JP2712786B2 - 制動力制御装置 - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 この発明は、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。

〔従来の技術〕

従来の制動力制御装置としては、例えば実開昭59-155
264号公報に記載されているように、左右のブレーキ差
圧により車両ヨー特性を制御するものがある。具体的に
は、運転者の操舵角が所定値以上で制動が行われた場合
に、旋回外輪の増圧タイミングを遅らせて制動時の回頭
性を向上させるように制御している。

〔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前輪操
舵及び左右制動力差によって生じるヨーレートが車速に
依存することが考慮されておらず、ヨーレートを適性値
に制御することができないと共に、発生したヨーレート
の過渡的な特性を改善することができないという未解決
の課題があった。

そこで、この発明は、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、ヨーレートを適性値に制御
することができると共に、発生したヨーレートの過渡的
な特性を改善することができる制動力制御装置を提供す
ることを目的としている。

〔課題を解決するための手段〕

上記目的を達成するために、請求項（１）に係る制動
力制御装置は、第１図（ａ）の基本構成図に示すよう
に、車両の操舵状態を検出する操舵状態検出手段と、車
両の前後方向速度を検出する速度検出手段と、前記操舵
状態検出手段及び速度検出手段の検出値に基づいて車両
の目標ヨーレートを設定する目標ヨーレート設定手段
と、前輪及び後輪の少なくとも一方に配設された左右の
制動手段の制動力を独立に制御可能な制動力制御手段
と、前記目標ヨーレート設定手段で設定された目標ヨー
レートを制御対象となる車両で実現するために必要な前
輪及び後輪の少なくとも一方の左右の目標制動力を、少
なくとも前記目標ヨーレート、前記目標ヨーレートの微
分値及び前記操舵状態検出手段の検出値と、予め車両諸
元及び運動方程式によって設定された車両モデルとに基
づく演算により算出する目標制動力算出手段とを有し前
記制動力制御手段は、前記制動手段の制動力を前記目標
制動力算出手段によって算出された目標制動力と一致す
るように制御するようにしている。

また、請求項（２）に係る制動力制御装置は、第１図
（ｂ）の基本構成図に示すように、車両の操舵状態を検
出する操舵状態検出手段と、車両の前後方向速度を検出
する速度検出手段と、４輪の制動手段の制動圧を検出す
る制動圧検出手段と、前記操舵状態検出手段及び速度検
出手段の検出値に基づいて車両の目標ヨーレートを設定
する目標ヨーレート設定手段と、前輪及び後輪の少なく
とも一方に配設された左右の制動手段の制動力を独立に
制御可能な制動力制御手段と、前記目標ヨーレート設定
手段で設定された目標ヨーレートを制御対象となる車両
で実現するために必要な前輪及び後輪の少なくとも一方
の左右の目標制動力を予め車両諸元及び運動方程式によ
って設定された車両モデルに基づく演算により算出する
目標制動力算出手段とを有し、前記目標制動力算出手段
は、車両モデル中の車輪のコーナリングパワーに相当す
る値を前記制動圧検出手段の検出値に応じて変化させ、
且つ前記制動力制御手段は、前記制動手段の制動力を前
記目標制動力算出手段によって算出された目標制動力と
一致するように制御するようにしている。

さらに、請求項（３）に係る制動圧制御装置は、上記
目標制動力算出手段が、制動圧検出手段の検出と荷重移
動に伴う摩擦円半径とに基づいて車両モデル中の車輪の
コーナリングパワーに相当する値を変化させるように構
成されている。

〔作用〕

請求項（１）に係る制動力制御装置においては、目標
ヨーレート設定手段で車両の操舵状態検出値例えば操舵
角検出値と車両の前後方向速度例えば車速とに基づいて
目標ヨーレート_ｒを算出する。このように車速と操舵
角とによって目標ヨーレート_ｒを算出することによ
り、車速に依存性を有する最適な目標ヨーレートを求め
ることができる。そして、目標ヨーレート_ｒと実際に
車両に生じるヨーレートとを一致させるように、目標制
動力算出手段で、少なくとも目標ヨーレート_ｒ、目標
ヨーレート_ｒの微分値_ｒ及び操舵状態検出値と、車
両諸元及び運動方程式によって設定された車両モデルと
に基づく演算を行って左右の制動力制御手段に制動力差
を生じさせる目標制動力を算出する。この目標制動力を
制動力制御手段に供給して、制動手段で発生させる制動
力を目標制動力に一致するように制御することにより、
車両のヨーレートを最適値に制御して車両の操縦安定性
を向上させると共に、過渡的なヨーレート特性を改善す
る。

