JPH0195960A - ブレーキ装置 - Google Patents

ブレーキ装置

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JPH0195960A
JPH0195960A JP62254324A JP25432487A JPH0195960A JP H0195960 A JPH0195960 A JP H0195960A JP 62254324 A JP62254324 A JP 62254324A JP 25432487 A JP25432487 A JP 25432487A JP H0195960 A JPH0195960 A JP H0195960A
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茂 神谷
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Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は、ブレーキ装置に関するもので、特にダイアゴ
ナル配管のブレーキ系統を有する車両に適用されて好適
なものである。
〔従来の技術〕
従来前輪駆動（ＦＦ）車等に多く用いられるブレーキの
油圧配管方式として、ダイアゴナル配管が知られている
。
そして、このようなダイアゴナル配管に適合したアンチ
スキッド装置として、全車輪独立制御方式（４輪車であ
れば４チヤンネル方式）がある。
また、アンチスキッド装置の小型・軽量化の要求から、
ダイアゴナル配管された各系統毎の油圧を制御する前後
輪同時制御方式（４輪車であれば２チャンネル方式）の
ものも提案されている。
このような２チヤンネル（２ｃｈ）方式のアンチスキッ
ド装置の油圧系統を、第１３図に示す。
マスタシリンダ２で発生された油圧が、ダイアゴナル配
管された各油圧系統に加えられる。そして、右前輪（Ｆ
Ｒ）のホイルシリンダ３ａと、左後輪（ＲＬ）のホイル
シリンダ３ｄとに一方の油圧系統から油圧が供給され、
左前輪（ＦＬ）のホイルシリンダ３ｂと、右後輪（ＲＲ
）のホイルシリンダ３ｃとに他方の油圧系統から油圧が
供給される。そして、それぞれの油圧系統には、油圧制
御装置１ａ、ｌｂが設けられると共に、それぞれの油圧
系統の後輪側への油路にはプロボーショニングバルブ（
Ｐバルブ）４ａ、４ｂが設けられる。
〔発明が解決しようとする問題点〕
このような従来の構成にあっては、Ｐバルブ４ａ、４ｂ
の特性が固定であるため、走行安定性、制動距離といっ
た問題点が生じる。例えば、Ｐバルブが第１４図の実線
に示すような特性をもっている場合を考えると、一般に
Ｐバルブの特性は最も一般的な乾燥アスファルト路面で
前後輪の油圧配分が適切になるように決定され、設計さ
れるから、圧雪路などの低μ路で前輪のロックを防止す
るようなアンチスキッド制御が行われると、後輪は制動
力が過剰となってロックし、車両の走行安定性が悪化す
る。
特に、前輪駆動車のように雪路では前輪をスパイクタイ
ヤ、後輪をノーマルタイヤとする場合、制動距離を短縮
するため、より路面との摩擦力が大きい前輪のホイルシ
リンダの圧力を高めにする必要がある。
これを第１４図で説明すると、Ｐバルブの特性が実線で
示されるものであるにもかかわらず、前後輪の適正な制
動油圧がＢ点で得られることとなる。従来のＰバルブに
よると、前輪にＢ点の油圧を加え、制動距離の短縮をし
ようとすると、後輪には０点での油圧が加わり、ロック
傾向を示して走行安定性が失われ、後輪にＢ点の油圧を
加えると、前輪にはＡ点の油圧が加わり、制動力が不足
して、必要以上の制動距離を要する。
また、またぎ路（左右輪の路面の摩擦係数が異なる）の
場合、高μ路側のホイルシリンダの油圧を高めに、低μ
路側のホイルシリンダの油圧を低めに制御することが理
想的であるが、ダイアゴナル配管の２ｃｈアンチスキツ
ド装置では不可能である。
つまり、右側が高μ路、左側が低μ路の場合を考えてみ
ると、ＦＲ−ＲＬ糸系統ＦＲ輪のホイルシリンダ圧は高
めに、ＲＬ輪のホイルシリンダ圧は低めにするのが理想
