JPH11291879A

JPH11291879A - 車両挙動制御装置

Info

Publication number: JPH11291879A
Application number: JP10091486A
Authority: JP
Inventors: Michiki Araki; 道樹荒木
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 1998-04-03
Filing date: 1998-04-03
Publication date: 1999-10-26
Anticipated expiration: 2018-04-03
Also published as: JP4161401B2; US6219610B1

Abstract

(57)【要約】【課題】圧力源の一つの系統に二以上のホイールシリン
ダを接続し、両者に高低差があるとき、低圧側の予圧制
御を禁止して増圧応答性を高める。【解決手段】制動流体が消費されてしまう低圧側のホイ
ールシリンダを零気圧から増圧して応答性を改善するた
めにクリアランスをなくす予圧制御の介入時、旋回外輪
に更なる増圧要求のあるオーバステア状態時やヨーレー
ト非収束時には、低圧側，即ち旋回内輪の予圧制御を禁
止して、高圧側，即ち旋回外輪の増圧制御が優先して行
われるようにすることで、当該高圧側の増圧勾配を確保
して増圧応答性を高めることができる。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、例えばヨーレート
や横滑り角又は横滑り速度等の車両挙動情報と、車両モ
デルに基づいて算出される車両挙動の目標値とから、各
車輪の制動用シリンダへの制動流体圧を制御してモーメ
ントを発生させるようにした車両挙動制御装置に関する
ものである。

【０００２】

【従来の技術】この種の車両挙動制御装置として種々の
ものが提案されている。それらは、凡そヨーレートや横
滑り角又は横滑り速度等の車両挙動の目標値を車両モデ
ルに基づいて算出し、一方で車両に発生するヨーレート
や横滑り角又は横滑り速度等の車両挙動の実際値を検出
し、両者の偏差に応じて、例えば車両挙動の実際値を目
標値に一致させるような力を得るために、各車輪の制動
力，即ち制動用シリンダへの制動流体圧を制御する。そ
して、このような車両挙動制御装置によれば、例えば車
両が極端なオーバステアやアンダステア等のようなタイ
ヤのグリップの限界を超えた旋回状態になった場合に、
例えば前記ヨーレートの実際値が目標値に近づくよう
に、各車輪の制動力制御によってモーメントを発生さ
せ、結果的に車両を常にタイヤのグリップ領域にて走行
させることが可能となると共に、極端なオーバステアや
アンダステア等のような好ましからざる旋回挙動を抑制
防止することができるのである。

【０００３】また、高い制御応答性が要求されることか
ら、制動流体圧を付与する車輪に対して予め予圧を付与
することにより、零増圧車輪の制動力発生の応答性を高
めるようにした車両挙動制御装置を、本出願人は先に特
願平１０−２９８１９号にて提案している。

【０００４】

【発明が解決しようとする課題】ところで、このような
車両挙動制御を行う場合の各車輪の制動用シリンダも、
例えば通常のダイアゴナルスプリット配管又は前後配管
による二系統出力マスタシリンダへ接続するなどして、
夫々の系毎にマスタシリンダ又は増圧用ポンプ等の個別
の圧力源に接続する。

【０００５】このような車両挙動制御の流体圧回路とし
ては、マスタシリンダからの吐出圧を断続するためのマ
スタシリンダ断続弁と、増圧用ポンプからの吐出圧を断
続する増圧用ポンプ断続弁とを設ける。そして、この増
圧用ポンプ又はマスタシリンダを制動流体圧力源とし、
その制動流体圧力源の一つの系と二つ（一対）の制動用
シリンダの夫々との間を断続する増圧制御弁を設け、各
制動用シリンダと個別の減圧用ポンプの吸入側との間に
減圧制御弁を設けている。なお、減圧用ポンプの吐出側
は前記制動流体圧力源に還元される。

【０００６】これらの構成により、車両挙動制御中に、
例えば一つの系統に接続された二つの制動用シリンダの
うち、何れか一方の制動用シリンダを増圧する場合に
は、前記増圧用ポンプを駆動し且つマスタシリンダ断続
弁を閉じ且つ増圧用ポンプ断続弁を開き、その状態で、
前記減圧制御弁を閉じたまま増圧制御弁の開制御を行
う。また、何れか一方の制動用シリンダを減圧する場合
には、例えば前記減圧用ポンプを駆動しながら、前記増
圧制御弁を閉じたまま減圧制御弁を開制御して、制動用
シリンダ内の制動流体をリザーバへ排出させる。ところ
で、このような回路構成では、例えばアンチスキッド制
御中、増圧制御弁を閉じているときにブレーキペダルの
踏込みを止めた場合、各制動用シリンダ内の制動流体を
早急にマスタシリンダ側に還元するために、前記増圧制
御弁と並列に逆止弁を介装している。

【０００７】しかしながら、このような流体圧回路にあ
っては、制動流体圧力源一つの系に接続される二つの制
動用シリンダの作動流体圧に大きな高低差があり、その
低圧側の制動用シリンダを増圧しようとする場合には、
高圧側の制動用シリンダの制動流体が前記増圧制御弁に
併設された逆止弁を通って増圧用ポンプ吐出側に流出し
てしまい、当該高圧側の制動用シリンダの制動流体圧が
低くなってしまうという問題がある。

【０００８】特に、前記零増圧による応答性の低下を抑
制するために、零増圧に相当する制動用シリンダに、実
際に制動力が発生しない程度の制動流体を供給して予圧
を与え、これにより後続の制動流体圧制御の応答性を高
めようとする応答性改善予圧制御を行うと、低圧側と高
圧側の差圧が大きいため、零増圧側に制動流体が流出し
てしまうため、その結果、高圧側の増圧勾配がより一層
低下し、必要な制動流体圧が得られないという問題が発
生することになる。

