JP2004000005U6 - 車両用ブレーキ圧力制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】理想的なブレーキ力分配を達成することである。。
【解決手段】ブレーキをかけたときに後軸ブレーキ圧力が，最も遅い後輪が最も速い前輪よりあらかじめ与えられた小さな値ΔＶｓだけより遅く走行するように制御されるところの車両用ブレーキ力制御装置が記載されている。これにより最適なブレーキ力分配が達成される。
【選択図】図１

Description

本考案は車両用ブレーキ圧力制御装置に関するものである。

通常の車両のブレーキ力分配は前軸および後軸のブレーキ力の間の関係に関するものである。
この関係は，ドライバが１つのブレーキペダルで両方の軸のブレーキをかけるのでドライバにより影響されるものではなく，したがって車両ブレーキの設計の際にはブレーキ力分配が完全に目的に合わせて決定されなければならない。

理想的なブレーキ力分配の目的は，一方では（動的軸荷重に対して）前軸および後軸に対して同じ強さでブレーキをかけることにあり，他方ではカーブでブレーキをかける場合にニュートラルな走行関係が得られるように分配を選択することにある。この場合ニュートラルの走行関係を得る目的は同じ大きさのブレーキをかけることの目的よりも優先する。

「動的軸荷重に対して」前軸と後軸とに対して同じ大きさのブレーキをかけることは直線走行の場合には得ることが可能である。カーブ走行の場合（とくにカーブ限界範囲において）走行関係に有利なように後軸のブレーキ力が前軸のブレーキより小さく選択されなければならない。

その理由は，軸荷重移動にもかかわらず車両重心に遠心力が作用し，したがって後軸が前軸よりも動的軸荷重に対してより高い側部案内力を伝達しなければならないということにある。このより高い側部案内力はより小さいブレーキにより達成される。

前軸と後軸との間の理想的なブレーキ力分配は次の因子に依存している：
−（それぞれの荷重状態における）静的荷重分布および重心点の位置
−車両の走行方向減速度
−車両の横方向加速度
−エンジントルク
−上り勾配／下り勾配
通常のブレーキ決定の際にはブレーキ力分配はこれらの因子とは無関係であり；そのブレーキ力分配は前軸と後軸との間の固定した関係から決まりしたがって前軸と後軸とで同じ油圧が異なる大きさのブレーキを与えることにより実現される。

ブレーキ力分配は法規に準じて，後軸ができるだけ前軸より前にブロックすることがないように選択される。この要求は，後軸にあまりにも強いブレーキがかけられるとカーブでブレーキをかけた場合に車両は不安定となりすなわち車両は横滑りを起こすからである。

通常のブレーキ力分配の欠点は次の点にある：
−前輪がブロックされない限りないしはＡＢＳ制御の場合（とくに荷重が重い車両の場合）制動距離が長くなること
−前輪ブレーキの負荷が大きくなること（ライニングの摩耗），大きなブレーキを必要とすること
−前輪のブレーキが高くなることによりかじ取性が制限されること
−下記の要因の作用の際に不安定カーブブレーキ関係の可能性があること：
−エンジントルク
−下り坂走行
−高い減速度（通常の分配を有する理想的な交点の上部）
−後軸ブレーキが高くなるように設計されたブレーキ力分配（それにもかかわらず直線走行の場合法規で要求される分配は充足可能である！）
−ブレーキライニング／ブレーキディスクの間の摩擦係数の公差
−ブレーキ装置における変化（加熱した前輪ブレーキ，いわゆるフェーディング）

車両の場合に理想的なブレーキ力分配が強く車両走行方向減速度に依存するならば，通常後軸圧力限界器または低減器が使用される。
車両において理想的なブレーキ力分配がさらに強く荷重状態に依存するのであるならば，通常荷重依存の後軸圧力低減器または限界器が使用される。

これらの限界器ないし低減器は多くの車両に対して明らかに必要であるが，これらは原理的にカーブにおいてブレーキをかけた場合安定性を損なう（通常の固定決定に比較して，また折れてない直線に対しても）。

他の問題点は，圧力低減器および圧力限界器がエラーによってその機能を変えることがあるということにあり，この場合このエラーはドライバにより気付かれることがない（点検中においてもこの機能は検出されない）。

本考案の場合，最も遅い後輪が最も速い前輪より僅かに遅く走行するように後軸の圧力が制御される。したがって直線走行の場合高い後軸ブレーキが保証される。カーブ走行の場合円運動および（左−右への）車輪荷重移動のために後軸がこの制御により前軸よりも僅かに小さくブレーキがかけられる。

本考案はエレクトロニックによるブレーキ力分配制御の具体的な方法を説明しているが，この場合基本装置においてもっぱら車輪速度センサおよび後軸ないしは前軸の圧力センサがもっぱら必要とされる。

図面により本考案の実施例を説明する。

図１に示す油圧ブロック回路図は主ブレーキシリンダ１を示し，該主ブレーキシリンダ１を介して導管２および３に接続された前輪ブレーキが直接作動される。弁４はＡＢＳの入口弁でありまた弁５はＡＢＳの出口弁であってさらにポンプ６は戻しポンプとして働く。