であるが、前述のようにＰバルブの特性から、後輪側の
制動力が過剰になるか、または前輪側の制動力が不足気
味になるかのいずれかとなってしまう。また、ＰＬ−Ｒ
Ｒ糸系統ＰＬ輪のホイルシリンダ圧は低めに、ＲＲ車の
ホイルシリンダ圧は高めにする（第、１４図のＤ点）の
が理想的であるが、Ｐバルブの特性から、ＰＬ輪のホイ
ルシリンダ圧を適正にすると、ＲＲ輪の制動力が不足し
て必要以上の制動距離を必要とする。また、ＲＲ輪のホ
イルシリンダ圧を適正にすると（第１４図のＥ点）、Ｐ
Ｌ輪の制動力が過剰となってＰＬ輪がロック傾向になる
。
このように、ダイアゴナル配管のブレーキ系統に適用さ
れる従来の２ｃｈ制御では、車両が直面するあらゆる環
境下において、走行安定性を確保し、制動距離を短縮す
るといった機能を安定して発揮することができない場合
がある。
また、従来のＰバルブを備えるダイアゴナル配管のブレ
ーキ装置に２ｃｈのトラクション制御を適用しようとす
ると、前後輪ともに制動力が作用することとなり、ＦＦ
車にあっては従動輪にまで制動力が作用し、加速性能を
損なうことにもなる。
また、四輪駆動車にあっても、各輪の制動力を最適にす
ることができない。
このように、従来のＰバルブを備えるダイアゴナル配管
の各油圧系統毎に油圧制御装置を設けたブレーキ装置に
あっては、種々の条件下において前後輪の制動力配分を
最適にすることができず、油圧制御装置を、アンチスキ
ッド制御、あるいはトラクション制御に基づいて制御す
るようにしても、これらの制御による効果を十分に得る
ことができなかった。
本発明はこのような問題点に鑑みてなされたもので、そ
の目的とするところは、ダイアゴナル配管の各油圧系統
毎に油圧制御装置を設けたブレーキ装置であっても、前
後輪の制動力配分を最適にすることができ、アンチスキ
ッド制御、あるいはトラクション制御などのブレーキ制
御が、優れた性能を発揮することができるブレーキ装置
を提供することを目的とする。
〔問題点を解決するための手段〕
上述の目的を達成するために、前輪のホイルシリンダと
後輪のホイルシリンダとが同一の油圧系統を介してマス
タシリンダから制動油圧を供給されるブレーキ装置にお
いて、 前記前輪の車輪速度を検出する第１の検出手段と、 前記後輪の車輪速度を検出する第２の検出手段と、 前記油圧系統に供給される制動油圧を少なくとも増圧し
、減圧する油圧調節機構と、 前記第１および第２の検出手段が検出する車輪速度に基
づいて、前記油圧調節機構を制御する制動力制御手段と
、 前記後輪のホイルシリンダに供給する制動油圧を、前記
油圧系統から供給される制動油圧より所定の比例特性を
もって減少させると共に、外部入力に応答して、前記油
圧系統から供給される制動油圧に対する前記後輪のホイ
ルシリンダに供給する制動油圧の比率を変化させるプロ
ポーショニングバルブ（Ｐバルブ）と、 前記制動力制御手段に応動して、前記後輪の制動力の過
剰度合を評価し、該過剰度合に応じて、前記Ｐバルブの
前記比率を減少さ廿るＰバルブ制御手段と を備えるという技術的手段を採用する。
〔作用及び効果〕
本発明によると、制動力制御手段によって前後輪に供給
される制動油圧が調節されるとともに、後輪のホイルシ
リンダに供給される制動油圧は、Ｐバルブの比例特性に
よって低めにされる。
さらに制動力制御手段に応動して、後輪の制動力の過剰
度合が評価され、この過剰度合に応じてＰバルブ制御手
段によりＰバルブの比例特性が変化され、後輪のホイル
シリンダに供給される制動油圧は、さらに低めに制御さ
れる。
従って、後輪の制動力を前輪の制動力より低い範囲で変
化させることができ、車両が直面するであろうほとんど
の環境下ににおいても、前後輪の制動力配分を最適にす
ることができる。
例えば、アンチスキッド制御を適用するに当たっては、
前輪により大きな制動力を作用させることができるから
、制動距離の短縮に貢献できるであろうし、また後輪に
過剰な制動力が作用されないから、後輪のロックによる
尻振り現象などを防止し、走行安定性の向上に貢献でき
るであろう。
また、トラクション制御を適用するに当たっては、ＦＦ