【０００９】また、このような問題に対して、特開平８
−２４４５８７号公報では、設けられた制御弁がポンプ
上死点側の吐出ポートを開くときには下死点側の吐出ポ
ートを閉じ、上死点側の吐出ポートを閉じるときには下
死点側の吐出ポートを開く構成とすることにより、それ
ら二個のポートが互いに連通する瞬間が実質的に存在し
なくなるようにしている。従って、二つの制動用シリン
ダに制動流体を夫々分配して供給する一つのポンプを、
少なくとも或る時期には高圧側の制動用シリンダにのみ
連通し且つ低圧側の制動用シリンダからは遮断すること
により、実際には高圧側の制動用シリンダの増圧勾配が
大きくなるようにしている。しかしながら、この従来例
はハード的な解決手段であり、大掛かりな流路や制御弁
構成の変更を伴い、コスト的にも、汎用性という面から
も不利である。また、この従来例で解決できるのは増圧
勾配を一定にすることだけであり、前記零増圧時の増圧
速度の改善や、高圧側の制動用シリンダの制動流体圧の
低下防止はできない。

【００１０】本発明はこれらの諸問題に鑑みて開発され
たものであり、制動流体圧力源の一つの系統に接続され
る二以上の制動用シリンダの制動流体圧に高低差があ
り、高圧側（旋回外輪側）の制動用シリンダの制動流体
圧に更なる増圧要求がある場合には、当該低圧側の制動
用シリンダの増圧を抑制し、もって高圧側の制動用シリ
ンダの制動流体圧の増圧勾配，即ち応答性を確保するこ
とのできる車両挙動制御装置を提供することを目的とす
るものである。

【００１１】

【課題を解決するための手段】前記の目的のために、本
発明のうち請求項１に係る車両挙動制御装置は、操舵輪
の舵角を検出する舵角検出手段と、車両速度を検出する
車両速度検出手段と、車両挙動の実際値を検出する車両
挙動実際値検出手段と、前記舵角検出手段で検出される
舵角及び車両速度検出手段で検出される車両速度から車
両挙動の目標値を算出する車両挙動目標値算出手段とを
備え、前記車両挙動実際値検出手段で検出される車両挙
動の実際値と車両挙動目標値算出手段から得られる車両
挙動の目標値との偏差に応じて、各車輪の制動用シリン
ダへの制動流体圧を制御する車両挙動制御装置におい
て、制動用シリンダの制動流体圧の制御中、車両挙動状
態から次に制動流体圧が付与される制動用シリンダへ、
予め微少予圧を付与する微少予圧付与手段と、車両挙動
状態に応じて微少予圧付与手段による微少予圧の付与を
制限する予圧付与制限手段とを備えたことを特徴とする
ものである。

【００１２】また、本発明のうち請求項２に係る車両挙
動制御装置は、前記請求項１の発明において、前記予圧
付与制限手段は、検出した車両挙動が、オーバステアが
増大する方向にあるとき、旋回内輪側に付与される予圧
制御を禁止することを特徴とするものである。

【００１３】

【発明の効果】而して、本発明のうち請求項１に係る車
両挙動制御装置によれば、制動用シリンダの制動流体圧
の制御中、微少予圧付与手段が車両挙動状態から次の制
動流体圧が付与される制動用シリンダへ予め微少予圧を
付与するため、制御応答性を高めることができると共
に、車両挙動状態に応じて微少予圧の付与を制限するた
め、微少予圧の付与により車両挙動が悪化したりするこ
とを防止できる。

【００１４】また、本発明のうち請求項２に係る車両挙
動制御装置によれば、予圧付与制限手段は、検出した車
両挙動が、オーバステアが増大する方向にあるとき、旋
回内輪側に付与される予圧制御を禁止するため、オーバ
ステアを抑制するため、旋回外輪に付与されている制動
流体圧が減少することを防止でき、車両挙動制御の悪化
を防止できる。

【００１５】

【発明の実施の形態】以下、本発明の車両挙動制御装置
の一実施形態を添付図面に基づいて説明する。

【００１６】図１は、本実施形態の車両挙動制御装置と
しての制動流体圧制御装置の概要を示す制動流体圧・電
気系統図である。図中の符号１ＦＬ，１ＲＲは夫々前左
輪，後右輪を示し、１ＦＲ，１ＲＬは夫々前右輪，後左
輪を示している。そして、夫々の車輪１ＦＬ〜１ＲＲに
は、制動用シリンダとしての該当するホイールシリンダ
２ＦＬ〜２ＲＲが取付けられている。なお、各ホイール
シリンダ２ＦＬ〜２ＲＲは、ディスクロータにパッドを
押付けて制動する，所謂ディスクブレーキである。

【００１７】マスタシリンダ５は、ブレーキペダル４の
踏込みに応じて２系統のマスタシリンダ圧を発生する。
そして、各ホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲとの接続構
造は、マスタシリンダ５の一方の系統に前左ホイールシ
リンダ２ＦＬと後右ホイールシリンダ２ＲＲを接続し、
他方の系統に前右ホイールシリンダ２ＦＲと後左ホイー
ルシリンダ２ＲＬとを接続する，ダイアゴナルスプリッ
ト配管構造である。そして、前述のように、マスタシリ
ンダ５の各マスタシリンダ圧の系統毎に、当該マスタシ
リンダ５とホイールシリンダ２ＦＬ，２ＲＲ又は２Ｆ
Ｒ，２ＲＬとを断続するマスタシリンダ断続弁６Ａ，６
Ｂを介装する。

【００１８】また、マスタシリンダリザーバ５ａの制動
流体を加圧する増圧用ポンプ３を個別に設け、この増圧
用ポンプ３の吐出圧を二つに分岐して、前記マスタシリ
ンダ５からの二系統のマスタシリンダ圧に、前記マスタ
シリンダ断続弁６Ａ，６Ｂより下流側，つまり各ホイー
ルシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲ側で合流させる。また、この
各合流点と増圧用ポンプ３との間には、当該増圧用ポン
プ３とホイールシリンダ２ＦＬ，２ＲＲ又は２ＦＲ，２
ＲＬとを断続する増圧用ポンプ断続弁７Ａ，７Ｂを介装
する。

