JPH04345564A

JPH04345564A - 制動力制御装置

Info

Publication number: JPH04345564A
Application number: JP11761491A
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

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】本発明は、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
の制動圧を検出し、所定周期毎に制動圧検出値と目標制
動圧との差分に比例した増圧又は減圧を行うことにより
、制動圧を目標値に追従させる制御方法が知られている
。

【０００３】

【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、増圧時間及び減圧時間
に対する圧力変化量が比例関係にあるという前提で増圧
時間及び減圧時間が決定されているが、実際にはマスタ
シリンダ圧レベル及びホイールシリンダ圧レベルの違い
によって圧力変化量も変動し、例えば所定時間の減圧を
行ってもホイールシリンダ圧レベルが大きい程圧力変化
量も大きくなるため、目標値に対する誤差が大きくなる
という未解決の課題があった。

【０００４】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、マスタシリンダ圧
レベル及びホイールシリンダ圧レベルの相違による圧力
変化量の変動を加味して正確な制動力制御を行うことが
できる制動圧制御装置を提供をすることを目的としてい
る。

【０００５】

【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、マスタシリンダ圧を検出するマスタ
シリンダ圧検出手段と、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制動圧検出手段の制動圧検出値と
が一致するように、前記所定周期Ｔ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、前記マスタシリンダ圧検
出手段の検出値及び制動圧検出手段の検出値に基づいて
前記所定周期Ｔより短い単位時間Ｔ１　当たりの増圧及
び減圧に対する制動圧変化量予測値を一意に求める制動
圧推定手段とを備え、前記制動圧制御手段は、所定周期
Ｔ毎の増圧又は減圧となる圧力変化モード開始前に、前
記制動圧推定手段で算出される圧力変化モードを単位時
間Ｔ１　の整数倍行ったときの制動圧変化量予測値と、
目標制動圧算出手段の目標制動圧とを比較して最も目標
制動圧に近い圧力変化モードの実行回数を決定し、当該
実行回数に基づいて圧力変化モードの保持時間を算出す
ることを特徴としている。

【０００６】

【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
手段で検出すると共に、マスタシリンダのマスタシリン
ダ圧をマスタシリンダ圧検出手段で検出する。一方、制
動圧推定手段で、マスタシリンダ圧検出値と制動圧検出
値に依存する実測データに基づいた２変数関数として単
位時間の増圧／減圧に対する圧力変化量予測値を一意に
求め、制動圧制御手段で、圧力変化量予測値と目標制動
圧とを比較して、目標制動圧に最も近い増圧又は減圧の
圧力変化モードの実行回数を決定し、これによって制動
力制御手段を制御する。したがって、マスタシリンダ圧
レベル及びホイールシリンダ圧レベルの相違による圧力
変化量の変動を加味した正確な制動力制御を行うことが
できる。

【０００７】

【実施例】以下、本発明の実施例を図面に基づいて説明
する。図２は本発明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。

【０００８】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。

【０００９】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。

【００１０】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。

【００１１】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。

【００１２】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。

【００１３】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、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を算出し、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６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　を出力すると共に、このときの増圧時間及び減圧
時間を図７及び図８の処理を実行して決定する。

【００１４】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。

【００１５】　　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。

【００１６】　　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。

【００１７】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ＶＸ　
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。

【００１８】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。

【００１９】　　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。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。

【００２０】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。

【００２１】　　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。

【００２２】　　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。

【００２３】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。

【００２４】　　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。

【００２５】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９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。

【００２６】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　　
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　＝Ｆ
０　｛１−（Ｂｆ　／Ｆ０　）２　｝１／２　　　　　
　　　＝［Ｋｆ０｛１−（Ｂｆ　／Ｆ０　）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。

【００２７】　　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。

【００２８】　　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）そして、実際のホイールシリンダ圧ＰＦＬ〜
ＰＲ　を目標ホイールシリンダ圧Ｐ＊　ＦＬ〜Ｐ＊　Ｒ
　に一致させるには、各ホイールシリンダ１ＦＬ〜１Ｒ
Ｒのホイールシリンダ圧ＰＦＬ〜ＰＲ　の増圧，保持及
び減圧モードの何れかを所定周期（例えば５ｍｓｅｃ）
毎に決定する必要がある。ここでは、前右輪のホイール
シリンダ圧ＰＦＲを、目標シリンダ圧Ｐ＊　ＦＲに追従
させる場合を例にとって説明する。

【００２９】モードの決定を行うには、予め所定時間の
増圧（又は減圧）を行った時のホイールシリンダ圧変化
量特性データが必要となる。この特性データは、マスタ
シリンダ圧ＰＭＣ及び増圧（又は減圧）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。

