JPH10264803A - ブレーキ圧推定装置、アンチロックブレーキ制御装置、及びブレーキ圧制御装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【課題】 圧力センサを用いずにマスタシリンダ圧等を
高精度に推定する。 【解決手段】 車体と車輪と路面とから構成される振動
系の共振周波数でブレーキ圧を微小励振させたときの、
この共振周波数での車輪速度ω_w の微小振幅ω_vとブレ
ーキ圧微小振幅Ｐ_v との比である共振ゲインＧ_d を演算
する。そして、車輪速ω_w と共振ゲインＧ_d とから平均
ブレーキ圧Ｐ_m を推定する。次に、推定された平均ブレ
ーキ圧Ｐ_m と、バルブの増圧時間ｔ_i 、減圧時間ｔ_r と
に基づいてマスタシリンダ圧Ｐ_d を推定する。素子点推
定されたマスタシリンダ圧Ｐ_d と、バルブの増圧時間ｔ
_i 、減圧時間ｔ_r とに基づいてブレーキ圧微小振幅Ｐ_v
を推定する。なお、推定されたブレーキ圧微小振幅Ｐ_v
は、共振ゲインＧ_d の演算に用いられる。振動系の共振
特性を用いるため、圧力センサを用いずにマスタシリン
ダ圧を高精度に推定できる。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、ブレーキ圧推定装
置、アンチロックブレーキ制御装置、及びブレーキ圧制
御装置に係り、より詳しくは、車輪速等に基づいて平均
ブレーキ圧やブレーキ圧を推定するブレーキ圧推定装
置、このブレーキ圧推定装置を用いたアンチロックブレ
ーキ制御装置、及びブレーキ油圧を制御するブレーキ圧
制御装置に関する。

【０００２】

【従来の技術】

（従来のブレーキ圧推定装置及び該装置を利用したアン
チロックブレーキ制御装置）アンチロックブレーキ制御
装置（以下、「ＡＢＳ装置」という）のように、ブレー
キ圧（ホイールシリンダ圧）を制御することにより、車
両の制動力を制御している装置では、ブレーキ圧の検出
は重要な課題であり、ブレーキ圧の値がわかればより高
度な制御への展開が期待できる。このブレーキ圧を検出
する方法として半導体などを用いた圧力センサを各輪の
ホイールシリンダへ取り付ける方法がある。しかし、圧
力センサは比較的高価であり、この圧力センサを各輪の
ホイールシリンダ毎に取り付けることはコスト的に困難
である。

【０００３】そこで、従来より、マスタシリンダ圧に取
り付けた圧力センサの測定結果を基に、各輪のホイール
シリンダ圧を推定する技術が提案されている。特開平７
−１８６９１８号公報には、測定された供給圧力（マス
タシリンダ圧）及びバルブ動作時間から各輪のホイール
シリンダ圧を求める手法を用いたブレーキ圧力制御装置
が開示されている。この手法によれば、マスタシリンダ
の圧力のみを１つの圧力センサにより検出するだけで済
むため、コスト的に有利となる。

【０００４】しかし、一般に広く普及しているＡＢＳ装
置では、マスタシリンダにさえ圧力センサを取り付けた
ものが少なく、上記推定技術のようにマスタシリンダに
のみ圧力センサを取り付ける手法でもコストアップにつ
ながることになる。また、圧力センサのセンサフェール
時の信頼性を確保するため、フェール対策を施す必要が
あり、この点でもコストアップが避けられない。

【０００５】そこで、圧力センサを用いずにマスタシリ
ンダ圧を推定する手法が、特開平６−２８６５９０号公
報に提案されている。

【０００６】同公報記載の技術によれば、以下の〜
のマスタシリンダ圧推定方法が開示されている。

【０００７】 最初のブレーキ液圧の減圧時にマスタ
シリンダ圧が一定量で増加していると仮定して、マスタ
シリンダ圧変化ΔＰｍ（定数）を算出する。そして、Δ
Ｐｍによりマスタシリンダ圧を補正する。

【０００８】 マスタシリンダ圧の値が大きな領域
で、マスタシリンダ圧変化がスリップ率変化ΔＳに応じ
て増大する傾向にあることを利用し、スリップ率変化に
基づいてマスタシリンダ圧の変化ΔＰｍを算出する。従
って、マスタシリンダ圧の変化が一定であると仮定した
の方法より推定精度が向上する。

【０００９】 車体加速度変化ΔＶ’_w0とスリップ率
変化ΔＳとに基づいてマスタシリンダ圧変化ΔＰｍを算
出する。車体加速度変化ΔＶ’_w0を用いるため、車輪の
減速スリップがまだ発生していない低いマスタシリンダ
圧Ｐｍの領域から補正を行うことができるので、の方
法と比べてさらに推定精度が向上する。

【００１０】（従来のブレーキ油圧制御装置）ＡＢＳ装
置のように、車両の制動力をホイールシリンダ油圧によ
って制御している装置では、ロック時のブレーキ油圧の
減圧だけではなく、ブレーキ油圧の滑らかで連続的な制
御は重要である。 ブレーキ油圧は、運転者のブレーキ
ペダルの踏み込みに関係した圧力を持つマスタシリンダ
と、実際の車両制動力となるブレーキパッドの押しつけ
圧を持つホイーシリンダとの間に、外部から電気信号等
で制御可能な増圧・減圧バルブ（図１（ａ）、（ｂ）の
ＡＢＳアクチュエータ）を設けることにより制御され
る。

【００１１】通常では、図１のＡＢＳアクチュエータの
増圧バルブを開き、減圧バルブを閉じることにより、ホ
イールシリンダ油圧はマスタシリンダからの圧力がその
まま伝わった状態となっている。ホイールシリンダ油圧
が大き過ぎる時は、増圧バルブを閉じ、減圧バルブを開
いた状態（減圧モード）で、マスタシリンダからの圧力
を封じるとともに、リザーバタンクへホイールシリンダ
油圧を逃がすことにより減圧を行う。また、減圧状態か
らの復帰は、増圧バルブ及び減圧バルブの両方を閉じる
ことによりホイールシリンダ油圧を変化させない状態
（保持モード）とし、増圧バルブのみを開きマスタシリ
ンダ油圧がそのまま伝えられる状態（増圧モード）を短
い時間だけ入れながら、徐々に増圧モードの時間を増加
させていく。

【００１２】実際のＡＢＳ制御等では、ロックを検出す
ると比較的長い時間の減圧モードにより、急激にホイー
ルシリンダ油圧を減少させ、その後、保持・増圧モード
の繰り返しにより、比較的ゆっくりと油圧上昇を行って
いる。この上昇の際に、再び車輪がロックすると、バル
ブは減圧モードとなり、ホイールシリンダ油圧は急減圧
され、その後、保持、増圧モードに移っていく。

【００１３】例えば、特開平３−１１８２６３号公報に
よれば、図２（ａ）、（ｂ）に示すように、増圧・減圧
の各領域で、車輪速と加速・減速度及び別に設定した目
標速度の関係から複数のマップを設けてパルス列のパタ
ーンを切り替えている。

【００１４】また、特開平８−３４３２９号公報には、
増圧と減圧のモードしか持たないバルブ構成で、バルブ
の動作周波数及び増圧・減圧のデューティ比を基に、平
均的なブレーキ油圧の制御を行う技術が開示されてい
る。この技術によれば、主として、増圧と減圧のモード
しか持たないバルブ構成で保持のモードを作りだすため
に比較的高周波でのバルブ動作を行い、ブレーキ油圧の
保持を実現している。また、ブレーキ油圧の微小変動幅
をバルブ動作の周波数の変更で調整している。

【００１５】

【発明が解決しようとする課題】しかしながら、上記特
開平６−２８６５９０号公報に記載された従来技術で
は、最も推定精度の高いの方法でも、スリップ率変化
ΔＳを用いているため、タイヤと路面との間の摩擦係数
μの変化によってスリップ率変化ΔＳとマスタシリンダ
圧変化ΔＰｍとの関係が変化し、一定の係数を用いたマ
スタシリンダ圧変化ΔＰｍの計算では、路面状況によっ
て推定精度が低下する、という問題がある。

【００１６】また、上記特開平３−１１８２６３号公報
に記載された従来技術では、図２（ａ）、（ｂ）に示し
たパルス列のパターンを切り替えてブレーキ油圧を制御
している。このため、図２（ｃ）に示すように、ホイー
ルシリンダ油圧に比較的低周波（数Ｈｚ）の油圧振動が
発生し、運転者のペダルへ低周波のキックバックと呼ば
れる不快振動を与えると共に車両挙動にも比較的低周波
で大きな変動を与え、滑らかなブレーキ油圧制御が得ら
れない、という問題がある。

【００１７】また、上記特開平８−３４３２９号公報に
記載された従来技術では、特願平７−２２０９２０号公
報に述べられている、車輪と路面とのグリップの状態に
よって、車体と車輪と路面とからなる振動系の共振特性
が変化することを利用したアンチロックブレーキ制御な
どでは、その共振周波数の励振振動の周波数を変更する
ことができないため、適用が困難である、という問題が
ある。

【００１８】本発明は、上記事実に鑑みてなされたもの
で、圧力センサを用いることなく、路面状況によらず安
定かつ高精度に、平均ブレーキ圧やブレーキ圧を推定で
きるブレーキ圧推定装置、及びこのブレーキ圧推定装置
を用いたアンチロックブレーキ制御装置を提供すること
を目的とする。

【００１９】また、本発明は、連続的で滑らかなブレー
キ油圧の制御を行うことにより、運転者への不快振動や
車両挙動への変動を低減させたブレーキ圧制御装置を提
供することを目的とする。

