圧が小さくなる高摩擦係数状態路面で十分な制動力を発揮できるようにすることでアンチスキッド制御装置としての制御性能を確保することができる。
【００９１】
また、高摩擦係数状態路面における指令信号のデューティ比制御パターンを、従来と同様の矩形波形状とすることで、増圧信号に対する制動用シリンダの作動流体圧の増圧変化量をリニアにして制御性を向上することができる。
また、前記路面摩擦係数状態検出値の増加に応じて、前記制動用シリンダへの作動流体圧の増圧ゲインが段階的に増加するようにすることで、各路面係数状態に応じた適切な制動力を発揮してアンチスキッド制御装置としての制御性能を向上することができる。
【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一例を示す車両概略構成図である。
【図２】図１のアクチュエータの一例を示す概略構成図である。
【図３】図１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４】図１のコントロールユニットで実行されるアクチュエータ制御信号出力演算処理の第１実施形態を示すフローチャートである。
【図５】デューティ比制御される電磁弁のデューティ比有効範囲の説明図である。
【図６】図３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７】図４の演算処理によって制動用シリンダへの作動流体圧の緩増圧制御時に出力される制御信号デューティ比パターンの説明図である。
【図８】図７の制御信号デューティ比パターンによるホイールシリンダ圧の脈動の説明図である。
【図９】従来の矩形波駆動信号によるホイールシリンダ圧の脈動の説明図である。
【図１０】図７の制御信号デューティ比パターン及び矩形波駆動信号による制動用シリンダの作動流体圧の状態を示す説明図である。
【図１１】図１０の作動流体圧状態をアンチスキッド制御の実際に当てはめてみた場合の説明図である。
【図１２】アンチスキッド制御で発生する減圧直前の作動流体圧の説明図である。
【図１３】図７の制御信号デューティ比パターンで制御ゲインを増加する場合の説明図である。
【図１４】図１のコントロールユニットで実行されるアクチュエータ制御信号出力演算処理の第２実施形態を示すフローチャートである。
【図１５】図１４の演算処理によって制動用シリンダへの作動流体圧の緩増圧制御時に出力される制御信号デューティ比パターンの説明図である。
【図１６】図１５の制御信号デューティ比パターンで制御ゲインを増加する場合の説明図である。
【図１７】電磁弁の一例の構造説明図である。
【図１８】開弁信号によって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（制動用シリンダ）
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は流入電磁弁（増圧調整を行う電磁弁）
９は流出電磁弁
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
１８ＦＬ〜１８Ｒは圧力センサ
２０はマイクロコンピュータ
２２ａＦＬ〜２２ｃＲはＰＷＭ駆動回路
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]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an anti-skid control device that controls the fluid pressure in a braking cylinder of each wheel to an optimum state to prevent the wheel from being locked.
[0002]
[Prior art]
Such an anti-skid control device generally detects the wheel speed of a wheel to be controlled, and for example, a wheel slip state (hereinafter also referred to as a slip ratio) obtained from the wheel speed is used to secure a steering effect and a braking distance. When it becomes larger than the effective reference slip ratio, the fluid pressure to the brake cylinder is reduced, and the wheel speed is increased by this reduction, and the wheel slip ratio becomes smaller than the reference slip ratio. Then, the fluid pressure to the brake cylinder is increased again, and the so-called pumping brake operation is automatically controlled to adjust the braking force so that the slip ratio of the wheel to be controlled is maintained at the reference slip ratio. To do. Note that the hydraulic fluid pressure increase adjustment control during the anti-skid control repeats the pressure increase limited every predetermined time, and macroscopically, the fluid pressure of the brake cylinder of each wheel increases relatively slowly. (Hereinafter also referred to as slow pressure increase).
[0003]
In order to perform such slow increase control of the working fluid pressure (hereinafter also referred to as wheel cylinder pressure) of the brake cylinder, for example, an electromagnetic valve 8 as shown in FIG. 17 is used. The discharge hole 51 of the electromagnetic valve 8 is connected to the wheel cylinder side (not shown), and the inflow hole 53 via the throttle 52 is connected to the master cylinder side (not shown). A needle 55 is disposed opposite to the 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 of the needle 55. A solenoid 57 is disposed on the outer side of 56. A return spring 58 interposed between the needle 55 and the valve seat surface 54 urges the needle 55 in a direction away from the valve seat surface 54. Therefore, 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 through the throttle 52, and the master cylinder. The pressure increases the wheel cylinder pressure while being influenced by the throttle. When the solenoid 57 is energized, the armature 56 is displaced toward the solenoid 57 against the elastic force of the return spring 57 and the tip of the needle 55 comes into contact with the valve seat surface 54. The discharge hole 51 is blocked and the wheel cylinder pressure is maintained.
[0004]
Accordingly, when the wheel cylinder pressure is slowly increased using the solenoid valve 8 as described above, the wheel cylinder pressure is maintained so that the solenoid 57 continues to be energized and the space between the inflow hole 53 and the discharge hole 51 is closed. From the pressure state, at a predetermined time, for example, the solenoid 57 is deenergized in a short rectangular wave (pulse) shape with a duty ratio controlled, and the space between the inflow hole 53 and the discharge hole 51 is opened. The cylinder pressure is increased, and this is repeated every predetermined time so that the wheel cylinder pressure is increased stepwise. It should be noted that in this slow increase control of the wheel cylinder pressure, the energization release signal to the short pulse-shaped solenoid is in an OFF state with a logical value “0” as a current value or a voltage value. The signal state of release is referred to as outputting a pressure increase signal.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, when such working fluid pressure or its flow rate is controlled in small increments, vibration is generated in the fluid path system with the pulsation of the fluid. That is, the fluid pressure system is closed from the electromagnetic valve to the wheel cylinder, and the pressure fluctuation of the working fluid is generated at a period corresponding to the resonance frequency of the fluid path system that connects them, mainly the piping system. This state is shown in FIG. 18 as pressure fluctuations when a single pulse increasing / decreasing signal (valve opening signal) is given. As described above, the wheel cylinder pressure once decreases and gradually increases although the valve opening signal continues and the needle 55 is separated from the valve seat surface 54. When the valve opening signal is given in this way, the fluid pressure decreases even though the solenoid valve is opened. The cross-sectional area is regulated by the exciting force between the solenoid and the armature. This is the effect of the seating surface stop 52. And if it will be in a closed state after the end of the output of the valve-opening signal, a pressure fluctuation resulting from resonance of the piping system will occur. Incidentally, the pulsation of the wheel cylinder pressure generated when the electromagnetic valve is opened and closed is larger.
[0006]
In order to suppress such pulsation of the wheel cylinder pressure, fluid pressure devices such as orifices and dampers are generally added in the actuator including the electromagnetic valve. However, by adding these fluid pressure devices, There is a possibility that the response of braking force generation during braking (during non-anti-skid control) may be reduced. There is also a problem that the cost is increased by adding such a fluid pressure device. Above all, the pulse pressure suppression by these fluid pressure devices is to suppress the amplitude and accelerate the convergence, and to suppress the cause of pulse pressure generation of the fundamental wheel cylinder pressure itself, the so-called trigger wave Can not.
[0007]
In order to solve such a problem, the present applicant has previously proposed an anti-skid control device described in Japanese Patent Application No. 7-106369. This anti-skid control device (the name of the invention is a brake fluid pressure control device) sends its command signal so that the solenoid valve slowly shifts to a closed state, particularly when the solenoid valve with a large pulsation of the wheel cylinder pressure is closed. adjust. More specifically, the duty ratio variable range of the command signal that is actually controlled by PWM (Pulse Width Modulation) is set to a current value range that can substantially control the opening of the solenoid valve, and is mainly a rectangular wave. The duty ratio of the command signal to be converted is adjusted and output within the variable duty ratio range, and at least the duty ratio at the time of closing when the solenoid valve transitions from the open state to the closed state is set toward the valve-closing limit value. By gradually changing the setting, the solenoid valve that controls the wheel cylinder pressure increase control is slowly closed, and the generation of the pulse pressure of the wheel cylinder pressure itself can be suppressed and prevented.
[0008]
However, when the solenoid valve is slowly closed in this way, a phenomenon in which specific filtering is applied at the time of the closing transition occurs. In other words, a phenomenon may occur in which the wheel cylinder pressure is not sufficiently increased although a command signal output as a wheel cylinder pressure increase signal is originally generated. This is particularly likely to occur when the differential pressure between the master cylinder pressure and the wheel cylinder pressure that affects the wheel cylinder pressure increase margin (pressure increase gain) is small. For example, the friction coefficient state of the road surface (hereinafter simply referred to as μ). If the differential pressure between the master cylinder pressure and the wheel cylinder pressure during hydraulic pressure control is small, the wheel cylinder pressure will be insufficiently increased during the slow pressure increase control. The number of repetitions of the limited pressure increase increases. Alternatively, in actual anti-skid control, when the number of repetitions of the limited pressure increase exceeds a predetermined value during the slow increase control of the wheel cylinder pressure, the normal brake, that is, the master cylinder pressure is directly applied to the wheel. Shift to the sudden pressure increase control to supply the cylinder pressure, but this will rapidly increase the wheel cylinder pressure that has not been sufficiently increased until then, and if the wheel slip ratio increases rapidly, this will be reduced to the reference slip ratio. Therefore, the control immediately shifts to wheel cylinder pressure reduction control, and as a result, the wheel cylinder pressure is unnecessarily increased or decreased, so-called control performance is deteriorated.
[0009]
The present invention has been developed in view of these problems, and the pulsation of the wheel cylinder pressure can be achieved by gently closing the solenoid valve during the closing operation of the wheel cylinder pressure. In addition to preventing the suppression itself, the wheel cylinder pressure is sufficiently increased to the required pressure even when the pressure gain of the wheel cylinder pressure is small, such as when the differential pressure between the master cylinder pressure and the wheel cylinder pressure is small on a high μ road surface. It is an object of the present invention to provide an anti-skid control device that can ensure control performance.