【００３０】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１０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（２８）式により近似することができる。

【００３１】　　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。

【００３２】　　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。

【００３３】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。

【００３４】また、マスタシリンダ圧ＰＭＣを４０，６
０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１１（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（３
２）式に従ってホイールシリンダ圧変化量ΔＰ２　を算
出する。

【００３５】　　ΔＰ２（ＰＦＲ）＝Ｋ４　・ＰＦＲ　　　　　　　
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　
　　…………（３２）ただし、Ｋ４　＝０．１２である
。したがって、上記（３１）式又は（３２）式にしたが
って、ホイールシリンダ圧変化量ΔＰ１　又はΔＰ２　
を算出し、これを実際のホイールシリンダ圧ＰＦＲに増
減することにより、ホイールシリンダ圧予測値を求める
ことができ、これと目標シリンダ圧Ｐ＊　ＦＲとから増
圧モード、保持モード及び減圧モードを決定することが
できる。

【００３６】このため、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６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。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１４ＭＣのマスタシリンダ圧検出値ＰＭＣ
を読込み、次いでステップＳ２に移行する。

【００３７】このステップＳ２では、各ホイールシリン
ダ圧検出値ＰＦＲ，　ＰＦＬ及びＰＲ　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。次いで、ステップＳ３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。

【００３８】　　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Ｓ４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。

【００３９】　　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Ｓ５に移行して、前記ステップＳ３
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
４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。

【００４０】　　Ｖｙｒ（ｎ）　＝Ｖｙｒ（ｎ−１）　＋Ｖ′ｙｒ（
ｎ）　ΔＴ　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　
　　…………（３５）次いで、ステップＳ６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。

【００４１】次いで、ステップＳ７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Ｓ８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ＰＭ
Ｃ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。

【００４２】この図５の処理が目標制動圧算出手段に対
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１１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。

【００４３】このため、ステップＳ４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Ｓ５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Ｓ６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Ｓ７からス
テップＳ８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。

【００４４】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Ｓ８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。

【００４５】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Ｓ４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Ｓ５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。

【００４６】上記の値に基づきステップＳ６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Ｓ７か
らステップＳ９に移行して、前左ホイールシリンダ１Ｆ
Ｌ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＊　Ｆ
Ｒ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。

【００４７】逆に目標差圧ΔＰが正の値の場合には、ス
テップＳ７からステップＳ８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。

【００４８】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６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。

【００４９】すなわち、ステップＳ１１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Ｓ１２に移行して、目標シリンダ
圧Ｐ＊　ＦＬ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”に設定すると共に、出力
する制御信号の保持時間ΔＴを５ｍｓｅｃに設定してか
らステップＳ１３に移行して、前記変数ｍから“１”を
減算した値を新たな変数ｍとして設定してからステップ
Ｓ１４に移行する。

【００５０】このステップＳ１４では、保持時間ΔＴが
正であるか、“０”であるか、さらには負であるかを判
定し、ΔＴ＞０であるときには、ステップＳ１５に移行
して保持時間ΔＴが５ｍｓｅｃ以上であるか否かを判定
し、ΔＴ＜５であるときには、ステップＳ１６に移行し
て、増圧信号として“０”の制御信号ＣＳＦＬを２．５
ｍｓｅｃ間定電流回路２０ＦＬに出力し、次いでステッ
プＳ１７に移行して保持時間ΔＴから“２．５”を減算
した値を新たな保持時間ΔＴとして記憶装置１９ｄに形
成した保持時間記憶領域に更新記憶してからタイマ割込
処理を終了して所定のメインプログラムに復帰し、ステ
ップＳ１５の判定結果がΔＴ≧５であるときには、ステ
ップＳ１８に移行して、増圧信号として“０”の制御信
号ＣＳＦＬを５ｍｓｅｃ間定電流回路２０ＦＬに出力し
、次いでステップＳ１９に移行して保持時間ΔＴから“
５”を減算した値を新たな保持時間ΔＴとして記憶装置
１９ｄに形成した保持時間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所定のメインプログラムに復
帰する。