電磁弁７はブレーキをかけた場合に後軸ブレーキ回路を主ブレーキシリンダから遮断し，他の電磁弁８は圧力上昇のために圧力発生器９（モータ付ポンプ，圧力室および過圧弁）を１０ａおよび１０ｂを介して接続された後軸ブレーキに接続する。入口弁１１および１２ならびに出口弁１３はアンチスキッド制御およびＡＳＲのために使用される。出口弁１３はまた本考案による圧力制御にも使用される。圧力センサ１４および１５により種々の圧力（ＰＶＡ，ＰＨＡ）が測定される。

図２において前輪２１および２２のブレーキはＡＢＳ入口弁２４および２５を介してブレーキ装置２６の主ブレーキシリンダに接続されている。両方の入口弁２４および２５に出口弁２７および２８が付属され，該出口弁２７および２８はＡＢＳの場合に貯蔵室２９に時々圧力を供給する。

それの入口の前および出口の後に逆止弁を備えてＡＢＳの場合に運転される自給式戻しポンプ３０は圧力室３１および絞り位置３２を介して圧力媒体をブレーキ回路に戻す。絞り位置は圧力制限弁３３と並列に設けられている。

ほぼ全く同様に駆動後輪４１および４２に付属の油圧回路が構成されており，該油圧回路はブレーキ装置２６の第２の主ブレーキ回路に接続されている。しかしながらここではさらに切替弁４３および負荷弁４４が設けられている。

ＡＳＲの場合に弁４３および４４が切り替えられ，ポンプ３０が起動してブレーキ圧力を発生する。車輪４１および４２におけるブレーキ圧力は弁２４′ないし２８′により調節される。この場合圧力を上昇するために弁４３および４４が図示されてない位置になければならない。戻しポンプ３０′および弁４３および４４は本考案による圧力変化を行う場合にも利用される。この場合にも圧力センサ４５および４６が設けられている。

図３は，対角方向に配置された車輪５１および５２ないしは５３および５４のブレーキがそれぞれ１つのブレーキ回路に所属するという点で図２とは異なっている。この場合もまた，駆動軸（たとえば車輪５２および５３を有する後軸）の最初に滑り回転傾向を示す車輪のブレーキ圧力が切替弁５５および負荷弁５６を用いて調節される。

本考案による後輪圧力の制御の場合に，この場合には両方のポンプ，両方の切替弁５５および両方の負荷弁５６が同期して作動されなければならない。この場合も後に示すのと同様に，圧力センサ５７ないし５９が必要となる。

図２の装置に対しては次のことが適用される：
ブレーキをかける最初には，切替弁が閉じられ，ポンプが起動しおよび負荷弁は開かれる。希望の圧力ＰＨＡが到達されるやいなや，負荷弁が再び閉じられるかまたはポンプが停止されるかのいずれかが行われる。圧力が再び低下される（ドライバの希望のブレーキが解放される）と，希望の圧力が再び到達されるまで切替弁は開かれる。カーブ走行のために圧力が低下されなければならない場合，後軸出口弁が開かれかつ入口弁が閉じられる。

排出された容積は，ポンプが運転しないかぎり貯蔵室により受け入れられる。続いて行われる直線走行によりこの容量が再び圧力上昇のために必要とされる場合，この容量が貯蔵室から取り出し得るかぎりにおいてポンプが再び起動され負荷弁は閉じられる。しかしながら図３の場合には，両方のブレーキ回路において同様のことが行われる。図２および図３の装置は次の利点を有する：
−ＡＳＲシリーズからなる簡単な油圧装置
−車両ブレーキ装置において変更の必要なし
−ＡＢＳ遮断の場合安定な車両状況を保証する元のブレーキ力分配が作動する
−記載の制御原理により軽くされたペダルアクション
図４には制御回路のブロック回路図が示されている。これは本質的に，最も速い前輪と最も遅い後輪との間の検知された回転数差を所定の目標値に調節することを課題とする車輪速度制御回路と，および後軸における計算された目標圧力（車輪速度制御装置の設定値）を調節する基礎となる圧力制御回路と，からなる。

図４においてブレーキペダル６０が示されており，該ブレーキペダル６０は前軸のブレーキ６１に直接圧力を加える。ブレーキがかけられた前輪のうちより速い車輪が選択される。差形成器６３において最も速い前輪と選択された最も遅い後輪との速度差が形成され；この差ΔＶが差形成器６４において目標値ΔＶ_Sと比較される。目標信号との比較結果は車輪速度制御器６５に供給され，該車輪速度制御器はこれから目標圧力を発生する。目標圧力とおよび後輪のブレーキにおいて支配している圧力ｐｈａとの差は差形成器６６において比較され，この場合比較結果は圧力制御器６７に供給され，該圧力制御器６７はこれから後輪の電磁弁（１つまたは複数）６８のための制御信号を発生する。これにより得られた制御圧力はブレーキを介して後輪７０に作用する。

図４においては，後軸圧力がフル荷重がかかっている車両に対するブレーキ力分配の理想抛物線（ブロック７１）により制限される（後軸ブレーキ圧力は曲線の下側になければならない）ことがさらに示されている。

図５は詳細に記載した実施例を示す。測定値は破線で描いた導線により示されている。
ここにＡＢＳがブロック１００で示されている。その下に，前軸用の弁のパルス幅変調器１０１ａ，電磁弁１０２ａ，ブレーキ１０３ａおよび車輪１０４ａとおよび後軸用の対応するブロック１０１ｂ，１０２ｂ，１０３ｂ，１０４ｂが示されている。圧力調節はＡＢＳ制御の場合のみ前軸において問題となる。スイッチ装置１０５は監視ブロック１０６により制御され，該監視ブロック１０６はＡＢＳの場合を通常のブレーキの場合から区別しかつこのとき切替スイッチ１０５を作動する。

