JPH07501771A - 前車軸−後車軸制動力分布を調節可能に変化可能な制動装置 - Google Patents

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】 前車軸−後車軸制動力分布を調節 可能に変化可能な制動装置 本発明は倉高い速度用に設計される車両特に競争車両用の請求項１によるｌ前車 軸−後車軸制動力分布を調節可能に変化可能な制動装置に関する。

高い速度コースで競争前車軸により得られる３５０に朧／ｈ以上の高い速度では ９また大抵の場合後車軸を駆動されるような車両のために考慮される車体の空力 的増大では９車両速度の増大につれて２乗で増大する空気押下げ力のため！全体 として数倍例えば停止している車両の車両重量の２倍ないし３倍になることがあ る値を持つ極端な車軸荷重増大がおこる。この場合可能な構造に対して？車両速 度Ｖの増大につれてｔ後車軸に作用する空気押下げ力が１前車軸に作用する空気 押下げ力より強く増大するという事態が生じ！それにより例えば制動力分布を固 定的に設定するように設計される制動装置はり狭い速度範囲に対してのみ最適に 設計可能であり！この速度範囲外では９車両の動的制動反応が不安定であるとい う危険！又は所定の操作力に対して制動減速度が比較的低いという欠点を伴う。

後車軸及び後車軸における速度に関係する反応閾値の変化で動作するロック防止 袋ｊｌ！ｌ（ドイツ連邦共和国特許第３９３５８３４号明細ＩＦ）によりうこの 欠点を少なくすることができる。しかし空気力の影響なしに安定な制動反応に合 わせて制動装置の基本設定を行わねばならず！それにより後車軸の制動特性値Ｂ ＊Ｈを必然的に低く保たねばならないことによって雪高速度発囲におけるロック 防止装置の反応の際を後輪制動機においても調整装置の反応を行わせるためｌ前 車軸に非常に大きい圧力上昇が必要である。このような圧力上昇に必要な所要動 力費及び圧力確立が行われるまでの時間も、競争の際におけるロック防止装置の 効率を制限し９その結果制動力確立の際における時間遅れを生じ！それにより競 争において受入れ難い時間損失を生ずる。

他方Ｉ競争車両には双子親シリンダ（マスクシリンダ）も使用され審前軸制動機 及び後輪制動機に属する単−回路組シリンダが！可変力作用点を持つ揺動片を介 して操作可能であり一力作用点の最適な位置設定は各速度に対して興なっている 。双子馬シリンダと組合わせてν揺動片の力作用点用の自動的に動作する１１１ 節装置も公知であり！原理的には速度に関係する制動力分布の変化も可能にする 。しかしこのようなｗｓｍ装置は次の欠点を持っている。即ち作用点を示す継手 片へ制動運転中に非常に大きい力が作用し１それにより調節には必然的にヒステ リシスが伴い、Ｎしい調節時間を甘受せねばならず！その結果最適な制動力分布 の精確な設定が実際上不可能になる。多分この理由から！上述した種類の自動的 に動作する調節装置は競争運転において今まで使用されていないが！統計的に最 も重要な状態に手で設定できるような調節装置が使用された。

従って本発明の課題は９最初にあげた種類の制動装置を改良して１競争車両にお ける使用に適しかつ動作確実で簡単な構造で１最適な制動力分布の要求に適った 迅速な設定を可能にすることである。

この課題は　請求′１ＯＩ４１の特徴に従って次のようにすることによって解決 される。即ち制動液圧装置に加えて別の制動圧力源が設けられ！考慮すべき全速 度範囲において１曲輪制動機及び後輪制動機により及ばされる制動力の理想的分 布に一致するか又は理想的制動力分布にほぼ一致する分布が、制動の際運転者が 加えねばならない操作力に関して茅できるだけ大きい車両減速度を生ずるように １前記の制動圧力源の出力圧力が電子制御可能である。付加的な制動圧力源の出 力圧力を制御するため本発明により利用されるアルゴリズムは参前輪及び後輪の ロック限界が同じであるという条件に基き９この関係の近似的な数値評価に一致 しておリラ従って電子的に非常に速やかに評価可能なので１そのつどの車両速度 を考慮してｔ前車軸制動圧力に対する後車軸制動圧力の迅速な追従も可能である 。後輪制動機のキャリパの作用すべきピストン対への制動圧力源の出力圧力の供 給は！簡単な構造手段により可能で９このために制動液圧装置の費用のかかる構 成は必要でない。このことはｔ後輪制動機が制御可能な制動圧力源の出力圧力の みを供給され１この場合前輪制動機へ供給すべき制動圧力のみを制動液圧装置が 発生しさえすればよくｔ従って制動液圧装置を単−回路組シリンダとしてＩ場合 によってはタンデム親シリンダとして構成しｔこの馬シリンダの出力圧力空間に 前輪制動機のそれぞれ１つを接続することができる。

請求項３による制動装置の構成では９後輪制動機が４ピストンキヤリパを持ち警 制初可能な制動圧力源の出力圧力がこれらのピストンのピストン対のそれぞれ１ つのみへ供給可能であり！付加的な制動圧力源が低い出力圧力レベルに設計され ！制動液圧装置により制動圧力を供給可能な後輪制動機のキャリパのピストン対 が９付加的な制動圧力源の故障の場合にも機能を果すので、付加的な制動圧力源 の故障に対する安全性も高まる。

タンデム馬シリンダが制御圧力空間を持ちか制御可能な制動圧力源の出力圧力を この制御圧力空間へ供給することにより堂最適化された制動力分布に対応する制 動圧力が前輪制動機の制動圧力に対して後輪制動機発生可能であるようにｔ変形 されるタンデム践シリンダを特徴する請求項４の特徴による本発明の課題の解決 策は？前輪制動機及び後輪制動機に必要な制動導管が簡単に導かれるという利点 を持ち一キャリパの構造は任意のものでよい。

これと組合わせて請求項５の特徴により！制御圧力空間を持つタンデム親シリン ダの構造的に簡単な構成が示され！請求項６及び７による別の構成によりＩ後車 軸制動圧力の圧力変調に利用される制御圧力が前車軸制動回路へ反作用を及ばす のを回避される。

請求項８による制動装置の構成によってｔ付加的な制動圧力源又は制衡圧力源の 故障の場合にも車両を動的に安定に制動することができる。

請求項９及びｌＯの特徴によって！簡単な制御技術的手段で後輪制動機へ供給さ れる制動圧力の敏感な連続又は準連続設定又は追従を可能にする制御可能な制動 圧力源の構成が提示される。

後輪制動機により発生すべき制動力の目的に適った制御のために一前輪制動機に より発生される制動力を知ることが必要であるが請求項ｌ】によればｔ前車軸制 動回路に属する圧力センサ又は制動ペダルの位置を検出する位置センサにより簡 単にわかり９圧力センサは必要な測定輩を精確にめられるという利点を持ってい るが＋ａ圧導管系統に付加的な密封個所を必要とし！これに対し位置センサは導 管系統外に設けることができ１従って制動装置の故障可能性が少ないという利点 を持っている。

請求項１１により提案されるように！後輪制ｋＪＪ機へ供給される圧力の実際値 検出のためｔ制御可能な制動圧力源の圧力出力端に直接接続される圧力センサが 存在すると！前車軸制動力に対して考慮される関係で後車軸制動力の追従が！そ のつと最も好ましい制動力分布状態を特に良好に維持する追従制御を行うように 可能である。

最適制動力分布制御のために！車道と制動される車輪との間にそのつと作用する 摩擦係数ｕＢの値を請求項１３により。

車両の動的加速反応から簡単に知ることが可能でありνまた請求項１４により１ すぺでの車輪の制動の際ロック防止調整が行われる時！車両の減速反応から知る ことができる。

これら両方の摩擦係数検出方法のために２車両が請求項１５により縦加速度セン サを備えており！車両に生ずる加速度又は減速度を特徴づける電気出力信号を発 生しうそのつどの最適な制動力分布の目標値を計算するためこれらの出力信号を 利用することができる。