【００５１】また、ステップＳ１４の判定結果がΔＴ＝
０であるときには、ステップＳ２０に移行して、保持信
号として第１の所定電圧ＶＳ１の制御信号ＣＳＦＬを出
力して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、さらにステップＳ１４の判定結果がΔ
Ｔ＜０であるときにはステップＳ２１に移行する。この
ステップＳ２１では、保持時間ΔＴが−５ｍｓｅｃ以下
であるか否かを判定し、ΔＴ＞−５であるときには、ス
テップＳ２２に移行して、減圧信号として前記第１の所
定電圧ＶＳ１より高い第２の所定電圧ＶＳ２の制御信号
ＣＳＦＬを２．５ｍｓｅｃ間定電流回路２０ＦＬに出力
し、次いでステップＳ２３に移行して保持時間ΔＴに“
２．５”を加算した値を新たな保持時間ΔＴとして記憶
装置１９ｄに形成した保持時間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所定のメインプログラム
に復帰し、ステップＳ２１の判定結果がΔＴ≦−５であ
るときには、ステップＳ２４に移行して、減圧信号とし
て前記第２の電圧ＶＳ２の制御信号ＣＳＦＬを５ｍｓｅ
ｃ間定電流回路２０ＦＬに出力し、次いでステップＳ１
９に移行して保持時間ΔＴに“５”を加算した値を新た
な保持時間ΔＴとして記憶装置１９ｄに形成した保持時
間記憶領域に更新記憶してからタイマ割込処理を終了し
て所定のメインプログラムに復帰する。

【００５２】また、前記ステップＳ１１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Ｓ３１に移行し
、ホイールシリンダ圧Ｐｉ　（ｉ＝ＦＬ，ＦＲ，Ｒ）が
マスタシリンダ圧ＰＭＣ以上であるか否かを判定し、Ｐ
ｉ　≧ＰＭＣであるときには、前記ステップＳ１２に移
行し、Ｐｉ　＜ＰＭＣであるときには、ステップＳ３２
に移行する。

【００５３】このステップＳ３２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Ｓ１３に移行し、ｍ≦０であるときには、ステップ
Ｓ３３に移行する。このステップＳ３３では、目標シリ
ンダ圧Ｐ＊ｉ　と現在のシリンダ圧検出値Ｐｉ　との誤
差Ｐｅｒｒ　（＝Ｐ＊　ｉ　−Ｐｉ　）を算出し、且つ
変数ｍを予め設定した所定値ｍ０　に設定してからステ
ップＳ３４に移行する。

【００５４】このステップＳ３４では、誤差Ｐｅｒｒ　
が予め設定した十分に小さい値でなる所定値Ｐ０　に対
して、Ｐｅｒｒ　＞＋Ｐ０　であるか、Ｐｅｒｒ　＜−
Ｐ０　であるか、さらには、＋Ｐ０　≧Ｐｅｒｒ　≧−
Ｐ０　であるかを判定する。このとき、Ｐｅｒｒ　＞＋Ｐ０　であるときには、ステ
ップＳ３５に移行して増圧時間算出処理を実行してから
前記ステップＳ１３に移行し、Ｐｅｒｒ　＜−Ｐ０　で
あるときには、ステップＳ３６に移行して減圧時間算出
処理を実行してから前記ステップＳ１３に移行し、＋Ｐ
０　≧Ｐｅｒｒ　≧−Ｐ０　であるときには、ステップ
Ｓ３７に移行して、保持時間ΔＴを“０”にクリアして
から前記ステップＳ１３に移行する。

【００５５】ここで、増圧時間算出処理は、図７に示す
ように、先ずステップＳ４１で、ホイールシリンダ圧Ｐ
ｉ　（０）　を読込み、次いでステップＳ４２に移行し
て、下記（３６）式に示すように、目標ホイールシリン
ダ圧Ｐ＊　ｉ　からホイールシリンダ圧Ｐｉ　（０）　
を減算して現在の誤差Ｐｅｒｒ　（０）　を算出する。　　Ｐｅｒｒ　（０）　＝Ｐ＊　ｉ　−Ｐｉ　（０）　
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　
　　　　　…………（３６）次いで、ステップＳ４３に
移行して、実行回数Ｎを“１”にセットしてからステッ
プＳ４４に移行する。

【００５６】このステップＳ４４では、前記（３１）式
に従ってホイールシリンダ圧変化量ΔＰ（Ｎ）　を算出
し、次いでステップＳ４５に移行して下記（３７）式に
従ってホイールシリンダ圧予測値Ｐｉ　（Ｎ）　を算出
する。　　Ｐｉ　（Ｎ）　＝Ｐｉ　（Ｎ−１）　＋ΔＰ（Ｎ）
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　
　　　　…………（３７）次いで、ステップＳ４６に移
行して、算出したホイールシリンダ圧予測値Ｐｉ　（Ｎ
）　と目標ホイールシリンダ圧Ｐ＊　ｉ　とに基づいて
下記（３８）式の演算を行って現在の誤差Ｐｅｒｒ　（
Ｎ）　を算出する。