この場合も同様に測定された車輪速度からＰＴ１フィルタ（低域フィルタ）を介して最も速い前輪と最も遅い後輪との間の差が求められる（比較器８０）。注目される部分ブレーキ領域内においては前軸において圧力調節が行われず，したがって前輪速度は後輪速度に対する基準値として利用できるので，この場合両方の前輪はきびしいフィルタにかけられる。
このようにして形成されたこの値ΔＶは他の比較器８１においてそれぞれの走行状況に応じて得られる目標値ΔＶｓと比較され，その偏差ΔΔＶが車輪速度制御増幅器８２に供給される。これは実質的に次の数式１の形式の比例積分伝達関係を有する：

ここでＰｓ（ｋ）は目標圧力を，Ｐｈａは後軸ブレーキ圧力を，ｋｐおよびｋｉは定数（たとえばｋｐ≒１・１０²ないし１０³ｂａｒ／（ｍ／ｓ），ｋｉはほぼ０または０）を示す。

外乱状況を改善するために，系の状態に応じてそれぞれ種々の微分項が考慮される。この場合４つの状態に分類される（図６ａおよび６ｂ参照）。
１）たとえば外乱（氷路盤）により，存在するΔＶが目標値ΔＶｓからきわめて迅速に離れる（すなわちΔＶ（ｋ）−ΔＶ（ｋ−１）が存在するしきい値ΔΔＶ−ｍａｘを超える）とき，過去のサイクルと現在のサイクルとの間にΔＶの増加に比例した追加の圧力低下が行われる（Ｚ１）。

２）存在するΔＶが目標値にきわめて迅速に近づく（すなわち該当する車輪がきわめて迅速に再び安定して走行する）とき（Ｚ２）または
３）むしろきわめて迅速に目標値を超えてしまったとき，過去のサイクルと現在のサイクルとの間のΔＶの減少に比例してさらに圧力増加が行われる。

４）存在するΔＶが目標値ΔＶｓから小さな値の範囲内に近づいたとき（Ｚ４），微分項は考慮されない。
したがって状態に依存する次の数式２の制御法則が得られる：

ここで系ｋ_Dは微分項に対する制御増幅係数である。ただし，
ΔΔＶ′＜ΔΔＶｍａｘに対しては ｋ_D＝ｋ_Dａｕｆ（＞０），
（ΔΔＶ′＞ΔΔＶｍａｘ）∧（ΔΔＶ＞０）に対してはｋ_D＝ｋ_Dａｂ（＜０），
（ΔΔＶ′＜ΔΔＶｍａｘ）∨［（ΔΔＶ＜０）∧（ΔΔＶ＞０）］に対してはｋ_D＝０，
ΔΔＶ′＝ΔＶ（ｋ）−ΔＶ（ｋ−１）である。

修正要素８３内においてその瞬間の区間増幅に対応する制御増幅が適用される。さらに識別要素８４においてブレーキ＋車輪の数式３に示す区間の増幅

が数式４の状態依存フィルタ係数を有するＰＴ１フィルタ

ここでｆｉｌ＝重み係数（平均的後軸圧力変化の範囲における）
により数式５：

に従って評価される。
車輪速度調節器８２の修正された出力信号Ｐｓ−ｋｏｒｒは次に圧力調節回路（図４の６６−６８；図５の８５−８８および１０１ｂ，１０２ｂ）に供給され，該圧力制御回路において測定された後軸圧力がこのＰｓ−ｋｏｒｒに設定される。制御された後軸圧力ｐ−ｈａはここで後輪ブレーキ，後輪，タイヤおよび道路の系を含む制御距離に影響を与える。

両方の後輪速度は距離の出力値を形成する。前記のように，より遅い後輪の測定された車輪速度信号がより速い前輪の測定された車輪速度信号と比較されかつその偏差が比較器８１に供給される。

測定された前軸圧力ｐ−ｖａ（センサ４，４６ないし５７）からブロック８９において数式６の関係に従って

直線ブレーキに対する最適ブレーキ力分配とおよび荷重がかかっている車両とに応じて車輪速度制御器内で得られる後軸目標圧力ｐ−ｓ，ｋｏｒｒが得られる。ここで
Ｇ：車両重量（荷重のかかった車両）
ψ：静的後軸負荷部分 Ｇ ｈａ／Ｇ Ｆｚ
Ｃｓｔｖａ：ブレーキ特性値，前軸
Ｃｓｔｈａ：ブレーキ特性値，後軸
Ｋｏｎｓｔ．１＝ｒ_dyn,HA／（２・Ａ_HA・ｒ_HA・η_HA）
Ｋｏｎｓｔ．２＝Ａ_va・ｒ_va・２η_va／（χ・ｒ_dyn,va）
Ｋｏｎｓｔ．３＝Ｋｏｎｓｔ．２・χ
ここで：
ｒ_dyn,HA：後輪の動的タイヤ半径
ｒ_dyn,VA：前輪の動的タイヤ半径
Ａ_HA：後輪の車輪シリンダ表面積
Ａ_VA：前輪の車輪シリンダ表面積
ｒ_HA：後輪ブレーキの有効摩擦半径
ｒ_VA：前輪ブレーキの有効摩擦半径
η_HA：後輪ブレーキの効率
η_VA：前輪ブレーキの効率
χ：車輪静止状態の重心高さ
上記の制限を用いて，たいていのブレーキ状況における約０．２ｍ／ｓの固定目標値にΔＶを制限した場合ニュートラルの走行状況が得られ；直線ブレーキの場合理想的なブレーキ力分配（標準抛物線）に応じて後軸圧力が制御されかつそれに基づく道路の外乱（ΔＶがシフトし制御偏差が発生）がある場合圧力は短時間に低下される（これを図７が示す）。カーブブレーキ力（大きな半径）の場合後軸圧力は標準抛物線圧力に対してより低い圧力レベルに常に調節され，したがって同時にニュートラルの走行関係が得られる（これを図８が示す）。しかしながら，きついカーブの場合対応ΔＶ変化に対する後軸圧力低下の影響はきわめて小さく；この結果このような状況において円運動に基づいて得られる大きなΔＶはこのように大きな後軸圧力低下の際でももはや固定の目標値に制御させることがなくなり，これにより車両は圧力のない後軸ブレーキ力に基づき制御不足の走行状況を示す。