図面に示されている実施例に基いて！本発明を以下に詳細に説明する。

図１は最適な前車軸−後車軸制動力分布を得るため電子制御可能な制動圧力源を 持つ本発明による制動装置の第１実施例を簡単化された構成図で示し１ 図２ａ及び２ｂは１図１による制動装置の機能を説明するための線図を示い 図３８及び３ｂは９図１による制動装置の範囲内で使用可能な電子制御可能な制 動圧力源の可能な構成を示し９図４は１制徘可曲な制動圧力源の出力圧力のみを 供給可能な後軸制動機の制動装置の機能的に図１の制動装置に対応する実施例を 図１と同じ表現で示し１ 図５は、異なる制動力分布に設定可能なタンデム親シリンダを持ち機能的に図１ の制動装置に対応する制動装置の別の実施例を示し１ 図５８はり図５による親シリンダの細部を拡大断面図で示し）図６は１図１，４ 及び５による制動装置の可能な構成を説明するための別の線図を示している。

図１に全体を１０で示す液圧２回路制動装置により路面車両が表され！この車両 特に競争車両は＋　３００ｋｍ／ｈ以上の極めて高い速度に設計されており！非 常に高い車両減速度でも制動可能でありシその空力的構成のため１高い速度にお いて前車軸荷重及び後車軸荷重の著しい増大がおこりνこの車軸荷重の増大がｔ 制動過程においてできるだけ大きい車両減速度を得るためうできるだけ効果的に 利用されるようにする。

制動装置１０ではＴ前輪制動機１１及び１２前車軸制動回路■にまとめられ！後 輪制動機１３及び＋４が後車軸制動回路ＩＩにまとめられている。

制動装置１０の制動液圧装％＋６として）液圧又は空気圧制動倍力器として構成 することができる制動倍力器＋８を介して制動ペダル１７により操作可能な公知 の＃Ｉａのタンデム親シリンダが設けられてう前車軸制動回路Ｉに属する圧力出 力端１９と！後車軸制動回路ＩＩに属する圧力出力端２１とを持ちＩ前輪制動機 １１及び１２及び後輪制動機＋３及び１４へ分岐する主制動導管２２及び２３が これらの圧力出力端へ接続され９タンデム親シリンダ１６の一次出力圧力空間及 び二次出力圧力空間内にこの親シリンダの操作により発生される出力圧力が？こ れらの主制動導管２２及び２３を介して前輪制動ａｌ１１及び１２及び後輪制動 機１３及び１４へ制動圧力として供給可能である。それぞれ円板制動機として構 成される前輪制動機１１及び１２及び後輪制御ｉＩＩ機１３及び１４についてツ そのキャリパ２４及び２５及びキャリパ２６及び２７がそれぞれ２つのピストン 対２８及び２９と３０及び３１とを持ついわゆる４ピストンキヤリパとして構成 され一前輸制動機１１及び１２のキャリパ２４及び２５が互いに同じに設訂され 。

後輪側ｉｍｆｉ　１３及び１４のキャリパ２６及び２７もそれぞれ同じ設計であ るが！前輪制動機１１及び１２のキャリパ２４及び２５のピストン対２８及び２ ９と後輪制動機１３及び１４のキャリパ２６及び２７のピストン対３０及び３１ はう異なる寸法を持っている。

前輪制動機】１及び１２のキャリパ２４及び２５のすべてのピストン対２８及び ２９が前車軸制動回路ｌの主制動導管２２に接続され！従って制動装［１０の操 作の際制動液圧装置１６の圧力出力端１９から与えられる同じ制動圧力を供給さ れる前車軸制動回路Ｉとは異なりν両方の後輪開側１３及び１４のキャリパ２６ 及び２７のとストン対のそれぞれ１つのみ例えばピストン対３１のみが！制動液 圧装＠］６の圧力出力端２１から出る後車軸制動回路Ｈの主制動導管２３に接続 され１後輪制動機１３及び１４のキャリパ２６及び２７の他の両方のピストン対 ３０は電子制御可能な制動圧力源３３に接続されて？その出力圧力を供給される 。この付加的な制動圧力源３３の出力圧力はう制動液圧装Ｍ１６の圧力出力端１ ９から出る制動圧力に比例して制動圧力源３３の図１には示してない電子制御装 置へ供給される出力信号を発生する電気機械又は電子圧力センサ３４により監視 されて前輪制動機１１及び１２へ供給される制動圧力ｐ■に関係して！また車両 速度Ｖに関係してｌ調整されてツ所定のペダル操作力で可能な限り大きい車両減 速度を得るためにり車両の前輪及び後輪における同じ摩擦利用に相当する理想的 制動力分布に少なくとも非常によく近似する有利な前車軸−後車軸制動力分布が 得られるようにする。

車両速度Ｖの精確な値をめるためり説明のために選ばれた実施例では、車輪に個 々に付属する車輪回転数センサ３６の出力信号が利用され、これらのセンサ３６ は？車両に同様に設けられるロック防止装置の範囲に！車輪の周速度をめるため に設けられ、出力信号の比較及び彼方処理から制動滑り及び車輪減速度をめるこ とができる。

なおｈａ及び機能が公知で例えば戻し原理に従って動作するロック防止装置とし て構成されているこのロック防止装置は蓼図１にはｌ＃車軸制動回路！及び後車 軸制動回路■１に属する液圧制動圧力制ｄ装＠３７及び３８によって概略的にの み示され一通常の構成では前輪制動機１１及び１２及び後輪制動機１３及び１４ に個々に又は共通に付属する制動圧力調整弁を含んでいる。

制動の際制動液圧装置托の一次圧力出力端１９から出る制動圧力ｐｖを一緒に供 給されるピストン対２８及び２９を持つ前輪制動Ｍ１１及び１２のキャリパ２４ 及び２５と！制動液圧装［１６の二次圧力出力端２１から出る出力圧力ｐＨを一 緒に供給される後輪制動機１３及び＋４のピストン対３］は９次のように構成さ れ、即ちこれから生ずる曲車軸−後車軸制動力分布が一問題となる車両減速度の 全範囲で、臨界制動比Ｚｋｒ１ｔまで９車両の動的に安定な減速反応を生じ１換 言すれば制動の陣営に前輪が後輪より先にロック限界へ達しＩ前輪及び後輪で同 じ摩擦係数が利用される臨界制動比では前輪及び後輪が同時にロックするように １構成されている。従って全制ｍ範囲即ち部分制動及び全制動の範囲における車 両の安定な制動反応はｔ通常のように臨界制動比が車両タイヤの性質によりでき るだけ大きい制衡μｍ３１即ち乾いて滑らない通路という車道状態で利用可能な 摩擦係数に等しく選ばれる時に９得られる。従って次式が成立する。

”ｋｒＨ＝μＢ　（１） 他方臨界制動比に対して一般に次式が成立する。

ここでφは後車軸荷東瓜分うφは後車軸制動力成分１χは軸間距離に関する重心 高さを示しｔ式Ｘ　：　ｈ／／を満足しνここでｈは車両の重心高さ＋！！は軸 間距−を示す。

式（２）から１空気的影響の考慮なしにシ後車軸制動力成分Φに対して次式が得 られる。

φ二φ−ＺｋｒｉＬ・Ｘ−φ−ｕＢ’χ　（３）Ｂｕｒｋｈａｒｄｔｌ　Ｂｕｒ ｇの’　Ｂｅｒｅｃｈｕｎｇ　ｕｎｄ　Ｒｅｋｏｎｓｔｒｕｋｔｆｏｎ　ｄｅｓ Ｂｒｅｌ１５ＶｅｒｈａｌＬｅｎＳ　ＶＯＩＩ　ＰＫＷ″＋　５ｅｉｔｅ　７５ ＋　Ｖｅｒｌａｇ　ＩＩｌｆＯｒｌｌａｔｉｏｌｌＡｍｂｓ　ＧｍｂＨ，＋９８ ８によればψ前車軸のロック点Ｚ申ｂｌｖ及び後車軸のロック点Ｚ”　ｂｌｈに 対して！空気揚力又は空気押下げ力の影響で次式が成立する。

ここでＧｇは車両の全Ｍ量を示し＋　Ｋａ＋ｖ及びにａ＋ｂは車体の構成に応じ て揚力又は押下げ力として作用する空気力の係数を示しすこの空気力は車両速度 Ｖの２乗に比例する。

”ｂｌｖ　”　”ｂｌｈ　（６） が成立する時う換言すれば前車軸のロック限界ｚｂ’ｌｖが後車軸のロック限界 Ｚｂｌｈに等しい時にう車両の最適な制動比が与えられることを前提としてり μＢ、ｖ　＝＝　’　ＢＪ　＝：μＢ　（７）という二次条件９換言すれば車両 の前車軸及び後車軸において利用可能な摩擦係数が同じであるという条件のもと でｌｆＩ！！適な後車軸制動力成分φ。、に対して式（４）及び（５）から１空 気力を考慮して９次の条件式が得られる。