【００１９】そして、マスタシリンダ５の一つの系統又
は増圧用ポンプ３から分岐された一方の系統を制動流体
圧力源の一つの系統と見なし、それに接続されているホ
イールシリンダ２ＦＬ，２ＲＲ又は２ＦＲ，２ＲＬの夫
々の上流側に該当する増圧制御弁８ＦＬ，８ＲＲ又は８
ＦＲ，８ＲＬを介装する。なお、これらの増圧制御弁８
ＦＬ，８ＲＲ又は８ＦＲ，８ＲＬには、夫々のバイパス
流路に逆止弁９ＦＬ，９ＲＲ又は９ＦＲ，９ＲＬを設け
て、ブレーキペダルの踏込みを解除したときにホイール
シリンダ２ＦＬ，２ＲＲ又は２ＦＲ，２ＲＬ内の制動流
体が早急にマスタシリンダ５側に還元されるようにす
る。

【００２０】また、前記制動流体圧源の夫々の系統には
個別の減圧用ポンプ１１Ａ，１１Ｂの吐出側を夫々接続
し、それらの吸入側とホイールシリンダ２ＦＬ，２ＲＲ
又は２ＦＲ，２ＲＬとの間に減圧制御弁１０ＦＬ，１０
ＲＲ又は１０ＦＲ，１０ＲＬを介装する。なお、前記二
つの減圧用ポンプ１１Ａ，１１Ｂは一つのポンプモータ
を兼用する。また、各減圧制御弁１０ＦＬ，１０ＲＲ又
は１０ＦＲ，１０ＲＬと減圧用ポンプ１１Ａ，１１Ｂと
の間には干渉防止用のリザーバ１８Ａ，１８Ｂを接続す
る。

【００２１】これらの各圧力制御弁は、後述するコント
ロールユニットからの駆動信号によって切換えられる二
位置切換弁であり、それらはフェールセーフのために、
例えばマスタシリンダ断続弁６Ａ，６Ｂは常時開、増圧
用ポンプ断続弁７Ａ，７Ｂは常時閉、増圧制御弁８Ｆ
Ｌ，８ＲＲ又は８ＦＲ，８ＲＬは常時開、減圧制御弁１
０ＦＬ，１０ＲＲ又は１０ＦＲ，１０ＲＬは常時閉とな
っており、前記駆動信号によって各ソレノイド６
Ａ_SOL，６Ｂ_SOL，７Ａ_SOL，７Ｂ_SOL，８ＦＬ_SOL，
８ＲＲ_SOL，８ＦＲ_SOL，８ＲＬ_SOL，１０ＦＬ_SOL，
１０ＲＲ_SOL，１０ＦＲ _SOL，１０ＲＬ_SOLが励磁され
ると、逆の開閉状態に切換わる。また、前記増圧用ポン
プ３や減圧用ポンプ１１Ａ，１１Ｂもコントロールユニ
ットからの駆動信号によって駆動制御される。

【００２２】従って、この制動流体圧回路では、後述す
る車両挙動制御を行うために制動力を制御するにあた
り、各ホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲの制動流体圧
（以下、ホイールシリンダ圧とも記す）を増圧する場合
には、例えば前記マスタシリンダ断続弁６Ａ，６Ｂが
閉、増圧用ポンプ断続弁７Ａ，７Ｂが開の状態で増圧ポ
ンプ３を駆動し、その創成圧を、前記各減圧制御弁１０
ＦＬ〜１０ＲＲが閉の状態で増圧制御弁８ＦＬ〜８ＲＲ
を開制御して、各ホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲに供
給する。

【００２３】また、前記各ホイールシリンダ２ＦＬ〜２
ＲＲのホイールシリンダ圧増圧後に、各ホイールシリン
ダ圧を減圧する場合には、例えば前記マスタシリンダ断
続弁６Ａ，６Ｂが閉、増圧用ポンプ断続弁７Ａ，７Ｂが
閉の状態で、減圧用ポンプ１１Ａ，１１Ｂを駆動すると
共に、各増圧制御弁８ＦＬ〜８ＲＲが閉の状態で減圧制
御弁１０ＦＬ〜１０ＲＲを開制御して、各ホイールシリ
ンダ２ＦＬ〜２ＲＲ内の制動流体を排出する。

【００２４】なお、各増圧制御弁８ＦＬ〜８ＲＲや減圧
制御弁１０ＦＬ〜１０ＲＲの開制御については後段に説
明する。また、前記ブレーキペダル４への反力を軽減す
るために、ブレーキペダル４の踏込み時には前記マスタ
シリンダ断続弁６Ａ，６Ｂを開状態としてもよい。

【００２５】一方、前記各車輪１ＦＬ〜１ＲＲには、図
１に示すように、当該車輪の回転速度に相当する車輪速
度（以下、車輪速とも記す）を検出するために、当該車
輪速に応じた正弦波信号を出力する車輪速センサ１２Ｆ
Ｌ〜１２ＲＲが取付けられている。

【００２６】また、車両には、車両に発生する実ヨーレ
ートψ' を検出するヨーレートセンサ１３や、ステアリ
ングホイールの操舵角から操舵輪の舵角θを検出する舵
角センサ１４や、車両に発生する横加速度及び前後加速
度を検出する加速度センサ１５や、前記２系統のマスタ
シリンダ圧Ｐ_MCを検出するマスタシリンダ圧力センサ１
６や、必要に応じてブレーキペダル４の踏込状態を検出
してブレーキ信号を出力するブレーキスイッチなどが取
付けられ、各センサやスイッチの検出信号は何れも後述
するコントロールユニット１７に入力される。なお、前
記ヨーレートセンサ１３からの実ヨーレートψ' や舵角
センサ１４からの舵角θには、例えば正負等の方向性が
あるが、両者の間には、例えばステアリングホイールを
右切りしたときの舵角と、そのときに発生する右周りの
ヨーレートとの方向性が整合するように設定してある。
また、前記ブレーキスイッチからのブレーキ信号は、例
えばブレーキペダルが踏込まれているときにＯＮ状態を
示す論理値“１”、踏込まれていないときにＯＦＦ状態
を示す論理値“０”のディジタル信号でもある。