また、請求項（２）に係る制動力制御装置において
は、上記請求項（１）において、車両の各輪の制動圧を
制動圧検出手段で検出し、目標制動力算出手段で、検出
された制動圧検出値に基づいて車両モデル中のコーナリ
ングパワーに相当する値を演算することにより、車両で
発生させる制動力に応じた正確なコーナリングパワーを
算出し、このコーナリングパワーを使用して目標制動力
を演算することにより、車両モデルと実際の車両のヨー
レート特性のずれを補正し、車両の操縦安定性をより向
上させると共に、過渡的なヨーレート特性をより改善す
る。

さらに、請求項（３）に係る制動力制御装置において
は、コーナリングパワーに相当値を、制動圧検出値と制
動時の荷重移動に伴う摩擦円半径変化とに基づいて算出
することにより、より正確な目標制動力を演算すること
ができ、車両モデルと実際の車両のヨーレート特性のず
れをより正確に補正することができる。

〔実施例〕

以下、この発明の実施例を図面に基づいて説明する。

第２図はこの発明の第１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。

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7F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。

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3RR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。

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。

一方、車両には、ステアリングホイール10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V_X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1F
L,1FR,1RL,1RR及びマスターシリンダ５のシリンダ圧に
応じた圧力検出値P_FL,P_FR,P_R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
ンサの検出値が制動圧制御装置16に入力される。

制動圧制御装置16は、第３図に示すように、各センサ
11,12,13及び14FL〜14MCの各検出値が入力されるマイク
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CS_FL,CS_FR及びCS_Rが個別に入力され
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,20FR及
び20Rとを備えている。

マイクロコンピュータ19は、少なくともA/D変換機能
を有する入力インタフェース回路19a、D/A変換機能を有
する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
V_X及び圧力センサ14MCからのマスターシリンダ圧検出値
P_MCに基づいて第５図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
算出すると共に、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,14FL及び14MCのシリンダ圧検
出値P_FR,P_FL及びP_MCとに基づいて第５図の処理を実行し
てアクチュエータ２の電磁方向切換弁3FL,3FRを制御す
る制御信号CS_FL,CS_FR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CS_Rを出力する。

次に、上記実施例の動作を説明する。

先ず、この第１実施例の制御原理について説明する
と、車両の運動を、第４図に示すように、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。

I_Z・（ｔ）＝C_f・L_f−C_r・L_r＋T_f・（B_FL（ｔ）−B_FR
（ｔ））/2 …………（１） Ｍ・_ｙ（ｔ）＝２（C_f＋C_r）−Ｍ・V_X（ｔ）・ …………（２） ここで、I_Zは車両ヨー慣性モーメント、はヨーレー
ト、L_fは車両重心と前車軸との間の距離、L_rは車両重心
と後車軸との間の距離、T_fは前輪トレッド、B_FL（ｔ）
は左前輪制動力、B_FR（ｔ）は右前輪制動力、Ｍは車両
重量、V_yは車両横方向速度、_ｙ（ｔ）は車両横方向加
速度、V_Xは車両前後方向速度である。また、C_f及びC
_r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。

C_f＝K_f｛θ（ｔ）/N−（V_y＋L_f・（ｔ））／V
_x（ｔ）｝ …………（３） C_r＝−K_r（V_y−L_r・（ｔ））／V_x（ｔ） …………（４） なお、θ（ｔ）は操舵角、Ｎはステアリングギヤ比、K_f
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。

この（３）式及び（４）式を前記（１）式及び（２）
式に代入し、ヨーレート（ｔ）、横方向速度V_y（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。

（ｔ）＝a₁₁・（ｔ）＋a₁₂・V_y（ｔ）＋b₁・θ
（ｔ）＋b_PL・ΔB_f（ｔ） …………（５）_ｙ （ｔ）＝a₂₁・（ｔ）＋a₂₂・V_y（ｔ）＋b₂・θ
（ｔ） …………（６） 但し、 ΔB_f（ｔ）＝B_FL（ｔ）−B_FR（ｔ） …………（７） a₁₁＝−２（K_f・L_f・L_f＋K_r・L_r・L_r）／（I_z・V_x） …………（８） a₁₂＝−２（K_f・L_f−K_r・L_r）／（I_z・V_x）…………（９） a₂₁＝−２（K_f・L_f−K_r・L_r）／（Ｍ・V_x）−V_x …………（10） a₂₂＝−２（K_f＋K_r）／（Ｍ・V_x） …………（11） b₁＝２・K_f・L_f／（I_z・Ｎ） …………（12） b₂＝２・K_f／（Ｍ・Ｎ） …………（13） b_P1＝T_f／（２・I_z） …………（14） である。