式（８）から最適な後車軸制動力成分φ。、＆謝して次式が得られる。

φ−Ｋａ＋ｈ’Ｖ２／　Ｇｇ　ｕ　９’Ｘ　ＣＩ　Ｖ２’　（ＫＩｌ＋Ｖ＋Ｋａ ＋ｈ　）　Ｇｇこの式から？一般に次式により与えられる制動力分布係数ＤＢが 得られる。

ＤＢ　＝　ＦＢ、ｈ／　ＦＢ、ｖ二φ（ｌ−Φ）　（１０ａ　）ここでＦＢ、ｈ は後車軸制動力を示し＋　ＦＢ、ｖは前車軸制動力を示し９制動力分布係数の最 適値ＤＢｏｌＩとてＤＢｏｌＩ＝φＯｍ／（１−φａｍ　）　（１０）次のデー タ φ＝　０＋６　２　＝　０．１４１　にｇ　＝　７８００　ＮＫ　＝　０．７１ ２　Ｋａｓｈ　＝　−１，６８８を持つ車両に対して！車両速度Ｖの種々の値及 び摩擦係数１１Ｂの種々の値に対する最適な後車軸制動力成分φ。１の式（９） の詳細の結果穿最適な後車軸制動力成分が９次式により非常によい近似で与えら れる。

φ。、＝０．４６−０．１４１（ｕＢ　ＩＪ＋’ｌｌＯ”ｖ　（ＩＩ）最適な制 動力分布係数ＤＢｏ１１に対して式（１０）から得られる関係は ＤＢ。、　＝　０．８５−０．４２　（ＩＩＢ−１）＋０．００３２・ｖ　（＋ ２）最適な後車軸制動力成分φ０．及び最適な制動力分布係数ＤＢｏ。

の式（１１）及び（１２）に相当する速度依存性が！パラメータとして摩擦係数 μＢ　＝＝　１．Ｏｌｌ、２及び１．５に対して図２８及び２ｂに示されている 。

図１に示す制動液圧装置ｊｊ１１０の典型的な設計側を説明するためにｔ後車軸 における空力的押下げ力が前車軸におけるより大きいように！車両が構成されて いるものと仮定する。この設計ではＶ最適な制動力分布係数ＤＢ。、の最小値Ｄ 　Ｂ　６　Ｈ＋　ＩＩ　Ｉ　ｎが１速度に関係する空気押下げ力なしにに大摩擦 係数μＢを利用する場合得られる値によって与えられる。

制動陸圧装ｆｌｌｉｔ１６の操作の際この制動液圧装置ｌ１１１６の後車軸制動 圧力出力端２１に生ずる出力圧力ｐＨを供給されるピストン対３１のピストン面 積／ｌｈｔはｔ普通のタンデム親シリンダとしての制動液圧装置ｌｌ１１６の構 成に応じて後車軸制動圧力出力端２１から出る出力圧力ｐｈに等しい前車軸制動 圧力出力端１９の出力圧力ｐｙを供給可能な両方の前輪制動機！ｌ及び１２のピ ストン対２８及び２９のピストン面積ＡＶに対して９次のように選ばれている。

即ち空気押下げ力の共同作用なしに最適制動力分布係数ＤＢ。、の最小値Ｄ　Ｂ 　６　Ｂ　＋　Ｍ　１　ｎが得られ！従ってそのｉｌｋ／ｊ＼値に対して次の関 係が成立するように選ばれる。

この式からピストン面積Ａｈｌに対して次式が得られる。

式（１３）及び（１４）において”　ｄｙｎ、ｖは前輪の動的ころがり半径”　 ｄｙｎ＋ｈは後輪の動的ころがり半径”　ｍｅｄ＋ｖは前輪制動機の平均摩擦半 径”　ｍｅｄ＋ｈは後輪制動機の平均ａｌｌ！擦半径ツ（１）、及びＣ＊ｈは印 加力に対する前輪制動機及び後輪制動機の制動係数（ディメンションなし）を示 し９この制動係数は円板制ｉｋ！Ｉ機では制動ライニングの摩擦係数の２倍に等 しい。

後輪側ｉｍｍｔ３及び１４のキャリパ２６及び２７の範囲に更に設けられて電子 制御可能な付加的な制動圧力＠３３の圧力出力端３２に接続されかつ速度の影響 又は車道と制動される車輪との間のＩＩＮＩＭによって生ずる比較的大きい後車 軸制動力成分を発生せねばならないピストン対３０を含めて！これらのピストン 対のピストン面積をＡｈ２で示しν付加的な創製圧力源３３により速度に関係し て発生される制動圧力１’ｂ２で示すと１最適な制動これかう次式が得られる。

設計側を説明するため１次の値即ちｒｄｙｎ　、　ｖ−３１ｃｍ＋　ｒ＠ｅｄ　 、　ｖ　＝１５．１７ｃ層＋　Ｃ”ｖ＝　０．７＋　ＡＶ＝　２５．１９　ｃ罵 ２　Ｎ！−［１軸側ａｊｄｌｌ及び１２のキャリパ２４及び２５のピストン対２ ９及び２８の３８　ｃｍ及び４２ｃｍのピストン直径に対応）　＋　ｒ６ｙｎ、 ｈ＝　３５．５ｃ＋ａ　（競争車両の後輪の大きい直径に対応）　＋　ｒｍｅｄ ＋ｂ　：　１５．Ｉ７ｃ■　（前輪及び後輪の制動機の同じ制動円板）　ｌＣ” ｈ＝　０．７．１．５の＊ｍ係数及びｖ　＝　Ｏに対して式（１２）から得られ る最小の前輪制動力分布係数を前提とすると９式（１４）から９制動液圧装置１ ｉＩ１６の後車軸制動圧力出力端２１に生ずる出力圧力ｐｈ（＝ｐｖ）を供給さ れる後輪制動機１３及び１４のキャリパ２６及び２７のピストン対３１の面積Ａ ｈｌに対して１８．４６　ｃ−の値が得られ！これは４−８５　ｃｍのピストン 直径に相当する。その代りに４８■閣の標準直径が選ばれると９制動液圧装ｆａ ＋６の後車軸制動圧力出力端２１に直接接続されているピストン対３Ｉのピスト ン面積Ａｈｌに対して＋８．１０Ｃ謙２の値が得られる。

電子制御可能な制動圧力源３３に接続される後輪制動機１３及び１４のキャリパ ２６及び２７のピストン対のピストンに対して３５■の直径（これは１１．３４ ｃ■２のピストン面積に相当する）を持つ標卓の大きさが選ばれ＋Ｉｌ擦係数ｕ Ｂに対して値１．５がまた車両速度Ｖに対して値６０■／Ｓが選ばれるとＴ最適 制動力分布係数に対する式（１２）を考慮して９式（１６）の評価は次の式を生 ずる。

ｐｈ２＝＝　０．５２・ｐｖｊ１６’）式（９）を誘導するため仮定される条件 ”　ｂｌｖ　”　”Ｉｂ１ｈのもとで−もとで！空気押下げ力を含めてｔただし 付加的に作用する空気抵抗なしで重車両の飯大制動比ｚ中に対しても一次式が成 立い ”　”　”ｂｌｖ　＝　”ｂｌｈ（８’　）従って例えば式（４）を利用して次 式が成立し９ＩＭ適な後車軸制動力成分φ。、に対して式（１１）により得られ る１直はう φｏＩＩ　：　０．４４４　（１２’　）によって与えられ！従って与えられる 全データにおける車両の飯大制動比に対して ２申＝３．１７　（４’） が得られる。

従って圧力に関係する制動係数に対してＩＯ車軸及び後車軸について次式 Ｂ＊、二　（２／ｒｄｙｎ、ｖ　）”Ｖ”ｍｅｄ＋Ｖ”中、＝＋７．２６　ｃ１ ２　（１７）及び Ｂ”　ｈ＝　（２／ｒｄｙｎ、ｈ　）　’　ＣＡｈｌ　＋（１’ｈ２／　ｐｈ＋ ｖ　）　”ｈ２　）　”ｍｅｄ、ｈ””　ｈ＝　１４．３６　ｅｌ１２（１８） が得られ１車両全体に対して次式が得られる。