【００２７】コントロールユニット１７は、前述の各セ
ンサやスイッチ類からの検出信号を入力して、前記各切
換弁への制御信号を出力するマイクロコンピュータと、
このマイクロコンピュータから出力される制御信号を前
述したような電磁切換弁などからなる各制御弁ソレノイ
ドへの駆動信号に変換する駆動回路とを備えている。そ
して、前記マイクロコンピュータは、Ａ／Ｄ変換機能等
を有する入力インタフェース回路や、Ｄ／Ａ変換機能等
を有する出力インタフェース回路や、マイクロプロセサ
ユニットＭＰＵ等からなる演算処理装置や、ＲＯＭ，Ｒ
ＡＭ等からなる記憶装置を備えている。なお、前記マイ
クロコンピュータは、その動作周波数が大変に高いこと
から、当該マイクロコンピュータからパルス幅変調され
たディジタルデータの基準矩形波制御信号を出力するよ
うにし、各駆動回路は単にそれを各アクチュエータ作動
に適した駆動信号に変換，増幅するだけのものとして構
成されている。また、前記マイクロコンピュータでは、
前述のような各種の制御に必要な主要な制御信号の創成
出力のみならず、例えば車両挙動制御での減圧制御に必
要な前記減圧用ポンプの駆動制御信号や、アクチュエー
タそのものへの電源供給を司るアクチュエータリレーの
スイッチ素子への制御信号なども平行して創成出力して
いることは言うまでもない。

【００２８】次に、車両のヨーイング運動量を制御する
ために、前記コントロールユニット１７内のマイクロコ
ンピュータで実行される制動流体圧制御の演算処理につ
いて、添付図面中の各フローチャートに基づいて説明す
る。なお、この演算処理では特に通信のためのステップ
を設けていないが、前記マイクロコンピュータ内の記憶
装置のＲＯＭに記憶されているプログラムやマップ或い
はＲＡＭに記憶されている各種のデータ等は常時演算処
理装置のバッファ等に伝送され、また演算処理装置で算
出された各算出結果も随時記憶装置に記憶される。

【００２９】まず、図２には、制動力制御の全体的な流
れ，所謂ゼネラルフローを示す。この演算処理は、例え
ば１０msec. といった所定サンプリング時間ΔＴ毎にタ
イマ割込として実行され、まずステップＳ１で、前記車
輪速センサ１２ＦＬ〜１２ＲＲからの正弦波信号に基づ
いて、図示されない演算処理によって各車輪速Ｖｗ
_i（ｉ＝FL,FR,RLorRR）を算出する。より具体的には、
前記各車輪速センサ１２ＦＬ〜１２ＲＲが、例えば本出
願人が先に提案した特開平７−３２９７５９号公報に記
載されるようなものである場合に、予め前記各車輪速セ
ンサ３ＦＬ〜３Ｒからの正弦波信号を矩形波信号に波形
整形しておき、この矩形波信号のＬｏ／Ｈｉを短いサン
プリング周期で読込んで当該矩形波信号のパルス幅を求
め、そのパルス幅から車輪速Ｖｗ_iを算出する。即ち、
車輪速Ｖｗ_iが大きくなれば前記波形整形された矩形波
信号のパルス幅は短くなり、車輪速Ｖｗ_iが小さくなれ
ばパルス幅は長くなる。この矩形波信号のパルス幅は、
前述のようなセンサの所定の長さの歯が通過する所要時
間と等価であるから、各車輪の回転角速度に反比例する
ことになり、従ってこの矩形波信号のパルス幅が得られ
れば、各車輪の回転角速度が求められ、この回転角速度
にタイヤ転がり動半径を乗じて各車輪速Ｖｗ_iが算出さ
れる。勿論、所定時間内に幾つのパルスがカウントされ
るかによって車輪回転角速度を求める従来の手法でも同
様に車輪速Ｖｗ_iを算出可能である。

【００３０】次にステップＳ２に移行して、図示されな
い演算処理によって、前記各センサからの検出信号を読
込む。次にステップＳ３に移行して、例えば本出願人が
先に提案した特開平８−１５０９２０号公報に記載され
る図示されない演算処理により推定車体速度Ｖ_Xを算出
する。なお、この公報に記載される演算処理は、前後加
速度を用いないで推定車体速度Ｖ_Xを算出するものであ
るが、本実施形態では前記加速度センサ１５で前後加速
度を検出しているので、その値を用いて補正を行っても
よい。

【００３１】次にステップＳ４に移行して、図示されな
い演算処理によって、例えば前記加速度センサ１５から
の横加速度Ｙ_G及び前記推定車体速度Ｖ_X及びヨーレー
トセンサ１３からの実ヨーレートψ' から、下記１式に
従って車両の横滑り加速度β _ddを算出する。

【００３２】 β_dd＝Ｙ_G−Ｖ_X・ψ' ……… (1) 次にステップＳ５に移行して、例えば位相が適切に設定
されたローパスフィルタ処理等の図示されない演算処理
によって、前記車両の横滑り加速度β_ddを時間積分して
横滑り速度β_dを算出する。

【００３３】次にステップＳ６に移行して、図示されな
い演算処理によって、前記車両の横滑り速度β_dと推定
車体速度Ｖ_Xとの比β_d／Ｖ_Xから車両の横滑り角βを
算出する。