[0010]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above problems, an anti-skid control device according to claim 1 of the present invention comprises a plurality of electromagnetic valves that open and close in response to a command signal, and the fluid pressure of a braking cylinder for each wheel. And an actuator for increasing / decreasing pressure according to a command signal to each solenoid valve, and at least during a hydraulic fluid pressure control based on a slip state of the wheel, a predetermined pressure is applied to the hydraulic fluid pressure of the brake cylinder of each wheel. After reducing the pressure, a command signal for controlling the opening / closing operation of the solenoid valve of the actuator with a current value is output in order to gradually increase the working fluid pressure by repeating the pressure increase limited every predetermined time. An actuator control means for controlling the current value to the solenoid valve when controlling the hydraulic fluid pressure to each brake cylinder. PWM control means for performing PWM control, and the PWM control means includes at least a friction coefficient state detection means for detecting a friction coefficient state of a road surface and at least an electromagnetic valve for increasing and adjusting a working fluid pressure to the brake cylinder. Duty ratio setting means for gradually changing and setting the duty ratio of the command signal to the solenoid valve so as to gradually shift to the closed state during the closing operation, and the road friction coefficient state detection value detected by the friction coefficient state detection means Is greater than or equal to a predetermined value, the solenoid valve for increasing and adjusting the working fluid pressure in the direction in which the amount of increase in the working fluid pressure of the brake cylinder of each wheel during the working fluid pressure control is increased. Command signal adjusting means for adjusting the duty ratio of the PWM-controlled command signal The command signal adjusting means increases and adjusts the working fluid pressure to each brake cylinder when increasing the amount of increase in the working fluid pressure of the brake cylinder of each wheel during the working fluid pressure control. By changing and setting the duty ratio control pattern of the solenoid valve to a rectangular wave shape, the pressure increase characteristic of the working fluid pressure with respect to time is made linear It is characterized by this.
[0012]
Further, the present invention claims 2 In the anti-skid control device according to the present invention, the command signal adjusting means gradually increases the hydraulic fluid pressure to each brake cylinder as the road surface friction coefficient state detection value detected by the friction coefficient state detection means increases. The duty ratio of the command signal that is PWM-controlled to the solenoid valve that increases and adjusts the working fluid pressure is changed and set in the direction in which the pressure increase amount increases.
[0013]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, a first embodiment of an antiskid control device of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.
FIG. 1 shows an example in which the anti-skid control device of the present invention is deployed in a rear-wheel drive vehicle based on the FR (front engine / rear drive) system.
[0014]
In the figure, 1FL and 1FR are front left and right wheels, 1RL and 1RR are rear left and right wheels, and the rotational driving force from the engine EG is applied to the rear left and right wheels 1RL and 1RR via the transmission T, the propeller shaft PS and the differential gear DG. A wheel speed sensor 3FL for attaching a wheel cylinder 2FL to 2RR as a brake cylinder to each wheel 1FL to 1RR and outputting a pulse signal corresponding to the rotational speed of these wheels to the front wheels 1FL and 1FR. , 3FR, and a wheel speed sensor 3R for outputting a pulse signal corresponding to the average rotational speed of the rear wheels is attached to the propeller shaft PS. The vehicle is provided with a longitudinal acceleration sensor 16 for detecting the longitudinal acceleration Xg of the vehicle.
[0015]
In each front wheel side wheel cylinder 2FL, 2FR, the master cylinder pressure from the master cylinder 5 that generates the master cylinder pressure of the front wheel side and the rear wheel side in response to the depression of the brake pedal 4 is the front wheel side actuator 6FL, 6FR. The master cylinder pressure from the master cylinder 5 is supplied to the rear wheel side wheel cylinders 2RL and 2RR via a common rear wheel side actuator 6R, and the three-sensor three-channel system as a whole. It is configured. Incidentally, each wheel cylinder is provided in each fluid path between the front wheel side actuators 6FL and 6FR and the front wheel side wheel cylinders 2FL and 2FR and each fluid path between the rear wheel side actuator 6R and the rear wheel side wheel cylinders 6RL and 6RR. 6FL-6RR internal pressure, that is, wheel cylinder pressure P output from the actuators 6FL-6R _FL ~ P _R Pressure sensors 18FL to 18R for detecting the above are attached.
[0016]
As shown in FIG. 2, 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, and the electromagnetic inflow valve. 8, a series circuit of an electromagnetic outflow valve 9, a hydraulic pump 11 and a check valve 11 connected in parallel with 8, and an accumulator 12 connected to the hydraulic piping between the outflow valve 9 and the hydraulic pump 10. The solenoid valves constituting the inflow valve 8 and the outflow valve 9 are the same as or substantially the same as the conventional one shown in FIG. 17, and the connection configuration and operation thereof are the same as or substantially the same as those described above. Detailed description thereof will be omitted. Also, because of the so-called fail-safe relationship in the case of abnormal operation compensation, the electromagnetic inflow valve 8 shifts to a normally open state (pressure increase state) at a normal position where no current is supplied, and to a closed state (pressure holding state) at a switching position by current supply. The electromagnetic outflow valve 9 shifts to a normally closed state (pressure holding state) at a normal position where no current is applied, and to an open state (depressurized state) at a switching position due to current supply. The transition to the open state of these solenoid valves 8 and 9 is defined as an opening operation, and the transition to the closed state is defined as a closing operation. Further, the substantial control of each of the electromagnetic valves 8, 9L to 26R is controlled by a duty ratio by PWM control, which will be described later. Therefore, the wheel cylinder pressure moderately increasing mode, which will be described later, This is achieved by repeatedly selecting and setting the holding state at predetermined time intervals, whereby the wheel cylinder pressure is apparently increased relatively slowly.
[0017]
And the electromagnetic inflow valve 8, the electromagnetic outflow valve 9, and the hydraulic pump 10 of each actuator 6FL-6R are the wheel speed pulse signals from the wheel speed sensors 3FL-3R, the longitudinal acceleration Xg from the longitudinal acceleration sensor 16, and the pressure sensors 18FL- 18R wheel cylinder pressure P _FL ~ P _R Is controlled by hydraulic pressure control signals EV, AV and MR from the control unit CR.
[0018]
The control unit CR receives wheel speed pulse signals from the wheel speed sensors 3FL to 3R, and the wheel speed Vw that is the peripheral speed of each wheel from these and the tire rolling radius of each wheel 1FL to 1RR. _FL ~ Vw _R Wheel speed calculation circuits 15FL to 15R for calculating the wheel speed Vw of the wheel speed calculation circuits 15FL to 15R _FL ~ Vw _R And the longitudinal acceleration Xg of the longitudinal acceleration sensor 16 and the wheel cylinder pressure P from the pressure sensors 18FL-18R. _FL ~ P _R And a microcomputer 20 as actuator control means for outputting control signals EV, AV and MR for the actuators 6FL to 6R based on these, and as a command signal output from the microcomputer 20 Control signal EV _FL ~ EV _R , AV _FL ~ AV _R And MR _FL ~ MR _R PWM drive circuit 22a _FL ~ 22a _R , 22b _FL ~ 22b _R And 22c _FL ~ 22c _R To the actuators 6FL to 6R.
[0019]
The microcomputer 20 outputs a wheel speed Vw that is an output value from each of the wheel speed calculation circuits 15FL to 15R. _FL ~ Vw _R And 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. Control signal EV obtained with 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 signal as an analog signal. In the microcomputer 20, each wheel speed Vw _FL ~ Vw _R For example, according to a conventionally known vehicle speed calculation calculation process, the pseudo vehicle speed V as a vehicle speed calculation value from the maximum wheel speed or the like is used. _i To calculate this pseudo vehicle speed V _i Wheel speed Vw according to the arithmetic processing of FIG. _FL ~ Vw _R To slip ratio S _FL ~ S _R Each wheel speed Vw _FL ~ Vw _R Of wheel acceleration / deceleration V'w _FL ~ V'w _R To calculate these wheel speeds Vw _FL ~ Vw _R , Wheel acceleration / deceleration V'w _FL ~ V'w _R And standard slip ratio S _i0 Based on the control signal EV for the actuators 6FL to 6R _FL ~ EV _R , AV _FL ~ AV _R And MR _FL ~ MR _R Is output.
[0020]
Next, a basic anti-skid control configuration by the anti-skid control device of this embodiment will be described in accordance with the arithmetic processing shown in the flowchart of FIG. This calculation process is executed as a timer interrupt process every predetermined sampling time (for example, 5 msec) ΔT. In the flowchart of FIG. 3, AS is an anti-skid control flag, which indicates that wheel cylinder pressure control for anti-skid control is being performed in the set state of “1”, and the reset state is “0”. To do. T is a depressurization timer, and in the wheel cylinder pressure control for the anti-skid control, the wheel cylinder pressure is a predetermined number of times T. ₀ This is to prevent the pressure from being reduced. These are shifted from step S9 to step S11 when the power is turned on by turning on the key switch and when the previous anti-skid control is completed, and are reset to "0". Further, in this flowchart, no information input / output step is provided, but information calculated or set in the arithmetic processing of the arithmetic processing unit 20b is updated and stored in the storage device 20c and stored in the storage device 20c as needed. It is assumed that the stored information is communicated and stored in a buffer or the like of the arithmetic processing unit 20b as needed.
[0021]
When the calculation process of FIG. 4 is started, first, the current wheel speed Vw output from each wheel speed calculation circuit 15i (i = FL, FR, R) in step S1. _i And the pseudo vehicle speed V calculated and stored in the storage device 20c by an individual calculation process (not shown). _i Is read. This pseudo vehicle speed V _i As an arithmetic process for calculating the above, for example, a hardware configuration disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 4-27650 previously proposed by the present applicant is used.
[0022]
Next, the process proceeds to step S2, for example, the current value Vw of each wheel speed read in step S1. _{i (N)} Is the wheel speed Vw read during the previous processing. _{i (N-1)} Is subtracted from the value and further divided by the sampling time ΔT, and the amount of change in wheel speed per unit time, that is, wheel acceleration / deceleration V′w _i Is stored in a predetermined storage area of the storage device 20c.