【００２０】

【課題を解決するための手段】上記目的を達成するため
請求項１記載の発明は、車輪速度が入力される第１の入
力手段と、車輪のすべり易さを表す物理量が入力される
第２の入力手段と、入力された車輪速度と物理量とから
平均ブレーキ圧を推定するブレーキ圧推定手段と、を含
んで構成されている。

【００２１】請求項２記載の発明は、請求項１記載の発
明において、前記物理量は、スリップ速度に対する制動
力の勾配、スリップ速度に対する制動トルクの勾配、ス
リップ速度に対する路面と車輪との間の摩擦係数の勾配
の何れかとしている。

【００２２】請求項３記載の発明は、車輪速度が入力さ
れる第１の入力手段と、車体と車輪と路面とから構成さ
れる振動系の共振周波数でブレーキ圧を励振させたとき
の、該共振周波数におけるブレーキ圧の微小振幅に対す
る車輪速度の微小振幅の比である共振ゲインが入力され
る第２の入力手段と、一定のマスタシリンダ圧に対する
平均ブレーキ圧の増圧減圧時間又は増圧減圧時間に関連
した物理量が入力される第３の入力手段と、スリップ速
度に対する制動トルクの勾配が前記共振ゲインに比例す
るモデルに基づいて、入力された車輪速度と共振ゲイン
とから平均ブレーキ圧を推定するブレーキ圧推定手段
と、前記ブレーキ圧推定手段により推定された平均ブレ
ーキ圧と、入力された平均ブレーキ圧の増圧減圧時間又
は増圧減圧時間に関連した物理量と、に基づいて、マス
タシリンダ圧を推定するマスタ圧推定手段と、前記マス
タ圧推定手段により推定されたマスタシリンダ圧と、入
力された平均ブレーキ圧の増圧減圧時間又は増圧減圧時
間に関連した物理量と、に基づいて、ブレーキ圧の微小
振幅を推定する微小振幅推定手段と、を含んで構成して
いる。

【００２３】請求項４記載の発明は、車輪速度を検出す
る車輪速検出手段と、車体と車輪と路面とから構成され
る振動系の共振周波数でブレーキ圧を励振させたとき
の、該共振周波数におけるブレーキ圧の微小振幅に対す
る車輪速度の微小振幅の比である共振ゲインを演算する
る共振ゲイン演算手段と、スリップ速度に対する制動ト
ルクの勾配が前記共振ゲインに比例するモデルに基づい
て、前記車輪検出手段により検出された車輪速度と共振
ゲイン演算手段により演算された共振ゲインとから平均
ブレーキ圧を推定するブレーキ圧推定手段と、前記ブレ
ーキ圧推定手段により推定された平均ブレーキ圧と、入
力された平均ブレーキ圧の増圧減圧時間又は増圧減圧時
間に関連した物理量と、に基づいて、マスタシリンダ圧
を推定するマスタ圧推定手段と、前記マスタ圧推定手段
により推定されたマスタシリンダ圧と、入力された平均
ブレーキ圧の増圧減圧時間又は増圧減圧時間に関連した
物理量と、に基づいて、ブレーキ圧の微小振幅を推定
し、推定されたブレーキ圧の微小振幅を前記演算手段へ
出力する微小振幅推定手段と、前記共振ゲイン演算手段
が演算した共振ゲインが基準ゲインに一致又は略一致す
るように、平均ブレーキ圧の増圧減圧時間を制御する制
御手段と、前記制御手段により制御される平均ブレーキ
圧の増圧減圧時間又は該増圧減圧時間に関連した物理量
を前記マスタ圧推定手段へ変換出力する参照手段と、を
含んで構成している。

【００２４】請求項５記載の発明は、ホイールシリンダ
のブレーキ圧を増圧する増圧バルブ及び該ブレーキ圧を
減圧する減圧バルブとを備えた制御用バルブと、前記増
圧バルブによるブレーキ圧の増圧の状態とブレーキ圧の
保持の状態とからなる第１の状態と、前記減圧バルブに
よるブレーキ圧の減圧の状態とブレーキ圧の保持の状態
とからなる第２の状態とが一定周期で交互に切り替えら
れるように前記制御用バルブを制御すると共に、前記制
御用バルブの増圧の状態の時間及び減圧の状態の時間を
制御する制御手段と、を含んで構成している。

【００２５】上記請求項１記載の発明では、ブレーキ圧
推定手段が、入力さた車輪速度と物理量とから平均ブレ
ーキ圧を推定する。ここで、物理量には、請求項２記載
の発明のように、スリップ速度に対する路面と車輪との
間の摩擦係数の勾配、スリップ速度に対する制動力の勾
配、及びスリップ速度に対する制動トルクの勾配があ
る。

【００２６】このように、車輪速度と物理量とから平均
ブレーキ圧を推定する。物理量が零の時に摩擦係数がピ
ークとなることということは路面状態に係わらず成り立
つ事実であるので、本発明では、圧力センサを用いるこ
となく、路面状態によらず高精度かつ安定な平均ブレー
キ圧の推定が可能となる。

【００２７】請求項３記載の発明は、ブレーキ圧推定手
段が、スリップ速度に対する制動トルクの勾配が前記共
振ゲインに比例するモデルに基づいて、入力された車輪
速度と共振ゲインとから平均ブレーキ圧を推定する。次
に、マスタ圧推定手段が、推定された平均ブレーキ圧
と、入力された平均ブレーキ圧の増圧減圧時間又は増圧
減圧時間に関連した物理量と、に基づいて、マスタシリ
ンダ圧を推定する。そして、微小振幅推定手段が、推定
されたマスタシリンダ圧と、入力された平均ブレーキ圧
の増圧減圧時間又は増圧減圧時間に関連した物理量と、
に基づいて、ブレーキ圧の微小振幅を推定する。

【００２８】ここで、平均ブレーキ圧の増圧減圧時間と
は、この平均ブレーキ力を実現するために制御されるバ
ルブの増圧時間及び減圧時間をいう。また、増圧時間及
び減圧時間に関連した物理量として、例えば、マスタシ
リンダ圧が一定でブレーキ圧微小振幅が一定となるよう
な増圧・減圧時間に対応する平均ブレーキ圧（後述する
平均ブレーキ圧参照値）などがある。

【００２９】このように、スリップ速度に対する制動ト
ルクの勾配が前記共振ゲインに比例するモデルに基づい
て推定された平均ブレーキ圧からマスタシリンダ圧を推
定する。制動トルクの勾配が零の時に摩擦係数がピーク
となることということは路面状態に係わらず成り立つ事
実であるので、本発明では、圧力センサを用いることな
く、路面状態によらず高精度かつ安定なマスタシリンダ
圧の推定が可能となる。

【００３０】請求項４記載の発明は、請求項３記載の発
明のブレーキ圧推定装置をアンチロックブレーキ制御装
置に適用したので、圧力センサを設けることなく簡単な
構成の装置で、路面状況によらず高精度かつ安定なアン
チロックブレーキ動作が可能となる。

【００３１】請求項５記載の発明は、増圧状態を含む第
１の状態と減圧状態を含む第２の状態とを一定周期で交
互に切り替え、ブレーキ圧の制御を、各状態での増圧時
間、減圧時間の調整によって行うので、連続的なブレー
キ圧の制御が可能となる。また、切り替えの周期を一定
とするため、ブレーキ圧を微小励振させて共振特性の変
化からアンチロックブレーキ制御するＡＢＳ装置への適
用も容易である。なお、請求項３の発明で、ブレーキ圧
を保持するときは、増圧バルブと減圧バルブの両方を同
時に閉じれば良い。

【００３２】また、第１の状態と第２の状態との切り替
えの周期を短くする（高周波にする）ことによって、ブ
レーキ圧の変動を運転者が不快に感じない程度で、かつ
微小振動とすることができ、キックバックを防止でき
る。これにより、車両挙動に大きな変動を与えず、ＡＢ
Ｓ装置に本装置を適用した場合、ＡＢＳ制御をより高性
能にできる。

【００３３】さらに、現行のＡＢＳ装置に用いられてい
る増圧バルブと減圧バルブとの２つのバルブ構成のまま
で、連続的な平均ブレーキ圧の制御が可能となり、ハー
ドウェアの変更を抑えることができる。

【００３４】

【発明の実施の形態】以下、本発明の第１の実施の形態
を図面に基づいて詳細に説明する。 ［本実施の形態の原理］図１（ａ）には、３ポジション
バルブ１つで構成されたＡＢＳアクチュエータ、図１
（ｂ）には、２ポジションバルブ２つで構成されたＡＢ
Ｓアクチュエータが示されている。図１（ａ）、（ｂ）
に示すように、ＡＢＳアクチュエータのバルブ構成は、
マスタシリンダに継る増圧バルブと、リザーバタンクに
継る減圧バルブとにより構成されており、各々のバルブ
は、図示しない制御部からの電流指令により開閉する。
増圧バルブが開き、減圧バルブが閉じている状態では、
ホイールシリンダ圧はドライバがペダルを踏むことによ
って得られる圧力に比例したマスタシリンダ圧まで上昇
する。逆に増圧バルブが閉じ、減圧バルブが開いている
場合には、ホイールシリンダ圧は、ホイールシリンダ圧
はほぼ大気圧のリザーバ圧まで減少する。両方のバルブ
が閉じている状態では、ホイールシリンダ圧の増減はな
く、圧力は保持される。