【００３４】次にステップＳ７に移行して、例えば本出
願人が先に提案した特開平５−２４５２８号公報に記載
される車両モデルを用いた図示されない演算処理により
目標ヨーレートψ^'*を算出する。なお、目標ヨーレート
ψ^'*とは、各車輪において予め設定されたコーナリング
フォースが得られ、その結果車両がニュートラルステア
状態で旋回しているときに達成されるヨーレートであ
る。この目標ヨーレートψ^'*の算出にあたっては、操舵
角をステアリングギヤ比で除したものが舵角θであると
して用いらればよい。また、推定車体速度Ｖ_Xと舵角θ
とのマップから得るようにしてもよい。何れの場合も、
基本となるのは、車両の運動方程式をベースとする車両
モデルであり、その導出については例えば「自動車の運
動と制御」（阿部正人山海堂）に詳しい。

【００３５】次にステップＳ８に移行して、図示されな
い演算処理により、例えば前記目標ヨーレートψ^'*と実
ヨーレートψ' との偏差，即ち目標ヨーレート偏差Δψ
^'*等から車両挙動状態値Ｘを算出する。この車両挙動状
態値Ｘとは、例えば目標ヨーレート偏差Δψ^'*を用い
て、実ヨーレートψ' が目標ヨーレートψ^'*より大幅に
大きく且つ前記横滑り角βや横滑り速度β_dが小さい強
オーバステア状態であるとか、或いは実ヨーレートψ'
が目標ヨーレートψ^'*より大幅に小さく且つ横滑り角β
や横滑り速度β_dが大きい強アンダステア状態であると
いった車両挙動を評価するための値である。

【００３６】次にステップＳ９に移行して、前記ステッ
プＳ８で得た車両挙動状態値Ｘに従って、図示されない
演算処理により、各車輪１ＦＬ〜１ＲＲのホイールシリ
ンダ２ＦＬ〜２ＲＲの目標ホイールシリンダ圧Ｐ^* _0-i
を算出する。この目標ホイールシリンダ圧Ｐ^* _0-iは、
例えば前記実ヨーレートψ' を目標ヨーレートψ^'*に一
致させるとか、横滑り角βや横滑り速度β_dを所定の目
標値にするために必要な前後左右輪間の制動力差を発生
させるためのものであり、例えば前記目標ヨーレート偏
差Δψ^'*や横滑り角偏差或いは横滑り速度偏差に制御ゲ
インを付加した線形和から制動力差を求め、これを制動
流体圧差に置換して各ホイールシリンダ圧Ｐ_iで表すよ
うにすればよい。

【００３７】次にステップＳ１０に移行して、図示され
ない演算処理によって、車両挙動制御条件を満足してい
るか否かを判定し、車両挙動条件を満足している場合に
はステップＳ１１に移行し、そうでない場合にはメイン
プログラムに復帰する。この車両挙動制御条件とは、例
えば前記目標ヨーレート偏差Δψ^'*が予め設定された所
定値を上回っているとか、或いは横滑り角βや横滑り速
度β_dが目標値に対して大き過ぎるとか小さ過ぎるとい
った評価で行うことができる。なお、ここでは、例えば
車両挙動制御の開始時であって、前記目標ホイールシリ
ンダ圧Ｐ_iが零気圧であるような場合には、例えばクラ
ッチのような摩擦要素の予圧制御と同様に、前記制動機
構の間隙を詰めて応答性を改善するための予圧制御指令
を送出したりする処理も行う。

【００３８】前記ステップＳ１１では、図示されない演
算処理によって、現在の推定ホイールシリンダ圧Ｐ_iを
算出する。具体的に、このステップＳ１１では、既に車
両挙動制御のためにホイールシリンダ圧の制御が開始さ
れており、その制御量，即ちホイールシリンダ増減圧量
は後述のようにマイクロコンピュータ内で把握されてい
るので、例えば車両挙動制御が開始されたときのマスタ
シリンダ圧を初期値として、それに前回制御時間のホイ
ールシリンダ増減圧量を累積して追跡すればよい。

【００３９】次にステップＳ１３に移行して、後述する
図３の演算処理に従って、目標ホイールシリンダ圧Ｐ^*
_0-iを元に達成ホイールシリンダ圧Ｐ^* _iを算出する。
次にステップＳ１４に移行して、図示されない演算処理
により、前記達成ホイールシリンダ増減圧量ΔＰ^* _iに
応じて、各車輪毎に前記増圧制御弁８ＦＬ〜８ＲＲ又は
減圧制御弁１０ＦＬ〜１０ＲＲに対するソレノイド励磁
駆動パルスデューティ比を算出する。具体的には、各車
輪毎に前記増圧制御弁８ＦＬ〜８ＲＲ又は減圧制御弁１
０ＦＬ〜１０ＲＲの何れかを開閉制御するために、各ソ
レノイド８ＦＬ_SOL〜８ＲＲ_SOL又は１０ＦＬ_SOL〜１
０ＲＲ_SOLの何れをどの位の時間割合で励磁するか（又
は非励磁状態とするか）といったソレノイド励磁駆動パ
ルスデューティ比を算出する。つまり、今回の制御タイ
ミングで前記達成ホイールシリンダ増減圧量ΔＰ^* _iが
得られるように、各車輪毎に前記増圧制御弁８ＦＬ〜８
ＲＲ又は減圧制御弁１０ＦＬ〜１０ＲＲの何れかを開時
間制御するための時間割合を駆動パルスのデューティ比
として算出する。

【００４０】次にステップＳ１５に移行して、図示され
ない演算処理により、前記デューティ比に応じたソレノ
イド励磁駆動パルス制御信号を創成出力してからメイン
プログラムに復帰する。なお、このデューティ比に応じ
た駆動パルス信号の創成は、従来既存のＰＷＭ（Pulse
Width Modulation）制御と同様であるから詳細な説明は
省略する。