車にあっては、後輪の制動力をより小さくさせることが
できるから、トラクション制御を適用でき、加速性能の
向上が可能となり、四輪駆動車にあっても、加速時の重
心移動により、より空転し易い前輪と、より空転し難い
後輪との制動力配分を最適にすることが可能となる。
〔実施例〕
以下、本発明の実施例を図面を参照しながら詳細に説明
する。
第１図は本発明を適用した第１実施例のブレーキ装置の
油圧回路、および制御装置を示す構成図である。この実
施例では、アンチスキッド制御装置を構成する。
２はマスタシリンダであり、このマスタシリンダ２から
は、符号１００．２００で示される２つの油圧系統に油
圧が供給される。油圧系統１００はＦＲ輪のホイルシリ
ンダ３ａと、ＲＬ輪のホイルシリンダ３ｄとに油圧を供
給し、油圧系統２００はＦＬ輪のホイルシリンダ３ｂと
ＲＲ輪のホイルシリンダ３Ｃとに油圧を供給する。
６００は電子制御装置（ＥＣＵ）であり、マイクロコン
ピュータからなるもので、各車輪に設けられた車輪速度
センサ５１０．５２０，５３０゜５４０から各車輪の車
輪速度を入力し、後述する各３位置弁１１０，２１０、
ポンプモータ４００、および各Ｐバルブ１２０．２２０
を制御３１する。
各油圧系統１００並びに２００は対照な構成をもつため
、以下油圧系統２００を説明する。なお、各油圧系統の
同一の構成には１０の位が同一の符号を付しである。
２１０は電磁３位置弁、２２０はＰバルブ、２３０はリ
ザーバ、２４０はポンプモータ４００により駆動される
ポンプである。
３位置弁２１０は、第１装置ａにおいてマスタシリンダ
２から各ホイルシリンダ３ｂ、３ｃへの油圧の供給を許
容（増圧モード）し、第２位置すにおいて、すべての油
路を遮断（保持モード）し、第３装置Ｃにおいて各マス
タシリンダ３ｂ、３ｃの油圧をリザーバ２３０に開放（
減圧モード）する、そしてポンプ２４０はリザーバ２３
０からマスタシリンダ側の配管へ油を圧送する。
次に、Ｐバルブ２２０の構成を詳細に説明する。
第２図はＰバルブ２２０の構造を示す断面図である。
１１は非磁性体（実施例ではアルミ）のハウジングであ
り、その中には、通路２１、通路２２、および２つの円
筒状の空間が形成され、この空間内には磁性体であるス
プール１２が摺動自在に挿入されている。このスプール
１２はその両端に円筒部分１２ａ、１２ｂをもち、その
中央部にはテーパ部１２Ｃ％およびボス部１２ｄが設け
られている。ハウジング１１の上記円筒状空間の中央に
はシート部材１３がハウジング１１に圧入されており、
前記スプールボス部１２ｄとの間にスプリング１４が設
置され、スプール１２を図中右方に付勢している。１５
はカバーであり、ハウジング１１にボルト３０により固
定される。このカバー１５はガイド部１５を有し、前記
スプール１２の円筒部１２ｂを摺動可能な状態で支持す
る。
又、ハウジング１１内にはチエツク弁１６が設けられて
いる。このチエツク弁１６はシート１７、ポールストッ
パ１８、ボール１９及びスプリング２０にて構成されて
おり、前記ハウジングｌｌ内に形成される通路２１から
通路２２への流体の流れのみを許容するものとなってい
る。
２３は非磁性体のコイルハウジングで、その内部にコイ
ル部２４が配されている。コイル部２４はコイル２５及
び、磁性体であるプレート２６、サイドプレート２７、
リング２８及び非磁性体のカイト２９により構成されて
いる。３０はボルトで前記ハウジング１１、カバー１５
、コイルハウジング２３をそれぞれ一体に固定させてい
る。３１，３２．３３．３４．３５は、それぞれ０リン
グで、各部のシール性を保っている。
尚、前記スプール１２両端の円筒部１２ａ、１２ｂはそ
れぞれ断面積が異なり、図中に示す如く、図中右方部の
断面積がＳｔ、左方部のそれが３２である。スプール１
２が図中左方に移動すると前記スプールテーパ部１２ｃ
とシート部材１３の角部であるシート部１３ａが接し、
前記通路２１，２２間を閉鎖する。このとき、テーパ部
１２ｃとシート部１３ａとの接触点の断面積はＳ、とな
っている、ここにＳｔ＜Ｓｔ＜Ｓｘの関係をもつ。
次にＰバルブ２２０の作動について説明する。