【００５７】　　Ｐｅｒｒ　（Ｎ）　＝Ｐ＊　ｉ　−Ｐｉ　（Ｎ）　
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　
　　　　　…………（３８）次いで、ステップＳ４７に
移行して、前述した第５図のステップＳ３４と同様に誤
差Ｐｅｒｒ　（Ｎ）　が予め設定した十分に小さい値で
なる所定値Ｐ０　に対して、Ｐｅｒｒ　（Ｎ）　＞＋Ｐ
０　であるか、Ｐｅｒｒ　（Ｎ）　＜−Ｐ０　であるか
、さらには、＋Ｐ０　≧Ｐｅｒｒ　（Ｎ）　≧−Ｐ０　
であるかを判定する。このとき、Ｐｅｒｒ　（Ｎ）　＞
＋Ｐ０　であるときには、ステップＳ４８に移行して、
実行回数Ｎが“５”に達したか否かを判定し、Ｎ＜５で
あるときには、ステップＳ４９に移行して、現在の実行
回数Ｎに“１”をインクリメントした値を新たな実行回
数Ｎとして設定してから前記ステップＳ４４に戻り、ス
テップＳ４８の判定結果がＮ＝５であるときにはステッ
プＳ５０に移行して増圧保持時間ΔＴを下記（３９）式
に従って算出してから前記図６の処理に戻る。

【００５８】　　ΔＴ＝５×Ｎ　　　　　　　　　　　　　　　　　
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　
　　　　…………（３９）　　また、ステップＳ４７の
判定結果が、Ｐｅｒｒ　（Ｎ）　＜−Ｐ０　であるとき
には、ステップＳ５１に移行して、｜Ｐｅｒｒ　（Ｎ）
　｜≦｜Ｐｅｒｒ　（Ｎ−１）　｜であるか否かを判定
し、｜Ｐｅｒｒ　（Ｎ）　｜≦｜Ｐｅｒｒ　（Ｎ−１）
　｜であるときには、前記ステップＳ５０に移行し、｜
Ｐｅｒｒ　（Ｎ）　｜＞｜Ｐｅｒｒ　（Ｎ−１）　｜で
あるときには、ステップＳ５２に移行して、増圧保持時
間ΔＴを下記（４０）式に従って算出してから前記図６
の処理に戻る。

【００５９】　　ΔＴ＝５×（Ｎ−１）＋２．５　　　　　　　　　
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　…………
（４０）さらに、ステップＳ４７の判定結果が、＋Ｐ０
　≧Ｐｅｒｒ　（Ｎ）　≧−Ｐ０　であるときには、そ
のまま前記ステップＳ５０に移行する。また、減圧時間
算出処理は、図８に示すように、先ずステップＳ６１で
、ホイールシリンダ圧Ｐｉ　（０）　を読込み、次いで
ステップＳ６２に移行して、下記（４１）式に示すよう
に、ホイールシリンダ圧Ｐｉ　（０）　から目標ホイー
ルシリンダ圧Ｐ＊　ｉ　を減算して現在の誤差Ｐｅｒｒ
　（０）　を算出する。

【００６０】　　Ｐｅｒｒ　（０）　＝Ｐｉ　（０）　−Ｐ＊　ｉ　
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　
　　　　　…………（４１）次いで、ステップＳ６３に
移行して、実行回数Ｎを“１”にセットしてからステッ
プＳ６４に移行する。このステップＳ６４では、前記（
３２）式に従ってホイールシリンダ圧変化量ΔＰ（Ｎ）
　を算出し、次いでステップＳ６５に移行して下記（４
２）式に従ってホイールシリンダ圧予測値Ｐｉ　（Ｎ）
　を算出する。