【００４１】次に、前記図２の演算処理のステップＳ１
３で実行される図３の演算処理について説明する。この
図３の演算処理は、車両挙動制御が開始された後の旋回
中の前二輪についてのみ代表して示しており、後二輪に
ついては、これと同じ演算処理を繰返して行う。この演
算処理では、まずステップＳ１０１で、図示されない演
算処理により、前記推定ホイールシリンダ圧Ｐ_iを用い
て、前記一つの制動流体圧力源に接続される二つのホイ
ールシリンダ２ＦＬ，２ＲＲ又は２ＦＲ，２ＲＬの何れ
かが零気圧からの増圧，つまり零増圧を必要とする状態
か否かを判定し、対応する何れかのホイールシリンダ２
ＦＬ，２ＲＲ又は２ＦＲ，２ＲＬが零増圧を必要とする
場合にはステップＳ１０２に移行し、そうでない場合に
はステップＳ１０３に移行する。

【００４２】前記ステップＳ１０３では、図示されない
演算処理により、前記目標ヨーレート偏差Δψ^'*や横滑
り角偏差或いは横滑り速度偏差等の車両挙動状態値Ｘを
用いて、車両がアンダステア状態（図ではＵ．Ｓ）にあ
るのかオーバステア状態（図ではＯ．Ｓ）にあるのかを
判定し、車両がオーバステア状態にある場合にはステッ
プＳ１０４に移行し、そうでない場合にはステップＳ１
０５に移行する。

【００４３】前記ステップＳ１０４では、前記ステップ
Ｓ１０の演算処理によって予圧制御が介入しているか否
かを判定し、予圧制御が介入している場合にはステップ
Ｓ１０６に移行し、そうでない場合には前記ステップＳ
１０５に移行する。なお、予圧制御の介入については、
本出願人が先に出願した特願平１０−２９８１９号と同
一であるため、ここでは詳細な説明を省略する。

【００４４】前記ステップＳ１０６では、図示されない
演算処理により、例えば前記目標ヨーレート偏差Δψ^'*
の前回の絶対値よりも今回の絶対値の方が小さくなって
いるといったように、当該目標ヨーレート偏差Δψ^'*が
収束中であるか否かを判定し、当該目標ヨーレート偏差
Δψ^'*が収束中である場合にはステップＳ１０７に移行
し、そうでない場合には前記ステップＳ１０２に移行す
る。

【００４５】前記ステップＳ１０２では、後述する図４
の制御マップ検索等の演算処理により、旋回内輪用の増
圧達成度係数Ｋを算出してからステップＳ１０８に移行
する。この増圧達成度係数Ｋは、旋回内輪の目標ホイー
ルシリンダ圧Ｐ^* _0-i(IN)（以下、旋回内輪については
符号ＩＮを，旋回外輪については符号ＯＵＴを付す）か
ら同じく旋回内輪の推定ホイールシリンダ圧Ｐ_i(IN)を
減じて得られる旋回内輪ホイールシリンダ圧偏差ΔＰ^*
_0-iに応じて設定される。即ち、旋回内輪ホイールシリ
ンダ圧偏差ΔＰ^* _0-iが“０”のとき増圧達成度係数Ｋ
も“０”であり、当該旋回内輪ホイールシリンダ圧偏差
ΔＰ^* _0-iの増加に伴って増圧達成度係数Ｋもリニアに
増加し、やがて“１”で飽和して一定値になる。

【００４６】そして、前記ステップＳ１０８では、旋回
外輪ゲインＡを“１”に設定すると共に、旋回内輪ゲイ
ンＢを“１”から前記増圧達成度係数Ｋを減じた値に設
定してからステップＳ１０９に移行する。

【００４７】また、前記ステップＳ１０７では、旋回外
輪ゲインＡを“１−Ｋ”に設定すると共に、旋回内輪ゲ
インＢを“１”に設定してから前記ステップＳ１０９に
移行する。

【００４８】また、前記ステップＳ１０５では、旋回外
輪ゲインＡ及び旋回内輪ゲインＢを“１”に設定してか
ら前記ステップＳ１０９に移行する。そして、前記ステ
ップＳ１０９では、下記２式に従って旋回外輪達成ホイ
ールシリンダ増減圧量ΔＰ^* _i(OUT)を、下記３式に従っ
て旋回内輪達成ホイールシリンダ増減圧量ΔＰ^* _i(IN)
を夫々算出してから、前記図２の演算処理のステップＳ
１４に移行する。

【００４９】 ΔＰ^* _i(OUT)＝Ａ・ΔＰ^* _0-i(OUT) ……… (2) ΔＰ^* _i(IN)＝Ｂ・ΔＰ^* _0-i(IN) ……… (3) なお、前記旋回内輪ホイールシリンダ圧偏差ΔＰ^*
_0-i(IN)が、予圧制御介入により付与される予圧である
場合には、旋回内輪ゲインＢが“１”より小さいとき
に、旋回内輪達成ホイールシリンダ増減圧量ΔＰ^*
_i(IN)を“０”とする。

【００５０】次に、本実施形態の作用について説明す
る。まず、本実施形態の車両挙動制御の概要について説
明する。前記図２の演算処理のステップＳ７で算出され
る目標ヨーレートψ^'*は、前述のように例えばタイヤの
グリップ範囲内で車両がニュートラルステアを達成する
ときの発生ヨーレートであるから、単純には実ヨーレー
ト（の絶対値）ψ' が目標ヨーレート（の絶対値）ψ^'*
より小さければアンダステア状態，大きければオーバス
テア状態であると言える。そこで、図２の演算処理のス
テップＳ９で算出される目標ホイールシリンダ圧Ｐ^*
_0-iは、例えば図５ａに示すアンダステア状態（図では
Ｕ．Ｓ）では、後旋回外輪に対しては制動力を付与せ
ず、代わりに後旋回内輪に最も大きな制動力を与え、前
輪にも制動力を与えるが、前旋回外輪よりやや大きな制
動力を前旋回内輪に与え、全体として車両にオーバステ
ア方向のアンチスピンモーメント（正確にはスピンモー
メントと表記すべきであろう）を与えるものである。逆
に、例えば図５ｂに示すオーバステア状態（図ではＯ．
Ｓ）では、旋回内輪には一切制動力を付与せず、前旋回
外輪に最も大きな制動力を与え、後旋回外輪にも少し制
動力を与えて、全体として車両にアンダステア方向のア
ンチスピンモーメントを与えるものである。従って、ヨ
ーレートをフィードバックしながら、目標ホイールシリ
ンダ圧が達成されれば、極端なオーバステアやアンダス
テアが修正されて、タイヤのグリップ範囲内でのニュー
トラルステアが得られる。ちなみに、要求されるホイー
ルシリンダ圧に対する増減圧制御弁へのデューティ比の
設定や、現在の推定ホイールシリンダ圧の算出のシミュ
レーションを図７に示す。