まずコイル２５に電流を通電させない状態について説明
する。通路２１にかかる圧力をＰｕ、通路２２にかかる
圧力をＰＭ、スブリンン１４の付勢力をＦ３とすると、
スプール１２に働く力は第２図の右方向に向かう力Ｆｌ
−Ｆ、、左方向に向かう力ＦＬ＝　（Ｓｔ　　３１）Ｘ
ＰＭで表わされる。その結果ＦＩＩ＞Ｆ、の場合には、
前記スプールテーパ部１２ｃとシート部１３ａは接触せ
ず通路２１．２２間は連通し、Ｐ、−Ｐ、となる。圧力
ＰＭを上げに働く力はＦ　ｍ　−Ｆ　Ｌとなり、前記テ
ーパ部１２ｃとシート部１３ａは接触する。その後も圧
力ＰＭを上げていくと、今度は接触点が存在するため、
右方向の力ＦｍはＦｍ　−Ｆｓ　十（Ｓ３　　ＳりＸＰ
Ｍ。
左方向の力ＦＬはＦＬ−（ｓｓ　　ｓｔ）ｘＰｗとなり
、Ｆｍ””Ｆｔが成り立つ圧力関係となる。っまりＦｓ
＋　（Ｓｓ　　５ｓ）ＸＰｓ＝　（Ｓｓ　　Ｓｔ）ｘｐ
。
の値は１より小さい値となり、その結果Ｐ、の圧力の上
がり方に比べＰ、の上がり方はゆるやかになる。
この様子を示すと第３図の実線に示す特性をとる。
次にコイル２５に通電すると、スプール１２とプレート
２６との間に吸引力Ｆｃが発生し第２図中左方向の力が
発生する。このカＦｃは当然の如くコイル２５に通電す
る電流値によって変化し、電流値が大きい程、吸引力Ｆ
ｃが大きくなる。このように、コイル２５に通電すると
第２図中左方向の力Ｆｃが発生することがら、第３図に
示すＰバルブの折線特性における折点は、通電なしの場
合のＸ点から、例えばＹ点へ移動する。また、折薫以後
の特性は、第３図に一点鎖線で示す如き特性となる。
コイル２５に通電する電流値を増すにつれ、折点はＸ点
から０点に向がっていくが、やがてＦｃ＞Ｆ、となると
、スプールテーパ部１２ｃとシート部１３ａとは圧力Ｐ
Ｍがある程度まで増加しても接触を保つようになり、通
路２１と通路２２との間は閉じられた状態となる。そし
て、圧力ＰＭ以上となると、ようやくスプール１２は右
方向に動くことができるようになり、圧力Ｐｗが、以後
の圧力ＰＭの上昇に比例して上昇を開始する。すなわち
、第３図に二点鎖線で示す如き特性となる。
次に、以上に述べた構成のアンチスキッド装置の制御お
よび作動について説明する。
この実施例では、上述のＰバルブ１２０．あるいは２２
０のコイル２５に流す電流値により、前後輪の制動力の
比率を変化させることができ、従来よりも前輪側にはよ
り大きい制動力（制動油圧）を加えることができ、後輪
側にはより小さい制動力（制動油圧）を加えることがで
きる。
以下の説明では、前輪のロック防止より後輪のロック防
止を重視した、リアセレクト式の制御を説明する。
例えば路面が雪路で前輪側がスパイクタイヤ、後輪がノ
ーマルタイヤの場合（このような状態は冬場には良（見
られる状態である）を考えてみる。
第４図はこのような状態でブレーキ操作を行った時のＰ
バルブ制御に伴う各車輪速度等の変化を見たもので、そ
れぞれｖｌ　：車体速度、ＶＦＬ：左前輪速度、ｖｌｌ
ＩＩ：右後輪速度、ＰＦＬ：左前輪ホイカ、ＶＦＬ：左
前輪加速度、ｖ、ＩＩＩ＝右後輪加速度を示している。
ブレーキ操作により各ホイルシリンダ圧力は上昇してい
き、それに伴い、車輪速度は大きく落ち込んでいく（時
間０−Ｔ、の間）０本制御方向はリアセレクト制御であ
るので、後輪の車輪速度や減速度の信号を基にＥＣＵ６
００は切換弁２１０に減圧命令を発し、各ホイルシリン
ダ圧力は減圧していく。これに伴い各車輪速度は回復し
ていく（時間Ｔ１〜Ｔ！の間）。これら時間中（０〜Ｔ
２の間）の両車軸速度及び車輪加速度（第４図中（ｂ）
）を比べてみると、前輪に対し後輪の方が車輪速度の落
ち込みや車輪減速度は大き゛く、又、減圧してからの車
輪の回復も後輪の方が遅くなっている。つまり、これら
の現象により通常のＰバルブ特性（第３図で言うと折点
がＸの時）では後輪の方がよりロック傾向を示すので、
第３図で示すＸ点より０点寄りの折点による圧力配分と
する必要があることがわかる。そこで、コイル２５への
通電量を決定するための後輪の制動力の過剰度合を示す
情報値としては、例えば前後車輪の最大落ち込み速度差