【００３５】ここで、ホイールシリンダ圧をＰ_b 、マス
タシリンダ圧をＰ_d 、リザーバ圧をＰ_l とすると、増圧
時に流れ込むブレーキ液流量Ｑ_i 、減圧時に流れ出すブ
レーキ液流量Ｑ_r は、

【００３６】

【数１】

【００３７】となり、圧力差の平方根に比例したものと
なる。保持モード時では、ホイールシリンダへの流入、
流出量Ｑ_h は、 Ｑ_h ＝ ０ (3) となる。(1) 〜(3) 式において、Ａ₁ 、Ａ₂ は定数、ρ
はブレーキ液の密度である。ρの変化は小さく一定とす
ると、ブレーキ油圧の時間変化（ｄＰ_b ／ｄｔ）は、流
量Ｑに比例することから、

【００３８】

【数２】

【００３９】となる。この数式モデルを用いると、バル
ブへの指令を一定周期で、増圧−保持−減圧−保持を繰
り返した時、ホイールシリンダのブレーキ油圧波形Ｐ_b
は図３（ａ）〜図３（ｃ）に示したようになる。なお、
図３では、増圧時間がｔ_i 、減圧時間がｔ_r とされてい
る。

【００４０】図３（ｂ）、（ｃ）に示すように、増圧時
間ｔ_i と減圧時間ｔ_r との比によってブレーキ油圧の平
均値（平均ブレーキ圧）を制御でき、増圧時間ｔ_i 、減
圧時間ｔ_r のそれぞれの長さによって微小振動の振幅値
（ブレーキ圧微小振幅）を制御できることがわかる。

【００４１】このとき、マスタシリンダ圧が一定であれ
ば、増圧時間ｔ_i 、減圧時間ｔ_r に対して、平均ブレー
キ圧Ｐ_m 、ブレーキ圧微小振幅Ｐ_v が一意に定まること
になる。すなわち、 Ｐ_m ＝ （Ｐ_b ( ｔ_i 、ｔ_r ) の平均値） ＝ Ｐ_m ( ｔ_i 、ｔ_r ) (7) Ｐ_v ＝ （Ｐ_b ( ｔ_i 、ｔ_r ) の微小振幅値） ＝ Ｐ_v ( ｔ_i 、ｔ_r ) (8) のように、平均ブレーキ圧Ｐ_m 及びブレーキ圧微小振幅
Ｐ_v を、増圧時間ｔ_i 、減圧時間ｔ_r の関数として表す
ことができる。

【００４２】ここで、マスタシリンダ圧が１５．５［Ｍ
Ｐａ］で一定の状態の場合に、バルブの増圧・減圧時間
を変化させたときの、平均ブレーキ圧の変化及びブレー
キ圧微小振幅の変化を図４（ａ）、図４（ｂ）に各々示
す。図４は、マスタシリンダ圧が１５．５［ＭＰａ］一
定の状態で、繰り返しの周期を２４［ｍｓ］としてバル
ブの増圧・減圧時間を変化させた時の、平均ブレーキ圧
をシミュレーションにより求めたものである。

【００４３】また、マスタシリンダ圧を変化させたとき
の、平均ブレーキ圧及びブレーキ圧微小振幅の変化を、
図５（ａ）、図５（ｂ）に各々示す。なお、図５では、
増圧時間を６［ｍｓ］一定とし、減圧時間を１、２、３
［ｍｓ］通りに変えた各々について示している。図５
（ａ）、（ｂ）より、同一の増圧・減圧時間に対して、
次のことが成立していることがわかる。

【００４４】 平均ブレーキ圧は、マスタシリンダ圧
に比例する。 ブレーキ圧微小振幅は、マスタシリンダ圧の平方根
に比例する。

【００４５】図４及び図５により、マスタシリンダ圧が
決まり、バルブでの増圧・減圧時間がわかれば、平均ブ
レーキ圧、ブレーキ圧微小振幅が一意に求められること
がわかる。

【００４６】次に、以上のこととは逆に、車輪速変化か
ら求められる平均ブレーキ圧と、増圧・減圧時間より、
マスタシリンダ圧、ブレーキ圧微小振幅を推定すること
が可能であることを図６を用いて説明する。なお、図６
は、推定の流れをブロック毎に表したものである。

【００４７】図６に示すように、まず、ブロックＡの部
分で車輪速ω_w 及び後述する共振ゲインＧ_d に基づいて
平均ブレーキ圧Ｐ_m の推定を行う。次に、ブロックＢの
第１のステップで、ブロックＡで推定された平均ブレー
キ圧Ｐ_m 、増圧時間ｔ_i 及び減圧時間ｔ_r に基づいてマ
スタシリンダ圧Ｐ_d の推定を行う。そして、ブロックＢ
の第２のステップで、第１のステップで推定されたマス
タシリンダ圧Ｐ_d 、増圧時間ｔ_i 及び減圧時間ｔ_r に基
づいてブレーキ圧微小振幅Ｐ_v の推定を行う。

【００４８】次に、図６の各ブロックでの推定の原理を
詳細に説明する。 （平均ブレーキ圧の推定原理−ブロックＡ）まず、図６
のブロックＡで、平均ブレーキ圧Ｐ_m を車輪速ω_w から
推定できる原理を説明するために、車輪と車体と路面と
からなる振動系の数式モデルを用いる。車体速をω_u 、
車輪速をω_w 、スリップ速度をΔωとすると、 ω_u ＝ ω_w ＋ Δω (9) となる。車体速ω_u の時間に関する１階微分が、タイヤ
−路面間の制動トルクＴ _b に比例すると考えると、

【００４９】

【数３】

【００５０】となる。(10)式の右辺の第２項でＴ_b を媒
介変数とすると、

【００５１】

【数４】

【００５２】と変形できる。(11)式において（ｄＴ_b ／
ｄｔ）係数の分母（ｄＴ_b ／ｄΔω）は、制動トルクＴ
_b のスリップ速度Δωに対する傾きである。

【００５３】ここで、重量Ｗの車体を備えた車両が速度
ω_u で走行している時の車輪での振動現象、すなわち車
体と車輪と路面とによって構成される振動系の振動現象
を、車輪回転軸で等価的にモデル化した図７に示すモデ
ルを参照して考察する。

【００５４】ここで、ブレーキ力（制動力）は、路面と
接するタイヤのトレッド１５の表面を介して路面に作用
するが、このブレーキ力は実際には路面からの反作用と
して車体に作用するため、車体重量の回転軸換算の等価
モデル１７はタイヤのトレッドと路面との間の摩擦要素
１６（路面μ）を介して車輪１３と反対側に連結したも
のとなる。これは、シャシーダイナモ装置のように、車
輪下の大きな慣性、すなわち車輪と反対側の質量で車体
の重量を模擬することができることと同様である。

【００５５】図７でタイヤリムを含んだ車輪１３の慣性
をＪ_w 、リムとトレッド１５との間のばね要素１４のば
ね定数をＫ、車輪半径をＲ、トレッド１５の慣性を
Ｊ_t 、トレッド１５と路面との間の摩擦要素１６の摩擦
係数をμ、車体の重量の回転軸換算の等価モデル１７の
慣性をＪ_V とすると、ホイールシリンダ圧により生じる
トルクＴ_b ’から車輪速ω_w までの伝達特性は、

【００５６】

【数５】

【００５７】となる。また、スリップ速度Δωと路面の
摩擦係数μとの間には、図８に示すように、あるスリッ
プ率で摩擦係数μがピークをとる関数関係が成立するこ
とが知られている。ここで、図８の関数関係において、
あるスリップ率の回りで微小振動したときの摩擦係数μ
のスリップ速度Δωに対する変化を考えると、路面の摩
擦係数μは、 μ ＝ μ₀ ＋αＲΔω (13) と近似できる。すなわち、微小振動によるスリップ速度
の変化が小さいため、傾きαＲの直線で近似できる。

【００５８】ここで、タイヤと路面間の摩擦係数μによ
り生じる制動トルクＴ_b ＝μＷに(13)式を代入すると、 Ｔ_b ＝ μＷ ＝ μ₀ Ｗ＋αＲΔωＷ (14) となる。(14)式の両辺をΔωで１階微分すると、

【００５９】

【数６】

【００６０】となる。(12)式の伝達特性において、タイ
ヤが路面にグリップしているときの共振周波数ω∞は、

【００６１】

【数７】

【００６２】となる。なお、タイヤと路面との間の摩擦
状態がピークμに近づくと、タイヤと路面との分離性が
高まり、共振周波数は高周波数側にシフトする。すなわ
ち、共振周波数の検出により、摩擦状態を検出できる。

【００６３】ここで、ブレーキ圧Ｐ_b に対する車輪速ω
_w の比（ω_w ／Ｐ_b ）の共振周波数ω∞の振動成分
（（ω_w ／Ｐ_b ）｜ｓ＝ｊω∞）を共振ゲインＧ_d とす
る。なお、以下では、ＡＢＳアクチュエータにより平均
ブレーキ力の回りに共振周波数ω∞の微小励振を印加し
ているものとする。

【００６４】ホイールシリンダ圧により生じるトルクＴ
_b ’はブレーキ圧Ｐ_b と比例関係にあることから、共振
ゲインＧ_d は、（ω_w ／Ｔ_b ’）の共振周波数ω∞の振
動成分と比例関係にあり、共振ゲインＧ_d は次式によっ
て表される。