【００５１】ところで、前述したように、本実施形態の
ように一つの制動流体圧力源に二つのホイールシリンダ
２ＦＬ，２ＲＲ又は２ＦＲ，２ＲＬが接続されており、
前述のような制動力制御を行うために制動流体圧に高低
差があるとき、それら二つのホイールシリンダ圧を同時
に増圧しようとすると、圧力の飽和現象によって、高圧
側は増圧勾配が小さく、低圧側は大きくなる。従って、
ホイールシリンダ圧を無視した増圧制御弁の開弁時間制
御を行っても、高圧側では所望する制動流体圧を得られ
ない。このこと自体は、ホイールシリンダ圧を認識し、
そのときの増圧勾配に応じて開弁時間を補正すること
で、所望するホイールシリンダ圧を得ることは可能であ
るが、高圧側のホイールシリンダ圧の増圧勾配を大きく
することはできない。

【００５２】前記図１の流体圧制御装置を、一輪のスケ
ルトンで表すと、図６ａのようになる。即ち、増圧用ポ
ンプの吐出側にはアキュームレータが必要であるし、マ
スタシリンダ断続弁や増圧用ポンプ断続弁等の切換弁及
びアクチュエータユニット内の増圧制御弁等にもバルブ
ヒステリシスがある。また、実際の配管に使用されるブ
レーキホースや配管剛性，キャリパ剛性などの機械的変
形要素もある。更に、前述のようにパッドとディスクロ
ータとの間のパッド隙間などもある。これらによって、
制動流体の供給量とホイールシリンダ圧（図ではＷ／Ｃ
圧）との間には、図６ｂに示すような不感帯を含むヒス
テリシスがあり、更にそれは例えば温度依存性を有す
る。つまり、制動流体量が増加してもホイールシリンダ
圧が増圧しない領域が存在するのである。

【００５３】従って、前記零増圧を必要とするホイール
シリンダでは、この不感帯のために制動流体が消費され
るため、この分だけ応答性が悪化することから、増圧す
べき車輪を予め推定しておき、この不感帯分の流体量を
供給することが増圧しにくくしてしまう。これは、前述
の予圧制御が行われているときも全く同様である。ま
た、車両挙動制御で最も抑制防止したいのは極端なオー
バステア状態であり、このときには前述のように旋回外
輪には大きな制動力，つまり高いホイールシリンダ圧が
要求される。更に、同じオーバステア状態でも、車両に
発生している実ヨーレートψ' が増大している，つまり
目標ヨーレート偏差（の絶対値）Δψ^'*が収束してくれ
ないときには、前記図２の演算処理のステップＳ９で、
より強いアンチスピンモーメントを求めて、旋回外輪に
更なるホイールシリンダ圧の増圧が要求される可能性が
高い。

【００５４】そこで、本実施形態では、図３の演算処理
のステップＳ１０１又はステップＳ１０３，ステップＳ
１０４及びステップＳ１０６で、前記各種の高圧側ホイ
ールシリンダ圧の更なる増圧要求や増圧勾配を小さくす
る要因のあることを判定し、それらの要素が検出された
ときにはステップＳ１０２に移行して増圧達成度係数Ｋ
を設定する。この増圧達成度係数Ｋは、前述のように旋
回内輪，つまりオーバステア状態にあっては低圧側の旋
回内輪ホイールシリンダ圧偏差ΔＰ^* _0-iが大きくなる
ほど、大きな値に設定される。即ち、旋回内輪の推定ホ
イールシリンダ圧Ｐ_i(IN)に対してより高い目標ホイー
ルシリンダ圧Ｐ^* _0-i(IN)が設定されるときには大きな
増圧達成度係数Ｋが設定されるので、次のステップＳ１
０８では“１”である旋回外輪ゲインＡに対して、より
小さい値，極端な場合には“０”の旋回内輪ゲインＢが
設定されることになる。従って、次のステップＳ１０９
では、目標ホイールシリンダ増減圧量ΔＰ^* _0-i(OUT)と
同じ達成ホイールシリンダ増減圧量ΔＰ^* _i(OUT)が設定
される旋回外輪に対して、旋回内輪の達成ホイールシリ
ンダ増減圧量ΔＰ^* _i(IN)は目標ホイールシリンダ増減
圧量ΔＰ^* _0-i(IN)よりずっと小さな値か、予圧制御付
与の場合“０”に設定されることになる。

【００５５】これらの達成ホイールシリンダ増減圧量Δ
Ｐ^* _iに従って旋回内外輪のホイールシリンダ圧を制御
すれば、旋回内外輪ともホイールシリンダ圧の増圧が要
求されていたとしても、低圧側の旋回内輪については余
り或いは全く増圧されず、相対的に高圧側の旋回外輪の
ホイールシリンダ増圧勾配を確保して応答性を高めるこ
とが可能となる。また、このような制御態様によれば、
極端なホイールシリンダ圧の高低差が発生するオーバス
テア状態では、低圧側のホイールシリンダは徐々にしか
増圧されないことになり、従って低圧側ホイールシリン
ダに大量の制動流体が流れ込むことがないので、前述の
ように高圧側のホイールシリンダから逆止弁を通って制
動流体が流れ出したり、それに伴って高圧側のホイール
シリンダ圧が低下してしまうという問題も回避できる。

