JPH04345563A

JPH04345563A - 制動力制御装置

Info

Publication number: JPH04345563A
Application number: JP11761291A
Authority: JP
Inventors: Yoshiki Yasuno; 芳樹安野
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 1991-05-22
Filing date: 1991-05-22
Publication date: 1992-12-01
Anticipated expiration: 2012-04-30
Also published as: JP2606003B2

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】

【０００１】

【産業上の利用分野】この発明は、制動時の車両の操縦
安定性を向上させることができる制動力制御装置に関す
る。

【０００２】

【従来の技術】従来の制動力制御装置としては、例えば
特開昭６３−１８４１１６号公報に記載されているよう
に、各車輪に設けた制動手段としてのホイールシリンダ
の制動圧を圧力に応じたアナログ電圧を発生する油圧セ
ンサで検出し、この制動圧検出値をマイクロコンピュー
タを備えたコントローラに入力することにより、このコ
ントローラで、油制動圧検出値と目標制動圧との差に応
じてホイールシリンダへの供給油圧を制御する制御弁を
増圧、保持、減圧の何れかに制御することにより、実際
の制動圧と目標制動圧とを一致させて良好な制動力制御
を行うようにしている。

【０００３】ところで、コントローラはマイクロコンピ
ュータを備えてディジタル処理を行うので、油圧センサ
から出力されるアナログ電圧でなる制動圧検出値を所定
周期毎にＡ／Ｄ変換器でＡ／Ｄ変換するようにしている
。

【０００４】

【発明が解決しようとする課題】しかしながら、上記従
来の制動力制御装置にあっては、油圧センサから出力さ
れる制動圧検出値を単にＡ／Ｄ変換器でディジタル値に
変換したのでは、制御弁の制御モードが保持モードから
増圧モード又は減圧モードに切換えられた場合に、ホイ
ールシリンダ圧が高周波で振動するため、油圧センサの
検出出力及びＡ／Ｄ変換出力は図１１（ａ）　に示すよ
うに、ノイズが多く含まれた信号となり、この制動圧検
出値を制御パラメータとして用いた制御を行う場合には
、良好な性能を得ることができないという未解決の課題
がある。

【０００５】この課題を解決するために、従来は、Ａ／
Ｄ変換器の入力側にアナログローパスフィルタを設ける
か又はＡ／Ｄ変換器の出力側にディジタルローパスフィ
ルタを設けて、高周波ノイズを除去するようにしている
のが一般的である。ここで、ローパスフィルタのカット
オフ周波数を低く設定すると、図１１（ｂ）に示すよう
に、増圧又は減圧モードに切換えた際にフィルタ出力の
応答に遅れが生じ、逆にカットオフ周波数を高く設定す
ると、図１１（ｃ）　に示すように、十分なノイズ除去
ができなくなり、フィルタ出力の応答遅れを小さくしな
がら十分なノイズ除去を行うという相反する要求を満足
することができないという未解決の課題がある。

【０００６】そこで、本発明は、上記従来例の未解決の
課題に着目してなされたものであり、高周波ノイズを除
去しながら応答性の優れた制動圧検出値を得ることがで
きる制動圧制御装置を提供することを目的としている。

【０００７】

【課題を解決するための手段】上記目的を達成するため
に、本発明に係る制動力制御装置は、図１の基本構成図
に示すように、前輪及び後輪の少なくとも一方に配設さ
れた入力される流体圧に応じて制動力を制御可能な制動
力制御手段と、前記制動力制御手段の流体圧を検出する
制動圧検出手段と、該制動圧検出手段の制動圧検出値の
Ａ／Ｄ変換値を第１の所定周期毎に読込み、これに所定
の信号処理を行って補正値を出力する信号処理手段と、
各制動力制御手段の目標制動圧を算出する目標制動圧算
出手段と、該目標制動圧算出手段の目標制動圧と前記補
正値とが一致するように、前記第１の所定周期より長い
第２の所定周期毎に前記増圧、保持及び減圧モードの何
れかを決定し、前記制動力制御手段を制御する制動圧制
御手段と、該制動圧制御手段で、保持モードから他のモ
ードへの切換え時点で、そのときの補正値と予め設定し
た所定の圧力変化割合とにより制動圧の予測値を一意に
求める制動圧推定手段とを備え、前記信号処理手段は、
前記制動圧制御手段で増圧又は減圧モードが決定された
ときに前記制動圧推定手段の予測値を補正値として選択
することを特徴としている。

【０００８】

【作用】本発明に係る制動力制御装置においては、ホイ
ールシリンダ等の制動力制御手段の制動圧を制動圧検出
手段で検出し、この制動圧検出値のＡ／Ｄ変換値を信号
処理手段で第１の所定周期毎に読込む。一方、制動圧制
御手段で、目標制動圧と信号処理手段から出力される補
正値とが一致するように、増圧、保持及び減圧モードの
何れかを決定し、決定された制御モードで制動力制御手
段を制御する。そして、制動圧推定手段で、制動圧制御
手段での保持モードから増圧モード又は減圧モードへの
切換時に、そのときの補正値と所定の圧力変化割合とに
基づいて制動圧の予測値を一意に求め、信号処理手段で
、増圧モード又は減圧モードの開始時に制動圧検出値に
基づく補正値に代えて制動圧推定手段の予測値を補正値
として選択する。このため、保持モードから増圧モード
又は減圧モードへの切換時に、制動圧検出値に現れる高
周波の振動成分の影響を受けることなく、応答性の優れ
た制動圧検出値を得ることができる。

【０００９】

【実施例】以下、この発明の実施例を図面に基づいて説
明する。図２はこの一実施例を示す油圧系統図である。図中、１ＦＬ，１ＦＲは前輪に取付けられた制動手段と
してのホイールシリンダ、１ＲＬ，１ＲＲは後輪に取付
けられた制動手段としてのホイールシリンダであって、
これらホイールシリンダ１ＦＬ〜１ＲＲに供給するブレ
ーキ油圧がアクチュエータ２によって制御される。

【００１０】このアクチュエータ２は、前輪側のホイー
ルシリンダ１ＦＬ及び１ＲＲのシリンダ圧を個別に制御
する３ポート３位置電磁方向切換弁３ＦＬ及び３ＦＲと
、後輪側のホイールシリンダ１ＲＬ及び１ＲＲを同時に
制御する３ポート３位置電磁方向切換弁３Ｒとを備えて
いる。そして、電磁方向切換弁３ＦＬ及び３ＦＲのＰポ
ートがブレーキペダル４に連結された２系統マスターシ
リンダ５の一方の系統に接続され、また電磁方向切換弁
３ＦＬ及び３ＦＲのＡポートが個別にホイールシリンダ
１ＦＬ及び１ＦＲに接続され、さらにＢポートが電動モ
ータ（図示せず）によって回転駆動される油圧ポンプ７
Ｆを介してマスターシリンダ５の一方の系統に接続され
ている。

【００１１】また、電磁方向切換弁３ＲのＡポートがホ
イールシリンダ１ＲＬ及び１ＲＲに接続され、Ｂポート
が電動モータ（図示せず）によって回転駆動される油圧
ポンプ７Ｒを介してマスターシリンダ５の他方の系統に
接続されている。さらに、電磁方向切換弁３ＦＬ及び３
ＦＲのＰポートと油圧ポンプ７Ｆとの間の管路にアキュ
ムレータ８Ｆが接続され、Ｂポートと油圧ポンプ７Ｆと
の間の管路にリザーバタンク９Ｆが接続され、同様に電
磁方向切換弁３ＲのＰポートと油圧ポンプ７Ｒとの間の
管路にアキュムレータ８Ｒが接続され、Ｂポートと油圧
ポンプ７Ｒとの間の管路にリザーバタンク９Ｒが接続さ
れている。

【００１２】ここで、各電磁方向切換弁３ＦＬ〜３Ｒの
夫々は、ノーマル位置の第１の切換位置でマスターシリ
ンダ５とホイールシリンダ１ＦＬ〜１ＲＲとを直接接続
してホイールシリンダ１ＦＬ〜１ＲＲのブレーキ液圧を
マスターシリンダ５に応じた値とする増圧状態とし、第
２の切換位置でホイールシリンダ１ＦＬ〜１ＲＲとマス
ターシリンダ５及び油圧ポンプ７Ｆ及び７Ｒとの間を遮
断してホイールシリンダ１ＦＬ〜１ＲＲのブレーキ液圧
を保持する保持状態とし、さらに第３の切換位置でホイ
ールシリンダ１ＦＬ〜１ＲＲとマスターシリンダ５との
間を油圧ポンプを介して接続することにより、ホイール
シリンダ１ＦＬ〜１ＲＲ内の作動油をマスターシリンダ
５側に戻す減圧状態とし、これらの切換位置が後述する
制動圧制御装置１６から供給される３段階の電流値によ
って切換制御される。

