JPH02128951A - ブレーキ装置 - Google Patents

ブレーキ装置

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JPH02128951A
JPH02128951A JP63284391A JP28439188A JPH02128951A JP H02128951 A JPH02128951 A JP H02128951A JP 63284391 A JP63284391 A JP 63284391A JP 28439188 A JP28439188 A JP 28439188A JP H02128951 A JPH02128951 A JP H02128951A
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locking tendency
wheel
pressure
rear wheels
valve
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JP63284391A
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English (en)
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Yasuhisa Yoshino
芳野　保久
Yoshifumi Kato
加藤　良文
Yukimasa Tamatsu
幸政 玉津
Kenji Takeda
憲司 武田
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Soken Inc
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Nippon Soken Inc
NipponDenso Co Ltd
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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チャンネル方式）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ポ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課題〕
このような従来の構成にあっては、Ｐバルブ４ａ、、４
　ｂの特性が固定であるため、走行安定性、制動距離と
いった点に関して問題が生じる。つまり、Ｐバルブが第
１４図の実＆’ｊｌＸ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、路面の状況あるいはタ
イヤの状況によって、車両の走行安定性が低下する、あ
るいは制動効率が低下してしまう場合がある。
例えば、前輪駆動車のように雪路では前輪のみスパイク
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、前後輪のタイヤがともに
ロックしない前後輪の適性な制動油圧比が、Ｂ点で得ら
れるとする。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、−方、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
ド装置では困難である。
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パルプの特性から、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、ＦＬ−Ｒ
Ｒ糸系統ＦＬ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、ＦＬ輪のホイル
シリンダ圧を適性にすると、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