【００５６】一方、同じオーバステア状態でも、実ヨー
レートψ' が目標ヨーレートψ^'*に近づいているとき、
つまり前記目標ヨーレート偏差Δψ^'*が収束していると
きには、オーバステア状態は改善されつつあり、むしろ
アンダステア状態への移行が懸念される。そして、アン
ダステア状態になると、前述のように旋回内輪のホイー
ルシリンダ圧を高くしなければならない。そこで、本実
施形態では、目標ヨーレート偏差Δψ^'*が収束している
ことが検出されると、図３の演算処理のステップＳ１０
６からステップＳ１０７に移行して、旋回外輪ゲインＡ
を“１−Ｋ”に設定し且つ旋回内輪ゲインＢを“１”に
設定する。従って、旋回外輪の達成ホイールシリンダ増
減圧量ΔＰ^* _i(OUT)は“１−Ｋ”倍となり、旋回内輪で
は目標ホイールシリンダ増減圧量ΔＰ^* _0-i(IN)と同じ
達成ホイールシリンダ増減圧量ΔＰ^* _i(IN)が設定さ
れ、これらの達成ホイールシリンダ増減圧量ΔＰ^* _iに
従って旋回内外輪のホイールシリンダ圧を制御すれば、
旋回外輪については増圧されず、相対的に旋回内輪のホ
イールシリンダ増圧勾配を確保して、次に発生し得るア
ンダステア状態への応答性を確保することができる。

【００５７】また、零増圧を必要としないアンダステア
状態や予圧制御非介入時にはステップＳ１０３又はステ
ップＳ１０４からステップＳ１０５に移行して、旋回外
輪ゲインＡも旋回内輪ゲインＢも“１”に設定されるの
で、車両挙動をニュートラルステアにするための目標ホ
イールシリンダ増減圧量ΔＰ^* _0-iがそのまま達成ホイ
ールシリンダ増減圧量ΔＰ^* _iに設定され、通常の車両
挙動制御が行われることになる。

【００５８】以上より、前記図１に示す舵角センサ１４
本発明の舵角検出手段を構成し、以下同様に、前記図１
に示す車輪速センサ１２ＦＬ〜１２ＲＲが車輪速度検出
手段を構成し、前記図１に示す加速度センサ１５が加速
度検出手段を構成し、前記図１に示すヨーレートセンサ
１３がヨーレート検出手段を構成し、前記図２の演算処
理のステップＳ１１及び図３の演算処理のステップＳ１
０１又はステップＳ１０４が制動流体圧状態検出手段を
構成し、前記図３の演算処理のステップＳ１０２及びス
テップＳ１０５及びステップＳ１０７及びステップＳ１
０８がゲイン設定手段を構成し、前記図３の演算処理の
ステップＳ１０１が零増圧検出手段を構成し、前記図３
の演算処理のステップＳ１０２が増圧達成度係数算出手
段を構成し、前記図３の演算処理のステップＳ１０４が
予圧制御検出手段を構成し、前記図２の演算処理のステ
ップＳ７，ステップＳ８及び図３の演算処理のステップ
Ｓ１０３又はステップＳ１０６が車両挙動検出手段を構
成し、前記図３の演算処理のステップＳ１０３がオーバ
ステア状態検出手段を構成し、前記図３の演算処理のス
テップＳ１０６がヨーレート収束検出手段を構成してい
る。

【００５９】なお、前記実施形態はコントロールユニッ
ト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、これに代えてカウンタ，比較器等の電子回
路を組み合わせて構成することもできる。

【００６０】また、上記実施形態では制御車両挙動とし
てヨーレートを代表して用いたが、その他の車両挙動を
同時に制御するようにしてもよい。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の一実施形態を示す系統図である。

【図２】図１のコントロールユニット内で実行される演
算処理の一例を示すフローチャートである。

【図３】図２の演算処理で行われるマイナプログラムの
フローチャートである。

【図４】図３の演算処理で用いられる制御マップの説明
図である。

【図５】図２の演算処理の作用の説明図である。

【図６】制動流体圧の不感帯の説明図である。

【図７】図２の演算処理による制動流体圧の作用説明図
である。

【符号の説明】

１ＦＬ〜１ＲＲは車輪２ＦＬ〜２ＲＲはホイールシリンダ３は増圧用ポンプ４はブレーキペダル５はマスタシリンダ６Ａ，６Ｂはマスタシリンダ断続弁７Ａ，７Ｂは増圧用ポンプ断続弁８ＦＬ〜８ＲＲは増圧制御弁９ＦＬ〜９ＲＲは逆止弁１０ＦＬ〜１９ＲＲは減圧制御弁１１Ａ，１１Ｂは減圧用ポンプ１２ＦＬ〜１２ＲＲは車輪速センサ１３はヨーレートセンサ１４は舵角センサ１５は加速度センサ１７はコントロールユニット１８Ａ，１８Ｂはリザーバ

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】操舵輪の舵角を検出する舵角検出手段
と、車両速度を検出する車両速度検出手段と、車両挙動
の実際値を検出する車両挙動実際値検出手段と、前記舵
角検出手段で検出される舵角及び車両速度検出手段で検
出される車両速度から車両挙動の目標値を算出する車両
挙動目標値算出手段とを備え、前記車両挙動実際値検出
手段で検出される車両挙動の実際値と車両挙動目標値算
出手段から得られる車両挙動の目標値との偏差に応じ
て、各車輪の制動用シリンダへの制動流体圧を制御する
車両挙動制御装置において、制動用シリンダの制動流体
圧の制御中、車両挙動状態から次に制動流体圧が付与さ
れる制動用シリンダへ、予め微少予圧を付与する微少予
圧付与手段と、車両挙動状態に応じて微少予圧付与手段
による微少予圧の付与を制限する予圧付与制限手段とを
備えたことを特徴とする車両挙動制御装置。
【請求項２】前記予圧付与制限手段は、検出した車両
挙動が、オーバステアが増大する方向にあるとき、旋回
内輪側に付与される予圧制御を禁止することを特徴とす
る請求項１に記載の車両挙動制御装置。