【００１３】一方、車両には、ステアリングホイール１
０の操舵角を検出して、ステアリングホイール１０が中
立位置にあるときに零の電圧、この中立位置から右切り
したときに操舵角に応じた負の電圧、及び中立位置から
左切りしたときに操舵角に応じた正の電圧となる操舵角
検出値θを出力する操舵状態検出手段としての操舵角セ
ンサ１１が配設されていると共に、車速に応じた車速検
出値ＶＸ　を出力する速度検出手段としての車速センサ
１２が取付けられ、またブレーキペダル４の踏込状態を
検出するブレーキスイッチ１３が取付けられていると共
に、各ホイールシリンダ１ＦＬ，１ＦＲ，１ＲＬ，１Ｒ
Ｒ及びマスターシリンダ５のシリンダ圧に応じたアナロ
グ電圧でなる圧力検出値ＰＦＬ，ＰＦＲ，ＰＲ　及びＰ
ＭＣを出力する圧力センサ１４ＦＬ，１４ＦＲ，１４Ｒ
及び１４ＭＣが取付けられ、これら各センサの圧力検出
値ＰＦＬ，ＰＦＲ，ＰＲ　及びＰＭＣが制動圧制御装置
１６に入力される。

【００１４】制動圧制御装置１６は、図３に示すように
、各センサ１１，１２及び１４ＦＬ〜１４ＭＣの各検出
値がセンサ１２の検出値については直接、センサ１１及
び１４ＦＬ〜１４ＭＣについてはＡ／Ｄ変換器１７ａ〜
１７ｅを介して入力されると共に、ブレーキスイッチ１
３のスイッチ信号が直接入力されるマイクロコンピュー
タ１９と、このマイクロコンピュータ１９から出力され
る制御信号ＣＳＦＬ，ＣＳＦＲ及びＣＳＲ　がＤ／Ａ変
換器１８ａ〜１８ｃを介して個別に入力されて前述した
電磁方向切換弁３ＦＬ，３ＦＲ及び３Ｒのソレノイドを
駆動するフローティング形の定電流回路２０ＦＬ，２０
ＦＲ及び２０Ｒとを備えている。

【００１５】マイクロコンピュータ１９は、少なくとも
入力インタフェース回路１９ａ、出力インタフェース回
路１９ｂ、演算処理装置１９ｃ及び記憶装置１９ｄを備
え、演算処理装置１９ｃで、各圧力センサ１４ＦＬ〜１
４ＭＣの圧力検出値ＰＦＬ〜ＰＭＣをＡ／Ｄ変換器１７
ｂ〜１７ｅでディジタル値に変換した値を一定周期Ｔ１
　で読込み、これらに基づいて図６の処理を実行して、
各圧力検出値ＰＦＬ〜ＰＲ　の補正値ＰＦＬＡ　〜ＰＲ
Ａを算出し、且つ操舵角センサ１１からの操舵角検出値
θ，車速センサ１２からの車速検出値ＶＸ　及び圧力セ
ンサ１４ＭＣからのマスターシリンダ圧検出値ＰＭＣに
基づいて図５の処理を実行して、前輪左右の目標制動力
としての目標ホイールシリンダ圧Ｐ＊　ＦＲ及びＰ＊　
ＦＬを算出すると共に、これら目標ホイールシリンダ圧
Ｐ＊　ＦＲ及びＰ＊　ＦＬと、圧力センサ１４ＦＲ，１
４ＦＬにおけるシリンダ圧検出値ＰＦＲ及びＰＦＬの補
正値ＰＦＲＡ　及びＰＦＬＡ　と、圧力センサ１４ＭＣ
のシリンダ圧検出値ＰＭＣとに基づいて図７の処理を実
行してアクチュエータ２の電磁方向切換弁３ＦＬ，３Ｆ
Ｒを制御する制御信号ＣＳＦＬ，ＣＳＦＲを出力し、且
つ電磁方向切換弁３Ｒに対しては、常時零の制御信号Ｃ
ＳＲ　を出力する。

【００１６】次に、上記実施例の動作を説明する。先ず
、上記実施例の制御原理について説明すると、車両の運
動を、図４に示すように、ヨーイング及び横方向の２自
由度と考えた場合、運動方程式は下記（１）式及び（２
）　式で表すことができる。　　ＩＺ　・Ψ″（ｔ）　＝Ｃｆ　・Ｌｆ　−Ｃｒ　・
Ｌｒ　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　＋Ｔ
ｆ　・（　ＢＦＬ（ｔ）　−ＢＦＲ（ｔ））／２　　　
　　　　　　　…………（１）　　　Ｍ・Ｖ′ｙ　（ｔ
）　＝２（Ｃｆ　＋Ｃｒ　）　−Ｍ・Ｖｘ　（ｔ）　・
Ψ′　　　　　　　　…………（２）　　　ここで、Ｉ
Ｚ　は車両ヨー慣性モーメント、Ψ′はヨーレート、Ｌ
ｆ　は車両重心と前車軸との間の距離、Ｌｒ　は車両重
心と後車軸との間の距離、Ｔｆ　は前輪トレッド、ＢＦ
Ｌ（ｔ）　は左前輪制動力、ＢＦＲ（ｔ）　は右前輪制
動力、Ｍは車両重量、Ｖｙ　は車両横方向速度、Ｖ′ｙ
　（ｔ）　は車両横方向加速度、Ｖｘ　は車両前後方向
速度である。また、Ｃｆ　及びＣｒ　は、前輪及び後輪
のコーナリングフォースであって、下記（３）　式及び
（４）　式で表すことができる。

【００１７】　　Ｃｆ　＝Ｋｆ　｛θ（ｔ）／Ｎ−（　Ｖｙ　＋Ｌｆ
　・Ψ′（ｔ）　／Ｖｘ　（ｔ）　）　｝…………（３
）　　　Ｃｒ　＝−Ｋｒ　（　Ｖｙ　−Ｌｒ　・Ψ′（
ｔ）　）　／Ｖｘ　（ｔ）　　　　　　　　　　　　　
…………（４）　なお、θ（ｔ）　は操舵角、Ｎはステ
アリングギヤ比、Ｋｆ　は前輪コーナリングパワー、Ｋ
ｒ　は後輪コーナリングパワーである。そして、前記（
３）　式及び（４）　式を前記（１）　式及び（２）　
式に代入し、ヨーレートΨ′（ｔ）　、横方向速度Ｖｙ
　（ｔ）　に関する微分方程式と考えると、下記（５）
　式及び（６）式で表現することができる。

【００１８】　　Ψ″（ｔ）　＝ａ１１・Ψ′（ｔ）　＋ａ１２・Ｖ
ｙ　（ｔ）　　　　　　　　　　　　　　　＋ｂ１　・
θ（ｔ）　＋ｂｐｌ・ΔＢｆ　（ｔ）　　　　　　　　
　　　　　　　…………（５）　　　Ｖ′ｙ　（ｔ）　
＝ａ２１・Ψ′（ｔ）　＋ａ２２・Ｖｙ　（ｔ）　＋ｂ
２　・θ（ｔ）　　　…………（６）　但し、ΔＢｆ　
（ｔ）　　　＝ＢＦＬ（ｔ）　−ＢＦＲ（ｔ）　　　　
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　………（７．
１）　　　　　　　ａ１１＝−２（Ｋｆ　・　Ｌｆ　・
　Ｌｆ　＋　Ｋｒ　・　Ｌｒ　・　Ｌｒ　）／（　ＩＺ
　・ＶＸ　）　…（７．２）　　　　　　　ａ１２＝−
２（Ｋｆ　・　Ｌｆ　−　Ｋｒ　・　Ｌｒ　）／（　Ｉ
Ｚ　・ＶＸ　）　　　　　　　　　………（７．３）　
　　　　　　ａ２１＝−２（Ｋｆ　・　Ｌｆ　−　Ｋｒ
　・　Ｌｒ　）／（　Ｍ・ＶＸ　）　−ＶＸ　　　　　
………（７．４）　　　　　　　ａ２２＝−２（　Ｋｆ
　＋Ｋｒ　）／（　Ｍ・ＶＸ　）　　　　　　　　　　
　　　　　　　　　　　………（７．５）　　　　　　
　ｂ１　＝２・Ｋｆ　・Ｌｆ　／（ＩＺ　・Ｎ）　　　
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　………（７
．６）　　　　　　　ｂ２　＝２・Ｋｆ　／（Ｍ・Ｎ）
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　
　　　　　………（７．７）　　　　　　　ｂｐ１＝Ｔ
ｆ　／（２・ＩＺ　）　　　　　　　　　　　　　　　
　　　　　　　　　　　　　　　　　………（７．８）
　である。

【００１９】上記（５）　式及び（６）　式より、操舵
角入力θ（ｔ）　に対する発生ヨーレートΨ′１　（ｔ
）　の関係は、微分演算子ｓを用いると下記（８）　式
のように表せる。　　　　この（８）　式の伝達関数Ｘ（ｓ）　は（一次
）／（二次）の形であり、ＶＸ　が大きくなる程操舵角
入力θ（ｔ）　に対する発生ヨーレートΨ′１（ｔ）は
振動的になり、車両操縦性及び安定性が悪化することが
分かる。すなわち、前記（８）　式の分母の一次の項に
係る係数｛−（ａ１１＋ａ２２）｝は、制御系の減衰係
数ζに相当し、このため係数｛−（ａ１１＋ａ２２）｝
に前記（７．２）　式及び（７．５）　式に示すａ１１
及びａ２２を代入すると、これらａ１１，ａ２２が常に
負の値となることから、減衰係数ζは正の減衰であり、
且つ車両前後方向速度ＶＸ　が大きくなる程減衰係数ζ
は零に近づくことになる。つまり、車両前後方向速度Ｖ
Ｘ　が大きくなる程、制御系の減衰係数ζが小さくなる
ため、ヨーレートΨ′１（ｔ）は振動的（減衰し難い）
になる。