ΔＶ、や、前輪速度ＶＦＬが車体速度ｖ、に対しである
速度まで回復した時点での前後輪速度差Δｖ２や、前後
輪減速度差ΔＧ１や、車輪回復時に於ける前後輪加速度
差ΔＧｚがある。
これらの情報値の一つ、若しくは複数個の情報値を基に
、次の増圧時以前にコイル２５の電流値を決める。即ち
前記情報値の値が大きい程コイル２５に流す電流値は大
きいものとし、この制御電流■（第４図（Ｃ））は前述
の如く時間Ｔ、−Ｔ、までの間で行われ、次の増圧のと
きに備える。
この模様を情報値がΔＧ１である場合について第５図の
フローチャートに基づいて説明する。
まずステ７プ７００で、各車輪速度ｖＦ、１．ＶＦＬ。
を計算し、■□＋ＶＦい　Ｖ□＋ＶＩＬを算出する。
その後、例えばＦＬ−ＲＲ糸系統於いてステップ７２０
でＶＦＬ及びＶ□の符号を判断し、正の値ならステップ
７００に戻り負の値なら（つまり減速のとき）次のステ
ップ７３０に進む、このステップ７３０ではＶＦＬとＶ
ｌｌとの差の最大値ΔＧ１（第４図のΔＧ、と対応して
いる）を算出する。
次にステップ７４０では、このΔＧ＋の値に比例した電
流値■を算出する。但し電流値■が負の値をもつとき（
前輪の方が後輪に比べて減速度が大きいとき）にはＩ＝
Ｏとする。そしてステップ７５０では、算出された電流
値■をＰバルブ２２０のコイル２５に通電するのである
。これらの流れはＦＬ−ＲＲ系、ＦＲ−ＲＬ系毎に独立
して行われるものである。
このように決定された電流値■をコイル２５に流しつつ
時刻Ｔ、から増圧を開始すると折点が下がっているため
、前輪ホイルシリンダ圧力ＰＦＬに対し後輪ホイルシリ
ンダ圧力Ｐ□が、コイル電流がない場合より下がってお
り、第４図（ａ）に示すように、後輪が大きくロック傾
向となることもなく良好に制御される。これらの制御は
、減圧から増圧の時間毎に行われ、常に最も良い圧力分
配に制御される。
また、これらの制御は減圧時の車輪速度回復時間によっ
ても制御できる。第６図に示すように、前後の車輪はそ
の回復時間が異なり、この情報にて制御できる。例えば
、前輪速度ＶＦＬが最大落ち込み速度から車体速度ｖ１
に対して、ある速度まで回復するまでの時間ΔＬ、と、
後輪のそれΔｔ２との差あるいは比によってコイルの電
流値を決定してもよい、もう一つの時間情報である減圧
命令から車体速度Ｖ＝に対して前後輪がある速度まで回
復する時間Δｔ、′、Δ１２／の差、あるいは比によっ
て制御シてもよい。
Ｐバルブ特性を変化させるコイルの電流値制御は、この
ように車輪速度、車輪加速度、車輪速度回復時間等によ
り、これらの一つあるいは複数個の情報で制御できる。
又、前記情報値では車輪速度差や加速度差をとったが、
車輪速度比や車輪加速度比でもよい、又、前述の例では
車体速度ｖｌｌを示しているが、この車体速度Ｖ、は、
車体に設けられた加速度センサによるものや、あるいは
従動輪速度から演算される擬似的なものでもよい。
また、第４図に示す特性かられかるように、前輪の車輪
速度■ＦＬは比較的速く回復するが、後輪の車輪速度■
□はその回復にかなりの時間を要する。そこで、後輪の
車輪速度ＶＲＩＩが回復するまでの間に、Ｐバルブの第
３図に二点鎖線で示す特性を利用し、前輪にのみ制動を
加え、さらなる制動距離の低減を図ることもできる。
この制御例を第７図に示す。後輪側のロッダ傾向により
ブレーキ圧を減圧することにより各車輪は回復してくる
が、この時前輪側の方が早く回復してくる。しかしこの
時にまだ後輪側は回復していないので従来は増圧をかけ
ることができなかった。しかし前述の如くこの実施例で
用いるＰバルブはコイル２５に通電する電流値を所定値
より大きくすると、たとえ前輪側を増圧しても後輪側は
増圧しない状態を実現できる。そこで、このような時に
鵜、コイルに大きな電流を加えつつ増圧命令を実行し、
前輪側のみ独立に制御させる。この時注意することは、
この制御が基本的にはリアセレクトなので、例えば前輪
速度が後輪速度を下まわった時には（第７図（ａ）のに
点）ただちに減圧を行い、次の増圧にそなえる。前後輪
共に圧力を加えるときには前述の電流制御の時と全く同