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_１（ｔ）の関係は、微分演算
子ｓを用いると下記（15）式のように表せる。

この（15）式の伝達関数Ｘ（ｓ）は（一次）／（二
次）の形であり、V_X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_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（15）式の分母の一次の項に係る係数｛−（a
₁₁＋a₂₂）Ｓ｝は、制御系の減衰係数ζに相当し、この
ため係数｛−（a₁₁＋a₂₂）Ｓ｝に前記（８）式及び
（９）式に示すa₁₁及びa₂₂を代入すると、これらa₁₁,a
₂₂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V_X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V_X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_１（ｔ）は振動的（減衰し難い）に
なる。

そこで、例えば目標ヨーレート_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_ｒ（ｔ）は下記
（16）式で表すことができる。_ｒ （ｔ）＝H₀・θ（ｔ）／（１＋τＳ） …………（16） 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（17）式によって定義
される。

H₀＝V_x／｛（１＋Ａ・V_{x 2}）・Ｌ・Ｎ） …………（17） 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、 で表される。

このように、上記（16）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V_X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。

次に、前輪左右の制動力差ΔB_f（ｔ）を用いて、車両
の発生ヨーレート（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（16）式を変
形すると、目標ヨーレートの微分値_ｒ（ｔ）は、下記
（19）式で求めることができる。_ｒ （ｔ）＝H₀・θ（ｔ）／τ−_ｒ（ｔ）／τ …………（19） 操舵角入力θ（ｔ）と前輪左右制動力差ΔB_f（ｔ）に
よる発生ヨーレート（ｔ）が、目標ヨーレート
_ｒ（ｔ）と一致すると仮定すれば、各々の微分値
（ｔ），_ｒ（ｔ）も一致する。したがって、
_ｒ（ｔ）＝（ｔ）、_ｒ（ｔ）＝（ｔ）と仮定し、
また前記仮定が成立する時の横方向速度V_y（ｔ）をV_yr
（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（20）式及び（21）式を得
ることができる。_ｒ （ｔ）＝a₁₁・_ｒ（ｔ）＋a₁₂・V_yr（ｔ）＋b₁・
θ（ｔ）＋b_P1・ΔB_f（ｔ） …………（20）_yr （ｔ）＝a₂₁・_ｒ（ｔ）＋a₂₂・V_yr（ｔ）＋b₂・
θ（ｔ） …………（21） そして、上記（20）式を変形することにより、前輪左右
の制動力差ΔB_f（ｔ）は下記（22）式で求めることがで
きる。

この（22）式で求めた前輪左右の制動力差ΔB_f（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B_fとの関係は、車輪の慣性モーメントを無視すれ
ば、下記（23）式で求めることができる。

B_f＝２・μ_ｐ・Ａ_ｐ・ｒ_ｐ・P/R＝ｋ_ｐ・Ｐ …………（23） ｋ_ｐ＝２・μ_ｐ・Ａ_ｐ・ｒ_ｐ/R …………（24） 但し、ｋ_ｐはホイールシリンダ圧と制動力との比例定数
であり、μ_ｐはブレーキパッド及びディスクロータ間摩
擦係数、Ａ_ｐはホイールシリンダ面積、ｒ_ｐはディスク
ロータ有効半径、Ｒはタイヤ半径である。

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ΔＰ（ｔ）は、 ΔＰ（ｔ）＝ΔB_f（ｔ）/k_ｐ …………（25） で表すことができる。

そして、上記（25）式で求められた目標差圧ΔＰ
（ｔ）とマスターシリンダ圧P_MC（ｔ）とから、前輪左
右の目標ホイールシリンダ圧P_FL ^*（ｔ）及びP_FR ^*（ｔ）
を下記（26）式及び（27）式に従って算出する。