【００６１】　　Ｐｉ　（Ｎ）　＝Ｐｉ　（Ｎ−１）　−ΔＰ（Ｎ）
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　
　　　　…………（４２）次いで、ステップＳ６６に移
行して、算出したホイールシリンダ圧予測値Ｐｉ　（Ｎ
）　と目標ホイールシリンダ圧Ｐ＊　ｉ　とに基づいて
下記（４３）式の演算を行って現在の誤差Ｐｅｒｒ　（
Ｎ）　を算出する。　　Ｐｅｒｒ　（Ｎ）　＝Ｐ＊　ｉ　−Ｐｉ　（Ｎ）　
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　
　　　　　…………（４３）次いで、ステップＳ６７に
移行して、前述した第５図のステップＳ３４と同様に誤
差Ｐｅｒｒ　（Ｎ）　が予め設定した十分に小さい値で
なる所定値Ｐ０　に対して、Ｐｅｒｒ　（Ｎ）　＞＋Ｐ
０　であるか、Ｐｅｒｒ　（Ｎ）　＜−Ｐ０　であるか
、さらには、＋Ｐ０　≧Ｐｅｒｒ　（Ｎ）　≧−Ｐ０　
であるかを判定する。このとき、Ｐｅｒｒ　（Ｎ）　＞
＋Ｐ０　であるときには、ステップＳ６８に移行して、
実行回数Ｎが“５”に達したか否かを判定し、Ｎ＜５で
あるときには、ステップＳ６９に移行して、現在の実行
回数Ｎに“１”をインクリメントした値を新たな実行回
数Ｎとして設定してから前記ステップＳ６４に戻り、ス
テップＳ６８の判定結果がＮ＝５であるときにはステッ
プＳ７０に移行して減圧保持時間ΔＴを下記（４４）式
に従って算出してから前記図６の処理に戻る。

【００６２】　　ΔＴ＝−５×Ｎ　　　　　　　　　　　　　　　　
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　
　　　…………（４４）　　また、ステップＳ６７の判
定結果が、Ｐｅｒｒ　（Ｎ）　＜−Ｐ０　であるときに
は、ステップＳ７１に移行して、｜Ｐｅｒｒ　（Ｎ）　
｜≦｜Ｐｅｒｒ　（Ｎ−１）　｜であるか否かを判定し
、｜Ｐｅｒｒ　（Ｎ）　｜≦｜Ｐｅｒｒ　（Ｎ−１）　
｜であるときには、前記ステップＳ７０に移行し、｜Ｐ
ｅｒｒ　（Ｎ）　｜＞｜Ｐｅｒｒ　（Ｎ−１）　｜であ
るときには、ステップＳ７２に移行して、減圧保持時間
ΔＴを下記（４５）式に従って算出してから前記図６の
処理に戻る。

【００６３】　　ΔＴ＝−｛５×（Ｎ−１）＋２．５｝　　　　　　
　　　　　　　　　　　　　　　　　　…………（４５
）さらに、ステップＳ４７の判定結果が、＋Ｐ０　≧Ｐ
ｅｒｒ　（Ｎ）　≧−Ｐ０　であるときには、そのまま
前記ステップＳ５０に移行する。ここで、図６の処理が
制動力制御手段に対応しており、図７及び図８のステッ
プＳ４４，Ｓ４５の処理及びステップＳ６４，Ｓ６５の
処理が制動圧推定手段に対応している。

【００６４】したがって、車両が非制動状態で走行して
いる図１２の時点ｔ０　〜ｔ１　間では、ブレーキスイ
ッチ１３がオフ状態であるので、ステップＳ１１からス
テップＳ１２，Ｓ１３を経てステップＳ１４に移行して
ΔＴ≧０となるので、ステップＳ１５に移行し、ΔＴ≧
５であるので、ステップＳ１８に移行して“０”の制御
信号ＣＳＦＬ及びＣＳＦＲを図６のタイマ割込周期Ｔと
等しい５ｍｓｅｃ間出力し、次いでステップＳ１９に移
行して現在の保持時間ΔＴから“５”を減算することに
より、保持時間ΔＴが“０”にクリアされる。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１Ｆ
Ｒがマスターシリンダ５と常時連通状態となる常時増圧
モードとなっている。

【００６５】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。この状態から
、時点ｔ１　でブレーキペダル４を踏込んで制動状態と
すると、ブレーキスイッチ１３がオン状態となることに
より、図６のステップＳ１１からステップＳ３１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Ｓ３１からステップＳ１２
に移行し、前述した非制動状態と同様に制御信号ＣＳＦ
Ｌ及びＣＳＦＲを共に零として常時増圧モードを継続し
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。

【００６６】ところが、車両が制動状態を継続している
時点ｔ２　で直進走行状態から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＊　Ｆ
Ｌ　（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てＰ＊　
ｉ　≠ＰＭＣとなるので、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Ｓ３
１からステップＳ３２に移行し、前回のステップＳ１３
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Ｓ３３に移行する。