Ｂ”　＝　Ｂ”、　＝　Ｂ”ｈ＝　３１．６２　ｃｍ”　（１９）その場合前輪 制動機１１及び１２のピストン対２８及び２９にも制動液圧装置Ｊ１１６の後車 軸制動圧力出力端２１に接続される後輪制動機１３及び１４のキャリパ２６及び ２７のピストン対３１にも作用する前車軸制動圧力＋１ｖに対して次式が成立し ！ｇ ｐｖ　＝　ｚ傘−７＝　７８２．６　Ｎ／ａｍ２　（２０）式（１６’）を考慮 して ｐｈ２　＝　０．５２ｐｈ１　＝　０．５２ｐｖ　＝　４０７　８７ｃｍ２　（ １６’）それにより関係のあるすべての籠がめられる。

前軸側ｍｈのキャリパが２ピストンキヤリパとして構成され！そのピストンが個 々のピストン対２８及び２９のピストンの面積の和に等しい平均断面積を持ちＩ 後輪部ｍ機１３及び１４において４ピストンキヤリパ２６及び２７の代りにそれ ぞれ別個のキャリパが設けられうこれらのキャリパのそれぞれ２つが制動液圧装 置！１６の後車軸制動圧力出力端２１に接続され！他の２つが電子制御可能な制 動圧力源３３の圧力出力端３２に接続されているｊｊｌｒ合ニモｌＥ　（＋５） 　１（１６’　）　＊　（１７）　Ｉ（１８）　＋　（２０）及び（＋ａ’）が 成立することは明らかである。

後車軸制動力の速度に関係する設定のために設けられる電子制御可能な制動圧力 源の可能な構成を説明するため！ポンプ３９の駆動回転数の変化によって出力圧 力を変化することができる制動圧力源３３を示す図３３が参照されｔここでポン プ３９により供給される容積装置が回転数に比例するものと仮定されている。

ポンプ３９を駆動するため一制動されて回転数を変化する電動機４１＋例えば供 給電圧に比例する回転数を持つｔｍ機！又は制御パルスの周波数に比例する回転 数を持つパルス割部亀勧機例えば交流電動機が設けられている。

約１００　ｂａｒを持つ高圧ポンプとして構成されるポンプ３９の圧力出力端４ ２と聾周曲大気の圧力に保持されかつ制動装置ｌＯの制動液体タンクとしても使 用される制動圧力源３３の圧力なしタンク４３との間には夛流れ抵抗を設定可能 な絞り４４が接続され！この絞りの設定によりν特定の電動機回転数において制 御可能な制動圧力源３３が動作する出力圧力を規定することができる。ポンプ３ ９の圧力出力端４２と制動圧力源３３の圧力出力端３２との間には固定絞り４６ が接続されツこの絞りにより！制動圧力源３３の圧力出力端３２に生ずる出力圧 力の平滑化即ち圧力戻動の減少が行われる。

ポンプ３９の駆動電動機４１の回転数制御のために設けられるｔ子制御装置４７ はν大体においてその機能について以下に説明されるが會この機能がわかればｇ 当業者は慣用の電子回路技術手段でこの制卸圧力４７を実現することが容易に可 能なのでｔ回路技術的な細部の説明は省略する。制動中に一電子制褌装置４７へ 連続的に入力されるデータＩ即ち車両速度の瞬時値、前輪側励機１１及び１２へ 供給される制動圧力ｐｙ　＋及び制御可能な制動圧力源３３の圧力出力端３２の 出力圧力の実際値についての少なくとも１つの情報を含むデータのオンライン処 理により９式（１２）からめられる最適制動力分布係数ＤＢ。、を考慮して１式 （１６）を計算し、これからポンプ３９の駆＃電動機４１の制御に適した出力信 号を発生し！この出力信号によりポンプ３９が豪そのつど必要な吐出出力で運転 されてｔ制動装ＭｌＯの所定の設計により９少なくとも非常に良好な近似で１式 （９）により要求される最適な後車軸制動力成分中。ｌＩ＋即ち車両の前輪及び 後輪で同じ摩擦を利用するように１少なくともほぼ理想的な制動力分布が生じ− このために式（９）の厳密な計算が必要でないようにする。

電子制御可能な制動圧力源３３の出力圧力を検出するためＧこ設けられる圧力セ ンサ４８は１図１による実施例では！制御可能な制動圧力源３３の出力圧力を供 給される後輪制動機１３及び１４のキャリパ２６及び２７のピストン対３０へ分 岐する圧力供給導管２３′に接続されているので９この圧力センサの出力信号ｆ ｃＥ＋ピストン対３０へ実際に供給される圧力より少し高い圧力即ち制動圧力源 ３３の出力圧力の尺度であり穿これを電子制御装置４７が計算の際考慮すること ができる。電子制御圧力４７（よう制動ペダル１７の操作の除虫ずる制ｍ炉開閉 器４９の出力信号により駆動されるのがよく、それにより初めて駆動電動機４１ 力５始動する。これとは異なり１図１による制動装ＴＪＩｔ１０の範囲内で適し たへ子制台可能な制動圧力源３３の図３ｂに示す変形例でｌよこポンプ３９の駆 動電動機４Ｉ及びこれと共にポンプ３９番より制動が行われる前に１例えば運転 者が制動ペダル１７かう足を勉している時にも、継続的に駆動されるか又は給電 され！安全上の理由から！遅くとも制動灯開閉器の出力信号の発生と共に瞥駆１ １Ｊ％Ｘ動機４１が駆動されるようにすることができる。制動の終了と共に駆ｗ ＪＩ１１勧機４１の給電を停止することも必要で番よなＱ）。

原理的には嘗例えば液圧車高調整の供給ポンプにおける場合のように一ポンプを 車両自体の塩ｍ機によっても駆動することができる。

図３ｂによる制御可能な制動圧力源３３では１そのポンプ３９が少なくとも制動 中はば一定の回転数従って吐出出力で運転される。必要な場合にはポンプ３９が 充分負荷のない短絡運転で動作できるようにするため會ポンプ３９の圧力出力端 ４２とタンク４３との間に１２ボート２位置切換え電磁弁として構成される循環 兼圧力確豆制徊弁５１が接続され！その初期位置０は遮断位置で１制動圧力源３ ３の圧力出力端３２がポンプ３９の圧力出力端４２に対して遮断され！その励磁 される位Ｍ＋はｔ適位置で！ポンプ３９の圧力出力端４２が制動圧力源３３の圧 力出力端３２に接続されて１これに接続される液圧負荷へ出力を供給可能である 。制御可能な制動圧力源３３の圧力出力端３２とタンク４３との間には別の２ボ ート２位置切換え電磁弁５３が接続されて！制動圧力減少弁として利用可能で！ 圧力出力端３２を介して圧力を供給可能な車輪制動機が！この２ボート２位置切 換え電磁弁５３を介して制動圧力源３３のタンク４３へ再び圧力を除かれること ができる。この２ボート２位置切換え電磁弁５３の初期値＠０は導通位置でｐ制 動液体が制動圧力源３３の圧力出力端３２に接続される車輪制動機からタンク４ ３へ戻ることができる。この弁の励磁される位１ｉｌｉｔｌは遮断位置で９出力 供給制褌弁５２が励磁される位ａＸにある場合ｌ接続される車輪制動機に制動圧 力が確立されるかｔ又はこの圧力供給制御弁５２が初期値ｙｊ１０にある場合９ 制御可能な制動圧力源３３の圧力出力端３２にある圧力従ってこれに接続される 負荷も一定の圧力レベルに保持される。

更にポンプ３９の圧力出力端４２と制御可能な制動圧力源３３のタンク４３との 間には圧力制限弁５４が接続され！循環兼圧力確立制御弁５１及び圧力供給制御 弁５２が遮断位置をとる場合瞥ポンプ３９の出力圧力が設定可能な閾値を超過す ると？ポンプ３９の圧力出力端４２から制動液体がこの圧力制限弁５４を介して タンク４３へ流出することができる。

図３ｂによる電子制御可能な制動圧力源３３によって９図３ｍについて詳細に説 明した制御可能な制動圧力源３３によるのと同じ機能が得られる。

図３８による制動圧力源３３においてポンプ３９の駆動電動機４１の回転数の上 昇により制御可能なこの制動圧力源３３の圧力出力端３２における圧力確立段階 は９図３ｂによる制動圧力源３３では！駆動電ｆＩｌ！１機４１の一定回転数従 ってポンプ３９の一定に保持される吐出出力において循環兼圧力確立制御弁５１ を遮断位置へ制御し！圧力供給制御弁５２を導通位置！へ制御しｔまた圧力減少 制御弁５３を遮断位置！へ制御することによって！得ることができる。