きついカーブの場合におけるこの問題点に対しては次の解決方法がある：
１）車両速度および（ブロック９４からの）評価された「きついカーブ」とに依存する後軸最小圧力ｐ−ｍｉｎ（ブロック９３）であって後軸目標圧力ｐｓ−ｋｏｒｒがそれを下回ってはならない（図９参照）ところの後軸最小圧力ｐ−ｍｉｎをあらかじめ与えること；速度が大きい場合およびカーブ半径が大きい場合にはｐ−ｍｉｎは作用せず，したがってこの場合は後軸圧力が安定しているのでその結果車輪安定性も得られ短時間に０まで低下させることができる。

２）ΔＶ−ｓｏｌｌを車両速度Ｖｒｅｆに適合させるかないしは車両速度および圧力信号から計算された値たとえば（ブロック９２内で）Ｋｒに適合させること。
上記および下記によるこれらの制限は制限ブロック９０内で得られる。

１）に関して
ＡＢＳ制御器１００において得られるところの個々の車輪に対する車両速度のための評価値を示す基準速度Ｖｒｅｆは数式７による車両速度の評価のためにブロック９１に供給される。

この場合車両速度は圧力信号により監視されかつ数式８による「きついカーブ」の評価のために利用される。

ここでｓｗは前軸における車両の車輪間隔，ΔＶ_LRは基準速度との前輪の速度差および後輪の速度差の関数である。

両方の評価値Ｖ−ＦＺおよびｋｒはブロック９３に供給され，ブロック９３は後軸目標圧力のための下限圧力として出力値としてのｐ−ｍｉｎを発生する。
この場合数式１０の関係が成り立つ：

ここで定数Ｋｏｎｓｔ．１，Ｋｏｎｓｔ．２，Ｋｏｎｓｔ．３およびＫｏｎｓｔ．４は走行試行において求められ，しかもきついカーブにおいてはｐ−ｍｉｎは約ｐ−ｖａレベルをとるということを考慮している（図９）（たとえばＫｏｎｓｔ．１＝２０［ｍ］，Ｋｏｎｓｔ．２＝１［ｍ／ｓ］，Ｋｏｎｓｔ．３＝１［ｍ／ｓ］，Ｋｏｎｓｔ．４＝０）。

２）に関して
特定の速度Ｖｇｒｅｎｚを下回る場合，目標値過程はクリティカルなカーブブレーキ（すなわちきついカーブをより速い速度で走行する場合）に対してのみしかこの特定走行Ｖｇｒｅｎｚが超えられないようなｖ−ＦＺの関数として与えられる（図１０）。

基礎となる圧力制御回路において，存在する後軸圧力は車輪速度制御器において得られる標準圧力ｐ−ｋｏｒｒに制御される。さらに測定された後軸圧力ｐ−ｈａは比較器９１内において計算目標圧力ｐ−ｋｏｒｒと比較されかつこの差は比例積分伝達関係を有している圧力制御器８５に供給される。

制御範囲はここでは後軸弁要素を含む。ブレーキ装置の圧力−容積特性曲線に応じて特定の弁制御時間の場合に得られる圧力変化はブレーキシリンダそれ自身内の圧力レベルおよび温度に依存するので，この圧力勾配は識別要素９５内で数式１１の関係により得られる：

この場合異なる圧力変化速度が作用するのでここでは圧力の上昇および圧力の低下の間を区別しなければならない。上記の式により得られる距離増幅は圧力制御器８５の比例増幅に対する逆数として使用される（増幅修正ブロック８６）。したがって圧力制御器の制御法則は次の数式１２の形式を有する：

圧力上昇および圧力低下に対してそれぞれ適用される（評価ブロック８７からの）弁応答時間ｔｐ，ｔｍは加算器８８内で，計算された純弁制御時間へ加えることによって考慮される。

弁応答時間はブロック８７において（強い）フィルタ１．順位を介して数式１３の関係に従って評価されかつ計算される（ｋｔｐおよびｋｔｍは１ないし５の範囲内である）。

この場合ｋｔｐおよびｋｔｍは増幅係数であり，この増幅係数は走行試行中に圧力制御器の良好な案内関係に関して設定されている。弁応答時間のこの計算は，弁応答時間においておよび（たとえば「弁の劣化」により）時間的に変化する応答時間においてばらつきが考慮されかつそれに応じて修正されるという実質的な利点をもたらす。