ルシリンダ圧を適性にすると（第１４図のＥ点）、ＦＬ
輪の制動力が過剰となってＦＬ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通用さ
れる従来の２ｃｈ方式のアンチスキッド制御装置では、
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。
本発明は、このような点に鑑みてなされたもので、ダイ
アゴナル配管のブレーキ系統に２ｃｈ方式のアンチスキ
ッド制御装置を適用した場合であっても、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。
〔課題を解決するための手段］ 上記目的を達成するために、零発吋によるブレーキ装置
は、第１５図に示すように、 対角に位置する前輪、後輪のホイルシリンダが同一の圧
力系統を介してマスタシリンダからの制動圧力を供給さ
れるブレーキ装置において、前記前輪のロック傾向を判
定する第１のロック傾向判定手段と、 前記後輪のロック傾向を判定する第２のロック傾向判定
手段と、 前記圧力系統に設けられ、前記マスタシリンダから供給
される制動圧力に対して、前記後輪のホイルシリンダに
供給される制動圧力の比率を制御信号に応答して変化さ
せる可変プロポーショニングバルプと、 前記第１及び第２のロック傾向判定手段により判定され
た前輪及び後輪のロック傾向の大きさを比較する比較手
段と、 前記比較手段によって大きいと判断されたロック傾向の
大きさを小さいと判断されたロック傾向の大きさに近づ
けるように前記可変プロボーショニングバルブに制御信
号を出力する制御手段と、前記比較手段によって比較さ
れ、大きいと判断された車輪のロック傾向に基づいて前
記圧力系統に供給する制動圧力を調節し、このロック傾
向を減少させる制動圧力調節手段と を備える構成とする。
〔作用〕
本発明によると、対角に位置する前輪及び後輪のロック
傾向が、第１及び第２のロック傾向判定手段によって判
定される。この判定結果に基づいて、比較手段は前後輪
のロック傾向の大きさを比較する。制御手段は、この比
較結果において大きいと判断されたロック傾向の大きさ
を、小さいと判断されたロック傾向の大きさに近づける
ように、可変ブロボーショニングバルブに制御信号を出
力する。この制御信号を受けた可変ブロボーショニング
バルブにより、後輪のホイルシリンダに供給される制動
圧力が制御され、前後輪のロック傾向は同じ大きさに近
づいていく。この前後輪のロック傾向がほぼ同じ大きさ
になったとき、前後輪の制動力配分が最適となる。
〔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。
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は右前（ＦＲ）輪のホ
イルシリンダ３ａと左後（ＲＬ）輪のホイルシリンダ３
ｄとに油圧を供給し、油圧系統２００は左前（ＦＬ）輪
のホイルシリンダ３ｂと右後（ＲＲ）輪のホイルシリン
ダ３Ｃとに油圧を供給する。５００は電子制御装置（Ｅ
ＣＵ）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４１０．４２０，
４３０，４４０から各車輪の車輪速度を入力し、後述す
る２位置弁１１０，１５０゜２１０．２５０、ピエゾポ
ンプ１４０，２４０゜及び可変ブロボーショニング（Ｐ
）パル７’１２０゜２２０を制御する。
１６０．１７０，２６０．２７０はチエツク弁であり、
アンチスキッド制御中であってもドライバーがブレーキ
を緩めた時にはすみやかに各ホイルシリンダ３ａ、３ｂ
、３ｃ、３ｄの油圧を減じる為に装着しである。
ここで、各油圧系統１００並びに２００は対称な構成を
持つため、以下油圧系統２００について説明する。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。
２位置弁２１０は、第１装置ａに於いてマスタシリンダ
２より各ホイルシリンダ３ｂ、３ｃへの油圧の供給を許
容し、第２位置すに於いてマスタシリンダ２と２位置弁