【００２０】そこで、例えば目標ヨーレートΨ′ｒ（ｔ
）を操舵角入力θ（ｔ）　に対してオーバシュート及び
アンダシュートの無い１次遅れ系とし、且つ定常値をノ
ーマルの車両と等しく設定すれば、目標ヨーレートΨ′
ｒ（ｔ）は下記（９）　式で表すことができる。　　Ψ′ｒ（ｔ）＝Ｈ０　・θ（ｔ）　／（１＋τＳ）
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　………
…（９）　但し、Ｈ０　は定常ヨーレートゲインで、ス
タビリティファクタＡを用いることにより、下記（１０
）式によって定義される。

【００２１】　　Ｈ０　＝ＶＸ　／｛（１＋Ａ・ＶＸ　２）・Ｌ・Ｎ
）　　　　　　　　　　　　　　　　　　…………（１
０）ここで、Ｌはホイールベースであり、またスタビリ
ティファクタＡは、　　Ａ＝−Ｍ（Ｌｆ　・Ｋｆ　−Ｌｒ　・Ｋｒ　）／２
・Ｌ２　・Ｋｆ　・Ｋｒ　　　…………（１１）で表さ
れる。

【００２２】このように、上記（９）　式で定常値をノ
ーマルの車両と等しく設定するようにしているので、前
述した従来例のように車両の制動時に積極的に回頭性を
向上させるものではなく、制動時、非制動時にかかわら
ず操舵角検出値θと車速検出値ＶＸ　とによって定めら
れた所定のヨー特性を満足させて、車両の操縦安定性を
向上させることができる。

【００２３】次に、前輪左右の制動力差ΔＢｆ　（ｔ）
　を用いて、車両の発生ヨーレートΨ′（ｔ）　を目標
ヨーレートΨ′ｒ（ｔ）に一致させる方法について説明
する。前記（９）式を変形すると、目標ヨーレートの微
分値Ψ″ｒ（ｔ）は、下記（１２）式で求めることがで
きる。　　Ψ″ｒ（ｔ）＝Ｈ０　・θ（ｔ）　／τ−Ψ′ｒ（
ｔ）／τ　　　　　　　　　　　　　　　　　　………
…（１２）また、操舵角入力θ（ｔ）　と前輪左右制動
力差ΔＢｆ　（ｔ）　による発生ヨーレートΨ′（ｔ）
　が、目標ヨーレートΨ′ｒ（ｔ）と一致すると仮定す
れば、各々の微分値Ψ″（ｔ）　，Ψ″ｒ（ｔ）も一致
する。したがって、Ψ″ｒ（ｔ）＝Ψ″（ｔ）　、Ψ′
ｒ（ｔ）＝Ψ′（ｔ）　と仮定し、また前記仮定が成立
する時の横方向速度Ｖｙ（ｔ）　をＶｙｒ（ｔ）　と定
義して、これらを前記（５）　式及び（６）　式に代入
することにより、下記（１３）式及び（１４）式を得る
ことができる。

【００２４】　　Ψ″ｒ（ｔ）＝ａ１１　・Ψ′ｒ（ｔ）＋ａ１２　
・Ｖｙｒ（ｔ）　　　　　　　　　　　　　　＋ｂ１・
θ（ｔ）　＋ｂ　ｐ１・ΔＢｆ　（ｔ）　　　　　　　
　　　　　　　　　　…………（１３）　　Ｖ′ｙｒ（
ｔ）　＝ａ２１　・Ψ′ｒ（ｔ）＋ａ２２　・Ｖｙｒ（
ｔ）　＋ｂ２・θ（ｔ）　　　　　…………（１４）　
　そして、上記（１３）式に前記（１２）式を代入すれ
ば、前輪左右の制動力差ΔＢｆ　（ｔ）　は下記（１５
）式で求めることができる。 ΔＢｆ　（ｔ）　＝（Ψ″ｒ（ｔ）−ａ１１　・Ψ′ｒ
（ｔ）−ａ１２　・Ｖｙｒ（ｔ）　−ｂ１・θ（ｔ））
／ｂｐ１　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　
　　　　　　　　　　　　　　…………（１５）　　こ
の（１５）式で求めた前輪左右の制動力差ΔＢｆ　（ｔ
）を発生させるためには、前輪左右のホイールシリンダ
圧に差圧を生じさせればよく、ホイールシリンダ圧Ｐと
制動力Ｂｆ　との関係は、車輪の慣性モーメントを無視
すれば、下記（１６）式で求めることができる。

【００２５】　　Ｂｆ　＝２・μｐ　・Ａｐ　・ｒｐ　・Ｐ／Ｒ＝ｋ
ｐ　・Ｐ　　　　　　　　　　　　　　…………（１６
）　　ｋｐ　＝２・μｐ　・Ａｐ　・ｒｐ　／Ｒ　　　
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　
…………（１７）但し、ｋｐ　はホイールシリンダ圧と
制動力との比例定数であり、μｐ　はブレーキパッド及
びディスクロータ間摩擦係数、Ａｐ　はホイールシリン
ダ面積、ｒｐ　はディスクロータ有効半径、Ｒはタイヤ
半径である。

【００２６】したがって、前輪左右のホイールシリンダ
圧の目標差圧をΔＰ（ｔ）　とすれば、この目標差圧Δ
Ｐ（ｔ）　は、　　ΔＰ（ｔ）　＝ΔＢｆ　（ｔ）　／ｋｐ　　　　　
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　
　　　…………（１８）で表すことができる。そして、
上記（１８）式で求められた目標差圧ΔＰ（ｔ）　とマ
スターシリンダ圧ＰＭＣ（ｔ）　とから、前輪左右の目
標ホイールシリンダ圧ＰＦＬ（ｔ）　及びＰＦＲ（ｔ）
　を下記（１９）式及び（２０）式に従って算出する。

【００２７】　　Ｐ＊　ＦＬ（ｔ）　＝ＰＭＣ（ｔ）　　　（ΔＰ（
ｔ）　≧０）　　　　　　　　　　　　＝ＰＭＣ（ｔ）
　＋ΔＰ（ｔ）　　　　　　　　　　　　　（ΔＰ（ｔ
）　＜０且つＰＭＣ（ｔ）　＞−ΔＰ（ｔ）　）　　　
　　　　　　　　　＝０　　　　　　　　　　　　　　
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　
　　　　　…………（１９）　　　　　　　　　　　　
（ΔＰ（ｔ）　＜０且つＰＭＣ（ｔ）　≦−ΔＰ（ｔ）
　）　　Ｐ＊　ＦＲ（ｔ）　＝ＰＭＣ（ｔ）　　　（Δ
Ｐ（ｔ）　＜０）　　　　　　　　　　　　＝ＰＭＣ（
ｔ）　−ΔＰ（ｔ）　　　　　　　　　　　　　（ΔＰ
（ｔ）　≧０且つＰＭＣ（ｔ）　＞ΔＰ（ｔ）　）　　
　　　　　　　　　　＝０　　　　　　　　　　　　　
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　
　　　　　　…………（２０）　　　　　　　　　　　
　（ΔＰ（ｔ）　≧０且つＰＭＣ（ｔ）　≦ΔＰ（ｔ）
　）　　なお、前後輪のコーナリングパワーＫｆ，Ｋｒ
　は制動力及び駆動力が加わることにより変化するので
、制動時のコーナリングパワーを算出する必要がある。

【００２８】すなわち、前輪及び後輪のコーナリングフ
ォースＣｆ　及びＣｒ　と制動力及び駆動力とは、一般
に図８に示すような摩擦円の概念によって関係づけられ
ている。以下、前輪を例にとって制動力が加わるときの
コーナリングパワーＫｆ　の算出方法を説明する。先ず
、前輪側のコーナリングフォースＣｆ　は車輪横すべり
角βに比例すると仮定し、タイヤの出し得る最大摩擦力
（即ち摩擦円半径）をＦ０　、コーナリングフォースＣ
ｆ　が最大値Ｃｆｍａｘとなるときの横すべり角βをβ
ｍａｘ　、制動力が加わらないときのコーナリングパワ
ーをＫｆ０とすれば、　　Ｃｆｍａｘ＝Ｆ０　＝Ｋｆ０
・βｍａｘ　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　
　　　　　　　　　　　　　…………（２１）の関係が
得られる。

【００２９】この（２１）式が成り立つ時に制動力Ｂｆ
　が加わると、最大コーナリングフォースＣｆｍａｘは
、下記（２２）式のように変化する。　　Ｃｆｍａｘ＝（Ｆ０　２　−Ｂｆ　２）１／２　　
　　　　　　＝Ｆ０　｛１−（Ｂｆ　／Ｆ０　）２　｝
１／２　　　　　　　　＝［Ｋｆ０｛１−（Ｂｆ　／Ｆ
０　）２　｝１／２　］βｍａｘ　　　　　　　　　…
………（２２）したがって、制動力Ｂｆ　が加わったと
きの前輪側コーナリングパワーＫｆ　は下記（２３）式
で求めることができる。