P^* _FL（ｔ）＝P_MC（ｔ） （ΔＰ（ｔ）≧０） ＝P_MC（ｔ）＋ΔＰ（ｔ） （ΔＰ（ｔ）＜０且つP_MC（ｔ） ＞−ΔＰ（ｔ））＝０ （ΔＰ（ｔ）＜０且つP_MC（ｔ） ≦−ΔＰ（ｔ）） …………（26） P^* _FR（ｔ）＝P_MC（ｔ） （ΔＰ（ｔ）＜０） ＝P_MC（ｔ）−ΔＰ（ｔ） （ΔＰ（ｔ）≧０且つP_MC（ｔ） ＞ΔＰ（ｔ））＝０ （ΔＰ（ｔ）≧０且つP_MC（ｔ） ≦ΔＰ（ｔ）） …………（27） したがって、マイクロコンピュータ19の演算処理装置
19cで、第５図の目標ホイールシリンダ圧演算処理及び
第６図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、第５図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、先ずステップで、操舵角センサ11の
操舵角検出値θ及び車速センサ12の車速検出値V_Xを読込
み、次いでステップに移行して車速検出値V_Xと予め設
定された車両の諸元とから前記（８）式〜（11）式の演
算を行って、係数a₁₁〜a₂₂を算出する。ここで、前記
（８）〜（11）式における車両の諸元によって決定され
る定数部a_11v〜a_22vは下記（28）〜（31）式によって予
め算出しておく。

a_11v＝−２（K_fL_f ²＋K_rL_r ²）／I_z ……（28） a_12v＝−２（K_fL_f−K_rL_r）／I_z ……（29） a_21v＝−２（K_fL_f−K_rL_r）/M ……（30） a_22v＝−２（K_f＋K_r）/M ……（31） 次いで、ステップに移行して、車速検出値V_Xと、予
め前記（18）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（17）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H₀に基づいて前記
（19）式の演算を行うことにより、目標ヨーレートの微
分値_ｒ（ｎ）を算出し、さらに算出された微分値_ｒ
（ｎ）と目標ヨーレートの前回値_ｒ（ｎ−１）とから
下記（32）式に従って現在の目標ヨーレート_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。_ｒ （ｎ）＝_ｒ（ｎ−１）＋_ｒ（ｎ）ΔＴ …………（32） ここで、ΔＴはタイマ割込周期である。

次いで、ステップに移行して、前記ステップで算
出した係数a₂₁及びa₂₂と、前記（13）式に従って予め算
出した係数b₂と、前記ステップで算出した目標ヨーレ
ート_ｒ（ｎ）と横方向速度の前回値V_yr（ｎ−１）と
から前記（21）の演算を行って横方向加速度_yr（ｎ）
を算出し、この算出された横方向加速度_yr（ｎ）と横
方向速度の前回値V_yr（ｎ−１）とから下記（33）式の
演算を行って現在の横方向速度V_yr（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。

V_yr（ｎ）＝V_yr（ｎ−１）＋_yr（ｎ）ΔＴ …………（33） 次いで、ステップに移行して、前記（22）式に従っ
て前輪左右の制動力差ΔB_fを算出し、算出された制動力
差ΔB_fと予め（24）式に従って算出された比例定数ｋ_ｐ
とに基づいて前記（25）式の演算を行うことにより、目
標差圧ΔＰを算出する。

次いで、ステップに移行して、目標差圧ΔＰが正で
あるか否かを判定し、ΔＰ＞０であるときには、ステッ
プに移行して、前左輪の目標シリンダ圧P^* _FLをマスタ
シリンダ圧P_MC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P_MCと目標差圧ΔＰとの減
算値（P_MC−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、ΔＰ＜０であるときには、ステップに移行し
て、前左輪の目標シリンダ圧P^* _FLをマスタシリンダ圧P
_MCと目標差圧ΔＰとの加算値（P_MC＋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P_MCに設定してからタイマ
割込処理を終了する。

この第５図の処理において、ステップの処理が目標
ヨーレート設定手段に対応し、ステップ，〜の処
理が目標制動力算出手段に対応している。

したがって、今、直進走行状態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V_X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_ｒ（ｎ−
１）及び横方向速度の前回値V_yr（ｎ−１）も零となっ
ている。このため、ステップ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_ｒ（ｎ）は、前記（19）式の右辺第１項の操
舵角検出値θが零であり且つ目標ヨーレートの前回値
_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_ｒ（ｎ）も零となる。これに応じ
てステップで算出する横方向加速度_yr（ｎ）及び横
方向速度V_yr（ｎ）も零となり、ステップで算出され
る前輪左右制動力差ΔB_f及び目標差圧ΔＰも零となるの
で、ステップからステップに移行する。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P_MCが零であるので、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。

ところが、直進走行状態からブレーキペダル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P_MCが上昇することにより、ステップ
で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P_MCと等しく設定される。

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、ステップで算出さ
れる目標ヨーレートの微分値の現在値_ｒ（ｎ）が車速
に応じた定常ヨーレートゲインH₀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_ｒ（ｎ）も
正方向に増加する値となる。それに伴い、ステップで
算出される横方向加速度の現在値_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V_yr（ｎ）も正方向又は負方向に
変化する。