２１０より下流の油圧系統との連通を遮断する。２位置
弁２１０が第２位置すに切替えられた状態で、２位置弁
２５０が各ホイルシリンダ３ｂ、３ｃとリザーバ２３０
との連通を遮断する第１装置ａにあり、かつピエゾポン
プ２４０が作動すれば、各ホイルシリンダ３ｂ。
３ｃに油圧が供給される増圧モードとなり、ピエゾポン
プが作動しなければ、各ホイルシリンダ３ｂ　　３ｃの
油圧が一定に保たれる保持モードとなる。また、２位置
弁２１０及び２位置弁２５０がともに第２位置すにある
とき、各ホイルシリンダ３ｂ、３ｃの圧油がリザーバ２
３０に流出する減圧モードとなる。
ここで、本実施例においては、ピエゾポンプ２４０によ
りリザーバ２３０に蓄えられたブレーキ油が２位置弁２
１０の下流側へ圧送される。このため、可変Ｐパルプ２
２０に電流を通電し、第１４図に一点鎖線Ｚで示すよう
に、前輪ホイルシリンダ圧力が所定圧となるまでは、後
輪ホイルシリンダにその圧力が伝達されないようにした
状態で、２位置弁２１０，２５０を減圧モードに切替え
、かつピエゾポンプ２４０を駆動すると、右後輪のホイ
ルシリンダ３Ｃの圧力のみ減圧され、左前輪のホイルシ
リンダ３ｂの圧力は増圧されるという特有のモードも備
えている。
次に、ピエゾポンプ２４０の構成を第２図に示す。１１
は圧電素子（例えばＰＺＴ素子）を積層した圧電積層体
ピエゾスタック）であり、高電圧（例えば５００Ｖ−−
２００Ｖ）を印加することにより、軸方向に伸び縮みす
る。なお、本実施例におけるピエゾスタック１１の伸縮
量は約６０μｍである。１２はピエゾスタック１１にか
ぶせる様に配置されたピストン、１３はピストン１２が
その内部を摺動するシリンダ、１４はシリンダ１３とピ
エゾスタック１１を保持するジャックである。１５はピ
エゾスタック１１にあらかじめ圧力を加え、ピエゾスタ
ック１１の自己破壊を防ぐとともに、ピストン１２をと
ニジスタック１１方向へ付勢するベルビルスプリング、
２１は作動油を吸入し、圧縮吐出を行うポンプ室、１６
は作動油のポンプ室２１への入口を開閉する為のバルブ
サクションである。１Ｂは作動油のポンプ室２１からの
出口を開閉する為のボール、１７はポンプ室２１への作
動油の流入通路が形成され、かつボール１８のシート部
を成すボディバルブ、１９はボール１８をボディバルブ
のシート部に押しつけているスプリング、２０はポンプ
室２１からの作動油の流出通路が形成され、かつスプリ
ング１９、ボール１８等を保持するストッパ、２２は高
圧の作動油が流出する出力室である。そして、ボディバ
ルブ１７に設けられた作動油の流入口１７ａはリザーバ
２３０に、ストッパ２０に設けられた作動油の流出口２
０ａは２位置弁２１０の下流側に接続されている。
以上の構成において、ピエゾポンプ２４０の作動を説明
する。ピエゾスタック１１に一２００Ｖの電圧が印加さ
れると、とニジスタック１１は長手方向に収縮し、これ
によってポンプ室２１の容積が増し、ポンプ室２１の圧
力が低下する。このため、流入口１７ａよりリザーバ２
３０に溜まった作動油がポンプ室２１に流入する。次に
、ピエゾスタック１１に５００Ｖの電圧を印加すると、
ピエゾスタック１１は長手方向に伸長する。このため、
ポンプ室２１の容積が減少し、圧力が増大して、ボディ
バルブフ゛１７のシート部に当たっていたボール１８を
押し開いて出力室２２に作動油を吐出する。以下、ピエ
ゾスタック１１の伸縮にともない、同様の作動を繰り返
してポンプ作用を成す。このポンプの特徴は、ピエゾス
タック１１の作動が非常に高速（ｌ　ｍ５ｅｃ程度）で
あることから、間欠動作が容易であるという点にある。
つまり、第３図（ｂ）に示すように、時刻Ｌ０において
、ホイルシリンダ３ｂ、３ｃの圧力を増大すべき状態で
あることを示す増圧信号がオンすると、ＥＣＵ３００は
第３図（Ｃ）に示す正弦波の駆動信号（例えば周波数１
２５Ｈｚ）をピエゾスタック１１に与える。
これにより、出力室２２の油圧は、第３図（ａ）に示す
ように増圧される。時刻Ｌ１において、駆動信号がオフ
すると、ピエゾスタック１１の駆動信号もオフし、ポン
プ作用が停止する。