Next, the process proceeds to step S3, where the calculation of the following two equations is performed to determine the slip ratio S of each wheel. _i Is calculated.
[0023]
S _i = (V _i -Vw _i ) / V _i ・ 100 ……… (2)
Next, the process proceeds to step S4, where the slip ratio S of each wheel calculated in step S3 is calculated. _i Is a preset reference slip ratio S _i0 It is determined whether or not (approximately 15%) or more, and the slip ratio S of the wheel _i Is the standard slip ratio S _i0 If so, the process proceeds to step S5, and if not, the process proceeds to step S6.
[0024]
In step S5, each wheel acceleration / deceleration V'w calculated in step S2 is calculated. _i Is greater than or equal to a preset positive wheel acceleration / deceleration threshold value β, and the wheel acceleration / deceleration V′w _i Is greater than or equal to the threshold value β, the process proceeds to step S7. Otherwise, the process proceeds to step S8.
In step S7, the decompression timer T is reset to “0”, and then the process proceeds to step S9.
[0025]
In step S8, the decompression timer T is set to a predetermined value T. ₀ And the anti-skid control flag AS is set to “1”, and then the process proceeds to step S9.
On the other hand, in step S6, it is determined whether or not the decompression timer T is greater than “0”. If the decompression timer T is greater than “0”, the process proceeds to step S10. The process proceeds to S9.
[0026]
In step S10, a value obtained by subtracting “1” from the current pressure-reducing timer T is set as a new pressure-reducing timer T, which is stored in a predetermined storage area of the storage device 25c, and then the process proceeds to step S9.
In step S9, it is determined whether or not the anti-skid control can be terminated. If the anti-skid control can be terminated, the process proceeds to step S11. If not, the process proceeds to step S12.
[0027]
In step S11, the decompression 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 or not the decompression timer T is greater than “0”. If the decompression timer T is greater than “0”, the process proceeds to step S14. The process proceeds to S15.
[0028]
In step S15, the wheel acceleration / deceleration speed V′w calculated in step S2 is calculated. _i Is greater than or equal to the preset threshold value β, and the wheel acceleration / deceleration V′w _i Is greater than or equal to the threshold value 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.
[0029]
On the other hand, in step S17, the wheel acceleration / deceleration V′w calculated in step S2 is calculated. _i Is less than or equal to a preset wheel acceleration / deceleration threshold value α, and the wheel acceleration / deceleration V′w _i Is less than the threshold value α, the process proceeds to step S18. Otherwise, the process proceeds to step S19.
In step S19, 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 step S13 is performed. If not, the process proceeds to step S21.
[0030]
In step S13, the braking pressure applied to the wheel cylinders 2FL to 2RR of the control target wheels 1FL to 1RR is set to the rapid pressure increasing mode, and the control mode flag F is set. _1i Is set to “0” indicating the rapid pressure increasing mode, and then the process returns to the main program.
In step S14, the brake pressure applied to the wheel cylinders 2FL to 2RR of the wheels to be controlled 1FL to 1RR is set to the reduced pressure mode, and the control mode flag F is set. _1i Is set to “2” indicating the decompression mode, and then the process returns to the main program.
[0031]
In step S18, the braking pressure applied to the wheel cylinders 2FL to 2RR of the control target wheels 1FL to 1RR is set to the high pressure holding mode, and the control mode flag F is set. _1i Is set to “3” indicating the holding pressure mode, and then the process returns to the main program.
In step S20, the brake 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 the control mode flag F is set. _1i Is set to “3” indicating the holding pressure mode, and then the process returns to the main program.
[0032]
In step S21, the braking pressure applied to the wheel cylinders 2FL to 2RR of the wheels to be controlled 1FL to 1RR is set to the slow pressure increasing mode, and the control mode flag F is set. _1i Is set to “1” indicating the slow pressure increasing mode, and then the process returns to the main program.
Next, the actuator control signal output calculation process for the inflow valve 8 and the outflow valve 9 executed by the microcomputer 20 will be described according to the calculation process shown in the flowchart of FIG. This calculation process is performed at a predetermined sampling time (for example, 1 msec) ΔT that is sufficiently shorter than the sampling time ΔT at which the calculation process of FIG. 3 is executed. _EVi Each time it is executed as a free-run timer interrupt process. In the flowchart of FIG. 4, the flag code, the timer code, the duty ratio code, and the like described above are the same as those in the calculation process of FIG.
[0033]
Here, the inflow valve duty ratio D also used in this flowchart _EVi Closed-side predetermined duty ratio D _HEV0i And an open-side predetermined duty ratio D to be described later _LEV0i Is briefly explained. As described above, the inflow valve 8 is normally open and closed when energized, and the current value is the duty ratio D. _EVi Controlled by. This duty ratio D _EVi Of course, the variable range is 0 to 100%, but as shown in FIG. 5a, the duty ratio D is capable of increasing the wheel cylinder pressure (W / C pressure in the figure) to the master cylinder pressure. _EVi Is a relatively large closed-side predetermined duty ratio D _{H (EV0i)} Is almost fully closed, and the opening-side predetermined duty ratio D is relatively small. _{L (EV0i)} Will be almost fully open. FIG. 5b shows the replacement of this with a valve displacement. Here, the variable effective range (effective duty range in the figure) of the duty ratio capable of adjusting and controlling the valve displacement is only 10 to 15% of the entire variable range. Therefore, this duty ratio variable effective range closed duty ratio D _EVi Alternatively, a duty ratio slightly larger than that may be set to the closing reference duty ratio D of the inflow valve 8. _HEV0i And open-side duty ratio D _EVi Or a slightly smaller duty ratio than the open-side reference duty ratio D _LEV0i And Also, the intermediate reference duty ratio D in the figure _MEV0i Is the central duty ratio value of the variable duty ratio effective range, and in a general solenoid valve, it is fully open or substantially open at the central duty ratio value of the variable duty ratio effective range described above, or is fully closed or substantially closed. It will never be.
[0034]
In the control signal output calculation process of FIG. 4, first, in step S101, it is determined whether or not the control mode set by the calculation process of FIG. _1i Is determined by whether or not “0”, and the control mode flag F _1i If “0” is “0”, the process proceeds to step S102 because it is the rapid pressure increasing mode, and otherwise, the process proceeds to step S103.
[0035]
In the step S103, it is determined whether or not the control mode set in the same manner is the pressure reduction mode. _1i Is determined according to whether or not the control mode flag F _1i If “2” is “2”, it is determined that the pressure reduction mode is set, and the process proceeds to step S104. If not, the process proceeds to step S105.
In step S105, it is determined whether or not the control mode set in the same manner is the slow pressure increasing mode. _1i Is determined according to whether or not the control mode flag F _1i If “1” is “1”, it is determined that the mode is the slow pressure increasing mode, and the process proceeds to step S106. If not, the process proceeds to step S107.
[0036]
Of these, the outflow valve duty ratio D in step S102 which has shifted to the setting control mode as the rapid pressure increasing mode. _AVi Is set to "0"%, and then the flow proceeds to step S108 where the inflow valve duty ratio D _EVi Is set to "0"% and then returns to the main program.
Further, in step S104, where the set control mode is assumed to be the pressure reduction mode, the pressure reduction start control flag F _2i Is a reset state of “0”, and the decompression start control flag F _2i Is in the reset state of “0”, the process proceeds to step S109. Otherwise, the process proceeds to step S110. Of these, in step S109, the decompression start control flag F _2i Is set to “1”, and then the process proceeds to step S111 where the wheel cylinder pressure P detected by the pressure sensor 18i (i = FL to R) is set. _i Start depressurizing wheel cylinder pressure P _i0 Then, after updating and storing in the storage device 20c, the process proceeds to step S110. In this step S110, the outflow valve duty ratio D _AVi Is set to “100”%, and then the process proceeds to step S112 to enter the inflow valve duty ratio D. _EVi Is set to “100”% and then the program returns to the main program.
[0037]
Further, in step S107, the control proceeds to step S107 where it is determined that the set control mode is not the slow pressure increasing mode, that is, the holding pressure mode. _2i Is reset to “0”, and then the routine proceeds to step S113 where the outflow valve duty ratio D _AVi Is set to “0”%, and then the flow proceeds to step S114 where the inflow valve duty ratio D _EVi Is set to “100”% and then the program returns to the main program.
[0038]
On the other hand, in step S106, where the set control mode is determined to be the slow pressure increasing mode, the longitudinal acceleration Xg detected by the longitudinal acceleration sensor 16 is read.
Next, the process proceeds to step S115, and the pressure reduction control flag F _2i Is reset to “0”.
[0039]
Next, the process proceeds to step S116, and the pressure reduction start wheel cylinder pressure P stored in the storage device 20c is updated. _i0 Is read.
Next, the process proceeds to step S117, and the longitudinal acceleration Xg read in step S106 (deceleration because it is being braked and numerically a negative value) is a predetermined negative value before and after a preset negative value. Acceleration value Xg ₀ (For example, -0.4G (G: Gravity, gravity acceleration)) or more is determined, and the longitudinal acceleration Xg is the predetermined longitudinal acceleration value Xg. ₀ If so, the process proceeds to step S118; otherwise, the process proceeds to step S119.
[0040]
In step S118, the decompression start wheel cylinder pressure P read in step S116. _i0 Is a predetermined wheel cylinder pressure P set in advance. _i02 It is determined whether or not (for example, 7 MPa) or less, and the decompression start wheel cylinder pressure P _i0 Is the predetermined wheel cylinder pressure P _i02 When it is below, it transfers to step S120, and when that is not right, it transfers to said step S119.
[0041]
In step S120, the inflow valve opening side restriction duty ratio D _LEVi The open side reference duty ratio D _LEV0i Inflow valve intermediate regulation duty ratio D _MEVi The intermediate reference duty ratio D _MEV0i Inflow valve closing side regulation duty ratio D _HEVi The closed side reference duty ratio D _HEV0i Then, after each setting, the process proceeds to step S121.