上記の値に基づきステップで前輪左右の制動力差Δ
B_f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、ステップからステップに移行
して、前左ホイールシリンダ1FLに対する目標シリンダ
圧P^* _FLがマスターシリンダ圧P_MC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^* _FRがマスターシリンダ圧P_MC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。

逆に目標差圧ΔＰが正の値の場合には、ステップか
らステップに移行し、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P_MC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^* _FRがマスターシリンダ圧P_MC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_ｒ（ｎ）に一致するヨーレートを発生するこ
とができる。

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_ｒ（ｎ）、目標ヨーレート_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、第６図の制動力制御処理は、第５図の目標シリ
ンダ圧演算処理と同様に所定周期ΔＴのタイマ割込処理
として左右輪側で個別に実行される。なお、第６図は左
輪側のホイールシリンダ1FLに対する制動力制御処理を
表している。

すなわち、ステップ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14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
プに移行して、出力する制御信号の保持時間を表す変
数T_Pを“1"に設定し、次いでステップに移行して目標
シリンダ圧P^* _FLと実際のシリンダ圧P_FLとの誤差を監視
する周期を表す変数ｍを“1"に設定してからステップ
に移行する。

このステップでは、変数T_Pが正であるか、“0"であ
るか、さらには負であるかを判定し、T_P＞０であるとき
には、ステップに移行して“0"の増圧信号としての制
御信号CS_FLを定電流回路20FLに出力し、次いでステップ
に移行して変数T_Pから“1"を減算して新たな係数T_Pを
算出し、これを記憶装置19dに形成した係数記憶領域に
更新記憶してからステップに移行して、変数ｍから
“1"を減算した値を新たな変数ｍとして記憶装置19dに
形成した変数記憶領域に更新記憶してからタイマ割込処
理を終了してメインプログラムに復帰し、ステップの
判定結果がT_P＝０であるときには、ステップに移行し
て第１の所定電圧V_S1の保持信号としての制御信号CS_FL
を出力してから前記ステップに移行し、さらにステッ
プの判定結果がT_P＜０であるときには、ステップに
移行して第１の所定電圧V_S1より高い第２の所定電圧V_S2
の減圧信号としての制御信号CS_FLを出力し、次いでステ
ップに移行して変数T_Pに“1"を加算した値を新たな変
数T_Pとして変数記憶領域に更新記憶してから前記ステッ
プに移行する。

また、前記ステップの判定結果がブレーキスイッチ
14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に移行し、前述した目標シリン
ダ圧演算処理で算出された目標シリンダ圧P^* _FLがマスタ
シリンダ圧P_MCと一致しているか否かを判定し、両者が
一致しているときには、前記ステップに移行し、両者
が不一致であるときには、ステップに移行する。

このステップでは、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に移行
し、ｍ≦０であるときには、ステップに移行する。

このステップでは、目標シリンダ圧P^* _FLと現在のシ
リンダ圧検出値P_FLとの誤差P_err（＝P^* _FL−P_FL）を算出
してからステップに移行する。

このステップでは、誤差P_errを基準値P₀で除算した
値を四捨五入する下記（34）式に従って変数T_Pを算出す
る。

T_P＝INT（P_err／P₀） …………（34） 次いで、ステップに移行して変数ｍを所定値m₀に設
定してから前記ステップに移行する。

ここで、第６図の処理が制動力制御手段に対応してい
る。

したがって、車両が非制動状態で走行している状態で
は、ブレーキスイッチ14がオフ状態であるので、ステッ
プからステップ及びを経てステップに移行して
T_P＞０となるので、ステップに移行して“0"の制御信
号CS_FL及びCS_FRが定電流回路20FL及び20FRに増圧信号と
して出力される。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1FRがマスターシリンダ５と連通状態となってい
る。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
零となっているので、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、ブレーキペダル４を踏込んで制動状態
とすると、第６図のステップからステップに移行
し、第５図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P_MC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、第５図の処理において、目標シリンダ圧P^* _FL及
びP^* _FRがマスターシリンダ圧P_MCと等しく設定されるの
で、ステップからステップに移行し、前述した非制
動状態と同様に制御信号CS_FL及びCS_FRを共に零として電
磁方向切換弁3FL及び3FRをノーマル位置とすることによ
り、マスターシリンダ５と各ホイールシリンダ1FL及び1
FRとを連通状態として、各ホイールシリンダ1FL及び1FR
のシリンダ圧P_FL及びP_FRをマスターシリンダ圧P_MC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。