ここで、従来のモータポンプは、常にモータを駆動し続
ける必要があったため、消費エネルギー及び騒音が大き
いという問題があったが、本実施例のピエゾポンプ２４
０によれば、前述のようにポンプの間欠動作を行うこと
が可能であるため、消費エネルギー及び騒音の２つの問
題点をともに解決することができる。
特に、上記の騒音という問題に対処するために、本実施
例においてはピエゾスタック１１の駆動信号を正弦波と
している。これは、ピエゾスタック１１の駆動信号に対
する応答が非常に速いため、例えばピエゾスタック１１
に矩形波による駆動信号を与えた場合には、ポンプ２４
０内の可動部がピエゾスタック１１の動きに追従できず
、ポンプＪａ能の効率が低下する、あるいはピエゾスタ
ック１１の高速度の動きにより油撃音が発生するためで
ある。
以下、ピエゾスタック１１の駆動信号を矩形波とした場
合と正弦波とした場合とを比較しながら、詳しく説明す
る。
第４図（ａ）に示す矩形波（周波数６０Ｈｚ）の駆動信
号によりピエゾスタック１１を駆動した場合、出力室２
２の圧力は、第４図（ｂ）に示すように、駆動開始から
１秒後に約１５　ｋｇ／ｃ＋ｆｌ、　２秒後に約３０　
ｋｇ　／　ｃｌａ、７秒’ｄｋニ約８０　ｋｇ／ａａト
ｔ＆ＩＪＪＯ１／Ｅ＋。−方、第５図（ａ）に示す正弦
波（周波数６０１１ｚ　）の駆動信号により、ピエゾス
タック１１を駆動した場合、出力室２２の圧力は第５図
（ｂ）に示すように、１秒後に約２５ｋｇ／ＣＴ１１１
２秒後に約５０ｋｇ／ｃ趙、７秒後に約１００　ｋｇ／
ｃ１ａと増加する。これらのデータ結果より、矩形波よ
りも正弦波の駆動信号でピエゾスタック１１を駆動した
方がポンプの性能が高くなることがわかる。この原因に
ついて考えてみると、矩形波の場合には、正のピーク電
圧から負のピーク電圧へ、あるいは負のピーク電圧から
正のピーク電圧へと瞬時に切替わる。しかし、この駆動
信号によってピエゾスタック１１が伸長状態から収縮状
態へ、あるいは収縮状態から伸長状態へと切替えられる
までには、時間的な遅れがある。さらに、例えばピエゾ
スタック１１が伸長状態から収縮状態へと切替えられた
場合にも、ピストン１２がピエゾスタック１１の動きに
直ちに追従できず、ピエゾスタック１１が収縮状態とな
ってからポンプ室２１の容積が拡大されるまでには時間
的な遅れがあり、これらの遅れにより、ポンプの効率が
低下するのである。これに対し、ピエゾスタックの駆動
信号を正弦波とした場合には、ピエゾスタックに印加さ
れる電圧が緩やかに変化するため、上記の様な時間的な
遅れが低減され、ポンプの効率が向上する。
次に、駆動信号を矩形波とした場合と正弦波とした場合
とにそれぞれ発生する騒音を測定した結果について述べ
る。
まず、騒音の測定装置を第６図に示す第６図において、
６１はビーアンドケイ社製のマイク（４１４５型）であ
り、ピエゾポンプ２４０側面より４０ｎｕｎ離れた位置
に設置されている。６２は同じ（ビーアンドケイ社製の
騒音計（２２０３型）であり、６３は小野測器製のＦＦ
Ｔアナライザ（ＣＦ−９１０型）である。
第７１図（ａ）、　（ｂ）に示す電圧上■。１周波数ｆ
０の矩形波と正弦波とで、それぞれピエゾポンプ２４０
を駆動したときに発生した騒音を、上記の測定装置を用
いて測定した結果を第８図（ａ）、　（ｂ）に示す。
第８図（ａ）は矩形波にてピエゾポンプ２４０を駆動し
た場合の各周波数に対する音圧レベルを表すもので、こ
のときの騒音は８４ｄＢであった。一方、第８図（ｂ）
は正弦波にてピエゾポンプ２４０を駆動した場合の各周
波数に対する音圧レベルを表すもので、このときの騒音
は５３ｄＢであった。これらの測定結果から分かるよう
に、正弦波にて駆動した場合には、矩形波にて駆動した
場合と比較して、ピエゾスタックに印加される電圧が緩
やかに変化するため、ピエゾスタックが伸縮する動きも
緩やかになり、油撃音等が低減され、騒音を大幅に低減
することができる。
次に、以上のように構成された本実施例の作動について
、以下図面を用いて説明する。
本システムの基本的制御は、Ｐバルブ制御を加味した系
統別ローセレクト制御である。