図３８及び３ｂによる制動圧力１ｔｔ３３の一定出力圧力の段階は１図３ａによ る変形例では瞥ポンプ３９の駆動電動機４】の回転数を一定に保持することによ って得られ９図３ｂによる変形例ではｔ制動圧力源３３の出力圧力の一定保持段 階はシ圧力供給制御弁５２及び圧力減少制御弁５３を遮断位置へ制御し！即ち圧 力供給制御弁５２を初期位置０に置きシ圧力減少制御弁５３を励磁される遮断位 置Ｉへ制御することによって得られる。この場合図３ｂによる制御可能な制動圧 力源３３の出力圧力の一定保持は９ｍ環兼圧力確立制御弁５１が初期位置０をと るか又は励磁される位置をとるかに胸係なく１行われる。図３８による制御可能 な制動圧力源３３の圧力出力端３２における圧力減少段階は９駆動電動機４Ｉの 回転数を減少することによって得られる。図３ｂによる制御可能な制動圧力源３ ３の変形例では！圧力出力端３２における圧力減少段階は！圧力減少制御弁５３ を初期位置即ち導通位置に置くと共に９圧力供給制御弁５２を遮断初期位置０に 保つことによって得られる。

これかられかるように！図３ｂによる制御可能な制動圧力源３３の変形例におい て調整のため２ボート２位置切換え電磁弁５１．５２及び５３の制御に必要な制 御信号を調整に適した順序及び組合わせで発生するｔ子制御装置４７は９図３８ による変形例においてポンプ３９の駆ｍ亀動機４１の回転数制御のために設けら れている電子制御装ｆｉｌｉ１４７が行うのと同じ速度入力及び圧力入力の処理 から１２ポート２位置切換え電磁弁５１．５２．５３の制御信号を得ることがで きる。初期位＠０においてポンプ３９をあまり負荷しない循環運転のみを可能に する［１１兼圧力確立制郁弁５１はν原理的に省略することができるが豐これは ９図３ｂによる制御可能な制動圧力源３３のポンプ３９が継続的に駆動されずう 制動操作中にのみ駆動される場合に可能である。この場合圧力制限弁５４のみに よって９制御可能な制動圧力ＷＡ３３を過負荷に対して充分保護することができ る。

図３８及び３ｂについて説明したようにＩｔ電子制御可能制動圧力源３３は一今 や参照される図４に示すように制動装置１０′において！車両に作用する空気押 下げ力を考慮して！後車軸制動力のみの制御にも使用することができる。

図４に示す制動装Ｍ１０′の素子が図１に示す制動装Ｍ１０の素子と同じ符号を つけられている限り９これは１これらの素子が同じか又は類似な構造及び機能を 持っているを示し９また図１についての説明が適用される。

図１による実施例とは異なり瞥図４による制動装ｆｆ１ｉｉ１０’では！制動液 圧装置ｌ１ｉ１１１６′として簡単な単−回路賜シリンダが設むゴられて、前車 軸制動回路ｌに属するただ１つの圧力出力端１９のみを持ち、この圧力出力端を 介して両方の前輪制動機１１及び１２のキャリパ２４′及び２５′への制動圧力 供給が行われ！これらのキャリパ２４′及び２５′は簡単な２ピストンキヤリノ でとして構成され、そのピストン面積が図１による実施例のピストン対２８及び ２９のピストン面積の和に等しいと有利である。このような２ピストンキヤリパ ２４′及び２５′はｔ図１による制動装置ｌＯにおいても前輪制動機］ｌ及び＋ ２に使用することができる。

側台可能な制動圧力源３３の圧力出力端３２から出る圧力のみによって後輪制動 機１３及び１４への制動圧力供給力５行われる制動装置１０’の後輪制動ｆｉ＋ ３及び１４のキャリｔ＜　２６’及び２７′もすそれぞれ１つのピストン対３０ ′のみを持つ簡単な２ピストンキヤリパとして構成されている。

図１による制動装置ｌＯの設計例の説明の際使用され１こ車両データφ、χ＋　 Ｇｇ＋　ＫＢ、ｖ及びＫａ、ｈを使用し２式（８）ｌこ相当する要求を考慮しか つ空気押下げ力を考慮して９図１１こよる実施例について展開しかつ図２８及び ２ｂに示したようにＩ最適な後車軸制動力成分φ。□に対して式（１１）力Ｓ成 立し、に適な制動力分布係数ＤＢ。、に対して式（１２）力Ｓ成立する。

一般に成立する式 に基いて次式が成立する！ ここでＡＶは前輪制動機１１及び１２のキャリパ２４′及び２５′のピストン対 の有効面積を示し＋　Ａｈは後輪制御ｊＪＪｈ１３及び１４のキャリパ２６′及 び２７′のピストン対３０′の葡効ピストンｌ槓を示している。前輪制動機１１ 及び１２及び後輪側＠＠　１３及び１４が同じ設計であるが＋ｍ的ころがり半径 ’ｄｙｎ、ｙ及び’ｄｙｎ＋ｈが例えば３１ｃ鳳及び３５．５ｃ鵬の異なる値を 持ち、ｍ的ころがり半径ｒｄｙｎ＋ｈの方が大きいものと仮定すれば９式（１２ ）による制動力分布係数の最適な値ＤＢ。、はり制御可能な制動圧力源３３から 後ＩＭ制動機１３及び１４のキャリパ２６′及び２７′へ供給される圧力ｐｈに 対して１次式が成立する。

ｐｈ”　ＤＢｏＩｌ、　ｒ６ｙ、止’　Ｐｙ　−（０，８５（＋４２　（ｕＢ　 Ｉ　）　＋　０−００３２．ｖ　）　。

’ｄｙｎ＋ｖ １．５の摩擦係数ｕＢ及び６０■／Ｓの車両速度Ｖに対して！車両の前輪及び後 輪の動的ころがり半径の上述した値を使用して９式（２２）の値がめられる。

３５．５ ｐｈ二（０，８５−０，４２・０５＋０・００３２−６０　）・□’ＩＩＶ　Ｃ ２２’）制動装置１０’においても前車軸制動圧力のために使用可能な式（２２ ）の値を考慮してり仮定した事例において後軸側１１１１１機１３及び１４へ供 給される後車軸制動圧力ｐｈに対して。

０．７３・７８２．６Ｎ／ｃ■２　＝　５７１　８７ｃｍ２の値が得られる。

今や参照される図５に示す制１１２Ｉ装置１１ｉｌｌｌＯ“も９式（８）から得 られる式（９）によるに魂な後車軸制動力成分を考慮して９式（１０）による制 御力分布係数の最適化の象理に従って動作する。

図５に示す制動装ａ！１０’の素子が図１及び４に示す制動Ｖｉ麺ｌＯ又は１０ ’の素子と同じ符号をつけられている限り、これは９このような同じ符号をつけ られる素子の構造及び機能が同じか又は類似であることを意味し１またこれらの 素子が図５の説明において特に説明されない場合にも９図１及び４について行っ た説明が適用されることを意味する。

図５による制動装ｊｌｌｌＯ’は次の点で図１による制ｍ装置ＩＯに類似してい る。即ち制動液圧装［１６’がタンデム親シリンダとして構成されてｔ主制動導 管２２及びこれから出る制動導管分枝を介して圧力出力端１９を前輪制動機１１ 及びＩ２に接続される一次出力圧力空間５６と！主側ｍ４管２２及びこれから出 る制動導管分枝を介して後輪制動機１３及び１４に接続される二次出力圧力空間 ５７とを持っている。

他方１図５による制動装置ｌ！１１１０＃はう次の点で図４による制動装４１１ １１０’に類似している。即ち因５による制ｍｍ瀧ｔｏ“においても、前輪制動 機１１及び１２のキャリパ２４′及び２５′及び後輪制御Ｂ機１３及び１４のキ ャリパ２６′及び２７′が簡単な２ピストンキヤリパとして構成可能である。