【００３０】　　Ｋｆ　＝Ｋｆ０｛１−（Ｂｆ　／Ｆ０　）２　｝１
／２　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　……
……（２３）そして、前輪側コーナリングパワーＫｆ　
を前輪側の左右輪の平均値とすれば、前輪左右に制動力
ＢＦＬ，　ＢＦＲが加わった時の前輪側コーナリングパ
ワーＫｆ　は下記（２４）式で求めることができる。　　Ｋｆ　＝Ｋｆ０［｛１−（ＢＦＲ／Ｆ０）２　｝１
／２　＋｛１−（ＢＦＬ／Ｆ０）２　｝１／２　］／２
…………（２４）同様に、後輪の出し得る最大摩擦力を
Ｆ０　′、制動力が加わらない時の後輪側コーナリング
パワーをＫｒ０とすれば、後輪に制動力Ｂｒが加わった
時の後輪側コーナリングパワーＫｒ　は下記（２５）式
で求めることができる。

【００３１】　　Ｋｒ　＝Ｋｒ０｛１−（Ｂｒ　／Ｆ０　′）２　｝
１／２　　　　　　　　　　　　　　　　　　　………
…（２５）そして、上記（２３）式及び（２４）式に前
述した（１６）式を代入することにより、下記（２６）
式及び（２７）式に従って前輪側コーナリングパワーＫ
ｆ　及び後輪側コーナリングパワーＫｒ　を求めること
ができる。　　Ｋｆ　＝Ｋｆ０［｛１−（ｋｐ　Ｐ　ＦＲ／Ｆ０）
２　｝１／２　＋｛１−（ｋｐ　Ｐ　ＦＬ／Ｆ０）２　
｝１／２　］／２　　　　　　　　　　　　　　　　　
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　
　　　　　　　　　　　　　　　　　　…………（２６
）　　Ｋｒ　＝Ｋｒ０｛１−（ｋｐ　ＰＲ　／Ｆ０　′
）２　｝１／２　　　　　　　　　　　　　　　………
…（２７）したがって、マイクロコンピュータ１９の演
算処理装置１９ｃで、図５の目標ホイールシリンダ圧演
算処理及び図７の制動力制御処理を実行することにより
、前輪側左右輪に対する制動力を制御して車両のヨーレ
ートを目標ヨーレートに一致させることができる。

【００３２】すなわち、図５の目標ホイールシリンダ圧
演算処理は、所定周期ΔＴ（例えば５ｍｓｅｃ）毎のタ
イマ割込処理として実行され、先ずステップＳ１で、操
舵角センサ１１の操舵角検出値θ、車速センサ１２の車
速検出値ＶＸ　及び圧力センサ１４ＦＬ〜１４Ｒの圧力
検出値ＰＦＬ〜ＰＲ　を読込み、次いでステップＳ２に
移行して圧力検出値ＰＦＬ〜ＰＲ　の補正値ＰＦＬＡ　
〜ＰＲＡを算出する補正処理を実行する。

【００３３】この補正処理は、図６に示すように、先ず
ステップＳ２１でブレーキスイッチ１３がオフ状態であ
るか否かを判定し、オフ状態であるときには、車両が非
制動状態であると判断してステップＳ２２に移行して、
現在の圧力検出値ＰＦＬ〜ＰＲ　を圧力補正値ＰＦＬＡ
　〜ＰＲＡとし、且つ後述するカウント値Ｎを“０”に
クリアしてからサブルーチン処理を終了して図５の処理
に戻り、ブレーキスイッチ１３がオン状態であるときに
は、車両が制動状態であると判断してステップＳ２３に
移行する。

【００３４】このステップＳ２３では、ホイールシリン
ダ圧Ｐｉ　（ｉ＝ＦＬ，ＦＲ，Ｒ）がマスターシリンダ
圧ＰＭＣと一致しているか否かを判定する。この判定は
、制動状態がアクチュエータ２の動作を伴わない通常制
動状態であるか否かを判定するものであり、Ｐｉ　＝Ｐ
ＭＣであるときには、通常制動状態であると判断して前
記ステップＳ２２に移行し、Ｐｉ　≠ＰＭＣであるとき
には、アクチュエータ２が動作状態となる制動状態であ
ると判断してステップＳ２４に移行する。

【００３５】このステップＳ２４では、現在のアクチュ
エータ２の制御状態が減圧、保持、増圧モードの何れで
あるかを判定する。このとき、増圧モードであるときに
は、ステップＳ２５に移行して、ホイールシリンダ圧変
化量ΔＰ１　を算出する。ここで、ホイールシリンダ圧
ΔＰ１　の算出は、前右輪のホイールシリンダ圧ＰＦＲ
を例にとって説明すると、先ず所定時間の増圧（又は減
圧）を行った時のホイールシリンダ圧変化量特性データ
が予め必要となる。このホイールシリンダ圧変化量特性
データは、マスタシリンダ圧及び増圧開始前のホイール
シリンダ圧が決まれば、圧力変化量が一意に決定される
２入力１出力関数の形で記述されていなければならない
。

【００３６】一例として、マスタシリンダ圧ＰＭＣを４
０，６０及び８０ｋｇ／ｃｍ２　　の一定値に保った状
態で、５ｍｓｅｃ間の増圧を行った場合のホイールシリ
ンダ圧変化量ΔＰ１　の実測データを図９に示す。この
場合ホイールシリンダ圧変化量ΔＰ１　は、増圧開始前
のホイールシリンダ圧に依存しており、図９に示した実
測データは概ねホイールシリンダ圧の２次関数として表
せ、例えばマスタシリンダ圧ＰＭＣが６０ｋｇ／ｃｍ２
の時のホイールシリンダ圧変化量ΔＰ１　は、下記（２
８）式により近似することができる。

【００３７】　　ΔＰ１　（ＰＭＣ＝６０ｋｇ／ｃｍ２）＝ΔＰｍａ
ｘ　−Ｋ０（ＰＦＲ−Ｐ０）２　　　　　…………（２
８）ただし、ΔＰｍａｘ　＝４．５ｋｇ／ｃｍ２　、Ｋ
０　＝０．００４１（ｋｇ／ｃｍ２）−１、Ｐ０　＝２
７ｋｇ／ｃｍ２である。同様に、マスタシリンダ圧ＰＭ
Ｃが４０ｋｇ／ｃｍ２及び８０ｋｇ／ｃｍ２の場合は、
夫々下記（２９）式及び（３０）式で近似することがで
きる。

【００３８】　　ΔＰ１　（ＰＭＣ＝４０ｋｇ／ｃｍ２）＝ΔＰｍａ
ｘ　−Ｋ０（ＰＦＲ−Ｐ０）２　　　　　…………（２
９）ただし、ΔＰｍａｘ　＝３ｋｇ／ｃｍ２、Ｋ０　＝
０．００６２（ｋｇ／ｃｍ２）−１、Ｐ０　＝１８ｋｇ
／ｃｍ２である。　　ΔＰ１　（ＰＭＣ＝８０ｋｇ／ｃｍ２）＝ΔＰｍａ
ｘ　−Ｋ０（ＰＦＲ−Ｐ０）２　　　　　…………（３
０）ただし、ΔＰｍａｘ　＝６ｋｇ／ｃｍ２、Ｋ０　＝
０．００３１（ｋｇ／ｃｍ２）−１、Ｐ０　＝３６ｋｇ
／ｃｍ２である。

【００３９】上記ΔＰｍａｘ　、Ｋ０　及びＰ０　のマ
スタシリンダ圧ＰＭＣに対する変化量に着目し、これら
をマスタシリンダ圧ＰＭＣの関数と考えると、ホイール
シリンダ圧変化量ΔＰ１　はホイールシリンダ圧ＰＦＲ
とマスタシリンダ圧ＰＭＣの２変数関数として下記（３
１）式で近似することができる。　　ΔＰ１（ＰＭＣ、ＰＦＲ）＝Ｋ１　ＰＭＣ−Ｋ２（
ＰＦＲ−Ｋ３　ＰＭＣ）２／ＰＭＣ　　…………（３１
）ただし、Ｋ１　＝０．０７５、Ｋ２　＝０．２４８、
Ｋ３＝０．４５である。

【００４０】したがって、上記（３１）式に従ってホイ
ールシリンダ圧変化量ΔＰ１　を算出する。次いで、ス
テップＳ２６に移行して、算出されたホイールシリンダ
圧変化量ΔＰ１　を現在の補正値ＰｉＡに加算した値を
新たな補正値ＰｉＡとし、且つカウント値Ｎを“０”に
クリアしてからサブルーチン処理を終了して図５の処理
に戻る。