ところが、車両が旋回状態で制動状態とするか又は制
動状態で旋回状態に移行すると、前述した第５図の処理
において、目標シリンダ圧P^* _FL（又はP^* _FR）がマスター
シリンダ圧P_MCに対して目標差圧ΔＰ分減算した値に設
定されるので、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、ステップからステップに移
行し、前回のステップの処理で変数ｍが“0"に設定さ
れていることにより、ステップに移行する。このた
め、各目標シリンダ圧P^* _FL（又はP^* _FR）と圧力センサ14
FL（又は14FR）の圧力検出値P_FL（又はP_FR）との誤差P
_errを算出し（ステップ）、これを許容範囲を表す設
定値P₀で除して変数T_Pを算出し（ステップ）、次いで
変数ｍを設定値m₀に設定してからステップに移行す
る。このとき、各圧力センサ14FL（又は14FR）の圧力検
出値P_FL（又はP_FR）が目標シリンダ圧P^* _FL（又はP^* _FR）
に達していないときには、変数T_Pが正の値となるので、
ステップに移行して制御信号CS_FL及びCS_FRを零とし
て、増圧モードを継続する。その後、ステップで変数
T_Pが“1"づつ減算され、これが零となると、ステップ
からステップに移行して第１の所定電圧V_S1の制御信
号CS_FL（又はCS_FR）を定電流回路20FL（又は20FR）に保
持信号として出力する。このため、定電流回路20FL（又
は20FR）から所定電圧V_S1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1FR）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P_FL（又はP_FR）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
で変数ｍが“0"となるまで継続される。

その後、変数ｍが“0"となると、再度ステップに移
行し、この時点で誤差圧力P_errが設定圧力P₀の1/2未満
となるとステップで算出される変数T_Pが“0"となり、
ステップからステップに移行して増圧モードを経る
ことなく前述した保持モードとなり、ホイールシリンダ
1FL（又は1FR）のシリンダ圧P_FL（又はP_FR）が目標シリ
ンダ圧P^* _FL（又はP^* _FR）に維持される。

また、各ホイールシリンダ1FL（又は1FR）のホイール
シリンダ圧P_FL（又はP_FR）が目標シリンダ圧P^* _FL（又は
P^* _FR）より高い場合には、ステップで算出される誤差
P_errが負の値となるので、変数T_Pも負の値となり、ステ
ップからステップに移行して所定電圧V_S2の制御信
号CS_FL（又はCS_FR）を減圧信号として出力し、このため
定電流回路20FL（又は20FR）から所定電圧V_S2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。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P_FL（又はP
_FR）が減圧される減圧モードとなり、これが変数T_Pが
“0"となるまで維持される。

このようにして、各ホイールシリンダ1FL及び1FRのシ
リンダ圧P_FL及びP_FR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。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。

次に、この発明の第２実施例を第７図及び第８図につ
いて説明する。

この第２実施例は、前後輪のコーナリングパワーK_f,K
_rは制動力及び駆動力が加わることにより変化すること
に着目して、この制動時のコーナリングパワーの変化を
加味して目標シリンダ圧P^* _FL及びP^* _FRを算出するように
したものである。

すなわち、前輪及び後輪のコーナリングフォースC_f及
びC_rと制動力及び駆動力とは、一般に第７図に示すよう
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K_r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C_f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C_fmax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K_f0とすれ
ば、 C_fmax＝F₀＝K_f0・β_max …………（35） の関係が得られる。

この（35）式が成り立つ時に制動力B_fが加わると、最
大コーナリングフォースC_fmaxは、下記（36）式のよう
に変化する。

したがって、制動力B_fが加わったときの前輪側コーナ
リングパワーK_fは下記（37）式で求めることができる。

そして、前輪側コーナリングパワーK_fを前輪側の左右
輪の平均値とすれば、前輪左右に制動力B_FL,B_FRが加わ
った時の前輪側コーナリングパワーK_fは下記（38）式で
求めることができる。

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K_r0とすれ
ば、後輪に制動力B_rが加わったときの後輪側コーナリン
グパワーK_rは下記（39）式で求めることができる。

そして、上記（38）式及び（39）式に前述した第１実
施例における（23）式を代入することにより、下記（4
0）式及び（41）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K_rを求めることができ
る。