図１可能４について説明した制ｗＪ装！１１ｔｌｏ及び１０＃との類似は次の点 にもある。即ち後車軸制動圧力に影響を及ばす電子制御可能な制動圧力源３３は ツ図５において制動圧力源３３のために図３ａに相当する図が説明のために選ば れているけれどもツ図３又は３ｂに示す構成によっても実現することができる。

しかし制動装ａｌ［１０及び１０’に対して９以下にａ朗する特別な構造のタン デム親シリンダとして制動液圧装置１６′の構成が相違している。

タンデム親シリンダはいわゆる段付き親シリンダとして構成され！その一次出力 圧力空間５６の軸線方向に可動な区画壁を形成する一次ピストン５８と９二次出 力圧力空１＆１１５７の軸線方向に可動な区Ｉｉ！ＩＮを形成する二次ピストン ５９は！異なる断面積Ａｌ及びＡ２を持ちシー次ピストン５８の断面積Ａｌの方 が大きい。

制動倍力ｇｉｌ１８により項一される操作力が押圧棒６２を介して作用する一次 ピストン５８が圧力濁れなく移動可能に案内されている親シリンダハウジング６ ４の大股６１と！二次出力圧力空間５７の軸線方向に可動な区画壁を形成する二 次ピストン５９が圧力漏れなく移動可能に案内されている大股６３との間にはν 別の中央大股６６が延びて！環状肩部６７を経て、−大出力圧力空間５６のハウ ジングに固定した半径方向区画壁を形成する大股６１に続き！かつ二次ピストン ５９が圧力漏れなく移動可能に案内されている大股６３に対して＋１！シリンダ ハウジング６４の中間壁６８により区画されている。この中央穴数６６内には９ −大出力圧力空間５６の軸線方向に可動な内側区ＩＩ！１１５２を形成する操作 ピストン６９が圧力漏れなく移動可能に案内されてｌ鳥シリンダハウジング６４ の中間壁６８の中心穴７２を圧力漏れなく移動可能に貫通する細い軸線方向押し 棒７１によりｔ二次ピストン５９の内側ピストンフランジ７３の中心に支持され ！二次出力圧力空間５７を直接区画する二次ピストン５９の外側ピストンフラン ジ７４は！スリットを切られたピストン棒７６を介して内側ピストンフランジ７ ３に結合され！このピストン棒７６のスリットを半径方向に貫通するハウジング 固定ストッパ細管７７はう制動液体タンク７８へ通じるハウジング通路７９に連 通しｐかつ二次ピストン５９の両方のピストンフランジ７３及び７４の間に延び る追従９間８２へ制動液体を供給することができる開口８１を持っている。二次 出力圧力空間５７を可変に区画する二次ピストン５９のフランジ７４はり全体を ８３で示す中心弁を持ち９制動装置の操作されない状態に対応する二次ピストン ５９の図示した初期位置で！この中心弁８３が９その弁体の押し棒とストッパ細 管７７との間のストッパ作用により開放位置に保たれるのでｔ二次出力圧力空間 ５７と制動液体タンク７８との間においてν追従空間８２を介して圧力平衡が可 能であり！二次ピストン５９の圧力確立行程の小さい初期部分後に中心弁８３が 閉鎖位置へ達し−この閉鎖位置で二次出力圧力空８５７の圧力確立が可能である 。前車軸制動回路■に属する一次出力圧力空間５６における圧力平衡のために１ 制動液体タンク７８に連通ずる平衡穴８４が設けられ！その圧力空間側開口は一 制動！１ＩＩｔ１１１０１の操作されない状態に対応する一次ピストン５８の初 期位置で開かれ！−一次ストン５８の制動圧力確立行程の小さい初Ｊ９１！分後 に一次出力圧力空間５６に対して遮断され、それにより引続くピストン移動の際 ！この一次出力圧力空間に制動圧力が確立される。

操作ピストン６９の軸線方向押し棒７１により貫通されかつハウジング６４の中 間壁６８により軸線方向に固定的に区画されかつ操作ピストン６９により＃ｍ線 方向に可変に区画される環状空間８６は、−大出力圧力空間５６に生ずる圧力を 受ける操作ピストン６９の全断面積Ａ３より押し棒７１の断面積Ａ４だけ小さい 環状断面積を持ち、別のハウジング通Ｖ１８７を介して制動液体タオ７８に常に 接続されう従って圧力なしに保たれる。

図５８の詳細図から最もよくわかるようにに次ピストン５９の内側ピストンフラ ンジ７３はｔハウジング６４の中間壁６８の方へ開く盲穴８８を持ちｌ操作ピス トン６９の軸線方向押し棒７１の自由端部分７１’が！この盲穴８８内に圧力濁 れなく移動可能に案内されＩ押し棒７１＋　７１’と二次ピストン５９との間の 密封を行う環状ｍ８片８９はｔ二次ピストンフランジ７３のハウジングの中Ｉ＆ ＩＩ壁６Ｂに近い側に？ピストンに固定して設けられている。二次ピストン６９ 及びその操作ピストン６９の図示した初期位−で９この操作ピストンの押し棒７ １がその端部７，１′の端面を盲穴８８の底９１に軸線方向に支持されている。

二次ピストン５９の内側ピストンフランジ７３のｉ穴８８には！小さい直径の中 心平衡穴９２が開口しゃ二次ピストン５９と操作ピストン６９との相対運動の際 ９追従空間８２から制動液体がこの平衡穴９２を介して盲穴８８へ補給されるか 豐又はこの盲穴８８から追従空間８２へ押し出されることができる。操作ピスト ン６９の押し棒７１の自由端部分７１′により軸線方向に貫通される環状空間９ ６はテピストンに固定した環状密封片８９により追従空間８２に対して半径方向 内側で密封されｔまた内側ピストンフランジ７３の密封カラー９３により追従空 間８２に対して半径方向外側で密封され９更に中間壁６８の中心穴７２内に設け られる環状密封片９４により圧力なし環状空間８６に対して！！！Ｈされシ制御 １＆続ロ９７を介して電子制御可能な制動圧力源３３の圧力出力端３２に接続さ れ、従って制御圧力空間を形成し菅制御可能な制動圧力源３３の出力圧力をこの 制御圧力空間へ供給することによって！タンデム親シリンダ１６１の二次出力圧 力空間５７の圧力出力端２１から後輪制動ｉ１３及び１４へ供給される制動圧力 が１後車軸制動力瓜分ψ。、を前述したように最適化するように制御される。

一次ピストン５８．二次ピストン５９及び操作ピストン６９はう戻しばね９８及 び９９により９ストッパ作出により特徴づけられるその初期位−へ押され！−次 ピストン５８に作用する戻しはね９８は操作ピストン６９にも作用しう従ってこ の操作ピストン６９の初期位置は？二次ピストン５９の盲穴８８の底９１へこの 操作ピストンが軸線方向に支持されることによって特徴づけられ！この二次ピス トン５９の初期位置はりその外側フランジ７４がストッパ細管７７へ当ることに よって特徴づけられ！二次ピストン５９の戻しはね９９は一次ピストン５８の戻 しばね９８より少し強力でなければならない。

式＋９１　、（Ｉｆ）及び（１２）による牝車軸−後軍軸制國力分布の自製設定 の際同様に電装で通路状態量クイヤの性質及び気候条件により場合によっては激 しく鎚化するａｔｏｍ数νＢは付加的な制動圧力源３３の電子制御装置に入力装 置を設け１ｍ合によっては競争中に運転者により紋化せしめられる適当な値をこ の入力装置により入力可能であることによって１制ｊ１１１装置１０、１０’及 びＩＯａの最も簡単な構成で考慮されることができる。

車両がロック防止装置を備えている場合！すべての車輪でロック防止ｍ整が有効 になる全制御を運転者が行うことによって？摩擦係数μＢの自動的な決定が可能 となり管その際各車輪に同じ摩擦係数が作用するものと仮定して１このｗｉ際係 数は穿例えば車輪に個々に付属する車輪回転数センサ３６の出力信号の評価から 調整運転中に得られる車両減速度Ｚに等しい。

走行運転中に電子制御波＠４７をそのつど主要な摩擦係数μＢに連続的に設定す るのを可能にするＱ擦係数ＪＩＢを動的にめる別の可能性を説明するために９図 ６の１Ｍ図が参照される。この図にはラパラメータとしての異なるμＢｌ及びμ Ｂ２に対して！駆動滑りλａと重力加速Ｍｇに対する前進加速度２との間係が示 されｔ横軸には前進加速度２が記入され！縦軸には次式により与えられる駆動滑 りλａが記入されている。