じ考え方で、車輪速度や車輪加速度の情報を基に制御さ
れる。このような制御、つまり前輪側だけに圧力を加え
る必要がある時には、コイルに比較的大きな電流を加え
、後輪に圧力を加える必要がある時には、適当な電流値
にてＰバルブを制御させつつ増圧を加える制御を行うこ
とにより、−層の制御性向上が図れることになる。
以上に述べた実施例は、本発明をアンチスキッド装置に
応用したものであった。次にトラクションコントロール
装置に応用する第２実施例を説明する。
第８図はトラクションコントロール装置ＦＬ−ＲＲ糸系
統油圧回路、および制御装置を示す構成図である。
なお、上述の第１図に示す実施例と同一の構成には同一
の符号を付し、説明を省略する。
第８図において、２５０は電磁２位置切換弁、２６０は
ポンプ、２７０はアキュムレータ（蓄圧器）である、２
位置弁２５０は、トラクションコントロールＥＣＵ６１
０により制御され、非制御時には第１装置ａにあってマ
スタシリンダ２からの油圧を導き、制御時には第２位ｚ
ｂとなって、ポンプ２６０、およびアキュムレータ２７
０からの油圧を導くポンプ２６０は、マスタシリンダ２
のリザーバから、アキュムレータ２７０へ油を圧送し、
アキュムレータ２７０に一定の油圧を蓄圧させる。
トラクションコントロールが必要なことがＥＣＵ６１０
で判定されると（駆動輪の加速スリップが所定値以上と
なることが判定されると）、ＥＣＵ６１０は２位置弁２
５０を第２位置すに切り換えると共に、Ｐバルブ２２０
に、第３図に二点鎖線で示される特性を実現する大きさ
の電流値を加える。すなわち、この実施例では、ＦＦ車
であるため、後輪の制動力の過剰度合を、トラクション
制御の開始から最大になるものと見做している。
これにより、駆動輪であるＦＬ輪のマスタシリンダ３ｂ
にのみ制動力を加えることができる。そして以後は、３
位置弁２１０を増圧、減圧、保持の各モードに制御する
ことにより、トラクションコントロールが実行されてい
く。
このように、第８図に示す実施例にあっては、Ｐバルブ
の比例特性を、入力圧力Ｐ。が上昇しても、出力圧力Ｐ
、が上昇しない領域に制御することにより、前後輪が同
一の油圧系統からなり、しかも前後輪に共通の油圧制御
機構しか備えないブレーキ装置にであっても、駆動輪で
ある前輪のホイルシリンダにのみ、制動油圧を供給する
ことができる。
次に第９図に示す第３実施例を説明する。
第９図は油圧系統２００に関連する構成のみを示してい
るが、油圧系統１００は油圧系統２００と対照のもので
あるので、省略している。さらに、上述の第１図に示す
実施例と同一の構成には同一の符号を付し、説明を省略
する。
２８０．２９０はそれぞれ電Ｔ６１２位置遮断弁で、２
８０は常開型、２９０は常閉型である。３００は、圧電
素子（ＰＺＴ）により駆動されるポンプ、３１０は方向
切換弁で、絞り部３２０の圧力とリザーバ２３０の圧力
との差により駆動され、後述する第１０図のごとき構成
を有する。
３３０はＰバルブで、後述する第１１図の如き構成を有
する。
まず、方向切換弁３１０の構成を第１Ｏ図に基づいて説
明する。バルブハウジング８０１内にはシリンダＡ３０
２、シリンダＢ８０３が設けられ、これらシリンダＡ、
Ｂ内には両シリンダに摺動自在に挿入されたバルブスプ
ール８０４に設けられる。このバルブスプール８０４の
両端は同断面をした円筒部８０４ａ、８０４ｂとなって
おり、外周中央部には２つのテーバ部８０４ｃ、８０４
ｄが形成され、その中心軸には両端面に開放する通路８
０５，８０６及び前記通路８０５，８０６間を連通ずる
絞り部８５０が設けられている。スプリング８０７はバ
ルブスプール８０４とサイドプレート８０８との間に配
され、バルブスプール８０４を図中左方に付勢している
。又バルブハウジング８０１には通路８０９，８１０，
８１１．８１２が、サイドプレート８０８には通路８１
３がそれぞれ設けられている。この方向切換弁３１０は
第１テーバ部８０４Ｃと第１シート部８０２ａの当接、
解離により通路８１４，８１５間、延いては通路８０９
．８１０間を遮断あるいは連通させ、もう一方では第２
テーバ部８０４ｄと第２シート部８０３ａの当接、解離