【００６５】

【数８】

【００６６】一般に、 ｜Ａ｜ ＝ ０．０１２ ＜＜ ｜Ｂ｜ ＝ ０．１ (20) となることから、(15)、(17)式より、

【００６７】

【数９】

【００６８】を得る。すなわち、スリップ速度Δωに対
する制動トルクＴ_b の勾配は共振ゲインＧ_d に比例す
る。

【００６９】ゆえに、比例係数をｈとすると、(11)式
は、

【００７０】

【数１０】

【００７１】となり、整理して伝達関数表現すると、

【００７２】

【数１１】

【００７３】を得る。なお、ｓはラプラス変換の演算子
である。ホイールシリンダ圧によって生じるトルク
Ｔ_b ' は、制動トルクＴ_b と車輪慣性Ｊ_w によるトルク
の和であり、

【００７４】

【数１２】

【００７５】であるので、伝達関数表現では、

【００７６】

【数１３】

【００７７】となる。(25)式の左辺のＴ_b ’の平均値は
ホイールシリンダ圧Ｐ_b の平均値Ｐ_mに比例すると考え
ると、比例係数をＫとして、

【００７８】

【数１４】

【００７９】を得る。ここで、τLPF はローパスフィル
タの時定数（平均値を求める際の時間定数）である。

【００８０】（マスタシリンダ圧及びブレーキ圧微小振
幅の推定原理−ブロックＢ）次に、図６のブロックＢに
おける推定原理について説明する。

【００８１】既に述べたように、マスタシリンダ圧Ｐ_d
が一定の場合にバルブに指令した増圧・減圧時間ｔ_i 、
ｔ_r がわかれば、(7) 、 (8)式より平均ブレーキ圧
Ｐ_m 、ブレーキ圧微小振幅Ｐ_v は、一意に定まる。ま
た、マスタシリンダ圧Ｐ_d の変化に対しても、増圧・減
圧時間を一定とした場合にＰ_m はＰ_d に比例し（図５
（ａ））、Ｐ_v はＰ_d の平方根に比例して変化する（図
５（ｂ））。

【００８２】従って、増圧・減圧時間ｔ_i 、ｔ_r と、(2
6)式により得られた平均ブレーキ圧Ｐ_m とからマスタシ
リンダ圧Ｐ_d を求めることができる。また、このように
して求めたマスタシリンダ圧Ｐ_d と増圧・減圧時間
ｔ_i 、ｔ_r との関係（図５（ｂ））からブレーキ圧微小
振幅Ｐ_v を求めることができる。

【００８３】例えば、マスタシリンダ圧Ｐ_d0における平
均ブレーキ圧の増圧・減圧時間に対する２次元のテーブ
ルＰ_m0（ｔ_i ，ｔ_r ）を用意した場合を考えよう。実際
の平均ブレーキ圧が(26)式よりＰ_m であることがわかれ
ば、その時の増圧・減圧時間ｔ_i 、ｔ_r よりマスタシリ
ンダ圧Ｐ_d は、Ｐ_m0（ｔ_i ，ｔ_r ）とＰ_m とを比較し
て、

【００８４】

【数１５】

【００８５】として求めることができる。また、この時
の微小振幅Ｐ_v は、Ｐ_d0に対するＰ_v0（ｔ_i ，ｔ_r ）の
２次元テーブルを用意することによって、

【００８６】

【数１６】

【００８７】より求めることができる。このことは、前
述の考察の通り、同一の増圧・減圧時間では、平均ブレ
ーキ圧はマスタシリンダ圧に比例し、ブレーキ圧微小振
幅はマスタシリンダ圧の平方根に比例することに基づい
ている。

【００８８】ところで、以上述べた方法で、マスタシリ
ンダ圧、ブレーキ圧微小振幅を推定することができる
が、２次元のテーブルを２つ用意する必要がある。ここ
では処理を簡単化するため、一定のマスタシリンダ圧に
対して、ブレーキ圧微小振幅が一定となるように、増圧
・減圧時間を制限することを考える。

【００８９】図９（ａ）、（ｂ）には、マスタシリンダ
圧が１５．５［ＭＰａ］一定で、ブレーキ圧微小振幅が
０．３［ＭＰａ］一定となる増圧・減圧時間を、各平均
ブレーキ圧について各々求めた結果が示されている。な
お、図９（ａ）、（ｂ）の関係から、マスタシリンダ圧
が一定でブレーキ圧微小振幅が一定となるような増圧・
減圧時間を求める際に参照される平均ブレーキ圧を平均
ブレーキ圧参照値Ｐ_mcとする。

【００９０】図９に基づいて、平均ブレーキ圧参照値Ｐ
_mcに対する増圧・減圧時間でバルブを動作させると、こ
の時推定される平均ブレーキ圧Ｐ_m に対して、マスタシ
リンダ圧Ｐ_d 及びブレーキ圧微小振幅Ｐ_v は、

【００９１】

【数１７】

【００９２】として求めることができる。なお、(29)、
(30)式では、Ｐ_d0＝１５．５［ＭＰａ］、Ｐ_v0＝０．３
［ＭＰａ］で定数であるので、２つの２次元テーブルを
省略でき、装置を簡単化できる。

【００９３】（ブレーキ圧推定装置を用いたアンチロッ
クブレーキ制御装置）(21)式で既に示したように、制動
トルクＴ_b のスリップ速度Δωに対する傾き（ｄＴ_b ／
ｄΔω）は、車輪速微小振幅ω_v のブレーキ圧微小振幅
Ｐ_v に対する比である共振ゲインＧ_d に比例する。図１
０に示すように、傾き（ｄＴ_b ／ｄΔω）が零になる状
態を考えてみると、これは制動力Ｔ_b が最大となる状態
であり、この制動力以上に制動をかけようとすると、一
般に車輪はロックし、急激に制動力を失うことが知られ
ている。

【００９４】本実施の形態に係るＡＢＳ装置では、この
ピーク付近の制動力を保持してタイヤをロックすること
なく滑らかに停止させる制御を行う。制動力のピーク値
付近に近づいたか否かは、その時の共振ゲインの大きさ
により検出が可能である。

【００９５】すなわち、上述のブレーキ圧推定装置を用
いて得られるブレーキ圧の微小振幅と、車輪速の微小振
幅より共振ゲインを計算する。そして、共振ゲインＧ_d
がある基準とする値Ｇ_s より大きい時、ブレーキ圧の減
圧を行わず、Ｇ_d がＧ_s を下回ろうとした時に、制動力
がピーク値に近づいているとみなして、ブレーキ圧を減
圧させるように制御する。これにより、制動トルクＴ_b
を、ピークμに対応する制動トルクの最大値に維持でき
る。これにより、路面状態に係わらず高精度で安定なア
ンチロックブレーキ制御が可能となる。

【００９６】また、共振ゲインを推定する際に用いるブ
レーキ圧の微小振幅は、本実施の形態に係るブレーキ圧
推定装置が圧力センサを用いることなく推定するので、
ＡＢＳ装置全体のコストを低減することができる。

【００９７】

【実施例】以上述べた実施の形態に係るブレーキ圧推定
装置及びアンチロックブレーキ制御装置の実施例を以下
に説明する。 （ブレーキ圧推定装置の構成例）図１１には、本実施例
に係るブレーキ圧推定装置３０が適用されたアンチロッ
クブレーキ制御装置の構成が示されている。

【００９８】図１１に示すように、ブレーキ圧推定装置
３０（破線部）は、車輪速ω_w と共振ゲインＧ_d を入力
として、平均ブレーキ圧Ｐ_m を推定する平均ブレーキ圧
推定部３２と、平均ブレーキ圧Ｐ_m と平均ブレーキ圧参
照値Ｐ_mcとからマスタシリンダ圧Ｐ_d を推定するマスタ
シリンダ圧推定部３４と、マスタシリンダ圧Ｐ_d からブ
レーキ圧微小振幅Ｐ_v を推定するブレーキ圧微小振幅推
定部３６と、から構成される。

【００９９】なお、車輪速ω_w は、車両５０の各輪に取
り付けられた図示しない車輪速センサからの信号を処理
することによって得られる。例えば、車輪速センサの検
出信号をＡ／Ｄコンバータでデジタル信号に変換し、該
信号をコンピュータ内に読み込んで処理することもでき
るし、センサの外部にアナログの信号処理回路や、デジ
タルのカウンタ回路などを構成することにより車輪速を
検出することができる。

【０１００】平均ブレーキ圧推定部３２は、(26)式に基
づいて平均ブレーキ圧Ｐ_m を演算出力する高次のフィル
タとして実現できる。車輪速センサの検出信号をＡ／Ｄ
コンバータでＡＤ変換したデジタル信号をコンピュータ
内で(26)式に基づいて処理することによっても実現でき
る。平均ブレーキ圧推定部３２の構成例を図１２に示
す。

【０１０１】図１２に示すように、平均ブレーキ圧推定
部３２は、入力された車輪速ω_w と他方の入力信号との
偏差を演算する偏差演算器６０と、該偏差演算器６０の
出力端に接続された乗算器６４と、該乗算器６４の出力
端に接続されたｋ倍のアンプ６８と、を備えている。乗
算器６４の入力端には、入力された共振ゲインＧ_d を１
／ｈ倍するアンプ６２が接続され、乗算器６４の他方の
出力端は、ラプラス変換演算器６６を介して偏差演算器
６０の他方の入力端へ接続される。

【０１０２】さらに、アンプ６８の出力端は（Ｋ／１＋
τLPF ｓ）を演算するフィルタ７０を介して減算器７２
と接続されている。この減算器７２の他方の入力端に
は、車輪速ω_w を入力として（Ｊ_w Ｋ／１＋τLPF ｓ）
を演算出力するフィルタ７４が接続されており、減算器
７２は、フィルタ７２、７４の出力の符号を反転させて
加算し、加算結果を平均ブレーキ圧Ｐ_m として出力す
る。