スイッチ１０５を介して，後軸に対する本考案による圧力制御装置とＡＢＳ制御装置との間の切替えが行われる。この場合に次の移行論理が適用される：
部分ブレーキ領域においてすなわち前輪がまだＡＢＳ応答しきい値に到達しなかったとき，後軸は本考案により制御される。

ＡＢＳ制御に移行するための条件は次のとおりである：
１つの前輪が既にＡＢＳ制御にありまた他の前輪もまた既に特定のフィルタ時間圧力低下を要求したときにはじめて切り替えられる。

ＡＢＳから出るための条件は次のとおりである：
前輪の計算された弁応答時間が特定の時間経過後最大開放時間（≒サイクル時間；この場合２０ｍｓ）を超えるか（すなわち事前圧力が低すぎる）かまたは両方の前輪が特定の最小速度を下回ったときに，リセットされる。

部分ブレーキ領域においてばかりでなくＡＢＳの場合においてもまたそれぞれの移行の間においても，とくに常に両方のアルゴリズムが実行される（ＡＢＳおよび圧力制御）。このとき上記の論理に応じて適当な弁制御時間が，ＡＢＳ制御器内で計算されたかまたは圧力制御器内で計算された値と共に弁駆動装置の制御に導入される。

ｐ−ｓｏｌｌ，ｈａはＡＢＳ運転においても後軸圧力を制限する。

本考案を実行するのに適した油圧ブロック回路図である。 本考案の実行を可能にする１つの油圧ブロック回路図である。 本考案の実行を可能にする他の油圧ブロック回路図である。 本考案を含む制御回路図である。 本考案および多数の変更態様の実行を含むきわめて総括的な制御回路図である。 説明図である。 説明図である。 説明図である。 説明図である。 説明図である。

符号の説明

１ 主ブレーキシリンダ
２，３ 前軸ブレーキへの導管
４；２４，２５，２４′，２５′ ＡＢＳ用入口弁
５；２７，２８，２７′，２８′ ＡＢＳ用出口弁
６；３０，３０′ 戻しポンプ
７，８ 電磁弁
９ 圧力発生器
１０ａ，１０ｂ 後軸ブレーキへの導管
１１，１２ ＡＢＳおよびＡＳＲ用入口弁
１３ ＡＢＳおよびＡＳＲ用出口弁
１４，１５；４５，４６；５７，５８，５９ 圧力センサ
２１，２２；５２，５３ 前輪
２６ ブレーキ装置
２９ 貯蔵室
３１ 圧力室
３２ 絞り位置
３３ 圧力制御弁
４１，４２；５１，５４ 後輪
４３；５５ 切替弁
４４；５６ 負荷弁
６０ ブレーキペダル
６１ 前輪ブレーキ
６２ 高速前輪選択器
６３，６４，６６ 差形成器
６５ 車輪速度制御器
６７ 圧力制御器
６８ 電磁弁
６９ 後輪ブレーキ
７１ 理想抛物線
８０，８１，９１ 比較器
８２ 車輪速度制御増幅器
８３ 修正要素
８４ 識別要素
８５−８７ 圧力制御器
８８ 加算器
８９ 後輪目標圧力上限制限器
９０ 制限ブロック
９２ ｋｒの評価ブロック
９３ 後軸最小圧力決定ブロック
９４ きついカーブの評価ブロック
１００ ＡＢＳ
１０１ａ 前軸のパルス幅変調器
１０１ｂ 後軸のパルス幅変調器
１０２ａ 前軸の電磁弁
１０２ｂ 後軸の電磁弁
１０３ａ 前軸のブレーキ
１０３ｂ 後軸のブレーキ
１０４ａ 前軸の車輪
１０４ｂ 後軸の車輪
ｂｍ−ｆ 圧力低下用評価距離増幅
ｂｍ−ｆ，ΔＶ 圧力低下用評価距離増幅（車輪速度制御）
ｂｐ−ｆ 圧力上昇用評価距離増幅（圧力制御）
ｂｐ−ｆ，ΔＶ 圧力上昇用評価距離増幅（車輪速度制御）
Ｃ−ｓｔ，ｈａ ブレーキ特性値，後軸
Ｃ−ｓｔ，ｖａ ブレーキ特性値，前軸
ｆｉｌ フィルタ係数
ｆｉｌ−ｔｍ 弁応答時間の評価のためのフィルタ係数（圧力低下）
ｆｉｌ−ｔｐ 弁応答時間の評価のためのフィルタ係数（圧力上昇）
Ｇ 車両速度
ＨＡ 後軸
ＨＲ 後輪
Ｋ 時間指数
Ｋ_D：Ｋ_Dａｕｆ 制御器増幅係数
Ｋ_Dａｂ 制御器増幅係数
Ｋｉ 制御器増幅係数
Ｋｐ 制御器増幅係数
Ｋｓ 距離増幅
ｋｔｍ 弁応答時間計算のための増幅係数（圧力低下）
ｋｔｐ 弁応答時間係数のための増幅係数（圧力上昇）
ｋｒ 評価された「きついカーブ」
ｐ 圧力
ｐ−ｈａ 後軸圧力
ｐ−ｈａ，ｆ フィルタリングされた後軸圧力
ｐ−ｍｉｎ 後軸最小圧力（目標値限界）
ｐ−ｓｏｌｌ 目標圧力
ｐ−ｓｏｌｌ，ｈａ （直線走行および荷重のある車両用）最適ブレーキ力分配に応じた後軸用標準抛物線圧力
ｐ−ｓｏｌｌ，ｋｏｒｒ 車輪速度制御器の修正信号
ｔｍ 弁応答時間（圧力低下）
ｔｐ 弁応答時間（圧力上昇）
ｕｋ （純）弁制御時間
ｕｋ−ｋｏｒｒ 応答時間だけ修正された弁制御時間
ｖ 速度
ｖｒｅｆ 基準速度（個々の車輪）
ｖ−ｆｚ 評価された車両速度
ＶＡ 前軸
ＶＲ 前輪
Ｚ１，Ｚ２，Ｚ３，Ｚ４， 系の状態
Δｖ 最も速い前輪と最も遅い後輪との間の速度差
ΔＶ−ｓｏｌｌ Δｖの目標値
ΔΔｖ ΔｖとΔＶ−ｓｏｌｌとの間の差
ΔΔｖ 実際のΔΔｖ（ｋ）と過去のΔΔｖ（ｋ−１）との間の差
ΔΔＶ−ｍａｘ 車輪速度制御器における差の部分のしきい値
ρ （状態に依存した）フィルタ係数
ψ 静的後軸荷重部分