により通路８１４゜８１６間、つまり通路８０９，８１
１間を遮断あるいは連通させるものである。尚、８１７
．８１８．８１９，８２０，８２１はそれぞれ０リング
である。８１２はボルトでバルブハウジング８０１とサ
イドプレート８０８を締結している。各ポー）Ｅ〜■は
第９図に示す様に配管されている。
次に、この実施例のＰバルブ３３０の構成を、以下説明
する。
なお、第１図に示すものと同様の構成部品には同符号を
記し、説明を省略する。
プレート４０及びシリンダハウジング４１はボルト３０
によりハウジング１１と一体に固定されている。シリン
ダハウジング４１内には内部に絞り部４３ａをもつピス
トン４３が摺動自在に配され、その端部には通路４２ａ
をもつキャップ４２がシリンダハウジング４１に螺結さ
れている。スプール１２とピストン４３との間にはスプ
リング４４が設けられ、スプール１２を図中左方向に付
勢している。このスプリング４４が配された部位には通
路４１ａがシリンダハウジング４１に設けられている。
４５は０リングである。尚、ボートＡ−Ｄは第９図の如
く対応し、それぞれ、左前輪ホイルシリンダ３ｂ、右後
輪ホイルシリンダ３ｃ。
リザーバ２３０及び方向切換弁３１０に配管されている
０次に、第９図に示す実施例の作動を説明する。この実
施例では、アンチスキッド制御が開始されると、２位置
弁２８０が駆動されて遮断位置となる。
そして、アンチスキ、ラド制御は、第１表に示す如く２
位置弁２９０とポンプ３００とを駆動することにより、
３つのモードを実現して行われる。
第１表 そして、さらに、２位置弁２９０を連通位置（開）とし
、かつポンプ３００を作動させる状態をＰモードと称し
、このモードを利用してＰバルブ３３０の特性を変化さ
せる。
２位置弁２９０を開状態とするとホイルシリンダ３ｂ、
３ｃの油は２位置弁２９０を通じてリザーバ２３０に流
れようとする。このとき油は絞り部３２０を通り、その
結果、絞り部３２０間に圧力差が発生する。そして第１
Ｏ図のボートＨがポー）Ｉより高い圧力となり、そのた
めバルブスプール８０４はスプリング８０７に抗して図
中右方向に移動し、ポー）Ｆ、Ｅ間は遮断、ボートＦ。
６間は連通ずる。
この時、ポンプ３００を作動させなければ、制御モード
は減圧モードと何ら異ならないが、この時同時にポンプ
３００を作動させると、リザーバ２３０の油はポンプ３
００°、方向切換弁３１０を通じてＰバルブ３３０のポ
ートＤに流入する。その結果、ピストン４３は第１１図
中左方に移動しスプリング４４を縮めスプリン′グ４４
の付勢力を増大させる。
スプリング４４の左方向付勢力を増大させるということ
は、第１図に示す実施例中で述べた電磁吸引力（上述の
ＦＣ）を増大させるということと同じである。従ってＰ
バルブ特性は第１図に示す実施例の作動説明で述べた様
に第３図に示す折点がＸからＹ方向に向かう特性となる
。この折点の変化量は第１図に示す実施例ではコイル２
５に流す電流値であるが、この実施例に於いてはスプリ
ング４４の付勢力、即ちピストン４３の移動量によって
であり、延いてはポートＤに入ってくる油量で決まる。
つまりＰモードでのポンプ３００の作動時間により決定
されるものである。
このときポートＤから流入した油は絞り部３２０を通り
、リザーバ２３０に流出していくが、この流出スピード
は、１０分の数秒から数秒程度となるように絞り部３２
０が調整されている。アンチスキッド制御中での制御間
隔（減圧モードから次の減圧モードまでの間隔）は１０
分の数秒なので、この減圧モードの時にＰモードの作動
を行えばその周期ごとにＰバルブ特性を変えることがで
きる。つまり２位置弁２９０を開状態とした時（減圧す
る時）ごとにＰバルブ特性を変更することができる。
この実施例によれば、第１図に示す実施例のコイル２５
を必要とすることなくＰバルブの特性を可変にできる。
但しこの実施例ではトラクションコントロールにも使う
ということは難しい。
【図面の簡単な説明】
第１図は本発明を適用した第１実施例の油圧回路および
電気回路を示す構成図、第２図は第１図、および第８図
の実施例に用いるＰバルブの構造を示す断面図、第３図