【００６７】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１４Ｆ
Ｒ）の圧力検出値ＰＦＬ（又はＰＦＲ）との誤差Ｐｅｒ
ｒ　を算出すると共に、変数ｍを設定値ｍ０　（例えば
ｍ０　＝１０）に設定してからステップＳ３４に移行す
る。そして、時点ｔ２　では、Ｐｅｒｒ　≒０であるの
で、そのままステップＳ１３に移行して、変数ｍを“１
”だけデクリメントしてからステップＳ１４に移行する
。このとき、前回の処理時に保持時間ΔＴが“０”にク
リアされているので、ステップＳ１４からステップＳ２
０に移行し、第１の電圧ＶＳ１でなる制御信号ＣＳＦＬ
（又はＣＳＦＲ）を定電流回路２０ＦＬ（又は２０ＦＲ
）に保持信号として出力する。

【００６８】このため、定電流回路２０ＦＬ（又は２０
ＦＲ）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１
ＦＲ）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Ｓ１３で変数ｍが“０”と
なるまで即ち５０ｍｓｅｃ間継続される。

【００６９】その後、時点ｔ３　で変数ｍが“０”とな
ると、再度ステップＳ３３に移行し、この時点で誤差圧
力Ｐｅｒｒ　が所定値−Ｐ０　より小さい値となるので
、ステップＳ３６の減圧時間算出処理に移行する。この
減圧時間算出処理では、図８に示すように、先ず、現在
のホイールシリンダ圧ＰＦＲ（０）　を初期値として読
込む（ステップＳ６１）と共に、現在の誤差Ｐｅｒｒ　
（０）　を算出し（ステップＳ６２）、且つ実行回数Ｎ
を“１”にセットする（ステップＳ６３）。

【００７０】次いで、前述した（３２）式に従って減圧
状態でのホイールシリンダ圧変化量ΔＰ２（１）を算出
し（ステップＳ６４）、算出したホイールシリンダ圧変
化量ΔＰ２（１）を初期ホイールシリンダ圧ＰＦＲ（０
）　から減算して第１回目のホイールシリンダ圧予測値
ＰＦＲ（１）　を算出し（ステップＳ６５）、さらに算
出した予測値ＰＦＲ（１）　から目標シリンダ圧Ｐ＊　
ＦＲを減算して第１回目の誤差Ｐｅｒｒ　（１）　を算
出する（ステップＳ６６）。

【００７１】この時点ｔ３　では、図１２に示すように
、ホイールシリンダ圧ＰＦＲ（０）　が目標シリンダ圧
Ｐ＊　ＦＲを大きく上回っているので、ステップＳ６７
からステップＳ６８に移行し、実行回数Ｎが“１”であ
るので、ステップＳ６９に移行して実行回数Ｎを“２”
に設定してからステップＳ６４に戻る。以上のステップ
Ｓ６４〜Ｓ６９の処理を繰り返して、実行回数Ｎが“５
”に達したとき、又は誤差Ｐｅｒｒ　（Ｎ）　の絶対値
が所定値Ｐ０　以下となったときに、図１２では、実行
回数Ｎが“５”に達したときに、ステップＳ７０に移行
する。このため、保持時間ΔＴがΔＴ＝−５×５＝−２
５ｍｓｅｃに設定される。

【００７２】このように、保持時間ΔＴが−２５ｍｓｅ
ｃに設定されると、図６のステップＳ１４からステップ
Ｓ２１を経てステップＳ２４に移行するので、第２の電
圧ＶＳ２の制御信号ＣＳＦＲ（又はＣＳＦＬ）を減圧信
号として出力しする。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。

【００７３】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ＰＦＲ）が減圧
される減圧モードとなり、これがステップＳ２５で算出
される保持時間ΔＴが“０”となるまで即ち２５ｍｓｅ
ｃ間維持される。

【００７４】一方、時点ｔ３　から５０ｍｓｅｃの間（
所定周期Ｔに対応する）はｍ＞０の状態を維持するので
、ステップＳ３５又はステップＳ３６の増圧時間又は減
圧時間算出処理による新たな保持時間ΔＴが算出される
ことはなく、２５ｍｓｅｃが経過した時点ｔ４　でステ
ップＳ２５の保持時間ΔＴが零となることにより、ステ
ップＳ１４からステップＳ２０に移行して、前述した保
持モードに移行する。

【００７５】なお、図８の減圧時間算出処理で、ステッ
プＳ４６で算出した予測値と目標値との誤差Ｐｅｒｒ　
（Ｎ）　が所定値−Ｐ０　を下回ったときには、ステッ
プＳ６７からステップＳ７１に移行して、誤差が大きく
なったか否かを判定し、｜Ｐｅｒｒ　（Ｎ）　｜≦｜Ｐ
ｅｒｒ　（Ｎ−１）　｜であるときには誤差が小さくな
ったものと判断して、前記ステップＳ７０に移行するが
、｜Ｐｅｒｒ　（Ｎ）　｜＞｜Ｐｅｒｒ　（Ｎ−１）　
｜であるときには誤差が大きくなったものと判断して、
ステップＳ７１に移行して、前記（４５）式に従って前
回の実行回数（Ｎ−１）での減圧時間ΔＴと今回の実行
回数Ｎでの減圧時間ΔＴとの中間値の減圧時間ΔＴを算
出する。