In step S119, the inflow valve opening-side restriction duty ratio D _LEVi Is set in advance to the open-side reference duty ratio D _LEV0i Smaller open-side predetermined duty ratio D _LEV1i (Set to 0% here) and the inflow valve intermediate regulation duty ratio D _MEVi The intermediate reference duty ratio D set in advance _MEV0i Larger intermediate predetermined duty ratio D _MEV1i (Set to 100% here) and the inflow valve closing side duty ratio D _HEVi Is set in advance to the closed reference duty ratio D _HEV0i Larger intermediate predetermined duty ratio D _MEV1i (In this case, 100% is set), and then the process proceeds to step S121.
[0042]
In step S121, the outflow valve duty ratio D _AVi Is set to “0”% and output.
Next, the process proceeds to step S122, and the pressure increase cycle timer T _PEVi Is incremented.
Next, the process proceeds to step S123, where the inflow valve duty ratio reduction permission flag F _DEVi Is set to “1”, and the duty ratio reduction permission flag F is determined. _DEVi Is in the set state of “1”, the process proceeds to step S124, and otherwise, the process proceeds to step S125.
[0043]
In step S124, the pressure increase timer T _EVi Is a preset pressure increase time T _LEVi Is not equal, that is, the pressure increasing time T which is a count-up value _LEVi In step S126, if the two are not equal, the process proceeds to step S126. If the two are not equal, the process proceeds to step S127.
In step S126, the inflow valve duty ratio D _EVi The open side regulation duty ratio D _LEVi After setting and outputting, the process proceeds to step S128.
[0044]
In step S128, the pressure increase timer T _EVi After incrementing, return to the main program.
In step S127, the inflow valve duty ratio D _EVi The intermediate regulation duty ratio D _MEVi After setting and outputting to step S129, the process proceeds to step S129.
In step S129, the inflow valve duty ratio reduction permission flag F _DEVi Is reset to “0” and then the program returns to the main program.
[0045]
On the other hand, in step S125, the inflow valve duty ratio D _EVi Is the closed-side predetermined duty ratio D _HEVi It is determined whether it is above or not, and the inflow valve duty ratio D _EVi Is the closed-side predetermined duty ratio D _HEVi If so, the process proceeds to step S130; otherwise, the process proceeds to step S131.
[0046]
In step S131, the previous inflow valve duty ratio D _EVi Positive duty ratio predetermined increment ΔD set in advance to _EV0i The current inlet valve duty ratio D _EVi After calculating and outputting, return to the main program.
On the other hand, in step S130, the inflow valve duty ratio D _EVi The closed side predetermined duty ratio D _HEVi After the set output, the process proceeds to step S132.
[0047]
In step S132, the pressure increase cycle timer T _PEVi Is a predetermined pressure increase count-up value T corresponding to a predetermined pressure increase predetermined interval. _dEVi It is determined whether or not the pressure increase cycle timer T _PEVi Is a predetermined pressure increase count-up value T _dEVi If so, the process proceeds to step S133; otherwise, the process proceeds to step S134.
[0048]
In step S133, the inflow valve duty ratio reduction permission flag F _DEVi Is set to “1”, and then the process proceeds to step S135.
In step S135, the pressure increasing cycle timer T _PEVi Is cleared to “0” and then the process proceeds to step S134.
In step S134, the pressure increase timer T _EVi Is cleared to "0" before returning to the main program.
[0049]
In the above configuration, the present embodiment is an implementation of the anti-skid control device according to claims 1 and 2 of the present invention. Steps S106 and S116 to S118 of the arithmetic processing in FIG. 4 corresponds to the duty ratio setting means, and similarly, steps S117 to S120 of the arithmetic processing of FIG. 4 are commanded. 4 corresponds to the signal adjustment means, and the entire arithmetic processing in FIG. 4 corresponds to the PWM control means, and the arithmetic processing in FIG. 3 and the entire arithmetic processing in FIG. 4 correspond to the actuator control means.
[0050]
Next, regarding the operation of the actuator control signal output calculation process of FIG. 4 and the anti-skid control calculation process of FIG. 3, here, the longitudinal acceleration Xg detected by the longitudinal acceleration sensor 16 is the predetermined longitudinal acceleration value Xg. ₂ The depressurization start wheel cylinder pressure P detected by the pressure sensor 18i updated and stored in the storage device 20c. _i0 Is the predetermined wheel cylinder pressure P _i02 The following will be described.
[0051]
First, the slip ratio S of each wheel 1FL to 1R _i (I = FL to R) is the standard 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 positive acceleration / deceleration threshold β, that is, α <V′w _i At the time of non-braking and in the initial stage of braking, where β is less than the pressure corresponding to the pressure of the master cylinder 5 in steps S13, S11, S15, S17, S19 in FIG. Set to the sudden pressure increase mode. In the rapid pressure increasing mode, the control mode flag F is calculated by the arithmetic processing in FIG. _1i 4 is set to “0”, the calculation process of FIG. 4 proceeds from step S101 to step S102, and the outflow valve duty ratio D of “0”% with respect to the outflow valve 9 of each actuator 6FL-6R. _AVi In the next step S108, the inflow valve duty ratio D of “0”% with respect to the inflow valves 8 of the actuators 6FL to 6R. _EVi Is output. However, since the calculation process of FIG. 4 is executed at a sampling time that is significantly shorter than the calculation process of FIG. 3, as a result, the outflow valve 9 is continuously controlled in the fully closed state, and the inflow valve 8 is controlled. Is continuously controlled in a fully open state.
[0052]
And when it becomes a braking state, wheel speed Vw _i Gradually decreases, and the wheel slip ratio S as shown in the curve of FIG. _i Wheel acceleration / deceleration speed V'w _i 3 decreases in the negative direction and exceeds the negative acceleration / deceleration threshold value α, the process proceeds from step S17 to step S18 of the calculation process of FIG. 3, and the internal pressure of the wheel cylinders 2FL to 2RR is maintained at a constant value. It becomes a mode. In this high-pressure side holding mode, the control mode flag F in the arithmetic processing of FIG. _1i Is set to “3”, the process in FIG. 4 proceeds from step S101 to steps S107 through steps S103 and S105. In this step S107, a decompression start control flag F described later is provided. _2i Is reset. In the next step S113, the outflow valve duty ratio D of “0”% with respect to the outflow valve 9 of each actuator 6FL-6R. _AVi In the next step S114, the inflow valve duty ratio D of “100”% with respect to the inflow valve 8 of each actuator 6FL-6R. _EVi Is output. As a result, the inflow valve 8 of each actuator 6FL-6R is continuously controlled to the fully closed state and the outflow valve 9 is continuously closed to the internal pressure of the wheel cylinders 2FL to 2RR, respectively.
[0053]
By this holding mode, the wheel acceleration / deceleration speed V′w as shown by the curve in FIG. _i Decreases and slip ratio S _i Increases to the standard slip ratio S _i0 Wheel acceleration / deceleration speed V'w _i 3 is maintained below the positive acceleration / deceleration threshold value β, the process proceeds from step S4 to step S5 in the calculation process of FIG. 3 to step S8, and the decompression timer T is set to a predetermined value T set in advance. ₀ And the anti-skid control flag AS is set to “1”, and in response to this, a control signal MR having a logical value “1” is output, and the hydraulic pumps 10 of the actuators 6FL to 6R are activated. For this reason, in the same calculation process, the process proceeds from step S12 to step S14, and the pressure reduction mode in which the pressure of the actuators 6FL to 6R is gradually reduced is set.
[0054]
In this decompression mode, the control mode flag F in the arithmetic processing of FIG. _1i Is set to “1”, the process in FIG. 4 proceeds from step S101 to step S103 to step S104. In this step S104, the pressure reduction start control flag F is up to that point. _2i Has been reset to "0", the process proceeds to the next step S109 and the decompression start control flag F _2i Is set to “1”, and in the next step S111, the wheel cylinder pressure at that time, that is, the wheel cylinder pressure P immediately before the pressure reduction control is set. _i Start depressurizing wheel cylinder pressure P _i0 Then, in step S110, the outflow valve duty ratio D of “100”% with respect to the outflow valve 9 of each actuator 6FL-6R _AVi In the next step S111, the inflow valve duty ratio D of “100”% with respect to the inflow valve 8 of each actuator 6FL-6R. _EVi Is output, but when the decompression mode continues and the process proceeds to step S104 after the next sampling time, the decompression start control flag F _2i Is set to “1”, the flow of steps S110 to S112 to the main program is repeated, whereby the pressure reduction start wheel cylinder pressure P _i0 The wheel cylinder pressure P just before the pressure reduction control _i Is sampled and held. As a result, the inflow valve 8 of each actuator 6FL-6R is completely closed and the outflow valve 9 is fully opened, and the pressure held in the wheel cylinders 2FL-2RR is reduced to the outflow valve 9, the hydraulic pump 10, and the like. It returns to the master cylinder 5 side via the stop valve 11, and the internal pressure of the wheel cylinders 2FL to 2RR is reduced.
[0055]
By this decompression mode, the wheel acceleration / deceleration speed V′w as shown by the curve in FIG. _i Increases in the positive direction and becomes equal to or greater than the positive acceleration / deceleration threshold β, the process proceeds from step S4 to step S7 in step S5 of the calculation process of FIG. In step S7, the decompression timer T is reset to “0”, and then the process proceeds to step S9. Therefore, since T = 0 in the determination of step S12, the process proceeds to step S15, and V'w _i Since ≧ β, the process proceeds to step S16, and since the control flag AS = 1, the process proceeds to step S20, and the process proceeds to the low pressure side holding mode in which the pressure of the actuators 6FL to 6R is held on the low pressure side. Even in this low pressure side holding mode, the control mode flag F is calculated by the arithmetic processing of FIG. _1i Is set to “3”, in the calculation process of FIG. 4, the flow from step S105 to step S104 is executed, and the internal pressure of the wheel cylinders 2FL to 2RR is set to the pressure immediately before the same as in the high pressure side holding mode. Hold on.