【００４１】また、ステップＳ２４の判定結果が減圧モ
ードであるときには、ステップＳ２７に移行して、ホイ
ールシリンダ圧変化量ΔＰ２　を算出する。このホイー
ルシリンダ圧変化量ΔＰ２　は、前述したホイールシリ
ンダ圧変化量ΔＰ１　と同様に、マスタシリンダ圧ＰＭ
Ｃを４０，６０及び８０ｋｇ／ｃｍ２　　の一定値に保
った状態で、５ｍｓｅｃ間の減圧を行った場合のホイー
ルシリンダ圧変化量ΔＰ２　の実測データを図１０（ａ
），（ｂ）　及び（ｃ）　に示す。この場合ホイールシリンダ圧変化量ΔＰ２　は、減圧開
始前のホイールシリンダ圧と比例関係にあり、且つマス
タシリンダ圧に対する依存性は無い。したがって、ホイ
ールシリンダ圧変化量ΔＰ２　は、下記（３２）式によ
り近似することができ、この（３２）式に従ってホイー
ルシリンダ圧変化量ΔＰ２　を算出する。

【００４２】　　ΔＰ２（ＰＦＲ）＝Ｋ４　・ＰＦＲ　　　　　　　
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　
　　…………（３２）ただし、Ｋ４　＝０．１２である
。次いで、ステップＳ２８に移行して、算出されたホイ
ールシリンダ圧変化量ΔＰ２　を現在の補正値ＰｉＡか
ら減算した値を新たな補正値ＰｉＡとし、且つカウント
値Ｎを“０”にクリアしてからサブルーチン処理を終了
して図５の処理に戻る。

【００４３】さらに、ステップＳ２４の判定結果が保持
モードであるときには、ステップＳ２９に移行して、カ
ウント値Ｎが４未満であるか否かを判定し、Ｎ＜４であ
るときにはステップＳ３０に移行して現在の補正値Ｐｉ
Ａをそのまま維持してからステップＳ３２に移行し、Ｎ
≧４であるときには、ステップＳ３１に移行して、現在
の圧力検出値Ｐｉ　と、現在の補正値ＰｉＡに設定値Ｐ
Ｏ　を加算した値ＰｉＡ＋Ｐ０　と、現在の補正値Ｐｉ
Ａから設定値Ｐ０　を減算した値ＰｉＡ−Ｐ０　との内
の中間値を現在の補正値ＰｉＡとしてからステップＳ３
２に移行する。

【００４４】ステップＳ３２では、現在のカウント値Ｎ
に“１”をインクリメントした値を新たなカウント値Ｎ
としてからサブルーチン処理を終了して図５の処理に戻
る。以上の補正処理によって補正値ＰＦＲＡ，ＰＦＬＡ
　及びＰＲＡが算出されると、ステップＳ３に移行して
、各補正値ＰＦＲＡ，ＰＦＬＡ　及びＰＲＡに基づいて
前述した（２６）式及び（２７）式の演算を行って前輪
側コーナリングパワーＫｆ　及び後輪側コーナリングパ
ワーＫｒ　を算出する。

【００４５】次いで、ステップＳ４に移行して、車速検
出値ＶＸ　と予め設定された車両の諸元とから前記（７
．２）　〜（７．５）　式の演算を行って、係数ａ１１
〜ａ２２を算出する。ここで、前記（７．２）　〜（７
．５）　式における車両の諸元によって決定される定数
部ａ１１Ｖ　〜ａ２２Ｖ　は下記（３３．１）〜（３３
．４）式によって予め算出しておく。　　ａ１１Ｖ　＝−２（Ｋｆ　Ｌｆ　２　＋Ｋｒ　Ｌｒ
　２）／ＩＺ　　　　　　　　　　　　　　　…………
（３３．１）　　ａ１２Ｖ　＝−２（Ｋｆ　Ｌｆ　−Ｋ
ｒ　Ｌｒ　）　／ＩＺ　　　　　　　　　　　　　　　
　　…………（３３．２）　　ａ２１Ｖ　＝−２（Ｋｆ
　Ｌｆ　−Ｋｒ　Ｌｒ　）　／Ｍ　　　　　　　　　　
　　　　　　　　…………（３３．３）　　ａ２２Ｖ　
＝−２（Ｋｆ　＋Ｋｒ　）　／Ｍ　　　　　　　　　　
　　　　　　　　　　　　　　　　…………（３３．４
）次いで、ステップＳ５に移行して、車速検出値ＶＸ　
と、予め前記（１１）式に基づいて算出されたスタビリ
ティファクタＡ及び車両の諸元によって決定されるホイ
ールベースＬ、ステアリングギヤ比Ｎとに基づいて前記
（１０）式の演算を行って定常ヨーレートゲインＨ０　
を算出すると共に、算出された定常ヨーレートゲインＨ
０　に基づいて前記（１２）式の演算を行うことにより
、目標ヨーレートの微分値Ψ″ｒ（ｎ）を算出し、さら
に算出された微分値Ψ″ｒ（ｎ）と目標ヨーレートの前
回値Ψ′ｒ（ｎ−１）とから下記（３４）式に従って現
在の目標ヨーレートΨ′ｒ（ｎ）を算出し、これを記憶
装置１９ｄに形成した目標ヨーレート記憶領域に更新記
憶する。

【００４６】　　Ψ′ｒ（ｎ）＝Ψ′ｒ（ｎ−１）＋Ψ″ｒ（ｎ）Δ
Ｔ　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　
…………（３４）ここで、ΔＴはタイマ割込周期である
。次いで、ステップＳ６に移行して、前記ステップＳ４
で算出した係数ａ２１及びａ２２と、前記（７．７）　
式に従って予め算出した係数ｂ２　と、前記ステップＳ
５で算出した目標ヨーレートΨ′ｒ（ｎ）と横方向速度
の前回値Ｖｙｒ（ｎ−１）　とから前記（１４）式の演
算を行って横方向加速度Ｖ′ｙｒ（ｎ）　を算出し、こ
の算出された横方向加速度Ｖ′ｙｒ（ｎ）　と横方向速
度の前回値Ｖｙｒ（ｎ−１）　とから下記（３５）式の
演算を行って現在の横方向速度Ｖｙｒ（ｎ）　を算出し
、これを記憶装置１９ｄの横方向速度記憶領域に更新記
憶する。

【００４７】　　Ｖｙｒ（ｎ）　＝Ｖｙｒ（ｎ−１）　＋Ｖ′ｙｒ（
ｎ）　ΔＴ　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　
　　…………（３５）次いで、ステップＳ７に移行して
、前記（１５）式に従って前輪左右の制動力差ΔＢｆ　
を算出し、算出された制動力差ΔＢｆ　と予め（１７）
式に従って算出された比例定数ｋｐ　とに基づいて前記
（１８）式の演算を行うことにより、目標差圧ΔＰを算
出する。

【００４８】次いで、ステップＳ８に移行して、目標差
圧ΔＰが正又は零であるか否かを判定し、ΔＰ≧０であ
るときには、ステップＳ９に移行して、前左輪の目標シ
リンダ圧Ｐ＊　ＦＬをマスタシリンダ圧ＰＭＣに設定す
ると共に、前右輪の目標シリンダ圧Ｐ＊　ＦＲをマスタ
シリンダ圧ＰＭＣと目標差圧ΔＰとの減算値（ＰＭＣ−
ΔＰ）又は“０”の何れか大きい値に設定からタイマ割
込処理を終了して所定のメインプログラムに復帰し、Δ
Ｐ＜０であるときには、ステップＳ１０に移行して、前
左輪の目標シリンダ圧Ｐ＊　ＦＬをマスタシリンダ圧Ｐ
ＭＣと目標差圧ΔＰとの加算値（ＰＭＣ＋ΔＰ）又は“
０”の何れか大きい値に設定すると共に、前右輪の目標
シリンダ圧Ｐ＊　ＦＲをマスタシリンダ圧ＰＭＣに設定
してからタイマ割込処理を終了する。

【００４９】この図５の処理において、ステップＳ２の
処理が信号処理手段に対応し、ステップＳ３〜Ｓ１０の
処理が目標制動圧算出手段に対応し、また図６の補正処
理において、ステップＳ２５〜Ｓ２８の処理が制動圧推
定手段に対応している。したがって、今、ブレーキペダ
ル４を解放した非制動状態を維持しながら直進走行を継
続しているものとすると、車速センサ１２からの車速検
出値ＶＸ　は車速に応じた値となるが、操舵角センサ１
１からの操舵角検出値θは零であり、さらに目標ヨーレ
ートの前回値Ψ′ｒ（ｎ−１）及び横方向速度の前回値
Ｖｙｒ（ｎ−１）　も零となっている。一方、ステップ
Ｓ２の補正処理では、ブレーキスイッチ１３がオフ状態
であるので、ステップＳ２１からステップＳ２２に移行
し、ステップＳ１で読込んだ略零のホイールシリンダ圧
ＰＦＬ，　ＰＦＲ及びＰＲ　を夫々そのまま補正値ＰＦ
ＬＡ，ＰＦＲＡ　及びＰＲＡとし、且つカウント値Ｎを
“０”にクリアしてからステップＳ３に移行する。