λ　＝　ｖａｎｔ　（２３） ｖａｎｔ　−ｖｌ ここでｖａｎｔは駆動される車輪の周速度＋　Ｖ（は自由に回転する車軸の速度 を示す、加速Ｍ値０．２及び滑りｆｉ　０．０４から急峻に上昇するλａ−Ｚ曲 ＠　１０１は、この烏合比較的低い＃Ｉ擦係数μＢ１１謝応しり約０．４５の加 速度値及び０．０８の滑り値から急峻に上昇するλａ　−Ｚ曲線１０２は曾比較 的高い摩擦係数μＢ２に対応している。これらの曲１１！＋０１及び＋０２にお いて！これらの曲線１０１及び＋０２の急峻な上昇が始まる点１０３及び１０４ はツ加速する車輪と車道との間に接線力伝達能力の最大値が近似的に得られる動 的状態に相当しｔこの状態において伝達可能な惣引力ＦＴＨに対して次式が成立 し９ ＦＴＨ”μＢ°Ｉφ十Ｚ　°ｘ　）　Ｇｇ　（２４）ここでは車両が後車軸部１ であるものと仮定してし）る。Ｚ　＝　Ｆ　７Ｈ／Ｇであるため１この式（２４ ）から利用可能な＊＊係数９９４こ対して次式が成立し９ μＢ＝Ｚ／　（４１−Ｚ−ｘ　）　（２４’　）ここでＺに社して！それぞれの ！Ｐｌｏｔ又ＣｆＩＯ２のＦ！一点１０３又は＋０４に対応する甑が使用される 。これらの淘曲点】０３及び１θ４において１曲１Ｍ＋０１及び１０２はそれぞ れ０．４なしｍし０．６の勾配ｄλａ／ｄＺを持っている。従って駆動滑りλａ の連続的検出寥車肉加速＆　２　＋微分商ｃＨａハフ及びこれと０．４なＬ／１ シ０．６の閾値との比較（これは電子制御装置１４７により容易に可能である） から１興なるＩＩｉ擦係数値に対するそれぞれの曲線１０１及び１０２の湾曲点 １０３及び１０４をめｔまた式（２４’）により摩擦係数の値自体をめることが でき！それによりそのつど有効な重機係数値を連続的にめることができる。

車両加速度Ｚは９車輪周速度に特音な車軸回転数センサ３６の出力信号の微分処 理によりり又は１１＆縦加速屓センサによりめることができる。

国際調査報告　ＰＣＴ／ＥＰ　９３１００００３．　、、　ＰＣＴ／ＥＰ　９３ １００００３フロントページの続き （７２）発明者　ツインメル、リヒヤルトドイツ連邦共和国　デー−７０１２フ ェルバッハ　ローベルトーポツシューシュトラーセ１７