そして、制御装置16の演算処理装置19cで前述した第
１実施例における第５図の目標シリンダ圧演算処理に代
えて第８図に示す目標シリンダ圧演算処理を実行する。

すなわち、ステップで車速検出値V_x、操舵角検出値
θ、前輪側ホイールシリンダ1FL,1FRのシリンダ圧P_FL,P
_FR及び後輪側ホイールシリンダ1RL,1RRのシリンダ圧P_R
を読込み、次いでステップに移行して前記（39）式及
び（40）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K_rを算出し、次いでステップ
に移行して前記ステップで算出された前輪側コーナリ
ングパワーK_f及び後輪側コーナリングパワーK_rをもとに
前記（28）〜（31）式の演算を行って、係数a_11v〜a_22v
を算出し、次いでステップに移行して、前記第５図の
ステップと同様の演算を行って係数a₁₁,a₁₂,a₂₁及びa
₂₂を算出する。その後、ステップ〜でステップ〜
と同様の処理を行って目標シリンダ圧P^* _FL及びP^* _FRを
算出する。

この第２実施例によると、横方向加速度_yr（ｎ）及
び制動力差ΔB_fを算出する場合に必要とする係数a₁₁,a
₁₂,a₂₁,a₂₂,b₁及びb₂に含まれるコーナリングパワーK_f
及びK_rをホイールシリンダ1FL,1FR及び1RL,1RRで発生す
る制動力に対応させて変更するようにしたので、車両モ
デルと実際の車両の特性のずれを補正することが可能と
なり、より正確な目標シリンダ圧P^* _FL及びP^* _FRを算出す
ることができ、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。

次に、上記第２実施例の変形例を第９図及び第10図に
ついて説明する。

この変形例は、タイヤ摩擦円半径を制動に伴う輪荷重
移動に応じて可変するようにしたものである。

先ず、構成について説明すると、第10図に示すよう
に、前述した第１実施例の構成に加えて、車両の減速度
を検出する前後加速度センサ21が設けられ、この前後加
速度センサ21から出力される減速度ｇがマイクロコンピ
ュータ19dの入力インタフェース回路19aに入力されてい
ることを除いては第３図と同様の構成を有し、第３図と
の対応部分には同一符号を付し、その詳細説明はこれを
省略する。

次に、動作を説明すると、コーナリングフォースC_f,C
_rと制動／駆動力は、前述した第７図に示すような摩擦
円の概念で関係づけられ、摩擦円半径はタイヤの出し得
る最大摩擦力を意味する。ここで、車両静止状態の前輪
摩擦円半径をF₀とし、この前輪摩擦円半径F₀は既知量と
する。また、タイヤ摩擦力が全て横方向に使われる場合
の最大コーナリングフォースをC_fmaxと定義し、全て制
動力に使われる場合のホイールシリンダ圧をP_LKF0と定
義する。

このとき、前輪摩擦円半径F₀と最大コーナリングフォ
ースC_fmaxとの関係は、前述した（35）式で表される。

また、ホイールシリンダ圧P_LKF0と前輪摩擦円半径F₀
との関係は、車輪の慣性モーメントを無視すれば、前記
（24）式の比例定数K_Pを用いて下記（42）式で求めるこ
とができる。

F₀＝K_P・P_LKF0 …………（42） そして、前輪摩擦円半径F₀、コーナリングパワー
K_f0、比例定数K_P及びホイールシリンダ圧P_LKF0の４つを
既知量として考え、制動時の摩擦円半径Ｆ、最大制動力
発生時のホイールシリンダ圧P_LKF及び制動時のコーナリ
ングパワーK_f2を夫々求める。

先ず、車両に制動力が加わると、前輪への荷重移動が
発生する。制動時の、定常的な１輪当たりの荷重移動量
ΔＭは、車両重量Ｍ、車両重心高ｈ、ホイールベース
Ｌ、車両減速度ｇを用いることにより、下記（43）式で
表すことができる。

ΔＭ＝Ｍ・ｈ・g/（Ｌ・２） …………（43） また、摩擦円半径Ｆは、路面条件が一定であると仮定
すれば、車輪の接地荷重（以下、輪荷重と称す）に比例
すると考えられる。したがって、前記（43）式の荷重移
動が生じた場合の摩擦円半径Ｆは、車両静止時の１輪当
たりの前輪荷重M_f0と、上記荷重移動量ΔＭとを用いて
下記（44）式で表すことができる。

Ｆ＝F₀（１＋ΔM/M_f0） …………（44） 但し、M_f0＝Ｍ・L_r／（Ｌ・２） …………（45） ここで、L_rはホイールベースを内分する重心の後輪から
の距離である。

さらに、最大コーナリングフォースC_fmaxのときの車
輪横すべり角β_maxが、輪荷重にかかわらず一定値であ
ると仮定すれば、コーナリングパワーも輪荷重に比例す
る。