【００５０】このため、ステップＳ５で算出する定常ヨ
ーレートゲインＨ０は車速に応じた値となるが、目標ヨ
ーレートの微分値Ψ″ｒ（ｎ）は、前記（１２）式の右
辺第１項の操舵角検出値θが零であり且つ右辺第２項の
目標ヨーレートの前回値Ψ′ｒ（ｎ−１）も零であるの
で零となり、したがって目標ヨーレートの現在値Ψ′ｒ
（ｎ）も零となる。これに応じてステップＳ６で算出する横方向加速度Ｖ′
ｙｒ（ｎ）　及び横方向速度Ｖｙｒ（ｎ）　も零となり
、ステップＳ７で算出される前輪左右制動力差ΔＢｆ　
及び目標差圧ΔＰも零となるので、ステップＳ８からス
テップＳ９に移行する。ここで、車両が非制動状態であ
るので、圧力センサ１４ＭＣで検出されるマスターシリ
ンダ圧ＰＭＣは零であり、目標ホイールシリンダ圧Ｐ＊
　ＦＬ及びＰ＊　ＦＲは零に設定される。

【００５１】ところが、直進走行状態を継続しながらブ
レーキペダル４を踏込んで制動状態に移行すると、マス
ターシリンダ５のマスターシリンダ圧ＰＭＣは上昇する
ことになるが、目標差圧ΔＰは零を継続するので、ステ
ップＳ９で算出される左右輪の目標ホイールシリンダ圧
Ｐ＊　ＦＬ及びＰ＊　ＦＲは、マスターシリンダ圧ＰＭ
Ｃと等しく設定される。

【００５２】一方、車両が直進定速走行状態からステア
リングホイール１０を例えば左切りすることにより、左
旋回状態となると、これに応じて操舵角センサ１１から
ステアリングホイール１０の操舵角に応じた正方向に増
加する操舵角検出値θが出力されることになるので、ス
テップＳ５で算出される目標ヨーレートの微分値の現在
値Ψ″ｒ（ｎ）が車速に応じた定常ヨーレートゲインＨ
０と操舵角検出値θとに応じた値となり、目標ヨーレー
トの現在値Ψ′ｒ（ｎ）も正方向に増加する値となる。それに伴い、ステップＳ６で算出される横方向加速度の
現在値Ｖ′ｙｒ（ｎ）　は、車両諸元や車速により正方
向又は負方向に変化し、これに応じて横方向速度の現在
値Ｖｙｒ（ｎ）　も正方向又は負方向に変化する。

【００５３】上記の値に基づきステップＳ７で、前輪左
右の制動力差ΔＢｆ及び目標差圧ΔＰが算出される。そ
の時目標差圧ΔＰが負の値の場合には、ステップＳ８か
らステップＳ１０に移行して、前左ホイールシリンダ１
ＦＬに対する目標シリンダ圧Ｐ＊　ＦＬがマスターシリ
ンダ圧ＰＭＣより目標差圧ΔＰ分小さく設定され、前右
ホイールシリンダ１ＦＲに対する目標シリンダ圧Ｐ＊　
ＦＲがマスターシリンダ圧ＰＭＣと等しく設定され、こ
れらに応じて各ホイールシリンダ１ＦＬ及び１ＦＲのシ
リンダ圧を制御することにより、車速と操舵角とに応じ
た適性なヨーレートを発生することができる。

【００５４】逆に目標差圧ΔＰが正の値の場合には、ス
テップＳ８からステップＳ９に移行し、前左側ホイール
シリンダ１ＦＬに対する目標シリンダ圧Ｐ＊　ＦＬがマ
スターシリンダ圧ＰＭＣに設定されると共に、前右側ホ
イールシリンダ１ＦＲに対する目標シリンダ圧Ｐ＊　Ｆ
Ｒがマスターシリンダ圧ＰＭＣより目標差圧ΔＰ分だけ
小さい値に設定されることになり、これらに応じて各ホ
イールシリンダ１ＦＬ及び１ＦＲのシリンダ圧を制御す
ることにより、車速と操舵角とに応じた目標ヨーレート
Ψ′ｒ（ｎ）に一致するヨーレートを発生することがで
きる。

【００５５】次に、直進走行状態からステアリングホイ
ール１０を右切りして右旋回状態としたときには、操舵
角センサ１１の操舵角検出値θが負の値となることによ
り、目標ヨーレートの微分値Ψ″ｒ（ｎ）、目標ヨーレ
ートΨ′ｒ（ｎ）が負の値となるが基本的には前記左旋
回と同様に制御される。一方、図７の制動力制御処理は
、図５の目標シリンダ圧演算処理と同様に所定周期ΔＴ
（例えば５ｍｓｅｃ）　のタイマ割込処理として左右輪
側で個別に実行される。なお、図７は左輪側のホイール
シリンダ１ＦＬに対する制動力制御処理を表している。

【００５６】すなわち、ステップＳ４１でブレーキスイ
ッチ１３がオン状態であるか否かを判定し、ブレーキス
イッチ１３がオフ状態であるときには、非制動状態であ
ると判断してステップＳ４２に移行して、出力する制御
信号の保持時間を表す変数ＴＰ　を“１”に設定し、次
いでステップＳ４３に移行して目標シリンダ圧Ｐ＊　Ｆ
Ｌと実際のシリンダ圧ＰＦＬとの誤差を監視する周期を
表す変数ｍを“１”に設定してからステップＳ４４に移
行する。

【００５７】このステップＳ４４では、変数ＴＰ　が正
であるか、“０”であるか、さらには負であるかを判定
し、ＴＰ　＞０であるときには、ステップＳ４５に移行
して“０”の増圧信号としての制御信号ＣＳＦＬを定電
流回路２０ＦＬに出力し、次いでステップＳ４６に移行
して変数ＴＰ　から“１”を減算して新たな係数ＴＰ　
を算出し、これを記憶装置１９ｄに形成した係数記憶領
域に更新記憶してからステップＳ４７に移行して、変数
ｍから“１”を減算した値を新たな変数ｍとして記憶装
置１９ｄに形成した変数記憶領域に更新記憶してからタ
イマ割込処理を終了してメインプログラムに復帰し、ス
テップＳ４４の判定結果がＴＰ　＝０であるときには、
ステップＳ４８に移行して第１の所定電圧ＶＳ１の保持
信号としての制御信号ＣＳＦＬを出力してから前記ステ
ップＳ４７に移行し、さらにステップＳ４４の判定結果
がＴＰ　＜０であるときには、ステップＳ４９に移行し
て第１の所定電圧ＶＳ１より高い第２の所定電圧ＶＳ２
の減圧信号としての制御信号ＣＳＦＬを出力し、次いで
ステップＳ５０に移行して変数ＴＰ　に“１”を加算し
た値を新たな変数ＴＰ　として変数記憶領域に更新記憶
してから前記ステップＳ４７に移行する。

【００５８】また、前記ステップＳ４１の判定結果がブ
レーキスイッチ１３がオン状態であるときには、車両が
制動状態であるものと判断してステップＳ５１に移行し
、前述した目標シリンダ圧演算処理で算出された目標シ
リンダ圧Ｐ＊　ＦＬがマスタシリンダ圧ＰＭＣと一致し
ているか否かを判定し、両者が一致しているときには、
前記ステップＳ４２に移行し、両者が不一致であるとき
には、ステップＳ５２に移行する。

【００５９】このステップＳ５２では、変数ｍが正であ
るか否かを判定し、ｍ＞０であるときには直接前記ステ
ップＳ４４に移行し、ｍ≦０であるときには、ステップ
Ｓ５３に移行する。このステップＳ５３では、目標シリ
ンダ圧Ｐ＊ＦＬと現在のシリンダ圧検出値ＰＦＬとの誤
差Ｐｅｒｒ　（＝Ｐ＊　ＦＬ−ＰＦＬ）を算出してから
ステップＳ５４に移行する。

【００６０】このステップＳ５４では、誤差Ｐｅｒｒ　
を基準値Ｐ０　で除算した値を四捨五入する下記（３６
）式に従って変数ＴＰを算出する。　　ＴＰ　＝ＩＮＴ（Ｐｅｒｒ　／Ｐ０　）　　　　　
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　
…………（３６）次いで、ステップＳ５５に移行して変
数ｍを所定値ｍ０　に設定してから前記ステップＳ４４
に移行する。

【００６１】ここで、図７の処理が制動力制御手段に対
応している。したがって、車両が非制動状態で走行して
いる状態では、ブレーキスイッチ１３がオフ状態である
ので、ステップＳ４１からステップＳ４２及びＳ４３を
経てステップＳ４４に移行してＴＰ　＞０となるので、
ステップＳ４５に移行して“０”の制御信号ＣＳＦＬ及
びＣＳＦＲが定電流回路２０ＦＬ及び２０ＦＲに増圧信
号として出力される。このため、定電流回路２０ＦＬ及
び２０ＦＲから励磁電流が出力されず、電磁方向切換弁
３ＦＬ及び３ＦＲはノーマル位置を維持し、前輪側のホ
イールシリンダ１ＦＬ及び１ＦＲがマスターシリンダ５
と連通状態となっている。このとき、ブレーキペダル４
を踏込んでいないので、マスターシリンダ５から出力さ
れるシリンダ圧力は零となっており、各ホイールシリン
ダ１ＦＬ及び１ＦＲのシリンダ圧力も零となっており、
制動力を発生することはなく、非制動状態を継続する。