[0056]
By this low pressure side holding mode, the wheel acceleration / deceleration V′w is as shown by the curve in FIG. _i Is less than the positive acceleration / deceleration threshold value β, the process proceeds from step S15 to step S17 in the calculation process of FIG. _i Since> 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 stepwise to enter the slow pressure increasing mode. Note that the wheel cylinder pressure P is increased once in a stepwise manner when the inflow valve 8 is opened by a control signal to the actuators 6FL to 6R. _i When the fluid pressure pulsation is not considered, the pressure increase amount ΔP is basically determined by the internal pressure of the wheel cylinders 2FL to 2RR and the master cylinder pressure P _MC It is proportional to the difference and duty ratio and valve opening time.
[0057]
In the slow pressure increasing mode, the control mode flag F in the arithmetic processing of FIG. _1i Is set to “1”, the calculation process of FIG. 4 proceeds from step S105 to step S106 to read the longitudinal acceleration Xg, and in the next step S115, the decompression start control flag F is read. _2i Is reset to “0”, and in the next step S116, the pressure reduction starting wheel cylinder pressure P _i0 Is read. Here, the longitudinal acceleration Xg is the predetermined longitudinal acceleration value Xg. ₂ Since it is above, it transfers to step S118, and said pressure reduction start wheel cylinder pressure P _i0 Is the predetermined wheel cylinder pressure P _i02 Therefore, the process proceeds to step S120 and the open side reference duty ratio D set in the duty ratio variable control range of the inflow valve 8 is as follows. _LEV0i Is the inflow valve opening side regulation duty ratio D _LEVi In the same manner, the intermediate reference duty ratio D _MEV0i Is the inflow valve intermediate regulation duty ratio D _MEVi And closed side reference duty ratio D _HEV0i Is the inflow valve opening side regulation duty ratio D _HEVi Set to
[0058]
Further, in the subsequent step S121, the outflow valve duty ratio D of “0”% with respect to the outflow valve 9 of each actuator 6FL-6R. _AVi Is output, and then the control mode flag F in the slow pressure increasing mode. _1i As long as is continuously set to “1”, this step S121 is repeatedly passed, so that the outflow valve duty ratio D of “0”% with respect to the outflow valve 9 of each actuator 6FL-6R. _AVi Will continue to be output.
[0059]
On the other hand, in the following step S115, the pressure increase cycle timer T _PEVi Inflow valve duty ratio reduction permission flag F set to “1” in step S133 of the same calculation process in the previous slow pressure increase mode. _DEVi Is still set to “1”, the process proceeds from step S123 to step S124, and the pressure increase timer T is still set. _EVi Is the specified pressure increase time T _LEVi In step S116, the process proceeds to step S116. In step S116, the open side reference duty ratio D in step S120. _LEV0i Inflow valve opening side regulation duty ratio D set to _LEVi Therefore, immediately after the slow pressure increasing mode is selected by the arithmetic processing of FIG. 3, the inflow valve duty ratio D as shown by the solid line in FIG. _EVi Is the open-side reference duty ratio D _LEV0i Until the inflow valve 8 is opened or substantially open. Then, the pressure increase timer T incremented in the step S128. _EVi Pressure increase time T _LEVi Thus, until the count is incremented in step S124, the flow of transition to steps S123, S124, S126 is repeated, and the inflow valve duty ratio D _EVi Is the open side regulation duty ratio D _LEVi (= D _LEV0i Therefore, the inflow valve 8 is maintained in an open or substantially open state, and the wheel cylinder pressure P is maintained. _i Is the open side regulation duty ratio D _LEVi And pressure increase time T _LEVi The pressure is increased by the amount commensurate with
[0060]
And the pressure increasing timer T _EVi Is the pressure increasing time T _LEVi (= T _LEV0i ), The process shifts from step S124 to step S127 of the calculation process of FIG. 4, and in step S120, the intermediate reference duty ratio D _MEVOi Intermediate regulation duty ratio D set to _MEVi Inlet valve duty ratio D _EVi And in step S129, the inflow valve duty ratio reduction permission flag F is output. _DEVi Is reset to “0”. Then, when the calculation process of FIG. 4 is executed next, the process proceeds from step S123 to step S125, and the inflow valve duty ratio D is still not reached. _EVi Is the closed side regulation duty ratio D _HEVi (= D _HEV0i ), The process proceeds to step S131, and the previous inflow valve duty ratio D _EVi The predetermined increase in the duty ratio ΔD set in advance _EV0i Is the current duty ratio D _EVi And gradually increases the inflow valve duty ratio D _EVi Is the closed side regulation duty ratio D in step S120. _HEVi This flow is repeated until it is determined as described above. Therefore, as shown by the solid line in FIG. _LEVi After the passage, the inflow valve duty ratio D _EVi Is once the intermediate predetermined duty ratio D _MEVi Until a middle state such as the middle of the open / close state is reached, and then the duty ratio control signal is the intermediate predetermined duty ratio D _MEVi To closed side regulation duty ratio D _HEVi Microscopically, the predetermined sampling time ΔT _EVi Every time the duty ratio predetermined increase ΔD _EV0i Macroscopically, the transition is gradually made from the intermediate state to the closing direction within the duty ratio variable control range macroscopically. The inclination at this time, that is, the valve closing operation speed is relatively small, and the inflow valve 8 is closed correspondingly slowly during the closing operation.
[0061]
Over time, the increased inlet valve duty ratio D _EVi Is the closed reference duty ratio D in step S120. _HEV0i Closed-side regulation duty ratio D set to _HEVi 4, the process proceeds from step S125 to step S130 of the calculation process of FIG. _HEVi Inlet valve duty ratio D _EVi And then, in step S132, the pressure increasing cycle timer T continues to be incremented. _PEVi Is a predetermined pressure increase count-up value T _dEVi Until the above is reached, the pressure increase timer T in step S134. _EVi The flow to return to the main program after clearing is repeated, and the pressure increasing cycle timer T _PEVi Is a predetermined pressure increase count-up value T _dEVi When the pressure increases to step S133 from step S132, the inflow valve duty ratio reduction permission flag F _DEVi Is set to “1”, and in step S135, the pressure increasing cycle timer T is set. _PEVi Therefore, when the calculation process of FIG. 4 is executed next time, the process proceeds from step S123 through step S124 to step S126, and the inflow valve duty ratio D _EVi The open side regulation duty ratio D _LEVi Return to the flow to set and output. Therefore, during this time, as shown by the solid line in FIG. _EVi The predetermined pressure increase count-up value T after starting to decrease _dEVi Inflow valve duty ratio D until _EVi Is the closed regulation duty ratio D _HEVi Therefore, the inflow valve 8 is maintained in the closed or substantially closed state, and the wheel cylinder pressure P is maintained. _i Is held and the pressure increasing cycle timer T _PEVi Is the predetermined pressure increase count-up value T _dEVi The inflow valve duty ratio D for each time counted up at _EVi Increase / decrease or hold setting is repeated, and the wheel cylinder pressure P _i Is the master cylinder pressure P _MC The pressure is gradually increased toward the point.
[0062]
Therefore, the outflow valve 9 of each actuator 6i is kept closed, but the inflow valve 8 is normally kept closed by the actuator control signal output calculation process of FIG. _dEVi Every time the pressure increase time T _LEVi As a result, the working fluid on the master cylinder 5 side is supplied into the wheel cylinder 2i, whereby the cylinder pressure of the wheel cylinder 2i starts to be increased, and thereafter, the predetermined pressure increase count-up value T _dEVi The holding pressure and the pressure increase are repeated every time corresponding to the time, and the pressure is increased stepwise.
[0063]
According to this valve control signal, at least the valve closing operation speed immediately before the inflow valve 8 is completely closed becomes slow, and in particular, the pulsation of the wheel cylinder pressure after the valve closing is suppressed, and the wheel cylinder pressure is suppressed. During the valve opening operation in which the pulsation is not so large, the inflow valve is quickly opened, so that it is easy to ensure the pressure increase control response of the wheel cylinder pressure. In addition, the pulsation of the wheel cylinder pressure after closing the valve does not affect the pulsation. The valve closes at a stroke until the valve closing operation (the intermediate state). Can be improved.
[0064]
Accordingly, in this slow pressure increasing mode, the pressure increase of the wheel cylinders 2FL to 2RR becomes moderate, so that the braking force for the wheels 1FL to 1RR gradually increases, and the wheels 1FL to 1RR are moved as shown by the curves in FIG. Deceleration state and wheel speed Vw _i Also decreases. Then, wheel acceleration / deceleration V'w _i Becomes less than the negative acceleration / deceleration threshold value α, the high pressure side holding mode is set as described above, and then the slip ratio S of each wheel is set. _i Is the standard slip ratio S _i0 If it becomes above, it will become pressure reduction mode, and low pressure holding mode, slow pressure increase mode, high pressure holding mode, and pressure reduction mode are repeated after that, and an anti-skid effect can be exhibited.
[0065]
When the vehicle speed decreases to some extent, the slip ratio S in the decompression mode. _i Is the standard slip ratio S _i0 In this case, the process proceeds from step S4 to step S6, and the decompression timer T is set to a predetermined value T in step S8 for setting the decompression mode as described above. ₀ Therefore, the process proceeds to step S10, and the predetermined set value of the decompression timer T is subtracted by “1”, and then the process proceeds to step S9. Therefore, when the process from step S6 to step S10 is repeated and the pressure reduction timer T becomes "0", the process proceeds to step S21 through steps S9 to S19 to enter the slow pressure increase mode, and then the high pressure side is maintained. After the transition to the mode, the transition to the decompression mode is performed, that is, the braking pressure control is executed as shown by the broken line in FIG.
[0066]
Then, when the vehicle has reached a speed near the stop, for example, when the control end condition is satisfied, for example, when the number of times of pressure increase in the slow pressure increase mode is equal to or greater than a predetermined value, the control is performed according to the determination in step S9. Since it is determined that the process is finished, the process proceeds from step S9 to step S11 to reset the decompression timer T and the control flag AS to “0”, and then the process proceeds to step S13. finish.