ここでＰｓ（ｋ）は目標圧力を，Ｐ _ha は後軸ブレーキ圧力を，ｋｐおよびｋｉは定数（たとえばｋｐ≒１・１０²ないし１０³ｂａｒ／（ｍ／ｓ），ｋｉはほぼ０または０）を示す。

に従って評価される。
車輪速度調節器８２の修正された出力信号ｐ _s,korr は次に圧力調節回路（図４の６６−６８；図５の８５−８８および１０１ｂ，１０２ｂ）に供給され，該圧力制御回路において測定された後軸圧力がこのｐ _s,korr に設定される。制御された後軸圧力Ｐ _ha はここで後輪ブレーキ，後輪，タイヤおよび道路の系を含む制御距離に影響を与える。

測定された前軸圧力ｐ−ｖａ（センサ４，４６ないし５７）からブロック８９において数式６の関係に従ってP _s,ha が得られる。

これは直線ブレーキおよび荷重がかかっている車両に対する最適ブレーキ力分配に応じた圧力であり車輪速度制御器内で得られる後軸目標圧力ｐ _s,korr が得られる。ここで
Ｇ：車両重量（荷重のかかった車両）
ψ：静的後軸負荷部分 Ｇ ｈａ／Ｇ Ｆｚ
Ｃｓｔｖａ：ブレーキ特性値，前軸
Ｃｓｔｈａ：ブレーキ特性値，後軸
Ｋｏｎｓｔ．１＝ｒ_dyn,HA／（２・Ａ_HA・ｒ_HA・η_HA）
Ｋｏｎｓｔ．２＝Ａ_va・ｒ_va・２η_va／（χ・ｒ_dyn,va）
Ｋｏｎｓｔ．３＝Ｋｏｎｓｔ．２・χ
ここで：
ｒ_dyn,HA：後輪の動的タイヤ半径
ｒ_dyn,VA：前輪の動的タイヤ半径
Ａ_HA：後輪の車輪シリンダ表面積
Ａ_VA：前輪の車輪シリンダ表面積
ｒ_HA：後輪ブレーキの有効摩擦半径
ｒ_VA：前輪ブレーキの有効摩擦半径
η_HA：後輪ブレーキの効率
η_VA：前輪ブレーキの効率
χ：車輪静止状態の重心高さ
上記の制限を用いて，たいていのブレーキ状況における約０．２ｍ／ｓの固定目標値にΔＶを制限した場合ニュートラルの走行状況が得られ；直線ブレーキの場合理想的なブレーキ力分配（標準抛物線）に応じて後軸圧力が制御されかつそれに基づく道路の外乱（ΔＶがシフトし制御偏差が発生）がある場合圧力は短時間に低下される（これを図７が示す）。カーブブレーキ力（大きな半径）の場合後軸圧力は標準抛物線圧力に対してより低い圧力レベルに常に調節され，したがって同時にニュートラルの走行関係が得られる（これを図８が示す）。しかしながら，きついカーブの場合対応ΔＶ変化に対する後軸圧力低下の影響はきわめて小さく；この結果このような状況において円運動に基づいて得られる大きなΔＶはこのように大きな後軸圧力低下の際でももはや固定の目標値に制御させることがなくなり，これにより車両は圧力のない後軸ブレーキ力に基づき制御不足の走行状況を示す。

きついカーブの場合におけるこの問題点に対しては次の解決方法がある：
１）車両速度および（ブロック９４からの）評価された「きついカーブ」とに依存する後軸最小圧力ｐ−ｍｉｎ（ブロック９３）であって後軸目標圧力ｐ _s,korr がそれを下回ってはならない（図９参照）ところの後軸最小圧力ｐ−ｍｉｎをあらかじめ与えること；速度が大きい場合およびカーブ半径が大きい場合にはｐ−ｍｉｎは作用せず，したがってこの場合は後軸圧力が安定しているのでその結果車輪安定性も得られ短時間に０まで低下させることができる。

２）ΔＶｓを車両速度Ｖｒｅｆに適合させるかないしは車両速度および圧力信号から計算された値たとえば（ブロック９２内で）ｋｒに適合させること。
上記および下記によるこれらの制限は制限ブロック９０内で得られる。