【０１０３】また、図１１のマスタシリンダ圧推定部３
４は、(29)式に示す乗除算処理を実行する回路で実現で
きる。このマスタシリンダ圧推定部３４の構成例を図１
３に示す。

【０１０４】図１３に示すように、マスタシリンダ圧推
定部３４は、平均ブレーキ圧推定部３２が演算した平均
ブレーキ圧Ｐ_m を、入力された平均ブレーキ圧参照値Ｐ
_mcで除算する除算器８０と、該除算器８０の出力端に接
続され、除算結果をＰ_d0倍してマスタシリンダ圧Ｐ_d と
して出力するアンプ８２と、から構成される。

【０１０５】また、図１１のブレーキ圧微小振幅推定部
３６は、(30)式に示す平方根処理を含む処理を実行する
回路で実現できる。このブレーキ圧微小振幅推定部３６
の構成例を図１４に示す。

【０１０６】図１４に示すように、ブレーキ圧微小振幅
推定部３６は、マスタシリンダ圧推定部３４が演算した
マスタシリンダ圧Ｐ_d の平方根を求める平方根演算部８
４と、該平方根演算部８４が演算した（√Ｐ_d ）を（Ｐ
_v0／√Ｐ_d0）倍してブレーキ圧微小振幅Ｐ_v として出力
するアンプ８６と、から構成される。なお、平方根演算
部８４の平方根演算は、コンピュータ内に入力データを
読み込んで平方根を求めるための数値処理を実行した
り、また平方根テーブルを参照することにより簡単に実
現できる。

【０１０７】（アンチロックブレーキ制御装置の構成
例）図１１のアンチロックブレーキ制御装置は、車輪速
ω_w から微小振動成分の振幅ω_v を検出する車輪速微小
振幅検出部３８と、この車輪速微小振幅検出部３８が検
出した車輪速微小振幅ω_v 及びブレーキ圧微小振幅推定
部３６が演算したブレーキ圧微小振幅Ｐ_v に基づいて共
振ゲインＧ_d を演算する共振ゲイン演算部４０と、演算
された共振ゲインＧ_d に基づいて平均ブレーキ圧参照値
Ｐ_mcを演算するＰＩ制御器４２と、平均ブレーキ圧参照
値Ｐ_mcからバルブの増圧・減圧時間を求めるためのテー
ブル４４と、このテーブル４４から求められたバルブの
増圧時間ｔ_i 、減圧時間ｔ_r でバルブを制御するための
指令電流Ｉ_cmd を出力する電流制御器４６と、指令電流
Ｉ_cmd によりバルブの増圧・減圧時間が制御されるＡＢ
Ｓアクチュエータ４８（図１参照）と、から構成され
る。

【０１０８】車輪速微小振幅検出部３８は、車体と車輪
と路面とから構成される励振振動系の共振周波数成分を
抽出するように構成される。なお、車輪速微小振幅検出
部３８は、この励振振動系の共振周波数が４０［Ｈｚ］
程度であるので、制御性を考慮して１周期を２４［ｍ
ｓ］、約４１．７［Ｈｚ］に取るのが好ましい。この共
振周波数成分の抽出には、４１．７［Ｈｚ］を中心周波
数とするバンドパスフィルタを設け、この出力を全波整
流、直流平滑化することで得ることができる。また、周
期の整数倍、例えば１周期の２４［ｍｓ］、２周期の４
８［ｍｓ］の時系列データを連続的に取り込み、４１．
７［Ｈｚ］の単位正弦波、単位余弦波との相関を求める
ことによっても共振周波数成分を抽出することができ
る。

【０１０９】共振ゲイン演算部４０は、車輪速微小振幅
検出部３８で得られる車輪速微小振幅ω_v を、ブレーキ
圧推定装置３０より得られるブレーキ圧微小振幅Ｐ_v で
除算することにより共振ゲインＧ_d を演算する。本実施
例に係るアンチロックブレーキ制御装置では、共振ゲイ
ンＧ_d が基準値Ｇ_s を下回ろうとした時に速やかなブレ
ーキ圧の減少が必要とされるので、共振ゲイン演算部４
０では、両者の偏差（Ｇ_d −Ｇ_s ）を共振ゲインＧ_d で
除した偏差ΔＧを演算し、ＰＩ制御器４２へ出力する。
ここで、ΔＧは、

【０１１０】

【数１８】

【０１１１】となる。このΔＧを演算する共振ゲイン演
算部４０の構成例を図１５に示す。図１５に示すよう
に、共振ゲイン演算部４０は、車輪速微小振幅ω_v をブ
レーキ圧微小振幅Ｐ_v で除算する除算器８８と、与えら
れた基準値Ｇ_s を除算器８８の出力値（ω_v ／Ｐ_v ＝Ｇ
_d ）で除算する除算器９０と、除算器９０の出力端に接
続され、１から除算器９０の出力値（Ｇ_s ／Ｇ_d ）を減
算した値をΔＧとして演算出力する偏差演算器９２と、
から構成される。なお、基準値Ｇ_s は、路面とタイヤと
の間の摩擦状態が制動力ピーク（摩擦係数μの最大時；
ピークμ）に接近しようとする時の共振ゲインの値とし
て予めメモリに記憶されており、(31)式の演算時に該メ
モリから読み出される。

【０１１２】路面とタイヤとの間のすべりが急増する状
態に近づくと、共振周波数成分の共振ゲインＧ_d が基準
ゲインＧ_s より小さくなるため、(31)式の第２項の（Ｇ
_s ／Ｇ_d ）は、急激に１より大きくなり、ΔＧは負の大
きな値をとる。すなわち、（Ｇ_s ／Ｇ_d ）を用いたこと
により、すべりが急増する状態を検出するΔＧの検出感
度は、この逆数である（Ｇ_d ／Ｇ_s ）を用いた時よりも
高まる。これにより、このΔＧに基づくＰＩ制御器４２
の制御を正確に行うことができる。

【０１１３】なお、共振ゲイン演算部４０の出力端は、
平均ブレーキ圧推定部３２と接続されており、平均ブレ
ーキ圧推定部３２へは、演算された共振ゲインＧ_d が入
力される。

【０１１４】図１１のＰＩ制御器４２は、共振ゲイン演
算部４０が演算したΔＧを零に一致又は略一致させるよ
うな平均ブレーキ圧参照値Ｐ_mcを演算する。なお、実車
のＡＢＳ装置では、一般にはアクチュエータのハードウ
ェア構成により、ドライバの踏力によるブレーキ圧より
大きなブレーキ圧を車輪に加えることが不可能となって
いる場合が多い。ドライバの踏力によるブレーキ圧が増
加し、車輪のスリップがピーク制動力となる値に接近或
いは越えようとする時にのみ、ブレーキ圧を速やかに減
少させるようにＰＩ制御器４２を設計する必要がある。
ここで、ＰＩ制御器４２の構成例を図１６に示す。

【０１１５】図１６に示すように、ＰＩ制御器４２は、
正値除去、範囲外除去の部分を除けば、偏差ΔＧに対し
て、 Ｖ_f ＝ Ｇ_c （１＋ω_c ／ｓ）ΔＧ (32) を演算する第１の演算部分を含み、比例ゲインＧ_c 、積
分ゲインＧ_c ω_c のＰＩ制御器となっている。

【０１１６】(32)式の比例項を演算する部分には、ΔＧ
の正値を除去し、負値のみを出力する正値除去部９４が
介在されている。タイヤ路面間の特性では、スリップ速
度が大きくなると、タイヤがグリップ状態から離れて共
振周波数が高周波数側にシフトするため、車体と車輪と
路面とからなる振動系の共振周波数成分である共振ゲイ
ンＧ_d が減少する。そこで、基準値Ｇ_s に対して実際の
共振ゲインＧ_d が小さくなるΔＧの負値の時、すなわち
タイヤがピークμを越えて制動されるロック直前の状態
となった時にのみブレーキ圧の制動をかけるようにした
ものである。

【０１１７】また、(32)式の積分項を演算する部分は、
ΔＧに対して１／ｓを演算するラプラス演算器９６と、
該ラプラス演算器９６の出力端に接続されたω_c 倍のア
ンプ９８と、から構成される。そして、正値除去部９４
及びアンプ９８の出力端は、比例項と積分項を加算する
加算器１００を介してＧ_c 倍のアンプ１０２に接続され
ている。このような構成で、アンプ１０２は(32)式のＶ
_f を出力する。

【０１１８】ここで、増圧指令の時間ｔ_i と減圧指令の
時間ｔ_r とは、図９に示したように、演算された平均ブ
レーキ圧に対して定められるので、実際の増圧・減圧時
間を求めるための平均ブレーキ圧参照値Ｐ_mcの値の範囲
は、マスタシリンダ圧が１５．５［ＭＰａ］の時に、最
大減圧状態０．５［ＭＰａ］から最大増圧状態の１２
［ＭＰａ］程度までの値を出力する必要がある。この値
の範囲は、マスタシリンダ圧の０．０３〜０．７７倍程
度の範囲となる。

【０１１９】また、偏差ΔＧが零以上の正値の状態はタ
イヤのスリップ状態がピーク制動力となる状態に接近し
ていないことを意味し、従って、ΔＧが正値となってＶ
_f が０となる時には、平均ブレーキ圧参照値Ｐ_mcは最大
増圧状態１２［ＭＰａ］を実現する値を出力する必要が
ある。