[0067]
Next, the effect of suppressing the wheel cylinder pressure pulsation by the actuator control signal output calculation process for the inflow valve of FIG. 5 will be briefly described with reference to FIGS. FIG. 8a is a duty ratio pattern of the control signal output to the inflow valve by the arithmetic processing of FIG. 4, and FIG. 8b is an experimentally collected state of increasing wheel cylinder pressure by this duty ratio pattern. . On the other hand, FIG. 9A shows a duty ratio pattern of a conventional valve control signal output having a complete rectangular wave shape, and FIG. 9B shows a state in which the wheel cylinder pressure is increased. First, as is clear from FIG. 9, this complete rectangular wave valve drive signal generates a large pulse pressure both when the valve is opened and when the valve is closed, as described above. The pressure has a large amplitude and poor convergence. On the other hand, in the valve opening duty ratio pattern control of the present embodiment, it is clear that the pulse pressure particularly when the valve is closed is significantly reduced. In particular, the inclination when the valve is closed, that is, the valve closing direction By reducing the transition speed, the pulse pressure generated at the time of rapid valve opening is suppressed. Therefore, in the actuator control signal output control according to the present embodiment, the change in the flow rate of the working fluid, particularly when the valve is closed, is reduced to prevent the pressure fluctuation input and suppress the cause of the pulse pressure itself. The responsiveness of the wheel cylinder pressure control can be ensured without reducing or requiring the conventional fluid pressure device. In addition, by reducing only the valve closing operation speed immediately before the valve closing in which the pulsation of the wheel cylinder pressure is particularly large, the wheel cylinder pressure pulsation after the valve closing as described above is suppressed, and other valve opening operation speeds and closing operations are performed. Since the valve operating speed is increased, it is possible to ensure the responsiveness and accuracy of increasing / decreasing control of the wheel cylinder pressure.
[0068]
The above is the same as or substantially the same as the content of the invention described in Japanese Patent Application No. 7-106369 previously proposed by the applicant. On the other hand, in the anti-skid control device of the present embodiment, in the calculation process of FIG. 4, the longitudinal acceleration Xg read in step S106 is the predetermined longitudinal acceleration value Xg. ₂ When the pressure is smaller (the deceleration is large), the pressure reduction start wheel cylinder pressure P read from step S117 and step S116 is read. _i0 Is the predetermined wheel cylinder pressure P _i02 If larger, the process proceeds from step S118 to step S119, respectively, and the open-side reference duty ratio D _LEV0i Smaller open-side predetermined duty ratio D _LEV1i (= 0%) is the inflow valve opening side regulation duty ratio D _LEVi The intermediate reference duty ratio D _MEV0i Larger intermediate predetermined duty ratio D _MEV1i (= 100%) is the inflow valve intermediate regulation duty ratio D _MEVi And the closed-side reference duty ratio D _HEV0i Larger closed-side predetermined duty ratio D _HEV1i (= 100%) is the inflow valve closing side restriction duty ratio D _HEVi Set to
[0069]
Accordingly, the duty ratio pattern of the control signal output to the inflow valve 8 under such a situation, as shown by the solid line in FIG. 7b, together with the output of the pressure increase control signal D _EVi Is the newly set relatively small inflow valve opening side regulation duty ratio D _LEVi The inflow valve 8 is greatly opened (here, the duty ratio is “0”% and becomes fully open), and this large valve open state is referred to as the pressure increasing time T. _LEVi Just continue. Here, in step S119, the intermediate regulation duty ratio D _MEVi And closed-side regulation duty ratio D _HEVi Intermediate predetermined duty ratio D set to _MEV1i And closed-side predetermined duty ratio D _HEV1i Is different from the pressure increasing time T _LEVi After the elapse of time, the newly set intermediate regulation duty ratio D is temporarily set in the same manner as described above. _MEVi (= D _MEV1i ) At a stretch to reach a neutral state similar to that described above, after which the duty ratio control signal is the intermediate regulation duty ratio D _MEVi To the newly set closed-side regulation duty ratio D _HEVi (= D _HEV1i ) Until the predetermined sampling time ΔT _EVi Every time the duty ratio predetermined increase ΔD _EV0i The inflow valve 8 gradually shifts from the intermediate state to the closing direction within the duty ratio variable control range.
[0070]
However, in this embodiment, the new intermediate regulation duty ratio D _MEVi And closed-side regulation duty ratio D _HEVi Intermediate predetermined duty ratio D set to _MEV1i And closed-side predetermined duty ratio D _HEV1i Are both the same at 100%, the pressure increasing time T _LEVi After the fully open state only, the duty ratio control signal is 100% intermediate regulated duty ratio D, as shown by the solid line in FIG. _MEVi Even if the calculation process thereafter proceeds from step S123 to step S125, the inflow valve duty ratio D has already been reached. _EVi Is the new open side regulation duty ratio D _HEV2i 100% open-side regulation duty ratio D _HEV2i Is output and the fully closed state is continued. However, the pressure increasing cycle timer T _PEVi Is the predetermined pressure increase count-up value T _dEVi Therefore, the time until the inflow valve 8 is opened next time does not change. _dEVi The valve is opened larger every time corresponding to. Wheel cylinder pressure P during this period _i The pressure increase amount increases according to the opening degree of the inflow valve and its valve opening time as described above, excluding the pressure difference from the master cylinder pressure described later. Here, for example, a solid line is shown in FIG. The area ratio between the valve opening state area of the pressure increase signal duty ratio pattern and the valve opening state area of the pressure increase signal duty ratio pattern shown by the solid line in FIG. _i The increase ratio of the pressure increase amount, and at the same time, it is considered to be the increase amount of the pressure increase gain. That is, here, the valve opening operation duty ratio control pattern of the inflow solenoid valve proposed in the anti-skid control device of the present invention is changed and set to a rectangular wave shape similar to the conventional one.
[0071]
When the wheel cylinder pressure is slowly increased by the pressure increase signal duty ratio pattern that does not increase the pressure increase gain as described above, that is, the pressure increase signal of the duty ratio pattern as shown by the solid line in FIG. As shown in FIG. 10, when the master cylinder pressure (M / C pressure) is high and the wheel cylinder pressure (W / C pressure) is low, the differential pressure between the two governing the wheel cylinder pressure increasing gain is as described above. Since it is large, a sufficient boosting gain can be obtained per one boosted signal output. That is, for example, when the control fluid pressure region of the hydraulic fluid control (hydraulic pressure in the figure) by anti-skid control on a low μ road surface is a relatively low fluid pressure region, a sufficient braking force can be obtained with a short slow pressure increase time. Thus, as described later, the control performance as the anti-skid control device can be ensured. However, even if the master cylinder pressure (M / C pressure) is high, if the wheel cylinder pressure (W / C pressure) is high, the differential pressure between the master cylinder pressure and the wheel cylinder pressure is small, so that a single pressure increase signal is output. It is not possible to secure a sufficient pressure gain at the time. Therefore, when the control hydraulic pressure region of anti-skid control that satisfies the reference slip ratio on a high μ road surface is high, a sufficient amount of wheel cylinder pressure increase can be secured by the slow pressure increase control. However, this will deteriorate the control performance of the anti-skid control device as will be described later.
[0072]
On the other hand, with the pressure increasing signal based on the duty ratio control pattern of the conventional rectangular wave shape, even in a region where the differential pressure between the master cylinder pressure (M / C pressure) and the wheel cylinder pressure (W / C pressure) is small, It can be seen that the pressure increase characteristic curve is almost linear according to the pressure increase time.
FIG. 11 shows an application of this to the actual anti-skid control by the arithmetic processing of FIG. As long as the master cylinder pressure (M / C pressure) is high, the wheel cylinder pressure (single pressure increase control is performed once when the hydraulic pressure region of the anti-skid control is low as in the low μ road surface. (W / C pressure) can be obtained in an appropriate amount. Therefore, in the control hydraulic pressure control on the low μ road surface, the anti-skid control is performed by setting the number of times of pressure increase to an appropriate number (about 3 to 4 in the figure). It can be seen that the control performance of the anti-skid control device is ensured by satisfying the hydraulic control cycle. On the other hand, even if the master cylinder pressure (M / C pressure) is high, if the hydraulic fluid pressure region for anti-skid control is high, such as on a high μ road surface, as shown in FIG. Since the amount of increase in the wheel cylinder pressure (W / C pressure) by the pressure increase control is small, this slow pressure increase control is continued, and the pressure increase control is repeated many times. However, in the normal anti-skid control as shown in FIG. 3, as described above, when the number of times of pressure increase of the slow pressure increase control becomes equal to or greater than the predetermined number value, the anti-skid control is once ended and the above-described sudden pressure increase is performed. Since the mode is set, the wheel cylinder pressure (W / C pressure) is rapidly increased to the vicinity of the master cylinder pressure (M / C pressure), and the braking force increases rapidly. If the pressure becomes too large, the wheel cylinder pressure is greatly reduced again by the pressure reduction mode control of the anti-skid control. In this case, an unnecessary pressure increase / decrease in hydraulic fluid pressure occurs, so that the control performance as an anti-skid control device is deteriorated.
[0073]
Therefore, in the anti-skid control device of the present embodiment, the longitudinal acceleration Xg is the negative predetermined longitudinal acceleration value Xg by the arithmetic processing of FIG. ₂ If the pressure is smaller or the pressure reduction start wheel cylinder pressure P _i0 Is the prescribed wheel cylinder pressure P _i02 When larger, the pressure increase gain is increased by making the duty ratio control pattern of the control signal a normal rectangular wave shape as described above. Here, it is easily assumed that the road surface μ proportional to the adhesion between the tire and the road surface is higher as the longitudinal acceleration Xg corresponding to the deceleration during braking is numerically smaller. Further, as described above, at the start of braking force reduction during anti-skid control aimed at stabilizing the wheel slip rate to the reference slip rate, that is, immediately before the pressure reduction for reducing and recovering the wheel slip rate is started. As shown in FIG. 12, the wheel cylinder pressure (W / C pressure) is substantially constant when the road surface μ is stable, and at the same time, the hydraulic pressure region during anti-skid control has a high road surface μ as described above. Since the pressure increases, the pressure reduction starting wheel cylinder pressure P _i0 Is numerically larger, the road surface μ is higher. Therefore, in the anti-skid control device of this embodiment, the longitudinal acceleration Xg is the negative predetermined longitudinal acceleration value Xg. ₂ Above and decompression start wheel cylinder pressure P _i0 Is the prescribed wheel cylinder pressure P _i02 On the low μ road surface as described below, the pulsation of the wheel cylinder pressure is prevented by the pressure increasing signal as shown in FIG. 13A, and on the high μ road surface that does not satisfy these conditions, the valve is fully opened as shown in FIG. 13B. The pressure increase signal of the rectangular wave shape that repeats the state and the fully closed state increases the pressure increase gain to secure the amount of increase in the wheel cylinder pressure (W / C pressure), so that appropriate moderate pressure increase control is in progress Therefore, the control performance of the anti-skid control device can be ensured by achieving the braking force.