両方の評価値Ｖ _FZ およびｋｒはブロック９３に供給され，ブロック９３は後軸目標圧力のための下限圧力として出力値としてのｐ−ｍｉｎを発生する。
この場合数式１０の関係が成り立つ：

２）に関して
特定の速度Ｖｇｒｅｎｚを下回る場合，目標値過程はクリティカルなカーブブレーキ（すなわちきついカーブをより速い速度で走行する場合）に対してのみしかこの特定走行Ｖｇｒｅｎｚが超えられないようなＶ _FZ の関数として与えられる（図１０）。

基礎となる圧力制御回路において，存在する後軸圧力は車輪速度制御器において得られる標準圧力ｐ _s,korr に制御される。さらに測定された後軸圧力Ｐ _ha は比較器９１内において計算目標圧力ｐ _s,korr と比較されかつこの差は比例積分伝達関係を有している圧力制御器８５に供給される。

ｐ _s,ha はＡＢＳ運転においても後軸圧力を制限する。

１ 主ブレーキシリンダ
２，３ 前軸ブレーキへの導管
４；２４，２５，２４′，２５′ ＡＢＳ用入口弁
５；２７，２８，２７′，２８′ ＡＢＳ用出口弁
６；３０，３０′ 戻しポンプ
７，８ 電磁弁
９ 圧力発生器
１０ａ，１０ｂ 後軸ブレーキへの導管
１１，１２ ＡＢＳおよびＡＳＲ用入口弁
１３ ＡＢＳおよびＡＳＲ用出口弁
１４，１５；４５，４６；５７，５８，５９ 圧力センサ
２１，２２；５２，５３ 前輪
２６ ブレーキ装置
２９ 貯蔵室
３１ 圧力室
３２ 絞り位置
３３ 圧力制御弁
４１，４２；５１，５４ 後輪
４３；５５ 切替弁
４４；５６ 負荷弁
６０ ブレーキペダル
６１ 前輪ブレーキ
６２ 高速前輪選択器
６３，６４，６６ 差形成器
６５ 車輪速度制御器
６７ 圧力制御器
６８ 電磁弁
６９ 後輪ブレーキ
７１ 理想抛物線
８０，８１，９１ 比較器
８２ 車輪速度制御増幅器
８３ 修正要素
８４ 識別要素
８５−８７ 圧力制御器
８８ 加算器
８９ 後輪目標圧力上限制限器
９０ 制限ブロック
９２ ｋｒの評価ブロック
９３ 後軸最小圧力決定ブロック
９４ きついカーブの評価ブロック
１００ ＡＢＳ
１０１ａ 前軸のパルス幅変調器
１０１ｂ 後軸のパルス幅変調器
１０２ａ 前軸の電磁弁
１０２ｂ 後軸の電磁弁
１０３ａ 前軸のブレーキ
１０３ｂ 後軸のブレーキ
１０４ａ 前軸の車輪
１０４ｂ 後軸の車輪
ｂｍ−ｆ 圧力低下用評価距離増幅
ｂｍ−ｆ，ΔＶ 圧力低下用評価距離増幅（車輪速度制御）
ｂｐ−ｆ 圧力上昇用評価距離増幅（圧力制御）
ｂｐ−ｆ，ΔＶ 圧力上昇用評価距離増幅（車輪速度制御）
Ｃ−ｓｔ，ｈａ ブレーキ特性値，後軸
Ｃ−ｓｔ，ｖａ ブレーキ特性値，前軸
ｆｉｌ フィルタ係数
ｆｉｌ−ｔｍ 弁応答時間の評価のためのフィルタ係数（圧力低下）
ｆｉｌ−ｔｐ 弁応答時間の評価のためのフィルタ係数（圧力上昇）
Ｇ 車両速度
ＨＡ 後軸
ＨＲ 後輪
Ｋ 時間指数
Ｋ_D：Ｋ_Dａｕｆ 制御器増幅係数
Ｋ_Dａｂ 制御器増幅係数
Ｋｉ 制御器増幅係数
Ｋｐ 制御器増幅係数
Ｋｓ 距離増幅
ｋｔｍ 弁応答時間計算のための増幅係数（圧力低下）
ｋｔｐ 弁応答時間係数のための増幅係数（圧力上昇）
ｋｒ 評価された「きついカーブ」
ｐ 圧力
Ｐ _ha 後軸圧力
ｐ−ｈａ，ｆ フィルタリングされた後軸圧力
ｐ−ｍｉｎ 後軸最小圧力（目標値限界）
ｐｓ 目標圧力
ｐ _s,ha （直線走行および荷重のある車両用）最適ブレーキ力分配に応じた後軸用標準抛物線圧力
ｐ _s,korr 車輪速度制御器の修正信号
ｔｍ 弁応答時間（圧力低下）
ｔｐ 弁応答時間（圧力上昇）
ｕｋ （純）弁制御時間
ｕｋ−ｋｏｒｒ 応答時間だけ修正された弁制御時間
ｖ 速度
ｖｒｅｆ 基準速度（個々の車輪）
Ｖ _FZ 評価された車両速度
ＶＡ 前軸
ＶＲ 前輪
Ｚ１，Ｚ２，Ｚ３，Ｚ４， 系の状態
ΔＶ 最も速い前輪と最も遅い後輪との間の速度差
ΔＶｓ ΔＶの目標値
ΔΔＶ ΔＶとΔＶｓとの間の差
ΔΔＶ´ 実際のΔΔＶ（ｋ）と過去のΔΔＶ（ｋ−１）との間の差
ΔΔＶ−ｍａｘ 車輪速度制御器における差の部分のしきい値
ρ （状態に依存した）フィルタ係数
ψ 静的後軸荷重部分