例えば、路面が雪路で前輪側がスパイクタイヤ、後輪側
がノーマルタイヤの場合（この様な状態は冬場には良く
見られる）を考えてみる。第９図はこの様な状態でブレ
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、ＶＦＬ：左前輪速度、
ＶＲＲ：右後輪速度、ＰＦＬ：左前輪ホイルシリンダ油
圧、Ｐｏ：右後輪ホイルシリンダ油圧、ＴＣＰ：Ｐバル
ブ折点下げ量、を示している。尚、Ｐバルブ折点下げ１
ｔｌｃｒの値が大きい程、第１４図に示す特性ａＸから
ＺのようにＰバルブ特性の折点位置が下がり、前後輪の
ホイルシリンダ油圧に差が生じる。
第９図において、時刻Ｔ０にブレーキ操作が開始され、
各ホイルシリンダ油圧ＰＦＬ＋　　ＰＲＲが上昇してい
くと、それに伴い車輪速度■ＲＲ＋　　ＶＦＬは落ち込
み始める。本システムの基本制御はローセレクトである
ので、時刻Ｔ１において、車輪のロック傾向が大きい右
後輪の車輪速度■。や減速度ＶＲＲの信号に基づいてＥ
ＣＵ３００は切換弁２１０゜２５０に減圧命令を発し、
各ホイルシリンダ油圧Ｐｙい、Ｐ□は減圧していく。こ
れに伴い、時刻Ｔから時刻Ｔ２間において、各車輪速度
■ＦＬ＋　　ＶＲＲは回復していくが、この減圧期間中
ＥＣＵ３００は常に前後輪のロック傾向の大きさをロッ
クパラメータと呼ぶ以下の定義式にて監視している。
前輪ロックパラメータＬｒｔ： Ｌ　Ｐ　ｔ　””　Ｋ　＋・　（ＶＦＬ　　Ｖｓｔｙ）
　＋に２　（ＶＦＬ　　ＶＳＴＦ）後輪ロックパラメー
タＬＰｒ： Ｌｐｒ””Ｋ、・　（ＶＲＲＶｓｔｕ）　＋　Ｋｇ　（
ＶＲＲＶｓｔｕ）ここで、Ｖ　！ＴＦは前輪制御目標速
度、Ｖ　ＳＴＲは後輪制御目標速度であり、例えば前輪
制御目標速度ｖ　ｓ’ｒｒは車体速度の８０％、後輪制
御目標速度Ｖ　３Ｔ＊は車体速度の９５％に設定される
。また、Ｖ　Ｆ　Ｌ　＋■ＲＲ＋　ＶＳＴＦ　、Ｖ！Ｔ
Ｒはそれぞれの車輪速度Ｖ　Ｆ　Ｌ　ｒ■ＮＲ＋　ＶＳ
ＴＦ　＋　　”ＳＴ、Ｉの時間微分値を表している。
前後輪のロックパラメータＬ□＋Ｌｐｒの演算後、以下
の式で定義されるロック傾向の差を示すチャンネルパラ
メータＣＰを演算し、この値Ｃ２を減圧期間中積分した
ものに、一定の定数をかけたものをＰバルブ２２０のソ
レノイドへの指令値として出力する。
チャンネルパラメータＣ１： Ｃ，＝−Ｌ□＋Ｌ□ ソレノイドへの指令値ＩＣ，い、： １ｃｐｔｎ＋＝　ＩＣＰ（１１−１１＋に３　　・ＣＦ
（ａｌ（、”　Ｉ　Ｃ？＋−）　−０） 時刻Ｔ１〜時刻Ｔ２では、後輪のロック傾向が前輪のロ
ック傾向よりも大きいために、Ｐバルブ２２０のソレノ
イドへの指令値、すなわちＰパルプ折点下げ量Ｉ　ｃｐ
　ｔｎ＞　は次第に大きな値となり、前輪側のホイルシ
リンダ油圧ＰＦＬに対する後輪側のホイルシリンダ油圧
ｐＨｌｌの比率を小さくしながら減圧を行う。これによ
り、前後輪の口・ンク傾向の差が小さくなる。また、時
刻Ｔ２から時刻Ｔ、までの増圧期間には、時刻Ｔ、から
時刻Ｔ２の減圧期間にて設定されたＰバルブ折点下げ量
■。、に従って、前後輪のホイルシリンダにブレーキ油
圧が供給される。
時刻Ｔ３において、今度は逆に前輪のロック傾向が大き
くなったときには、Ｐバルブ折点下げ量ＩＣＰの値を小
さくして、前輪側のホイルシリンダ油圧ＰＦＬに対する
後輪側ホイルシリンダ油圧ＰＲＩＩの比率を大きくしな
がら減圧を行う。さらに、本実施例によれば、引続き減
圧期間において前後輪のロック傾向の大きさを監視し、
それらの大きさが等しくなるように制御しているために
、たとえ走行路面の状態が変化したような場合にも、前
後輪の制動力配分を最適に制御することができる。
ここで、第９図に示した前輪ホイルシリンダ油圧ＰＦＬ
が、時刻Ｔ、から開始された減圧制御の初期に所定時間
保持される理由について、第１４図を用いて説明する。
第１４図において、折点下げ量ＩＣＰ−０のとき、後輪
のホイルシリンダ圧力Ｐ　ＦＬＩ　　Ｐ　ＩＩＲの配分
点は特性線Ｘの線上にある。時刻Ｔ、において、減圧制
御が開始されるとともに、折点下げ量■。、が増加し始
めると、Ｐバルブ２２０の折点が下げるため、特性線も