【００７６】この結果、例えばＮが“３”である場合に
は、減圧時間ΔＴはΔＴ＝−｛５×（３─１）＋２．５
｝＝−１２．５となり、図６の処理でステップＳ１４か
らステップＳ２１を経てステップＳ２４，Ｓ２５に移行
する処理を２回繰り返した後、ステップＳ２１からステ
ップＳ２２に移行して第２の電圧ＶＳ２の制御信号ＣＳ
ＦＲ（又はＣＳＦＬ）を２．５ｍｓｅｃ間出力してから
保持モードに移行し、結局減圧モードが１２．５ｍｓｅ
ｃ間継続される。

【００７７】その後、時点ｔ５　で変数ｍが“０”とな
ることにより、図６のステップＳ３２からステップＳ３
３に移行して、前述したと同様の減圧時間算出処理を行
って新たな減圧時間ΔＴを算出し、減圧モードを設定す
る。その後、時点ｔ６　で、目標シリンダ圧Ｐ＊　ＦＲ
に対してホイールシリンダ圧ＰＦＲが小さい値となるの
で、図６のステップＳ３３の処理において誤差Ｐｅｒｒ
　が正の所定値Ｐ０　より大きい値となることにより、
ステップＳ３４からステップＳ３５の増圧時間算出処理
に移行する。この増圧時間算出処理では、図７に示すよ
うに、前述した減圧時間算出処理に準じて目標シリンダ
圧Ｐ＊　ＦＲからホイールシリンダ圧予測値ＰＦＲ（Ｎ
）　を減算して算出した誤差Ｐｅｒｒ　（Ｎ）　の絶対
値が所定値Ｐ０　以下となるか又は実行回数Ｎが“５”
に達したときに、ステップＳ５０に移行して実行回数Ｎ
を５倍した増圧時間ΔＴを算出し、また、誤差Ｐｅｒｒ
　（Ｎ）　が所定値−Ｐ０　を下回ったときには、ステ
ップＳ５１に移行して、今回の誤差Ｐｅｒｒ　（Ｎ）　
の絶対値が前回の誤差Ｐｅｒｒ　（Ｎ−１）　の絶対値
より大きいときに、ステップＳ５２に移行して前回の実
行回数（Ｎ−１）での増圧時間ΔＴと今回の実行回数Ｎ
での増圧時間ΔＴとの中間値となる前記（４０）式で表
される増圧時間ΔＴを算出する。

【００７８】そして、算出された増圧時間ΔＴに基づい
て図６のステップＳ１４〜ステップＳ１９の処理を繰り
返すことにより増圧時間ΔＴだけ増圧モードが維持され
、その後保持モードに移行する。このようにして、減圧
（又は増圧）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１ＦＲ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。

【００７９】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。このとき、マスタシリンダ圧ＰＭＣに応じたホイ
ールシリンダ圧変化量ΔＰ１　又はΔＰ２　を順次実行
回数Ｎ回減算又は加算することにより、実行回数Ｎ毎の
ホイールシリンダ圧予測値Ｐｉ　（Ｎ）　を算出し、こ
の予測値Ｐｉ　（Ｎ）　が目標シリンダ圧Ｐ＊　ｉ　に
最も近い値となる実行回数Ｎを決定して、増圧又は減圧
時間ΔＴを算出するようにしているので、図１２に示す
ように、毎回の増減圧によってホイールシリンダ圧と目
標シリンダ圧とを高精度で一致させることができ、良好
な圧力サーボ性能を実現することができる。

【００８０】しかも、目標ホイールシリンダ圧Ｐ＊　ｉ
　とホイールシリンダ圧予測値Ｐｉ　（Ｎ）との偏差Ｐ
ｅｒｒ　（Ｎ）　の絶対値が所定値Ｐ０　以内に収まっ
たときの回数を圧力変化モードの実行回数として決定す
るようにしているので、制御ハンチングを防止して安定
した保持時間を設定することができる利点がある。また
、目標ホイールシリンダ圧Ｐ＊　ｉ　がマスタシリンダ
圧検出値ＰＭＣ以上であるときに、常時増圧モードを設
定するようにしているので、制御開始時に制動圧を急増
させて、良好な制動状態に移行することができる利点が
ある。