【０１２０】そこで、(32)式より演算されたＶ_f から平
均ブレーキ圧参照値Ｐ_mcを演算する式は、 Ｐ_mc ＝ Ｐ_d0（Ｖ_f ＋Ｖ₀ ） (33) となる。但し、Ｐ_d0＝１５．５［ＭＰａ］、Ｖ₀ ＝０．
７７とする。また、平均ブレーキ圧参照値Ｐ_mcが、最大
減圧状態の時の値０．０３×Ｐ_d0より小さくならないよ
うに、(33)式を演算する前に、Ｖ_f の範囲を−０．７４
〜０とする必要がある。

【０１２１】以上の制約を実現するＰＩ制御器４２にお
いて(33)式を演算する構成部分は、アンプ１０２が出力
したＶ_f の範囲外の値を除去する範囲外除去部１０４
と、範囲外除去部１０４が出力したＶ_f と、他の入力端
から入力されたＶ₀ とを加算する加算器１０８と、該加
算器１０８により演算された（Ｖ_f ＋Ｖ₀ ）をＰ_d0倍す
るアンプ１１０と、から構成することができる。

【０１２２】範囲外除去部１０４は、Ｖ_f が−０．７４
〜０の範囲外にある時に範囲内の値（当該範囲の境界値
とする）とし、Ｖ_f が上記範囲内にある時は、その値を
そのまま出力する。なお、実際のコントローラの出力Ｖ
_f の範囲外部分を範囲外除去部１０４により取り去って
しまっても、制御が達成されない状態では、常に偏差Δ
Ｇが発生する。これにより、偏差ΔＧが積分要素の入力
となって積分出力が増大して発散する可能性を生じる。
このことは、比例項、積分項の実際の出力和の値と範囲
外を除去した値との間に大きな差を発生させ、ＰＩ制御
器全体の出力の遅れ等の問題を引き起こす。

【０１２３】そこで、範囲外除去部１０４の入力値か
ら、範囲外除去部１０４の出力値を引いた値を演算する
偏差演算器１０６を設け、該偏差演算器１０６の出力端
をラプラス演算器９６に接続する。このように偏差演算
器１０６の出力値、すなわち、範囲外除去部１０４で除
去された部分の値を、積分項の初期値として戻すことに
より、安定な制御を実現できる。

【０１２４】なお、ＰＩ制御器４２の出力端は、マスタ
シリンダ圧推定部３４と接続されており、マスタシリン
ダ圧推定部３４へは、演算された平均ブレーキ圧参照値
Ｐ_mcが入力される。

【０１２５】図１１のテーブル４４は、図９（ａ）、
（ｂ）に示された、平均ブレーキ圧と増圧・減圧時間と
の関数関係を各々テーブル化したもので、該テーブル４
４を参照することによってＰＩ制御器４２で演算された
平均ブレーキ圧参照値Ｐ_mcに対応する増圧時間ｔ_i 及び
減圧時間ｔ_r を求めることができる。

【０１２６】電流制御器４６は、演算された平均ブレー
キ圧参照値Ｐ_mcに対応されて求められた増圧時間ｔ_i 、
減圧時間ｔ_r に一致するように、ＡＢＳアクチュエータ
４８のバルブの増圧時間、減圧時間を制御する。

【０１２７】具体的な制御の内容として、微小励振の周
期Ｔ（例えば２４［ｍｓ］）の半周期Ｔ／２毎に増圧と
減圧のそれぞれのモードを切り替え、バルブへの増減圧
指令はモード切り替えの瞬間から増圧時間ｔ_i 、減圧時
間ｔ_r のそれぞれの時間分だけ増圧・減圧指令を出力
し、Ｔ／２の残りの時間は保持指令を出力する。このよ
うな動作指令により、ブレーキ圧の微小励振と平均ブレ
ーキ圧の制御とを容易に行うことができる。なお、この
制御例の場合におけるＡＢＳアクチュエータ４８のバル
ブへの動作指令の概要を図１７に示す（ブレーキ圧制御
装置の動作例）。

【０１２８】増圧・減圧時間の計数は、モード切り替え
で零にリセットされるカウンタタイマを設けても良い
し、モード切り替えで零にリセットされる積分器のゲイ
ンを増圧時間ｔ_i 、減圧時間ｔ_r に反比例させて変化さ
せ、あるしきい値に達するまでの時間を用いても良い。
バルブへの指令が生成できれば、それぞれの状態に対応
する制御電流をＡＢＳアクチュエータ４８に指令する。

【０１２９】次に、本実施例の作用を説明する。図１１
のＡＢＳ装置のブレーキ圧推定装置では、平均ブレーキ
圧推定部３２が(26)式に基づいて車輪速ω_w と共振ゲイ
ンＧ_d とから平均ブレーキ圧Ｐ_m を演算し、マスタシリ
ンダ圧推定部３４が、演算された平均ブレーキ圧Ｐ_m と
平均ブレーキ圧参照値Ｐ_mcとから(29)式に基づいてマス
タシリンダ圧Ｐ_d を演算する。なお、マスタシリンダ圧
推定部３４において、ＰＩ制御器４２によって演算され
た平均ブレーキ圧に対応する増圧時間ｔ_i 、減圧時間ｔ
_r を求め、さらに、この増圧・減圧時間と平均ブレーキ
圧との対応を示す２次元テーブルから、一定のマスタシ
リンダ圧Ｐ_d0に対する平均ブレーキ力Ｐ_m0を求め、(27)
式に基づいてマスタシリンダ圧Ｐ_d を演算するようにし
ても良い。

【０１３０】そして、ブレーキ圧微小振幅推定部３６
が、演算されたマスタシリンダ圧Ｐ_dから(30)式に基づ
いてブレーキ圧微小振幅Ｐ_v を演算する。なお、ブレー
キ圧微小振幅推定部３６において、ＰＩ制御器４２によ
って演算された平均ブレーキ圧に対応する増圧時間
ｔ_i 、減圧時間ｔ_r を求め、さらに、この増圧・減圧時
間とブレーキ力微小振幅との対応を示す２次元テーブル
から、一定のマスタシリンダ圧Ｐ_d0に対するブレーキ圧
微小振幅Ｐ_v0を求め、(28)式に基づいてブレーキ圧微小
振幅Ｐ_v を演算するようにしても良い。

【０１３１】また、ＡＢＳ装置では、車輪速微小振幅検
出部３８が、図示しない車輪速センサが検出した車輪速
度ω_w の共振周波数成分の振幅を検出する。次に、共振
ゲイン演算部４０が、ブレーキ圧微小振幅Ｐ_v と車輪速
度ω_w の共振周波数成分の振幅値とから共振ゲインＧ_d
を演算し、演算した共振ゲインＧ_d を平均ブレーキ圧推
定部３２へ転送すると共に、共振ゲインＧ_d と基準ゲイ
ンＧ_s とから(31)式に基づいて偏差ΔＧを演算する。

【０１３２】そして、ＰＩ制御器４２が、共振ゲイン演
算部４０が演算した偏差ΔＧを零に一致又は略一致させ
るような平均ブレーキ圧参照値Ｐ_mcを演算する。平均ブ
レーキ圧参照値Ｐ_mcは、マスタシリンダ圧推定部３４へ
転送されると共に、テーブル４４が参照されて平均ブレ
ーキ圧参照値Ｐ_mcがバルブの増圧・減圧時間に変換され
る。次に、電流制御器４６が、平均ブレーキ圧参照値Ｐ
_mcに対応する増圧・減圧時間ｔ_i 、ｔ_r を、図１７に示
すような動作指令に変換し、ＡＢＳアクチュエータ４８
へ伝達する。ＡＢＳアクチュエータ４８は、図１７の動
作指令に応じてバルブの増圧・減圧を行うことにより、
平均ブレーキ圧参照値Ｐ_mcのブレーキ圧をホイールシリ
ンダへ発生させる。

【０１３３】以上のような制御によって、最大の制動力
（図１０の制動トルク勾配が０の時）を越えてブレーキ
力がかけられようとすると、共振周波数が高周波数側に
ずれるので、タイヤと路面とがグリップ状態の時の共振
周波数での共振ゲインＧ_d が減少し、(31)式のΔＧが負
値をとるので、ブレーキ力が速やかに減少され、タイヤ
のロックを防止することができる。また、ΔＧを零に一
致させるように制御されるので、図１０の制動力のピー
ク値を保持したまま制動され、制動距離及び制動時間が
短縮される。

【０１３４】このように本実施例に係るＡＢＳ装置で
は、車体と車輪と路面とから構成される振動系の共振特
性に基づいて、ブレーキ力を制御するので、従来のＡＢ
Ｓ装置のように車輪のロックを検出してからブレーキ力
を低減させる方式のものよりブレーキ力の変化が連続的
かつ滑らかとなる。また、共振特性に基づくことから、
路面変化に対しても安定な制御が可能となり、単一の制
御ロジックで実現可能である。

【０１３５】また、図１７に示すように、一定周期毎に
増減圧モードを交互に切り替え、ブレーキ圧の制御を、
各モードでの増圧時間、減圧時間の調整によって行うの
で、連続的なブレーキ圧の制御が可能となる。また、各
モードの切り替えの周波数（微小励振の周波数）は、４
０［Ｈｚ］と比較的高く、また共振特性の検出可能な微
小な振幅で可能なため、ブレーキ圧の変動を運転者が不
快に感じない程度にすることができ、キックバックを防
止できる。これにより、車両挙動に大きな変動を与え
ず、ＡＢＳ制御をより高性能にできる。さらに、現行の
ＡＢＳ装置に用いられている増圧バルブと減圧バルブと
の２つのバルブ構成のままで、連続的な平均ブレーキ圧
の制御が可能となり、ハードウェアの変更を抑えること
ができる。