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １．空力的押下げ力が，車両速度（ｖ）の増大につれて，前車軸におけるより後 車軸において大きい車軸荷重を増大させ，運転者により及ぼされる操作力の所定 の限界値において，制動される車輪の完全な摩擦利用に相当する車両減速度の値 が得られるように，車輪制動機の設計及び少なくとも前輪制動機へ供給可能な制 動圧力（ｐｖ）を発生するために設けられて制動ペダルにより操作可能な制動液 圧装置の設計が行われるものにおいて，前車軸一後車軸制動力分布の自動制御装 置の範囲に，出力圧力を調節可能な制動圧力源（３３）が設けられ，この出力圧 力が直後制動圧力として車両の後輪制動機（１３，１４）のキヤリパ（２６，２ ７；２６′，２７′′）のピストン対（３０；３０′）へ供給可能であり，この 制動圧力源が電子制御装置（４７）を含み，車両速度（ｖ）を表す少なくとも１ つの信号及び車輪に存在するか又は存在するものと仮定して設定される摩擦係数 （μＢ）の少なくとも１つの設定可能な値の処理によって，電子制御装置（４７ ）が次の直線式により最適化される制動力分布係数の目標値（ＤＢｏｍ）を連続 的に形成し， ＤＢｏｍ＝ｋ１十ｋ２・μＢ十ｋ３・ｖここでｋ１，ｋ２及びｋ３は車両に特有 な定数で，値ＤＢｏｍと値ｖ及びμＢとの関係の直線的補間から補間係数として 求められ，値ＤＢｏｍ自体が最適化される後車軸制効力成分Φｏｍの種々の値に 対して式 ＤＢｏｍ＝（Φｏｍ／１−Φｏｍ） により求められ，値Φｏｍが次式の数値計算から求められ，Φｏｍ＝（Φ−Ｋａ ，ｈ・ｖ２／Ｇｇ−μＢ・Ｘ・〔１−ｖ２（Ｋａ，ｖ＋Ｋａ，ｈ）／Ｇｇ〕／１ −ｖ２・（Ｋａ，ｖ＋Ｋａ，ｈ）／Ｇｇ）ここでΦは後車軸荷重成分，ｘは車両 の軸間距離に対する重心高さ，Ｋａ，ｖは前車軸における空気力係数又は押下げ 力係数，Ｋａ，ｈは後車軸における空気力係数又は押下げ力係数，μＢは摩擦係 数，Ｇｇは車両重量であり，制動の際前車軸制動力ＦＢＶの瞬時値に特有な信号 を発生するセンサ装置（３４）が設けられ，制動力制御装置（３３）が後車軸制 動力ＦＢＨを次式により前車軸制動力ＦＢＶに追従させるＦＢＨ＝ＤＢｏｍ・Ｆ ＢＶ ことを特徴とする，高い速度に設計される車両特に競争車両用の前車面一後車軸 制動力分布を変化可能な制動装置。 ２．前車軸制動回路及び後車軸制動回路に分割され，前輪制動機（１１，１２） が一緒に制動液圧装置の出力圧力空間に接続され，制動ペダルの操作によりこの 制動液圧装置に静的圧力が制動圧力ｐｖとして発生可能であるものにおいて，後 輪制動機（１３，１４）が制御可能な制動圧力源の出力圧力Ｐｈのみを供給され ，この制動圧力Ｐｈが前車軸制動圧力ｐｖに次式に従って追従せしめられ， Ｐｈ＝ＤＢｏｍ・Ｐｖ・ｒｄｙｎ，ｈ／ｒｄｙｎ，ｖここでｒｄｙｎ，ｈは車両 の後輪の動的ころがり半径，ｒｄｙｎ，ｖは後輪の動的ころがり半径を示すこと を特徴とする，請求項１に記載の制動装置。 ３．前車軸制動回路及び後車軸制動回路に分割され，前輪制動機に属する出力圧 力空間及び後輪制動機に属する出力圧力空間を持つ制動液圧装置としてのタンデ ム親シリンダを有するものにおいて，後輪動機（１３，１４）が，同じ又は異な る寸法のそれぞれ２つのピストン対（３０，３１）を有する同じ設計の４ピスト ンキヤリパ（２６，２７）を持ち，それぞれ１つのキヤリパ（２６又は２７）の ピストン対（３０，３１）が，他のキヤリパ（２７又は２６）のそれぞれ同じ寸 法のピストン対（３０，３１）に，共通な制動導管（２３，２３′）を介して互 いに接続され，一方の制動専管（２３）が，後輪制動機（１３，１４）に属する 制動液圧装置（１６）の圧力出力端（２１）に接続され，他方の制動導管（２３ ′）が制御可能な制動圧力源（３３）の圧力出力端に接続されていることを特徴 とする，請求項２に記載の制動装置。 ４．空力的押下げ力が，車両速度（ｖ）の増大につれて，前車軸におけるより後 車軸において大きい車軸荷重を増大させ，運転者により及ぼされる操作力の所定 の限界値において，制動される車輪の完全な摩擦利用に相当する車両減速度の値 が得られるように，車輪制動機の設計及び少なくとも前輪制動機へ供給可能な制 動圧力（ｐｖ）を発生するために設けられて制動ペダルにより操作可能な制動液 圧装置の設計が行われるものにおいて，前車軸一後車軸制動力分布の自動制御装 置の範囲に，電気制御可能な出力圧力を持つ別個の制動圧力源が設けられ，この 出力圧力が制動液圧装置（１６′′）の制御圧力空間（９６）へ供給され，それ により制動液圧装置（１６′′）の制動ペダル操作のみにより発生されて後輪制 動機（１３，１４）へ供給可能な制動圧力に，加算的に重畳され，制動圧力源（ ３３）が電子制御装置（４７）を含み，車両速度（ｖ）を表す少なくとも１つの 信号及び車輪に存在するか又は存在するものと仮定して設定される摩擦係数（μ Ｂ）の少なくとも１つの設定可能な値の処理によって，電子制御装置（４７）が 次の直線式により最適化される制動力分布係数の目標値（ＤＢｏｍ）を連続的に 形成し，ＤＢｏｍ＝ｋ１十ｋ・μＢ十ｋ３・ｖ ここでｋ１，ｋ２及びｋ３は車両に特有な定数で値ＤＢｏｍと値ｖ及びμＢとの 関係の直線的補間から補間係数として求められ，値ＤＢｏｍが最適化される後車 軸制動力成分Φｏｍの種々の値に対して式 ＤＢｏｍ＝（Φｏｍ／１−Φｏｍ） により求められ，値Φｏｍが次式の数値計算から求められ，Φｏｍ＝（Φ−Ｋａ ，ｈ・ｖ２／Ｇｇ−μＢ・Ｘ・〔１−ｖ２（Ｋａ，ｖ＋Ｋａ，ｈ）／Ｇｇ〕／１ −ｖ２・（Ｋａ，ｖ＋Ｋａ，ｈ）／Ｇｇ）ここでΦは後車軸荷重成分，ｘは車両 の軌間距離に対する重心高さ，Ｋａ，ｖは前車軸における空気掲力又は押下げ力 係数，Ｋａ，ｈは後車軸における空気掲力係数又は押下げ力係数，μＢは摩擦係 数，Ｇｇは車両重量であり，制動の際前車軸制効力ＦＢＶの瞬時値に特有な信号 を発生するセンサ装置（３４）が設けられ，制動力制御装置（３３）が後車軸制 動力ＦＢＨを次式により前車軸制動力ＦＢＶに追従させる ＦＢＨ＝ＤＢｏｍ・ＦＢＶ ことを特徴とする，高い速度に設計される車両特に競争車両用の前車軸一後車軸 制動力分布を変化可能な制動装置。 ５．前輪制動機（１１，１２）がタンデム親シリンダ（１６′′）の一次出力圧 力空間（５６）に接続され，後輪制動機（１３，１４）が二次出力圧力空間（５ ７）に接続され，二次出力圧力空間（５７）のハウジングに固定した区画壁を形 成するハウジング（６４）の穴段（６３）内において，二次ピストン（５９）の 外側ピストンフランジ（７４）により，二次出力圧力空間（５７）が圧力なしに 保たれる追従空間（８２）に対して区画され，内側ピストンフランジ（７３）に よりこの追従空間（８２）が，この穴段（６３）の内側部分に対して可変に区画 され，この穴段（６３）がハウジング（６４）の中開壁（６８）により中央穴段 （６６）に対して区画され，この中央穴段（６６）が，その断面積Ａ３より少し 大きい断面積Ａ１を持ちかつ一次ピストン（５８）を収容する穴段（６１）から 出ており，中央穴段（６６）に圧力漏れなく移動可能に案内される操作ピストン （６９）が，一次出力圧力空間（５６）の軸線方向に可動な内側区画を形成し， かつ中間壁（６８）により軸線方向に固定的に区画される圧力なし追従空間（８ ６）を区画し，この操作ピストン（６９）が中央の追従空間（８６）を軸線方向 に貫通する押し棒（７１）を持ち，この押し棒（７１）が中間壁（６８）の中心 穴（７２）を圧力漏れなく移動可能に貫通して，二次ピストン（５９）の内側ピ ストンフランジ（７３）に軸線方向に支持され，二次ピストン（５９）の内側ピ ストンフランジ（７３）により軸線方向に可変に区画されかつ中間壁（６８）に より軸線方向に固定的に区画されかつ押し棒（７１）により中心を貫通される環 状空間（９６）が，制御可能な制動圧力源（３３）の圧力出力端（３２）に接続 されていることを特徴とする，請求項４に記載の制動装置。 ６．二次ピストン（５９）に作用する操作ピストン（６９）の押し棒（７１）の 端部（７１′）が，二次ピストン（５９）の盲穴（８８）内に，これに対して圧 力漏れなく移動可能に設けられて，この盲穴（８８）の底（９１）に支持可能で あることを特徴とする，請求項５に記載の制動装置。 ７．二次ピストン（５９）の内側ピストンフランジ（７３）が，盲穴（８８）の 底（９１）の中心でこの盲穴に開口しかつこの盲穴を追従空間（８２）に接続す る平衡穴（９２）を持っていることを特徴とする，請求項６に記載の制動装置。 ８．制動液圧装置及び車輪制動シリンダの断面積が，全制動範囲即ち部分及び全 制動範囲で安定な車両の制動反応へ固定的に合わされるように設計されているこ とを特徴とする，請求項３ないし７の１つに記載の制動装置。 ９．制御可能な制動圧力源（３３）の出力圧力が，高圧ポンプ（３９）の駆動電 動機（４１）の回転数の制御により調節可能であることを特徴とする，請求項１ ないし８の１つに記載の制動装置。 １０．電子制御可能な制動圧力源（３３）の範囲に，高い出力圧力で動作する圧 力供給装置，特に一定の高い回転数で駆動されるポンプ（３９）又は高い圧力に 保たれる圧力だめが設けられ，後輪制動機（１３，１４）が，これらに個々に又 は共通に付属しかつパルス制御可能な入口弁（５２）及び出口弁（５３）を介し て，圧力供給装置又は圧力なしのタンク（４３）に接続可能であるか，又はこれ に対して遮断可能であることを特徴とする，請求項１ないし８の１つに記載の制 動装置。 １１．前輪制動機（１１，１２）の制動圧力監視のため少なくとも１つの圧力セ ンサ（３４）が設けられて，前輪制動機（１１，１２）の少なくとも１つヘ供給 可能な制動液圧装置（１６；１６′；１６′′）の装置圧力に特有な出力を発生 するか，又は位置センサが設けられて，制動液圧装置の出力圧力の尺度として， 制動ペダル（１７）の位置又は制動ペダル（１７）により移動可能な制動液圧装 置ピストンの位置に特有な出力信号を発生することを特徴とする，請求項１ない し１０の１つに記載の制動装置。 １２．後輪制動機へ供給される圧力Ｐｈの実際値検出のために設けられる圧力セ ンサ（４８）が，制御可能な制動圧力源（３３）の圧力出力端（３２）に接続さ れていることを特徴とする，請求項１ないし１１の１つに記載の制動装置。 １３．車両が備えている電子制御可能な制動圧力源（３３）又は駆動滑り調整装 置の電子制御装置又はロック防止装置の範囲に計算回路（４７）が設けられて， 少なくとも１つの駆動される車輪及び自由に回転する車輪の車輪用速度（ｖａｎ ｔ及びｖｆ）に特有なデータの連続的な評価から，式 λａ＝（Ｖａｎｔ−ｖｆ）／ｖａｎｔ により与えられる車両の駆動滑りλａに関する量（ｄλａ／ｄｚ）に特有な信号 を形成し（ここでｚは車両縦加速度を示す），かつ０．４ないし０．６の変化範 囲内にあるこの量ｄλ／ｄｚの値に対して，これに論理結合される車両縱加速度 ｚの値から式μＢ＝ｚ／（Φ−ｚ・ｘ） により摩擦係数μＢを求め，最適な後車軸制動力成分Φｏｍ又は最適化される制 動力分布係数ＤＢｏｍを求めるため，この摩擦係数μＢが計算回路（４７）によ り使用されることを特徴とする，請求項１ないし１２の１つに記載の制動装置。 １４．車両が安定な動的減速反応のために設計されるロック防止装置も備えてい るものにおいて，最適な制動力分布係数ＤＢｏｍを求めるために利用される摩擦 係数μＢとしてロック防止調整の際すべての車輪に現れる，重力加速度ｇ（ｇ＝ ９．８１ｍ／ｓ２）に対する車両減速度ＺＡＢＳが使用されることを特徴とする ，請求項１ないし１３の１つに記載の制動装置。 １５．車両が縦加速度センサを持ち，このセンサが車両に生ずる加速度又は減速 度に特有な電気出力信号を発生することを特徴とする，請求項１ないし１４の１ つに記載の制動装置。