Claims (7)

1. 車輪速度を示す２つの前輪（２１、２２）を有する前軸と、車輪速度を示す２つの後輪（４１、４２）を有する後軸と、各車輪のブレーキ（１０３ａ、１０３ｂ）とを有する車両用ブレーキ圧力制御装置において、
   より速い前輪を含む前輪の速度を求める手段（６５）と、
   より遅い後輪を含む後輪の速度を求める手段（６５）と、
   ブレーキ圧力を発生するブレーキ手段（６１、６９）と、
   前記前輪及び前記後輪のそれぞれのブレーキにおけるブレーキ圧力を制御するアンチロックブレーキシステム（ＡＢＳ）手段（１００）であって、ＡＢＳ入口弁手段（２４、２５）及びＡＢＳ出口弁手段（２７、２８）からなるアンチロックブレーキシステム手段（１００）と、
   前記ブレーキ手段から、各前輪におけるブレーキ及び各後輪におけるブレーキへ、直接、ブレーキ圧力を提供する手段（６０、６１、６６、６８）と、
   前記より遅い後輪が前記より速い前輪より所定の速度（ΔＶ_S）だけ遅く駆動するように各後輪におけるブレーキに対するブレーキ圧力を制御する手段（６３、６４、６５）と、
   を有する装置。
2. 前記装置は、更に、前記アンチロックブレーキシステム手段が作動していないときを判別する手段（１０５）を含み、
   前記各後輪におけるブレーキに対するブレーキ圧力を制御する手段は、
   前記アンチロックブレーキシステム手段が作動していないときに、前記後輪におけるブレーキを前記ブレーキ手段から遮断する遮断弁手段（４３、４４）と、
   前記後輪における前記ブレーキが前記ブレーキ手段から遮断されているときに、前記後輪の前記ブレーキに対するブレーキ圧力を発生する圧力発生手段（３０’）と、
   前記後輪における前記ブレーキが前記ブレーキ手段から遮断されているときに、前記後輪における前記ブレーキに対するブレーキ圧力を調整する調整弁手段（２４、２５、２７、２８）と
   を備える、請求項１記載のブレーキ圧力制御装置。
3. 前記アンチロックブレーキシステム手段は、更に、前記出口弁手段に連結される戻しポンプ手段（３０）を含み、
   前記圧力発生手段は、前記戻しポンプ手段を含み、
   前記装置は、更に、前記遮断弁手段及び前記調整弁手段を有するアクセレレーション・スキッド・コントロール（ＡＳＲ）手段を含む、請求項２記載のブレーキ圧力制御装置。
4. 前記ブレーキ手段からのブレーキ圧力を提供する手段が、２つのブレーキ回路を含み、各回路が、前記ブレーキ手段を一方の前輪のブレーキ及び対角の位置に配置された後輪のブレーキに接続し、
   各後輪における前記ブレーキに対するブレーキ圧力を制御する手段が、
   前記アンチロックブレーキシステム手段が作動していないときに、各回路において各後輪における前記ブレーキから前記ブレーキ手段を遮断する前記各回路内の遮断弁手段であって、前記ＡＢＳ入口弁手段とは異なる遮断弁手段と、
   前記後輪における前記ブレーキが前記ブレーキ手段から遮断されているときに、前記後輪における前記ブレーキに対するブレーキ圧力を発生する、前記各回路内の圧力発生手段と、
   前記後輪における前記ブレーキが前記ブレーキ手段から遮断されているときに、前記後輪の前記ブレーキに対するブレーキ圧力を調整する調整弁手段と
   を含む、請求項１記載のブレーキ圧力制御装置。
5. 前記アンチロックブレーキシステム手段は、更に、前記各回路内に、前記ＡＢＳ出口弁手段に連結される戻しポンプ手段を含み、
   前記圧力発生手段は前記各回路内の前記戻しポンプ手段を含み、
   前記ブレーキ圧力制御装置は更に、前記遮断弁手段及び前記調整弁手段を有するアクセレレーション・スキッド・コントロール手段を含む、請求項４記載のブレーキ圧力制御装置。
6. 前記ブレーキ圧力制御装置は、更に、前記前輪における前記ブレーキに対するブレーキ圧力を検出する手段と、前記前輪における前記検出されたブレーキ圧力に基づいて、前記後輪の前記ブレーキに対する最大許容ブレーキ圧力を求める手段とを含み、
   前記ブレーキ圧力を制御する手段は、前記後輪における前記ブレーキに対する前記ブレーキ圧力を前記最大許容ブレーキ圧力に制限する、請求項１記載のブレーキ圧力制御装置。
7. 前記ブレーキ圧力制御装置は、更に、前記車輪のうち少なくとも１つの車輪の速度に基づいて車両速度を求める手段と、少なくとも１つの前輪と少なくとも１つの後輪との速度差に基づいてカーブ半径を求める手段と、前記車両速度と前記カーブ半径とに基づいて前記後輪の前記ブレーキに対する最小ブレーキ圧力を求める手段とを含み、
   前記ブレーキ圧力を制御する手段は、前記後輪における前記ブレーキに対する前記ブレーキ圧力を前記最小ブレーキ圧力に制限する、請求項１記載のブレーキ圧力制御装置。

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