【０１３６】次に、本発明の実施例に係るブレーキ圧推
定装置を用いたアンチロックブレーキ制御装置を実際の
車両に適用し、具体的な条件下で動作させた時の動作結
果を図１８を用いて説明する。

【０１３７】図１８（ａ）〜（ｄ）には、本実施例に係
るアンチロックブレーキ制御装置が適用された車両を、
通常の走行状態からブレーキ力を加えることにより、約
３秒間で停止させるまでの動作結果及びこれに関連した
物理量の時間的変化が示されている。この間の動作状態
は、タイヤが路面にグリップしている状態から、ピーク
μに徐々に接近していく状態、及びピークμを越えてタ
イヤがロック直前となる状態まで推移する。

【０１３８】図１８（ａ）は、上記の状態推移に伴う車
輪速ω_w 、車体速ω_u の時間的変化を示したもので、同
図に示すように、動作開始時（０秒に設定）から約２．
３秒後に車輪速ω_w が大きく変動し始め、ロック直前の
状態に推移したことがわかる。

【０１３９】図１８（ｂ）は、スリップ率Ｓの時間的変
化を示したものである。なお、スリップ率Ｓは次式によ
って表される。

【０１４０】

【数１９】

【０１４１】図１８（ｂ）に示すように、約２秒を越え
た時点からスリップ率Ｓが上昇し始め、ピークμへ接近
していく状態となっていることがわかる。そして、約
２．３秒以降では、スリップ率は極端に大きく振動し、
ピークμを越えた状態となっていることがわかる。

【０１４２】図１８（ｃ）は、圧力センサで測定された
ホイールシリンダ圧Ｐ_b 及び本発明の実施例に係るブレ
ーキ圧推定装置（図１１の平均ブレーキ圧推定部３２）
で推定された平均ブレーキ圧Ｐ_m の時間的変化を各々示
したものである。図１８（ｃ）に示すように、推定され
た平均ブレーキ圧Ｐ_m は、実際のホイールシリンダ圧Ｐ
_b とほぼ一致していることがわかる。特に、変動の極大
部分での一致度が良く、本発明のブレーキ圧推定精度の
高さが確認できた。

【０１４３】図１８（ｄ）は、本発明の実施例に係る共
振ゲイン演算部４０で演算された共振ゲインＧ_d 及び基
準ゲインＧ_s の時間的変化を示したものである。タイヤ
がロック直前の状態となる領域で、共振ゲインＧ_d が基
準ゲインＧ_s と比べて増大し、ロック直前の状態を高感
度で検出できることがわかる。

【０１４４】なお、図１８（ｄ）は時系列でＧ_d 、Ｇ_s
の変化が示されており、時間が経過するにつれて車速が
低下し、それに伴って共振ゲインＧ_d が増大する傾向に
あるため、規準ゲインＧ_s を時間の経過と共に増大させ
る設定にしてある。これによって、共振ゲインＧ_d と基
準ゲインＧ_s との比を適切に設定している。

【０１４５】以上説明した実施の形態では、図１１に示
す平均ブレーキ圧推定部３２は、車輪速ω_w と共振ゲイ
ン演算部４０からの共振ゲインＧ_d を入力として、平均
ブレーキ圧Ｐ_m を推定しているが、本発明はこれに限定
されず、共振ゲイン演算部４０からの共振ゲインに代え
て、スリップ速度に対する制動力の勾配、スリップ速度
に対する制動トルクの勾配、スリップ速度に対する路面
と車輪との間の摩擦係数の勾配（路面μ勾配）を演算
し、演算して求めた値を用いて、同様に処理するように
してもよい。なお、路面μ勾配を演算するには、上記共
振ゲインに所定の変換係数を乗算すればよく、また、ス
リップ速度に対する制動力の勾配を演算するには、スリ
ップ速度に対する制動トルクの勾配を演算して、所定の
変換係数（車輪半径の逆数）を乗算すればよい。

【０１４６】以下、スリップ速度に対する制動トルクの
勾配の演算方法を説明する。各車輪の車輪運動及び車体
運動は、（３４）式、（３５）式の運動方程式によって
記述される。

【０１４７】

【数２０】

【０１４８】

【数２１】

【０１４９】ただし、Ｆ_i ’は、第ｉ輪に発生した制動
力、Ｔ_biは踏力に対応して第ｉ輪に加えられたブレーキ
トルク、Ｍは車両質量、Ｒ_c は車輪の有効半径、Ｊは車
輪慣性、ｖは車体速度である。なお、・は時間に関する
微分を示す。（３４）式、（３５）式において、Ｆ_i ’
はスリップ速度（ｖ／Ｒ_c −ω_i ）の関数として示され
ている。

【０１５０】ここで、車体速度を等価的な車体の角速度
ω_v で表す（（３６）式）と共に、制動トルクＲ
_c Ｆ_i ’をスリップ速度の１次関数（傾きｋ_i 、ｙ切片
Ｔ_i ）として記述する（（３６）式）。 ｖ ＝ Ｒ_c ω_v ・・・（３６） Ｒ_c Ｆ_i ’（ω_v −ω_i ）＝ｋ_i ×（ω_v −ω_i ）＋Ｔ_i （３７） さらに、（３６）式、（３７）式を、（３４）式、（３
５）式へ代入し、車輪速度ω_i 及び車体速度ω_v をサン
プル時間τ毎に離散化された時系列データω_i[k] 、ω
_v [k] （ｋはサンプル時間τを単位とするサンプル時
刻、ｋ＝1,2,.....)として表すと、（３８）式、（３
９）式を得る。

【０１５１】

【数２２】

【０１５２】

【数２３】

【０１５３】ここで、（３８）式、（３９）式を連立
し、車体の等価角速度ω_v を消去すると、

【０１５４】

【数２４】

【０１５５】を得る。ところで、スリップ速度３rad/s
という条件下でＲ_c Ｍｇ／４（ｇは重力加速度）の最大
制動トルクの発生を仮定すると、

【０１５６】

【数２５】

【０１５７】を得る。ここで、具体的な定数として、τ
＝0.01 (sec)、Ｒ_c ＝0.3 (m) 、Ｍ＝1000(kg)を考慮す
ると、

【０１５８】

【数２６】

【０１５９】となり、（40）式は次式のように近似する
ことができる。

【０１６０】

【数２７】

【０１６１】ただし、

【０１６２】

【数２８】

【０１６３】である。このように整理することにより、
（４４）式は未知係数ｋ_i 、ｆ_i に関し、線形の形で記
述することが可能となり、（４４）式にオンラインのパ
ラメータ同定手法を適用することにより、スリップ速度
に対する制動トルク勾配ｋ_i を推定することができる。

【０１６４】すなわち、以下のステップ１及びステップ
２を繰り返すことにより、検出された車輪速度の時系列
データω_i [k] から制動トルク勾配の時系列データを推
定することができる（最小自乗推定法）。

【０１６５】ステップ１： φ_i [k] ^T ・θ_i ＝ｙ_i [k] （４５） 但し、

【０１６６】

【数２９】

【０１６７】

【数３０】

【０１６８】 ｙ_i [k] ＝−ω_i [k] ＋ 2ω_i [k−1]−ω_i [k−2] （４８） とおく。なお、（４６）式の行列φ_i [k] の第１要素
は、１サンプル時間での車輪速度の変化に関する物理量
であり、（４８）式は、１サンプル時間の車輪速度の変
化の１サンプル時間での変化に関する物理量である。

【０１６９】ステップ２：

【０１７０】

【数３１】

【０１７１】

【数３２】

【０１７２】

【数３３】

【０１７３】という漸化式からθ_i の推定値を演算し、
θ_i の推定値の行列の第一要素を推定された制動トルク
の勾配として抽出する。ただし、λは過去のデータを取
り除く度合いを示す忘却係数（例えばλ＝０．９８）で
あり、”^T ”は行列の転置を示す。

【０１７４】なお、（４９）式の左辺は、車輪速度の変
化に関する物理量の履歴及び車輪速度の変化の変化に関
する物理量の履歴を表す物理量である。

【０１７５】

【発明の効果】以上説明したように請求項１、請求項２
の発明は、車輪速度と物理量とから平均ブレーキ圧を推
定し、物理量が零の時に摩擦係数がピークとなることと
いうことは路面状態に係わらず成り立つ事実であるの
で、本発明では、圧力センサを用いることなく、路面状
態によらず高精度かつ安定な平均ブレーキ圧の推定が可
能となる、という効果を有する。

【０１７６】請求項３の発明は、スリップ速度に対する
制動トルクの勾配が前記共振ゲインに比例するモデルに
基づいて推定された平均ブレーキ圧からマスタシリンダ
圧を推定する。制動トルクの勾配が零の時に摩擦係数が
ピークとなることということは路面状態に係わらず成り
立つ事実であるので、本発明では、圧力センサを用いる
ことなく、路面状態によらず高精度かつ安定なマスタシ
リンダ圧の推定が可能となる、という効果を有する。

【０１７７】また、請求項４の発明によれば、スリップ
速度に対する制動トルクの勾配が共振ゲインに比例する
モデルに基づいて推定された平均ブレーキ圧からマスタ
シリンダ圧を推定し、さらに、このマスタシリンダ圧に
基づいて得られたブレーキ圧微小振幅からロック直前の
状態を判定するための共振ゲインを演算するようにした
ので、圧力センサを設けることなく簡単な構成の装置
で、路面状況によらずに高精度かつ安定なアンチロッフ
ブレーキ動作が可能となる、とうい効果が得られる。