【００６２】この状態から、ブレーキペダル４を踏込ん
で制動状態とすると、図７のステップＳ４１からステッ
プＳ５１に移行し、図５の目標シリンダ圧演算処理で算
出された目標シリンダ圧Ｐ＊　ＦＬ及びＰ＊　ＦＲが夫
々マスターシリンダ５のマスターシリンダ圧ＰＭＣと一
致するか否かを判定する。この判定は、車両が直進走行
状態であるか旋回状態であるかを判定することになり、
直進走行状態では、前述したように、図５の処理におい
て、目標シリンダ圧Ｐ＊　ＦＬ及びＰ＊ＦＲがマスター
シリンダ圧ＰＭＣと等しく設定されるので、ステップＳ
５１からステップＳ４２に移行し、前述した非制動状態
と同様に制御信号ＣＳＦＬ及びＣＳＦＲを共に零として
電磁方向切換弁３ＦＬ及び３ＦＲをノーマル位置とする
ことにより、マスターシリンダ５と各ホイールシリンダ
１ＦＬ及び１ＦＲとを連通状態として、各ホイールシリ
ンダ１ＦＬ及び１ＦＲのシリンダ圧ＰＦＬ及びＰＦＲを
マスターシリンダ圧ＰＭＣと等しい値まで上昇させ、両
ホイールシリンダ１ＦＬ及び１ＦＲで等しい制動力を発
生させる。

【００６３】ところが、車両が旋回状態で制動状態とす
るか又は制動状態で旋回状態に移行すると、前述した図
５の処理において、目標シリンダ圧Ｐ＊　ＦＬ　（又は
Ｐ＊　ＦＲ）　がマスターシリンダ圧ＰＭＣに対して目
標差圧ΔＰ分減算した値に設定されるので、このホイー
ルシリンダ１ＦＬ（又は１ＦＲ）に対する処理において
は、ステップＳ５１からステップＳ５２に移行し、前回
のステップＳ４７の処理で変数ｍが“０”に設定されて
いることにより、ステップＳ５３に移行する。このため
、各目標シリンダ圧Ｐ＊　ＦＬ　（又はＰ＊　ＦＲ）と
圧力センサ１４ＦＬ（又は１４ＦＲ）の圧力検出値ＰＦ
Ｌ（又はＰＦＲ）との誤差Ｐｅｒｒ　を算出し（ステッ
プＳ５３）、これを許容範囲を表す設定値Ｐ０　で除し
て変数ＴＰ　を算出し（ステップＳ５４）、次いで変数
ｍを設定値ｍ０　に設定してからステップＳ４４に移行
する。このとき、各圧力センサ１４ＦＬ（又は１４ＦＲ
）の圧力検出値ＰＦＬ（又はＰＦＲ）が目標シリンダ圧
Ｐ＊　ＦＬ（又はＰ＊　ＦＲ）に達していないときには
、変数ＴＰ　が正の値となるので、ステップＳ４５に移
行して制御信号ＣＳＦＬ及びＣＳＦＲを零として、増圧
モードを継続する。

【００６４】その後、ステップＳ４６で変数ＴＰ　が“
１”づつ減算され、これが零となると、ステップＳ４４
からステップＳ４８に移行して第１の所定電圧ＶＳ１の
制御信号ＣＳＦＬ（又はＣＳＦＲ）を定電流回路２０Ｆ
Ｌ（又は２０ＦＲ）に保持信号として出力する。このた
め、定電流回路２０ＦＬ（又は２０ＦＲ）から所定電圧
ＶＳ１に応じた励磁電流が電磁方向切換弁３ＦＬ（又は
３ＦＲ）に出力されることにより、これら電磁方向切換
弁３ＦＬ（又は３ＦＲ）が第２の切換位置に切換えられ
、ホイールシリンダ１ＦＬ（又は１ＦＲ）とマスターシ
リンダ５との間が遮断されて、ホイールシリンダ１ＦＬ
（又は１ＦＲ）のシリンダ圧ＰＦＬ（又はＰＦＲ）が一
定値に維持される保持モードとなり、この保持モードが
ステップＳ４７で変数ｍが“０”となるまで継続される
。

【００６５】その後、変数ｍが“０”となると、再度ス
テップＳ５３に移行し、この時点で誤差圧力Ｐｅｒｒ　
が設定圧力Ｐ０　の１／２未満となるとステップＳ５４
で算出される変数ＴＰ　が“０”となり、ステップＳ４
４からステップＳ４８に移行して増圧モードを経ること
なく前述した保持モードとなり、ホイールシリンダ１Ｆ
Ｌ（又は１ＦＲ）のシリンダ圧ＰＦＬ（又はＰＦＲ）が
目標シリンダ圧Ｐ＊　ＦＬ（又はＰ＊　ＦＲ）に維持さ
れる。

【００６６】また、各ホイールシリンダ１ＦＬ（又は１
ＦＲ）のホイールシリンダ圧ＰＦＬ（又はＰＦＲ）が目
標シリンダ圧Ｐ＊　ＦＬ（又はＰ＊　ＦＲ）より高い場
合には、ステップＳ５３で算出される誤差Ｐｅｒｒ　が
負の値となるので、変数ＴＰ　も負の値となり、ステッ
プＳ４４からステップＳ４９に移行して所定電圧ＶＳ２
の制御信号ＣＳＦＬ（又はＣＳＦＲ）を減圧信号として
出力し、このため定電流回路２０ＦＬ（又は２０ＦＲ）
から所定電圧ＶＳ２に応じた励磁電流が電磁方向切換弁
３ＦＬ（又は３ＦＲ）に供給されるので、これが第３の
切換位置に切換えられる。したがって、ホイールシリン
ダ１ＦＬ（又は１ＦＲ）が油圧ポンプ７Ｆを介してマス
ターシリンダ５に連通されることになり、ホイールシリ
ンダ１ＦＬ（又は１ＦＲ）のシリンダ圧ＰＦＬ（又はＰ
ＦＲ）が減圧される減圧モードとなり、これが変数ＴＰ
　が“０”となるまで維持される。

【００６７】このようにして、増圧（又は減圧）モード
から保持モードを経て減圧（又は増圧）モードに至るモ
ード変更を行いながら各ホイールシリンダ１ＦＬ及び１
ＦＲのシリンダ圧ＰＦＬ及びＰＦＲを目標シリンダ圧Ｐ
＊　ＦＬ及びＰ＊　ＦＲに一致させることができ、結果
として車速と操舵角とに応じた目標ヨーレートの最適値
に一致するヨーレートを発生させることができる。した
がって、制動状態での操舵による不安定な挙動を防止し
て操縦安定性を向上させることができると共に、過渡的
なヨーレート特性を改善することができる。

【００６８】ところで、上述したように、制動状態にお
ける旋回によって制御モードが逐次変更される状態とな
ると、特に保持モードから増圧モード又は減圧モードに
変更する際に、各圧力センサ１４ＦＬ〜１４Ｒで検出さ
れるホイールシリンダ圧ＰＦＬ〜ＰＲ　が高周波で振動
することになる。このとき、保持モードから増圧モード
に変更されたときには、図６の補正処理において、ステ
ップＳ２４からステップＳ２５に移行して、そのときの
マスタシリンダ圧ＰＭＣと現在の補正値ＰｉＡとから前
記（３１）式に従ってホイールシリンダ圧変化量ΔＰ１
　を算出し、次いでステップＳ２６に移行して、算出し
たホイールシリンダ圧変化量ΔＰ１　を現在の補正値Ｐ
ｉＡに加算した値を新たな補正値ＰｉＡとし、且つカウ
ント値Ｎを“０”にクリアする。

【００６９】また、保持モードから減圧モードに変更さ
れたときには、図６の補正処理において、ステップＳ２
４からステップＳ２７に移行して、そのときの補正値Ｐ
ｉＡに基づいて前記（３２）式の演算を行って、ホイー
ルシリンダ圧変化量ΔＰ２　を算出し、次いでステップ
Ｓ２８に移行して、現在の補正値ＰｉＡから算出したホ
イールシリンダ圧変化量ΔＰ２を減算した値を新たな補
正値ＰｉＡとし、且つカウント値Ｎを“０”にクリアす
る。

【００７０】このように、保持モードから増圧（又は減
圧）モードに移行したときには、実際のホイールシリン
ダ圧Ｐｉ　を参照することなく、現在の補正値ＰｉＡと
マスタシリンダ圧ＰＭＣとの２変数関数として表される
ホイールシリンダ圧変化量ΔＰ１　（又はΔＰ２　）を
算出し、現在の補正値ＰｉＡに算出したホイールシリン
ダ圧変化量ΔＰ１　（又はΔＰ２　）を加算（又は減算
）した値を新たな補正値ＰｉＡとして設定するので、ホ
イールシリンダ圧Ｐｉ　の高周波振動の影響を確実に除
去することができる。