特性線Ｙ方向へ下がる。このとき、後輪ホイルシリンダ
の油圧Ｐ□が、この特性線の移動に追従する油圧に減圧
されるまで、前輪ホイルシリンダの油圧ｐＨｊｌの減圧
が制限される。このため、上記の様に減圧制御時の初期
にホイルシリンダ油圧ＰＦＬが所定時間保持されるので
ある。
また、折点下げ量！・、□７．は、前述したように積分
要素を持っているため、次第に走行路面に適合した値に
近づいて行く。ここで、折点下げ量！０．（わ）は、そ
の初期値ＩＣＰ＋。）が０に設定されているが、路面状
態によってはＩ　ｃｐ　＋ｏ＞　−Ｉ　ＣＰ１％□（Ｉ
　ｃｐｔ＊ｍｘ　　：　Ｉ　ｃｐの最大値）とした方が
良い場合もあり、以下この点について説明する。
第１０図（ａ）、　（ｂ）は、乾燥したアスファルトな
どの摩擦係数の大きな路面（高μ路）での急制動時の車
輪速度■ＦＬ、■ＲＲ，及びホイールシリンダ油圧Ｐ　
ＦＬＩ　　Ｐ　＋＋＊、Ｐパルプ折点下げ量ＩＣＰを示
したものである。ここで、摩擦係数の大きな路面では、
車両の減速度が大きいため、前輪側に荷重が移動し、い
わゆるノーズダイブが発生し易くなる。この場合には、
後輪が浮き上がる様になって、後輪の荷重が著しく減少
するため、後輪が非常にロックし易い状況となる。従っ
て、後輪のロック傾向が大ぎくなり、前述の前後輪のロ
ック傾向の差を表すチャンネルパラメータＣ２も大きな
値となる。
このような場合に、減圧制御時を待って、折点下げ量Ｉ
ＣＰを決定していたのでは、第１０図（ａ）に示すよう
に後輪の速度ＶＲＲ−が大きく落ち込んでしまい、それ
に伴う減圧により制動距離が伸びたり、ピッチングが生
じて、制動時の安定性が低下してしまう場合がある。
そこで、第１０図ら）に示すように、Ｐバルブ２２０の
折点下げＩＩＣＰを、減圧制御を待たず、事前に最大値
Ｔ　ＣＰ＊ｍｘに設定する（以下、これを初期Ｐバルブ
制御と呼ぶ）ことにより、後輪の速度ＶＲｊｌの大きな
落ち込みを防止することができる。
従って、前輪ホイルシリンダ油圧ＰＦＬの過度の減圧を
行う必要がなくなるため、制動距離及び安定性の点で有
利となる。なお、初期Ｐバルブ制御を実行するか否かは
、チャンネルパラメータＣＰの値が、減圧制御を開始す
る前に、予め定めたしきい値を越えたか否かによって判
断すれば良い。
また、車両の左右輪の路面の摩擦係数が異なる、いわゆ
るまたぎ路面にて制動を行う場合にも、初期Ｐバルブ制
御は有効であり、以下この例について、第１１図に基づ
いて説明する。
まず、車両の右輪が低μ路、左輪が高μ路を走行してい
ると仮定する（適当に除雪された雪国の道路ではよくあ
る状況である）。第１１図（ａ）、■）は、このような
走行路面において、制動を行った（！：　＠　）前後輪
ノ車輪速度Ｖ　ＦＲ＋　　Ｖ　ＩＬＩ　Ｖ　ＲＩ　　Ｖ
　ＦＬ、ヨーレートθ、前後輪のホイルシリンダ油圧Ｐ
□。
ＰＩＩＬ＋　　ＰＦＬＩ　　ＰＲ１％Ｒ１下げ量１ｅＰ
をＦＲ−ＲＬ系とＦＬ−ＲＲ系との両系統について示し
ている。
第１１図（ａ）のＦＲ−ＲＬ糸系統おいて、ホイルシリ
ンダ油圧の上昇に伴い、低μ路面を走行している右前輪
の車輪速度ＶＦＦＩが大きく落ち込み、ロック傾向が大
きくなるが、高μ路面を走行している左後輪のロック傾
向は小さいままである。従って、ローセレクト制御によ
り、この系統においては右前輪の車輪速度Ｖ□、車輪加
速度ＶＦＲ等に基づいて、この系統に供給されるブレー
キ圧力が制御される。この場合は、Ｐバルブ２２０の特
性を変える必要がないので、Ｐバルブ折点下げＩＩＣＰ
は零である。
一方、第１１図ら）のＦＬ−ＲＲ糸系統おいて、ホイル
シリンダ油圧の上昇に伴い、低μ路面を走行している右
後輪のロック傾向が大きくなるが、左前輪のロック傾向
はほとんどない。従って、第１１図山）に示すように、
折点下げ量ＩＣＰは大きな値となる。
そこで、初期Ｐバルブ制御を行って、右後輪の車輪速度
■。が大きく落ち込む前に対処すれば、前述したように
制動距離を短縮し、安定性を向上することができる。
以上述べてきた制御を実現するためのフローチャートを
第１２図（ａ）、　（ｂ）に示す。
このフローチャートは、例えば８１Ｉｌｓ周期で繰り返