[0074]
In the above embodiment, since the duty ratio control pattern of the actuator control signal has a rectangular wave shape on the high μ road surface, pulsation is substantially generated in the wheel cylinder pressure at that time. However, other high vibrations and noise such as road noise are generally large on such a high μ road surface, and vibration and noise associated with the pulsation of the wheel cylinder pressure are not a problem due to the so-called masking effect. However, it is desired to improve the hydraulic pressure level itself related to the maneuverability and the braking distance, and the present invention addresses these problems.
[0075]
In the above embodiment, the road surface μ is detected or determined from both the vehicle longitudinal acceleration and the pressure reduction starting wheel cylinder pressure. However, the road surface μ can be detected or determined using only one of them. it can. However, especially when focusing only on the vehicle longitudinal acceleration, if the master cylinder pressure is low even on a high μ road surface, and therefore the vehicle longitudinal acceleration is also small as a deceleration, there is a risk of misrecognizing that the road surface μ is low considering only that. . However, if the master cylinder pressure itself is low, the actual wheel cylinder pressure will also be low, and therefore the wheel will not slip excessively on such a high μ road surface. Therefore, it is not necessary to slowly increase the wheel cylinder pressure, so that the calculation processing for detecting or determining the road surface μ from the longitudinal acceleration is used for the calculation processing of duty ratio control that operates in the slow pressure increasing mode. If there is a built-in, there is no possibility that the above-mentioned erroneous recognition occurs.
[0076]
Next, a second embodiment of the anti-skid control device of the present invention will be described with reference to FIGS.
First, since the vehicle configuration of the anti-skid control device of this embodiment is the same as or substantially the same as that of the first embodiment including the actuator and the control unit, detailed description thereof will be omitted. Further, the content of the arithmetic processing of the main anti-skid control executed by the microcomputer in the control unit is the same as or substantially the same as that of the first embodiment of the arithmetic processing of FIG. Is omitted.
[0077]
And the actuator control signal output calculation processing based on this anti-skid control has been changed from that shown in the flowchart of FIG. 4 of the first embodiment to that shown in the flowchart of FIG. Specifically, in FIG. 13, in addition to the steps S120 and S119 for setting the respective regulation duty ratios, step S119 ′ is additionally provided for the arithmetic processing of FIG. 4, and between step S117 and step S119. In addition, only step S117 ′ and step S118 ′ are additionally intervened between step S118 and step S119, respectively, and the other steps are the same or substantially the same. Detailed description is omitted.
[0078]
That is, in step S117, the longitudinal acceleration Xg is changed to the predetermined longitudinal acceleration value Xg. ₂ In step S117 ′ which has been shifted to be smaller, the longitudinal acceleration Xg is the predetermined longitudinal acceleration value Xg. ₂ The second predetermined longitudinal acceleration value Xg, which is smaller and has a preset negative value. ₁ Whether the following longitudinal acceleration Xg is a second predetermined longitudinal acceleration value Xg is determined. ₁ If it is the following, the process proceeds to step S118 ′ described later, and otherwise, the process proceeds to step S119 ′.
[0079]
In step S118, the depressurization start wheel cylinder pressure P _i0 Is the predetermined wheel cylinder pressure P _i02 In step S118 ′ which is shifted even if it is larger, the pressure reduction start wheel cylinder pressure P is concerned. _i0 Is the predetermined wheel cylinder pressure P _i02 Greater than a preset second predetermined wheel cylinder pressure P _i01 It is determined whether or not it is above, and the decompression start wheel cylinder pressure P _i0 Is the second predetermined wheel cylinder pressure P _i01 If so, the process proceeds to step S119; otherwise, the process proceeds to step S119 ′.
[0080]
In step S119 ′, the inflow valve opening-side restriction duty ratio D _LEVi , The open-side reference duty ratio D _LEV0i Smaller and the open-side predetermined duty ratio D _LEV1i Second open side predetermined duty ratio D preset to the above value _LEV2i (Set to 0% here) and the inflow valve intermediate regulation duty ratio D _MEVi , The intermediate reference duty ratio D _MEV0i And the intermediate predetermined duty ratio D _MEV1i Second intermediate predetermined duty ratio D preset to a smaller value _MEV2i (Here, intermediate reference duty ratio D _MEV0i Set to the same value as in), and the inflow valve closing side regulation duty ratio D _HEVi , The closed-side reference duty ratio D _HEV0i And the intermediate predetermined duty ratio D _MEV1i Second closed side predetermined duty ratio D preset to a smaller value _HEV2i (Here, the closed reference duty ratio D _HEV0i Then, the process proceeds to step S121.
[0081]
In the above configuration, the present embodiment is an implementation of the anti-skid control device according to all of claims 1 to 3 of the present invention. Steps S106, S115 to S118 ′ of the arithmetic processing in FIG. Corresponds to the road surface friction coefficient state detection means of the anti-skid control device of the present invention, and similarly, step S131 of the calculation process of FIG. 14 corresponds to the duty ratio setting means, and step S117 to step of the calculation process of FIG. S120 corresponds to the command signal adjusting means, the entire arithmetic processing in FIG. 14 corresponds to the PWM control means, and the arithmetic processing in FIG. 3 and the entire arithmetic processing in FIG. 4 correspond to the actuator control means.
[0082]
Next, the operation of the actuator control signal output calculation process of FIG. 14 will be briefly described. The longitudinal acceleration Xg is the predetermined longitudinal acceleration value Xg. ₂ Above and decompression start wheel cylinder pressure P _i0 Is the predetermined wheel cylinder pressure P _i02 On the low μ road surface as follows, the flow shifts from step S117 to step S120 in the calculation process of FIG. _LEVi , Intermediate regulation duty ratio D _MEVi , Closed side regulation duty ratio D _HEVi Each of the open side reference duty ratio D _LEV0i , Intermediate reference duty ratio D _MEV0i , Closed reference duty ratio D _HEV0i FIG. 15a shows the duty ratio control pattern of the control signal when set to, and its operation is the same as or almost the same as the operation of the basic control signal output of the arithmetic processing of FIG. I will omit the detailed explanation.
[0083]
In the calculation process of FIG. 14, the longitudinal acceleration Xg is converted into the predetermined longitudinal acceleration value Xg. ₂ Is smaller or starts depressurizing wheel cylinder pressure P _i0 Is the predetermined wheel cylinder pressure P _i02 The longitudinal acceleration Xg achieved at a road surface μ higher than the road surface μ set in the case where it is larger is set to the second predetermined longitudinal acceleration value Xg. ₁ In addition, the decompression start wheel cylinder pressure P at that time _i0 The second predetermined wheel cylinder pressure P _i01 The longitudinal acceleration Xg is set to the second predetermined longitudinal acceleration value Xg. ₁ Larger (smaller as a deceleration) or the decompression start wheel cylinder pressure P _i0 Is the second predetermined wheel cylinder pressure P _i01 If it is smaller, the open-side reference duty ratio D is determined in step S119 ′, assuming that the road surface μ is medium and not so high or low (this road surface is also referred to as a medium μ road surface). _LEV0i A larger second open-side predetermined duty ratio D _LEV2i The inflow valve opening side regulation duty ratio D _LEVi Together with the intermediate reference duty ratio D _MEV0i The above second intermediate predetermined duty ratio D _MEV2i The inflow valve intermediate regulation duty ratio D _MEVi And the closed-side reference duty ratio D _HEV0i The above second closed-side predetermined duty ratio D _HEV2i Inlet valve closing side duty ratio D _HEVi Set to.
[0084]
Therefore, under such circumstances, the duty ratio control pattern of the control signal output to the inflow valve 8 is inflow valve duty ratio D together with the output of the pressure increase control signal, as shown by the solid line in FIG. _EVi Is the newly set relatively small inflow valve opening side regulation duty ratio D _LEVi The inflow valve 8 is greatly opened (here, the second opening-side predetermined duty ratio is “0”% and is fully opened), and this large valve-opening state is referred to as the pressure increase. Time T _LEVi And then the newly set intermediate regulation duty ratio D once in the same manner as described above. _MEVi (= Second intermediate predetermined duty ratio D _MEV2i = Intermediate reference duty ratio D _MEV0i ) At a stretch to a neutral state like the middle of the open / closed state, after which the duty ratio control signal is the intermediate regulation duty ratio D _MEVi To the newly set closed-side regulation duty ratio D _HEVi (= Second closing side predetermined duty ratio D _HEV2i = Closed reference duty ratio D _HEV0i ) Until the predetermined sampling time ΔT _EVi Every time the duty ratio predetermined increase ΔD _EV0i The inflow valve 8 is gradually shifted from the intermediate state to the closing direction within the duty ratio variable control range, however, the pressure increasing cycle timer T _PEVi Is the predetermined pressure increase count-up value T _dEVi Therefore, the time until the inflow valve 8 is opened next time does not change. _dEVi Every time corresponding to the above, the valve is opened larger than the low μ road surface, and the pressure increase gain is increased.