【００８１】さらに、圧力変化モードの実行回数を予め
設定された上限値（Ｎ＝５）で制限するようにしている
ので、ホイールシリンダ圧変化量を適正値に制限して操
縦安定性を向上させることができる利点がある。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。

【００８２】また、上記実施例では、増圧（又は減圧）
モードでのＮ回目のホイールシリンダ圧予測値Ｐｉ　（
Ｎ）　と目標シリンダ圧Ｐ＊　ｉ　との誤差Ｐｅｒｒ　
（Ｎ）　が所定値＋Ｐ０　を上回っており、且つ次のＮ
＋１回目のホイールシリンダ圧予測値Ｐｉ　（Ｎ＋１）
　が所定値−Ｐ０　を下回っており、さらに誤差が大き
くなったときに、Ｎ回目における保持時間ΔＴとＮ＋１
回目における保持時間ΔＴとの中間値を保持時間ΔＴと
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、下記（４６）式（又は（４７）式）　に従って
保持時間ΔＴを算出するようにしてもよい。

【００８３】　　ΔＴ＝Ｎ＊Ｔ１　＋Ｔ１　＊｛Ｐ＊　−Ｐ（Ｎ）　
｝／｛Ｐ（Ｎ＋１）　−Ｐ（Ｎ）　｝　　　　　　　　
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　
　　…………（４６）　　ΔＴ＝Ｎ＊Ｔ１　＋Ｔ１　＊
｛Ｐ（Ｎ）　−Ｐ＊　｝／｛Ｐ（Ｎ）　−Ｐ（Ｎ＋１）
　｝　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　
　　　　　　　　　　　　…………（４７）　　ここで
、Ｔ１　は図６の制動力制御処理のタイマ割込周期であ
る。このように、（４６）式又は（４７）式で保持時間
ΔＴを算出することにより、増圧又は減圧保持時間をよ
り正確に算出することができる利点がある。

【００８４】さらに、上記実施例では、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。さらにまた、上記実施例では、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。

【００８５】なおさらに、上記実施例では、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。

【００８６】また、上記実施例では、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
実施例では、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。

【００８７】

【発明の効果】以上説明したように、本発明に係る制動
力制御装置によれば、制動圧検出手段でホイールシリン
ダ等の制動力制御手段の制動圧を検出すると共に、マス
タシリンダ圧検出手段でのマスタシリンダ圧を検出し、
制動圧推定手段で、マスタシリンダ圧と目標制動圧とに
基づいて制動圧予測値を算出し、制動圧制御手段で、所
定周期Ｔ毎の増圧又は減圧となる圧力変化モード開始前
に、制動圧推定手段で算出される圧力変化モードを単位
時間Ｔ１　の整数倍行ったときの各制動圧予測値と、目
標制動圧算出手段の目標制動圧とを比較して最も目標制
動圧に近い圧力変化モードの実行回数を決定し、当該実
行回数に基づいて圧力変化モードの保持時間を算出する
ようにしたので、毎回の増減圧によって制動圧と目標制
動圧とを確実に一致させることができ、良好な圧力サー
ボ性能を実現することができるという効果が得られる。

【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】制動圧制御装置の制動圧制御処理の一例を示す
フローチャートである。

【図７】制動圧制御装置の増圧時間算出処理を示すフロ
ーチャートである。

【図８】制動圧制御装置の減圧時間算出処理を示すフロ
ーチャートである。

【図９】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１０】増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ΔＰ１　との関係を示す特性線図である。

【図１１】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１２】実施例の動作の説明に供する信号波形図であ
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　　　　マスタシリンダ１１　　操舵角センサ１２　　車速センサ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、マスタシリンダ圧を検出するマス
タシリンダ圧検出手段と、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制動圧検出手段の制動圧検出値
とが一致するように、前記所定周期Ｔ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、前記マスタシリンダ圧
検出手段の検出値及び制動圧検出手段の検出値に基づい
て前記所定周期Ｔより短い単位時間Ｔ１　当たりの増圧
及び減圧に対する制動圧変化量予測値を一意に求める制
動圧推定手段とを備え、前記制動圧制御手段は、所定周
期Ｔ毎の増圧又は減圧となる圧力変化モード開始前に、
前記制動圧推定手段で算出される圧力変化モードを単位
時間Ｔ１　の整数倍行ったときの制動圧変化量予測値と
、目標制動圧算出手段の目標制動圧とを比較して最も目
標制動圧に近い圧力変化モードの実行回数を決定し、当
該実行回数に基づいて圧力変化モードの保持時間を算出
することを特徴とする制動圧制御装置。