し実効されるもので、第１２図（ａ）、　（ｂ）におい
てまずステップ８０１で各車輪速度センサ４１０〜４４
０から速度信号を取り込み、各車輪の車輪速度ＶＦＲ＋
　ＶＦＬ＋　　ＶＲＲ＋　ＶＲＬ及び車輪加速度ｖ□。
■ＦＬ＋　ｖＲ１＋　　ＶＩＬを演算すルウステップ８
０２では、ステップ８０１の結果から車体速度ｖ３゜を
推定し、さらに推定車体速度■、。に対し、所定の割合
を乗じた前後輪制御目標速度ｖｓｙｒ　１　■！？１１
を演算する。ステップ８０３では、ステップ８０１゜８
０２の演算結果から、各前後輪のロックパラメータＬ　
Ｐ　ｆ　＊　　Ｌ　Ｐ　＋’を演算する。ステップ８０
４では、ステップ８０３にて円座した各前後輪のロック
パラメータＬｙｅ、　　Ｌ□から各系統のチャンネルパ
ラメータＣ，を演算する。
ステップ８０５では、現在アンチスキ・ンド制御が行わ
れているか否か判定し、制蝕中と判定したならば、ステ
ップ８０７に進んでアンチスキッド制御Ｂを終了すべき
か否かを判定する。ステップ８０７にて制御を終了すべ
きでないと判定されるとステップ８０８に進み、各系統
の前後輪のロックパラメータＬ　Ｐ　ｔ　＊　　Ｌ　Ｐ
　ｒの大きさを比較し、ロックパラメータＬＰの大きい
輪をその系統の制御対象軸として選択する。ステップ８
０９では、ステップ８０８にて選択された制御対象軸の
ロックバラメークＬｔに基づいて、各系統別にアンチス
キッド制御のモードを選択し、ステップ８１０にて選択
したモードに従ってシステムのアクチュエータを駆動す
る。
一方、ステップ８０５にてアンチスキッド制御中でない
と判定されるとステップ８０６に進み、各輪のロックパ
ラメータＬＰに基づいて、アンチスキッド制御を開始す
べきか否かを判定し、開始すべきときにはステップ８０
８に進み、そうでないときにはステップ９０１に進む。
ステップ９０１では再度アンチスキッド制御中か否かを
判定し、制御中であればステップ９０２に進む。ステッ
プ９０２では、現在のアンチスキッド制御の制御モード
が減圧モードであるか否かを判定し、減圧モードであれ
ば、ステップ９０３に進み、今回の周期のＰバルブの折
点下げ量１　ｃｐ（＋ｓ）を演算する。また、減圧モー
ドでなければステ・ンブ９０４に進み、−周期前の折点
下げ量Ｉ　ＣＰ　Ｉｎ−１＞を今回の折点下げ量Ｉ　Ｃ
Ｆ　（ａ）　　とする。
また、ステップ９０１にてアンチスキシト制御中でない
と判定された場合、ステ・ンプ９０６に進み、チャンネ
ルパラメータＣ２の値を予め定めたしきい値Ｃ０と比較
する。この比較結果において、チャンネルパラメータＣ
ｐの値の方が大きければ、後輪のロック傾向が大きく、
減圧制御開始前にＰバルブの折点を下げる必要があると
判断し、折点下げ量の初期値ＩＣＦＩ。、を最大値Ｉ　
ＣＰ＋ｍ□に設定する。ステップ９０６の比較の結果、
しきい値Ｃ０の方が大きければステップ９０７に進んで
、折点下げ量の初期値ｒｃｚ。、を０に設定する。
ステップ９０５では、ステップ９０３，９０４゜９０７
．９０８にて定められた折点下げ量Ｅ　ＣＰ　（，１）
をＰバルブのソレノイドに出力し、Ｐバルブの折点を変
化させる。
なお、ステップ９０２〜ステツプ９０８の処理は、ＦＲ
−ＲＬ系について実行されるものであるが、ＦＬ−ＲＲ
系においてもまったく同一のため省略している。
また、本実施例においては、前後輪のロックパラメータ
ＬＰｆ＋　　ＬＰｒの差に基づいて、Ｐバルブの折点下
げ量ＩＣＰを求めているが、前後輪のロックパラメータ
ＬＰｆ＋　　ＬＰｒの比を用いても良い。
また、本実施例においては、ピエゾポンプの駆動信号を
正弦波としたが、それ以外にも例えば三角波のように、
ピエゾスタック１１に印加される電圧を矩形波と比較し
て緩やかにできるものであれば良い。
また、第１２図（ａ）、　（ｂ）に示すフローチャート
のステップ８０３が第１、第２０ツク傾向判定手段に、
ステップ８０８が比較手段に、ステップ９０３とステッ
プ９０５とが制御手段に、第１図の２位置弁２１０，２
５０とリザーバ２３０とピエゾポンプ２４０とが制動圧
力調節手段に相当する。
〔発明の効果〕
以上述べたように本発明によれば、前後輪のロック傾向