[0085]
Further, the longitudinal acceleration Xg is the second predetermined longitudinal acceleration value Xg. ₁ It is smaller (large as deceleration), or pressure reduction starting wheel cylinder pressure P _i0 Is the second predetermined wheel cylinder pressure P _i01 If it is larger, it is assumed that the road surface is correspondingly high μ, and the duty of the rectangular wave shape that repeats the fully open state and the fully closed state shown by the solid line in FIG. A control signal changed to the ratio control pattern is output.
[0086]
Therefore, in the anti-skid control device of the present embodiment, in addition to the hydraulic pressure control on the low μ road surface in FIG. 16a corresponding to FIG. 13a and the hydraulic pressure control on the high μ road surface in FIG. 16c corresponding to FIG. The hydraulic pressure control on the medium μ road surface shown in FIG. 16b is executed. By increasing such a pressure increase gain stepwise, fine anti-skid control according to the road surface μ is achieved, and the hydraulic pressure equivalent to the high μ road surface is also executed on the medium μ road surface in the first embodiment. The pulsation accompanying the control can be effectively suppressed in the second embodiment. Of course, the control performance as the anti-skid control device can be ensured by appropriately setting the threshold value for detecting or determining each road surface μ.
[0087]
In the above-described embodiment, the pressure increase count-up value T corresponding to the pressure increase cycle time set based on the request for fineness of the slow pressure increase control. _dEVi For example, the inflow valve opening side predetermined duty ratio D _LEV0i And closed-side predetermined duty ratio D _HEVi And duty ratio predetermined increase ΔD _EV0i Can be set or selected as appropriate for the following reasons. First, as described above, since the variable duty ratio variable effective range of the electromagnetic valve generally referred to as a duty valve varies depending on the operating environment such as individual variation and heat generation, at least the inflow valve opening side predetermined duty ratio D _LEV0i And closed-side predetermined duty ratio D _HEVi Must be set for each vehicle. Also, the duty ratio predetermined increase amount ΔD _EV0i As the absolute value is set smaller, the pulsation suppressing effect of the wheel cylinder pressure is higher. However, if this is made too small, the transition time from the open state of the valve to the closed state or from the closed state to the open state becomes long, and a sufficient pressure increasing time T _LEVi Cannot be secured. Therefore, it is necessary to set them in light of the responsiveness of the wheel cylinder pressure control required for the vehicle and the pulsation suppression effect of the wheel cylinder pressure (for example, the suppression effect of sound vibration). And, the inflow valve opening side predetermined duty ratio D _LEV0i And duty ratio predetermined increase ΔD _EV10i Comprehensively considering pressure increase time T _LEVi Set. In actual vehicles, the wheel cylinder pressure P _i The vehicle body speed, road surface μ, and the like should be taken into account when setting the amount of pressure increase / decrease. Furthermore, it is necessary to sufficiently consider the sampling time of the free-run timer interruption, which is related to the rate of change in the duty ratio, and the sampling time of the main arithmetic processing in FIG.
[0088]
In the above-described embodiment, only the anti-skid control device that performs only a gradual increase of the working fluid pressure from the holding pressure every predetermined time has been described. However, the working fluid pressure is increased and decreased every predetermined time. The same can be applied to the control signal in the case of repetition.
In the above-described embodiment, only the case of the three-channel anti-skid control device that detects the wheel speed on the rear wheel side with a common wheel speed sensor has been described in detail. It is also possible to develop a so-called four-channel anti-skid control device in which a wheel speed sensor is provided and individual actuators are provided for the left and right wheel cylinders accordingly.
[0089]
Further, the anti-skid control device of the present invention can be applied to all vehicles such as a rear wheel drive vehicle, a front wheel drive vehicle, and a four wheel drive vehicle.
In each of the above embodiments, a microcomputer is used as a control unit. However, instead of this, electronic circuits such as a counter and a comparator may be combined.
[0090]
【The invention's effect】
As described above, according to the anti-skid control device of the present invention, the duty ratio is set so that it gradually shifts to the closed state during the closing operation of the solenoid valve that adjusts the working fluid pressure to the braking cylinder. In addition to suppressing and preventing pulse pressure, vibration and noise of the working fluid pressure, when the friction coefficient state of the road surface is high, the open side regulation duty ratio of the solenoid valve that adjusts the pressure increase of the working fluid pressure is made more open By changing the setting, the duty ratio of the command signal is adjusted in the direction that increases the amount of increase in the working fluid pressure of the brake cylinder, thereby increasing the pressure gain of the working fluid pressure once. As an anti-skid control device, a sufficient braking force can be exerted on a road surface with a high friction coefficient state in which the differential pressure between the working fluid pressure in the master cylinder and the working fluid pressure in the brake cylinder becomes small. It is possible to ensure your performance.
[0091]
Also, the duty ratio control pattern of the command signal on the high friction coefficient state road surface is made the same rectangular wave shape as the conventional one so that the amount of change in the hydraulic fluid pressure of the brake cylinder relative to the pressure increase signal is controlled linearly. Can be improved.
In addition, by increasing the gain of the working fluid pressure to the brake cylinder in a stepwise manner as the detected value of the road friction coefficient state is increased, appropriate control corresponding to each road coefficient state is achieved. Power can be exerted to improve the control performance of the anti-skid control device.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a vehicle showing an example of an anti-skid control device of the present invention.
FIG. 2 is a schematic configuration diagram illustrating an example of the actuator of FIG. 1;
FIG. 3 is a flowchart showing an example of basic anti-skid control calculation processing executed by the control unit of FIG. 1;
FIG. 4 is a flowchart showing a first embodiment of an actuator control signal output calculation process executed by the control unit of FIG. 1;
FIG. 5 is an explanatory diagram of a duty ratio effective range of a solenoid valve that is controlled by a duty ratio.
6 is an explanatory diagram of a working fluid pressure control pattern of a braking cylinder by the arithmetic processing of FIG. 3. FIG.
FIG. 7 is an explanatory diagram of a control signal duty ratio pattern that is output during the slow increase control of the working fluid pressure to the braking cylinder by the arithmetic processing of FIG. 4;
FIG. 8 is an explanatory diagram of pulsation of wheel cylinder pressure by the control signal duty ratio pattern of FIG. 7;
FIG. 9 is an explanatory diagram of pulsation of wheel cylinder pressure by a conventional rectangular wave drive signal.
10 is an explanatory diagram showing a state of a working fluid pressure of a braking cylinder based on a control signal duty ratio pattern and a rectangular wave drive signal of FIG. 7;
FIG. 11 is an explanatory diagram when the working fluid pressure state of FIG. 10 is actually applied to anti-skid control.
FIG. 12 is an explanatory diagram of working fluid pressure immediately before pressure reduction generated by anti-skid control.
13 is an explanatory diagram when the control gain is increased with the control signal duty ratio pattern of FIG. 7; FIG.
FIG. 14 is a flowchart showing a second embodiment of the actuator control signal output calculation process executed by the control unit of FIG. 1;
FIG. 15 is an explanatory diagram of a control signal duty ratio pattern that is output during the slow increase control of the working fluid pressure to the braking cylinder by the arithmetic processing of FIG. 14;
16 is an explanatory diagram when the control gain is increased with the control signal duty ratio pattern of FIG. 15; FIG.
FIG. 17 is an explanatory diagram of a structure of an example of a solenoid valve.
FIG. 18 is an explanatory diagram of fluctuations in working fluid pressure generated by a valve opening signal.
[Explanation of symbols]
1FL to 1RR are wheels
2FL to 2RR are wheel cylinders (braking cylinders)
3FL to 3R are wheel speed sensors
4 is the brake pedal
5 is the master cylinder
6FL to 6R are actuators
8 is an inflow solenoid valve (a solenoid valve that adjusts pressure increase)
9 is the outflow solenoid valve
10 is the pump
15FL to 15R are wheel speed calculation circuits
16 is a longitudinal acceleration sensor
18FL-18R is a pressure sensor
20 is a microcomputer.
22aFL to 22cR are PWM drive circuits
EG is engine
T is the transmission
DG is differential gear
CR is the control unit

Claims

A plurality of solenoid valves that open and close in response to a command signal are configured to adjust the fluid pressure in the brake cylinder of each wheel according to the command signal to each solenoid valve, and in a slip state of the wheel Based on this, at least during the working fluid pressure control, a predetermined pressure reduction is performed on the working fluid pressure of the brake cylinder of each wheel, and then the working fluid pressure is reduced by repeating a pressure increase limited every predetermined time. Actuator control means for outputting a command signal for controlling the opening / closing operation of the solenoid valve of the actuator by a current value in order to slowly increase pressure, and the actuator control means controls hydraulic fluid pressure to each brake cylinder. PWM control means that PWM-controls a command signal for controlling the current value to the solenoid valve sometimes, the PWM control means, the friction coefficient state of the road surface A command signal to the electromagnetic valve is detected so that the friction coefficient state detection means to be output and the electromagnetic valve for increasing the hydraulic fluid pressure to at least the brake cylinder gradually shift to the closed state at least during the closing operation. Duty ratio setting means for gradually changing and setting the duty ratio; and when the road friction coefficient state detection value detected by the friction coefficient state detection means is equal to or greater than a predetermined value, Command signal adjusting means for adjusting the duty ratio of the PWM-controlled command signal to the solenoid valve for increasing and adjusting the working fluid pressure in a direction in which the amount of increase in the working fluid pressure of the cylinder increases , The command signal adjusting means increases and adjusts the working fluid pressure to each of the brake cylinders when increasing the amount of increase of the working fluid pressure of the brake cylinder of each wheel during the control of the working fluid pressure. By changing setting the duty ratio control pattern of the solenoid valve to a rectangular wave shape, anti-skid control device, characterized by the increasing pressure characteristics of the working fluid pressure versus time in linear.

The command signal adjusting means increases the amount of increase of the working fluid pressure to each brake cylinder stepwise as the road surface friction coefficient state detection value detected by the friction coefficient state detection means increases. 2. The anti-skid control device according to claim 1, wherein a duty ratio of a command signal subjected to PWM control to the solenoid valve for increasing and adjusting the working fluid pressure is changed and set.