【００７１】また、増圧（又は減圧）モードから保持モ
ードに移行したときには、図６の補正処理において、ス
テップＳ２４からステップＳ２９に移行し、この時点で
は、カウント値Ｎが“０”にクリアされているので、ス
テップＳ３０に移行し、現在の補正値ＰｉＡをそのまま
継続し、次いでステップＳ３２に移行して、カウント値
Ｎを“１”だけインクリメントする。このステップＳ２
９−Ｓ３０−Ｓ３２の処理を繰り返してカウント値Ｎが
“４”に達すると、ステップＳ２９からステップＳ３１
に移行して、Ａ／Ｄ変換されたホイールシリンダ圧Ｐｉ
　と、現在の補正値ＰｉＡに基準値Ｐ０　を加算した値
（ＰｉＡ＋Ｐ０　）と、現在の補正値ＰｉＡから基準値
Ｐ０　を減算した値（ＰｉＡ−Ｐ０　）との中間値を現
在の補正値ＰｉＡとして設定し、次いでステップＳ３２
でカウント値Ｎをカウントアップする。したがって、カ
ウント値Ｎが４以上となって、保持モードを継続する場
合には、現在の補正値ＰｉＡに対して±Ｐ０　の不感帯
幅内にＡ／Ｄ変換されたホイールシリンダ圧Ｐｉ　が存
在する場合には、このホイールシリンダ圧Ｐｉ　を補正
値ＰｉＡとして設定し、ホイールシリンダ圧Ｐｉ　が不
感帯幅の上限値ＰｉＡ＋Ｐ０　を上回ったときには、こ
の上限値ＰｉＡ＋Ｐ０　を補正値ＰｉＡとして設定し、
ホイールシリンダ圧Ｐｉ　が不感帯幅の下限値ＰｉＡ−
Ｐ０　を下回ったときには、この下限値ＰｉＡ−Ｐ０　
を補正値ＰｉＡとして設定する。

【００７２】このように、増圧（又は減圧）モードから
保持モードに移行したときには、増圧（又は減圧）を行
ってからホイールシリンダ圧が定常値に収束するにはあ
る程度時間が必要となるので、増圧（又は減圧）モード
の終了後、カウント値Ｎが４に達するまでの所定時間τ
２　即ち２０ｍｓｅｃの間は、増圧モードの最終時点で
の補正値ＰｉＡを保持してホイールシリンダ圧を定常値
に確実に収束させることができると共に、所定時間τ２
　を経過して増圧（又は減圧）モードとなるまでの間は
、Ａ／Ｄ変換されたホイールシリンダ圧ＰｉＡが前回の
補正値ＰｉＡに基準値Ｐ０　を加減残した不感帯幅内に
あるときには、ホイールシリンダ圧Ｐｉ　を補正値Ｐｉ
Ａとして設定し、ホイールシリンダ圧Ｐｉ　が不感帯を
越えたときには、補正圧ＰｉＡの単位時間（５ｍｓｅｃ
）　当たりにおける圧力変化量の絶対値を基準値Ｐ０　
以内に制限して補正値ＰｉＡをＡ／Ｄ変換値Ｐｉ　に収
束させることができる。

【００７３】また、補正値ＰｉＡを算出する場合の圧力
変換割合が、マスタシリンダ圧検出値、前回の補正値及
び制御モードに基づいて決定されるので、実際の制動圧
変化により対応した予測値を得ることができる。さらに
、保持モードが設定されているときに、ホイールシリン
ダ圧検出値を補正値として選択するようにしているので
、実際の制動圧に応じた制動力制御を行うことができる
。さらにまた、常時増圧モード即ち通常制動時には補正値
として制動圧検出値を選択するようにしたので、通常制
動時の不要なフィルタリングを防止することができる。

【００７４】なお、上記実施例では、目標シリンダ圧Ｐ
＊　ＦＬ及びＰ＊　ＦＲを算出する場合に制動時にコー
ナリングパワーＫｆ，Ｋｒ　が変化するものとして演算
する場合について説明したが、これに限定されるもので
はなく、制動時のコーナリングパワーの変化を無視して
目標シリンダ圧Ｐ＊　ＦＬ及びＰ＊　ＦＲを算出するよ
うにしてもよい。また、上記各実施例においては、車両
が制動状態となったときにのみヨーレート特性制御を行
う場合について説明したが、これに限定されるものでは
なく、例えばトラクションコントロール用のアクチュエ
ータを用いることにより、非制動状態でもヨーレート特
性制御を行うことができる。

【００７５】さらに、上記各実施例においては、前輪側
の左右輪の制動力差を制御するようにした場合について
説明したが、これに限らず後輪又は前後輪の左右制動力
差を制御するようにしてもよい。さらにまた、上記各実
施例においては、車両の操舵状態検出手段として操舵角
センサ１１を適用した場合について説明したが、これに
限定されるものではなく、操舵角センサに代えて実際の
車輪の転舵角（実舵角）を検出するようにしてもよく、
この場合には、前述した（３）　式，（７．６）　式及
び（７．７）　式におけるステアリングギヤ比Ｎを省略
する。

【００７６】また、上記各実施例においては、速度検出
手段として車速センサ１２を適用した場合について説明
したが、これに限らず車輪速度、車両前後加速度等を検
出して車両前後方向速度を算出することもできる。さら
に、上記各実施例においては、制動圧制御装置１６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、これに限定されるものではなく、比較回路、演算
回路、論理回路等の電子回路を組み合わせて構成するこ
ともできる。

【発明の効果】以上説明したように、請求項１に係る制
動力制御装置によれば、制動力制御手段の制動圧を制動
圧検出手段で検出し、その制動圧検出値のＡ／Ｄ変換値
を信号処理手段で信号処理して補正値を算出し、この補
正値と目標制動圧とが一致するように制動圧制御手段で
、制動力制御手段を増圧、保持及び減圧モードの何れか
に制御すると共に、この制動圧制御手段で保持モードか
ら他のモードに変更されたときに、制動圧推定手段で、
そのときの補正値と予め設定した所定の圧力変化割合と
により制動圧の予測値を求め、且つこの予測値を前記信
号処理手段で補正値として選択するように構成されてい
るので、制動圧に高周波の振動を伴う保持モードから増
圧又は減圧モードに転換する時点で、実際のＡ／Ｄ変換
値に代えて制動圧推定手段の予測値を採用するフィルタ
リング処理を行うので、高周波ノイズを確実に除去する
ことができ、しかも予測値を補正値と予め設定した圧力
変化割合とにより求めるので、実際の制動圧変化に対応
した予測値を得ることができ、高応答性を維持すること
ができ、高精度の制動力制御を行うことができる効果が
得られる。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の基本構成を示す概略構成図である。

【図２】本発明の一実施例を示す系統図である。

【図３】制動圧制御装置の一例を示すブロック図である
。

【図４】車両の運動モデルの説明図である。

【図５】制動圧制御装置の目標シリンダ圧算出処理の一
例を示すフローチャートである。

【図６】制動圧制御装置の補正処理の一例を示すフロー
チャートである。

【図７】制動圧制御装置の制動圧制御処理を示すフロー
チャートである。

【図８】コーナリングパワーの説明に供する摩擦円の概
念を示す説明図である。

【図９】増圧時におけるマスタシリンダ圧が４０，６０
，８０ｋｇ／ｃｍ２であるときのホイールシリンダ圧と
圧力変化量ΔＰ１　との関係を示す特性線図である。

【図１０】減圧時におけるマスタシリンダ圧が４０，６
０，８０ｋｇ／ｃｍ２であるときのホイールシリンダ圧
と圧力変化量ΔＰ２　との関係を示す特性線図である。

【図１１】保持モードから増圧又は減圧モードへの切換
え時におけるホイールシリンダ圧のＡ／Ｄ変換値の変化
を示す特性線図である。

【符号の説明】

１ＦＬ〜１ＲＲ　　　　ホイールシリンダ２　　　　ア
クチュエータ（制動力制御手段）３ＦＬ〜３Ｒ　　　　
電磁方向切換弁４　　　　ブレーキペダル５　　　　マスターシリンダ１１　　操舵角センサ（操舵状態検出手段）１２　　車
速センサ（速度検出手段）１３　　ブレーキスイッチ１４ＦＬ〜１４ＭＣ　　　　圧力センサ（制動圧検出手
段）１６　　　　制動圧制御装置１７ａ〜１７ｅ　　　　Ａ／Ｄ変換器１９　　　　マイクロコンピュータ

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】　　前輪及び後輪の少なくとも一方に配設
された入力される流体圧に応じて制動力を制御可能な制
動力制御手段と、前記制動力制御手段の流体圧を検出す
る制動圧検出手段と、該制動圧検出手段の制動圧検出値
のＡ／Ｄ変換値を第１の所定周期毎に読込み、これに所
定の信号処理を行って補正値を出力する信号処理手段と
、各制動力制御手段の目標制動圧を算出する目標制動圧
算出手段と、該目標制動圧算出手段の目標制動圧と前記
補正値とが一致するように、前記第１の所定周期より長
い第２の所定周期毎に前記増圧、保持及び減圧モードの
何れかを決定し、前記制動力制御手段を制御する制動圧
制御手段と、該制動圧制御手段で、保持モードから他の
モードへの切換え時点で、そのときの補正値と予め設定
した所定の圧力変化割合とにより制動圧の予測値を一意
に求める制動圧推定手段とを備え、前記信号処理手段は
、前記制動圧制御手段で増圧又は減圧モードが決定され
たときに前記制動圧推定手段の予測値を補正値として選
択することを特徴とする制動力制御装置。