【０１７８】また、請求項５の発明によれば、増圧状態
を含む第１の状態と減圧状態を含む第２の状態とを一定
周期で交互に切り替え、ブレーキ圧の制御を、各状態で
の増圧時間、減圧時間の調整によって行うようにしたの
で、連続的なブレーキ圧の制御が可能となる、という効
果が得られる。

【０１７９】さらに、請求項５の発明において、第１の
状態と第２の状態との切り替えの周期を短くすることに
よって、ブレーキ圧の変動を運転者が不快に感じない程
度にすると共に車両挙動に大きな変動を与えず、ＡＢＳ
装置に本装置を適用した場合、ＡＢＳ装置をより高性能
にできる、というさらなる効果が得られる。また、現行
のＡＢＳ装置に用いられている増圧バルブと減圧バルブ
との２つのバルブ構成のままで、連続的な平均ブレーキ
圧の制御が可能となり、ハードウェアの変更を抑えるこ
とができる。

【図面の簡単な説明】

【図１】ＡＢＳアクチュエータのバルブ構成を示した図
であって、（ａ）は３ポジションバルブ１つでの構成、
（ｂ）は２ポジションバルブ２つでの構成を示す図であ
る。

【図２】従来のブレーキ圧制御装置において発生する低
周波数のブレーキ油圧振動を説明するための図であっ
て、（ａ）は増圧バルブの開閉パルス、（ｂ）は減圧バ
ルブの開閉パルス、（ｃ）は、上記（ａ）、（ｂ）の上
記開閉パルスで制御した場合のホイールシリンダ油圧の
時間的変化を示す図である。

【図３】バルブの増減圧・保持指令とブレーキ油圧との
関係を示すための図であって、（ａ）は一般的な場合、
（ｂ）は増圧時間ｔ_i が減圧時間ｔ_r よりも長い場合、
（ｃ）は増圧時間ｔ_i が減圧時間ｔ_r よりも短い場合の
上記関係を示す図である。

【図４】増圧・減圧時間に対するブレーキ油圧特性を示
す図であって、（ａ）は平均ブレーキ圧特性、（ｂ）は
ブレーキ圧微小振幅特性を示す図である。

【図５】マスタシリンダ圧に対するブレーキ油圧特性を
示す図であって、（ａ）は平均ブレーキ圧特性、（ｂ）
はブレーキ圧微小振幅特性を示す図である。

【図６】本発明の実施の形態に係るブレーキ油圧の推定
処理を示すブロック図である。

【図７】本発明の実施の形態に係る車体と車輪と路面と
から構成される振動系の等価モデルを示す図である。

【図８】スリップ速度Δωと摩擦係数μとの関係、及び
スリップ速度Δωに対する摩擦係数μの傾きを示す図で
ある。

【図９】ブレーキ圧微小振幅一定のための増圧・減圧時
間の特性を示す図であって、（ａ）は平均ブレーキ圧と
増圧時間との関係、（ｂ）は平均ブレーキ圧と減圧時間
との関係を示す図である。

【図１０】スリップ速度Δωと、制動トルクＴ_b 及び制
動トルクＴ_b の傾きとの関係を示す図である。

【図１１】本発明の実施例に係るアンチロックブレーキ
制御装置の構成を示すブロック図である。

【図１２】本発明の実施例に係るブレーキ圧推定装置を
構成する平均ブレーキ圧推定部の構成例を示すブロック
図である。

【図１３】本発明の実施例に係るブレーキ圧推定装置を
構成するマスタシリンダ圧推定部の構成例を示すブロッ
ク図である。

【図１４】本発明の実施例に係るブレーキ圧推定装置を
構成するブレーキ圧微小振幅推定部の構成例を示すブロ
ック図である。

【図１５】本発明の実施例に係るアンチロックブレーキ
制御装置を構成する共振ゲイン演算部の構成例を示すブ
ロック図である。

【図１６】本発明の実施例に係るアンチロックブレーキ
制御装置を構成するＰＩ制御器の構成例を示すブロック
図である。

【図１７】本発明の実施例に係るアンチロックブレーキ
制御装置を構成するＡＢＳアクチュエータのバルブへの
動作指令を示す図である。

【図１８】本発明の実施例に係るアンチロックブレーキ
制御装置の動作結果を説明するための図であって、
（ａ）は車輪速ω_w と車体速ω_u の時間的変化、（ｂ）
はスリップ率Ｓの時間的変化、（ｃ）は実際のホイール
シリンダ圧Ｐ_b と推定された平均ブレーキ圧Ｐ_m の時間
的変化、（ｄ）は、共振ゲインＧ_d と基準ゲインＧ_s の
時間的変化を各々示す図である。

【符号の説明】

３０ ブレーキ圧推定装置 ３２ 平均ブレーキ圧推定部 ３４ マスタシリンダ圧推定部 ３６ ブレーキ圧微小振幅推定部 ３８ 車輪速微小振幅検出部 ４０ 共振ゲイン演算部 ４２ ＰＩ制御器 ４４ テーブル ４６ 電流制御器 ４８ ＡＢＳアクチュエータ

フロントページの続き (72)発明者 小野 英一 愛知県愛知郡長久手町大字長湫字横道41番 地の１株式会社豊田中央研究所内 (72)発明者 梅野 孝治 愛知県愛知郡長久手町大字長湫字横道41番 地の１株式会社豊田中央研究所内 (72)発明者 山口 裕之 愛知県愛知郡長久手町大字長湫字横道41番 地の１株式会社豊田中央研究所内

Claims (5)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 車輪速度が入力される第１の入力手段
   と、 車輪のすべり易さを表す物理量が入力される第２の入力
   手段と、 入力された車輪速度と物理量とから平均ブレーキ圧を推
   定するブレーキ圧推定手段と、 を含むブレーキ圧推定装置。
2. 【請求項２】 前記物理量は、スリップ速度に対する制
   動力の勾配、スリップ速度に対する制動トルクの勾配、
   スリップ速度に対する路面と車輪との間の摩擦係数の勾
   配の何れかである請求項１記載のブレーキ圧推定装置。
3. 【請求項３】 車輪速度が入力される第１の入力手段
   と、 車体と車輪と路面とから構成される振動系の共振周波数
   でブレーキ圧を励振させたときの、該共振周波数におけ
   るブレーキ圧の微小振幅に対する車輪速度の微小振幅の
   比である共振ゲインが入力される第２の入力手段と、 一定のマスタシリンダ圧に対する平均ブレーキ圧の増圧
   減圧時間又は増圧減圧時間に関連した物理量が入力され
   る第３の入力手段と、 スリップ速度に対する制動トルクの勾配が前記共振ゲイ
   ンに比例するモデルに基づいて、入力された車輪速度と
   共振ゲインとから平均ブレーキ圧を推定するブレーキ圧
   推定手段と、 前記ブレーキ圧推定手段により推定された平均ブレーキ
   圧と、入力された平均ブレーキ圧の増圧減圧時間又は増
   圧減圧時間に関連した物理量と、に基づいて、マスタシ
   リンダ圧を推定するマスタ圧推定手段と、 前記マスタ圧推定手段により推定されたマスタシリンダ
   圧と、入力された平均ブレーキ圧の増圧減圧時間又は増
   圧減圧時間に関連した物理量と、に基づいて、ブレーキ
   圧の微小振幅を推定する微小振幅推定手段と、 を含むブレーキ圧推定装置。
4. 【請求項４】 車輪速度を検出する車輪速検出手段と、 車体と車輪と路面とから構成される振動系の共振周波数
   でブレーキ圧を励振させたときの、該共振周波数におけ
   るブレーキ圧の微小振幅に対する車輪速度の微小振幅の
   比である共振ゲインを演算するる共振ゲイン演算手段
   と、 スリップ速度に対する制動トルクの勾配が前記共振ゲイ
   ンに比例するモデルに基づいて、前記車輪検出手段によ
   り検出された車輪速度と共振ゲイン演算手段により演算
   された共振ゲインとから平均ブレーキ圧を推定するブレ
   ーキ圧推定手段と、 前記ブレーキ圧推定手段により推定された平均ブレーキ
   圧と、入力された平均ブレーキ圧の増圧減圧時間又は増
   圧減圧時間に関連した物理量と、に基づいて、マスタシ
   リンダ圧を推定するマスタ圧推定手段と、 前記マスタ圧推定手段により推定されたマスタシリンダ
   圧と、入力された平均ブレーキ圧の増圧減圧時間又は増
   圧減圧時間に関連した物理量と、に基づいて、ブレーキ
   圧の微小振幅を推定し、推定されたブレーキ圧の微小振
   幅を前記演算手段へ出力する微小振幅推定手段と、 前記共振ゲイン演算手段が演算した共振ゲインが基準ゲ
   インに一致又は略一致するように、平均ブレーキ圧の増
   圧減圧時間を制御する制御手段と、 前記制御手段により制御される平均ブレーキ圧の増圧減
   圧時間又は該増圧減圧時間に関連した物理量を前記マス
   タ圧推定手段へ変換出力する参照手段と、 を含むアンチロックブレーキ制御装置。
5. 【請求項５】 ホイールシリンダのブレーキ圧を増圧す
   る増圧バルブと該ブレーキ圧を減圧する減圧バルブとを
   備えた制御用バルブと、 前記増圧バルブによるブレーキ圧の増圧の状態とブレー
   キ圧の保持の状態とからなる第１の状態と、前記減圧バ
   ルブによるブレーキ圧の減圧の状態とブレーキ圧の保持
   の状態とからなる第２の状態とが一定周期で交互に切り
   替えられるように前記制御用バルブを制御すると共に、
   前記制御用バルブの増圧の状態の時間及び減圧の状態の
   時間を制御する制御手段と、 を含むブレーキ圧制御装置。