の大きさを比較し、大きいと判断されたロック傾向の大
きさを小さいと判断されたロック傾向の大きさに近づけ
るように、可変ブロボーショニングバルブを制御してい
る。このため、前後輪のロック傾向の大きさが同じ値に
近づいていき、前後輪の制動力配分を最適にすることが
できる。
したがって、ダイアゴナル配管のブレーキ系統に２ｃｈ
方式のアンチスキッド制御装置を適用した場合であって
も、アンチスキッド制御装置が優れた性能を発揮するこ
とができる。
【図面の簡単な説明】
第１図は本発明の第１実施例の構成図、第２図は第１図
に示したピエゾポンプの断面図、第３図は第１図に示し
たピエゾポンプの作動波形図、第４図（ａ）、　Ｑ））
は矩形波にてピエゾポンプを駆動したときのポンプ性能
を表す波形図、第５図（ａ）、　（ｂ）は正弦波にてピ
エゾポンプを駆動したときのポンプ性能を表す波形図、
第６図はとエゾボンプの騒音を測定する測定装置の構成
図、第７図（ａ）、　（ｂ）は矩形波、正弦波を示す波
形図、第８図（ａ）、　（ｂ）は第７図（ａ）、　（ｂ
）の矩形波及び正弦波にてピエゾポンプを駆動したとき
の騒音を示す波形図、第９図は本実施例の作動を説明す
るタイムチャート、第１０図（ａ）、　（ｂ）は初期Ｐ
バルブ制御の作動を説明するタイムチャート、第１１図
（ａ）、　（ｂ）は走行路面がまたぎ路のときの制御を
示すタイムチャート、第１２図（ａ）、　（ｂ）は本実
施例の作動を実現するためのフローチャート、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
Ｐバルブの特性を示す特性図、第１５図は本発明の概要
を示す構成図である。 ２・・・マスタシリンダ、３ａ、３ｂ、３ｃ、３ｄ・・
・ホイルシリンダ、１１０，１５０．２１０　２５０・
・・２位置辺、１２０，２２０・・・Ｐバルブ、１３０
．２３０・・・リザーバ、１４０．２４０・・・ピエゾ
ポンプ、１６０，１７０，２６０，２７０・・・チエツ
ク弁、４１０，４２０，４３０，４４０・・・車輪速度
センサ、５００・・・ＥＣＵ。

Claims (2)

    【特許請求の範囲】
  1. （１）対角に位置する前輪、後輪のホイルシリンダが同
    一の圧力系統を介してマスタシリンダからの制動圧力を
    供給されるブレーキ装置において、前記前輪のロック傾
    向を判定する第１のロック傾向判定手段と、 前記後輪のロック傾向を判定する第２のロック傾向判定
    手段と、 前記圧力系統に設けられ、前記マスタシリンダから供給
    される制動圧力に対して、前記後輪のホイルシリンダに
    供給される制動圧力の比率を制御信号に応答して変化さ
    せる可変プロポーショニングバルブと、 前記第１及び第２のロック傾向判定手段により判定され
    た前輪及び後輪のロック傾向の大きさを比較する比較手
    段と、 前記比較手段によって大きいと判断されたロック傾向の
    大きさを小さいと判断されたロック傾向の大きさに近づ
    けるように前記可変プロポーショニングバルブに制御信
    号を出力する制御手段と、前記比較手段によって比較さ
    れ、大きいと判断された車輪のロック傾向に基づいて前
    記圧力系統に供給する制動圧力を調節し、このロック傾
    向を減少させる制動圧力調節手段と を備えることを特徴とするブレーキ装置。
  2. （２）前記制動圧力調節手段は、前記前輪及び後輪のホ
    イルシリンダの圧力を少なくとも増圧・減圧制御する弁
    手段と、この弁手段により減圧制御が行われたときに前
    記前輪及び後輪のホイルシリンダから流出する圧力流体
    を還流させるポンプとを備え、このポンプは、圧電素子
    に印加する電圧を制御することによってポンプ室内を圧
    電素子が伸縮してポンプ作用を行うよう構成され、この
    圧電素子に非矩形波形の電圧を印加することを特徴とす
    る請求項１記載のブレーキ装置。
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