は第２図のＰバルブの特性を示す特性図、第４図（ａ）
、　（ｂ）、　（Ｃ）は第１図に示す実施例の作動を説
明するタイムチャート、第５図は第１図に示す実施例の
作動を説明するフローチャート、第６図、第７図は、第
１図に示す実施例に他の制御を適用した場合の作動を説
明するためのタイムチャート、第８図は本発明を適用し
た第２実施例の油圧回路および電気回路を示す構成図、
第９図は本発明を適用した第３実施例の油圧回路および
電気回路を示す構成図、第１０図は第９図に示す実施例
の方向切換弁３１０の構造を示す断面図、第１１図は第
９図に示す実施例のＰバルブ３３０の構造を示す断面図
、第１２図は本発明の構成を示すブロック図、第１３図
は一般的なダイアゴナル配管を示す構成図、第１４図は
従来のＰバルブ特性を示す特性図である。 １・・・油圧制御機構、２・・・マスタシリンダ、３ａ
。 ３　ｂ、　　３　ｃ、　　３　ｄ・・・ホイルシリンダ
、４ａ、４ｂ・・・Ｐバルブ、１００，２００・・・油
圧系統、１２０゜２２０・・・Ｐバルブ、３３０・・・
Ｐバルブ、ｊｌｏ。 ５２０．５３０．５４０・・・車輪速度センサ、６００
、　６１０．　６２０・・・ＥＣＵ。 代理人弁理士　　岡　部　　　　隆 第２図 第３図 −一」 第５図 第６図 （ａ） ＣＣ） ｊＩ７１１！！！ 第８図 ３００　：　オニレフ０ ３１０、方ｆｒＪ切砿弁 ３２０：政す舒 ３：１０：Ｐハ゛ルフ゛ 第９図 第１０図 ２．７スタシリシタ゛ ３ａ、：ｌｂ、３ｃ、３ｄ；　才、イルシソ；９゛４ａ
、４ｂ：Ｐバルブ 前輪ｊ、イルシリシタ゛Ａか

Claims (1)

  1. 【特許請求の範囲】 １、前輪のホイルシリンダと後輪のホイルシリンダとが
    同一の油圧系統を介してマスタシリンダから制動油圧を
    供給されるブレーキ装置において、前記前輪の車輪速度
    を検出する第１の検出手段と、 前記後輪の車輪速度を検出する第２の検出手段と、 前記油圧系統に供給される制動油圧を少なくとも増圧し
    、減圧する油圧調節機構と、 前記第１および第２の検出手段が検出する車輪速度に基
    づいて、前記油圧調節機構を制御する制動力制御手段と
    、 前記後輪のホイルシリンダに供給する制動油圧を、前記
    油圧系統から供給される制動油圧より所定の比例特性を
    もって減少させると共に、外部入力に応答して、前記油
    圧系統から供給される制動油圧に対する前記後輪のホイ
    ルシリンダに供給する制動油圧の比率を変化させるプロ
    ポーショニングバルブ（Ｐバルブ）と、 前記制動力制御手段に応動して、前記後輪の制動力の過
    剰度合を評価し、該過剰度合に応じて、前記Ｐバルブの
    前記比率を減少させるＰバルブ制御手段と を備えることを特徴とするブレーキ装置。 ２、前記制動力制御手段が、前記マスタシリンダから制
    動油圧が供給される時の、前記前後輪のロックを防止す
    るように前記油圧調節機構を制御するアンチスキッド制
    御手段として構成されることを特徴とする特許請求の範
    囲第１項記載のブレーキ装置。 ３、前記Ｐバルブ制御手段が、前記前輪のロック傾向と
    前記後輪のロック傾向との差を評価し、この差に応じて
    、前記Ｐバルブの前記比率を制御するように構成される
    ことを特徴とする特許請求の範囲第２項記載のブレーキ
    装置。 ４、前記制動力制御手段が、少なくとも前記前輪に車両
    を駆動する回転力が伝達される時の前記前輪の空転を防
    止するように、前記油圧調節機構を制御するトラクショ
    ン制御手段として構成されることを特徴とする特許請求
    の範囲第１項記載のブレーキ装置。 ５、前記Ｐバルブ制御手段が、前記前輪の空転傾向と前
    記後輪の空転傾向との差を評価し、この差に応じて前記
    Ｐバルブの前記比率を制御するように構成されることを
    特徴とする特許請求の範囲第４項記載のブレーキ装置。
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