したがって、上記荷重移動時のコーナリングパワーK_f
をK_f1とすれば、このコーナリングパワーK_f1は下記（4
6）式で求めることができる。

K_f1＝K_f0（１＋ΔM/M_f0） …………（46） また、最大制動力発生時のホイールシリンダ圧P_LKFも
同様に下記（47）式で求めることができる。

P_LKF＝P_LKF0（１＋ΔM/M_f0） …………（47） 一方、制動力B_fが加わると第７図に示すようにタイヤ
の出し得るコーナリングフォースC_fmaxは減少し、下記
（48）式のように変化する。

この（48）式から制動時のコーナリングパワーK
_f2は、下記（49）式で算出することができる。

そして、左右輪の制動時コーナリングパワーK_f2の平
均値を▲▼とすれば、この平均値▲▼は、
左右輪の制動力B_FL及びB_FRを用いて下記（50）式で求め
ることができる。

この（50）式に前記（42）式及び（47）式を代入する
ことにより、制動時におけるコーナリングパワーの平均
値▲▼は、左右のホイールシリンダ圧P_FL及びP_FL
を用いて下記（51）式で表すことができる。

同様に、車両静止時の１輪当たりの後輪荷重をM_r0と
し、後輪荷重がM_r0の時に、最大制動力が生じる時のホ
イールシリンダ圧をP_LKR0とし、制動力が加わらない時
のコーナリングパワーをK_r0とすれば、後輪にホイール
シリンダ圧P_RRが加わった時のコーナリングパワーK_r2は
下記（52）式で求めることができる。

そして、制御装置16の演算処理装置19cで前述した第
２実施例における第８図の目標シリンダ圧演算処理に代
えて第10図に示す目標シリンダ圧演算処理を実行する。

第10図の目標シリンダ圧演算処理では、前述した第８
図の処理において、ステップ及びの処理に代えて、
車速検出値V_x、操舵角検出値θ、車両減速度ｇ、前輪側
ホイールシリンダ1FL,1FRのシリンダ圧P_FL,P_FR及び後輪
側ホイールシリンダ1RL,1RRのシリンダ圧P_Rを読込むス
テップ処理と、前記（43）式に従って荷重移動量ΔＭ
を算出するステップの処理と、前記（51）式及び（5
2）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K_rを算出するステップの処理とが
設けられていることを除いては前記第８図と同様の処理
を行う。

この変形例によると、前述した第２実施例と同様に、
横方向加速度_yr（ｎ）及び制動力差ΔB_fを算出する場
合に必要とする係数a₁₁,a₁₂,a₂₁,a_22,b₁及びb₂に含まれ
るコーナリングパワーK_f及びK_rをホイールシリンダ1FL,
1FR及び1RL,1RRで発生する制動力に対応させて変更する
と共に、摩擦円半径Ｆを輪荷重の変化に応じて変更する
ようにしているので、車両モデルと実際の車両の特性の
ずれをより正確に補正することが可能となり、より正確
な目標シリンダ圧P^* _FL及びP^* _FRを算出することができ、
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。

なお、上記各実施例においては、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。

また、上記各実施例においては、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。

さらに、上記各実施例においては、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，
（12）式及び（13）式におけるステアリングギヤ比Ｎを
省略する。

またさらに、上記各実施例においては、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。

なおさらに、上記各実施例においては、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。

〔発明の効果〕

以上説明したように、請求項（１）に係る制動力制御
装置によれば、目標ヨーレート設定手段で車両の操舵状
態検出値と前後方向速度検出値とに基づいて目標ヨーレ
ートを算出するようにしているので、車両の走行状態に
応じた最適値に目標ヨーレートを設定することができ、
また、設定された目標ヨーレートを制御対象となる車両
で実現するため、即ち目標ヨーレートと制御対象車両に
生じるヨーレートとを一致させるために、目標制動力算
出手段で、前記目標ヨーレート、この目標ヨーレートの
微分値及び前記操舵状態検出値と、車両諸元及び運動方
程式によって設定された車両モデルとに基づく演算によ
って目標制動力を算出するようにしているので、車輪速
度や制動力等の車両走行状態を検出してフィードバック
制御を行うのではなく、車両のヨーレートに関する情報
と車両モデルとに基づいて目標制動力を算出することが
でき、操舵を行いながら制動を行う場合のアンダーステ
ア及びオーバーステアを確実に抑制して操縦安定性を向
上させることができ、且つ過渡的なヨーレート特性を改
善することができるという効果が得られる。

また、請求項（２）に係る制動力制御装置によれば、
上記請求項（１）に係る制動力制御装置の構成に加え
て、各輪の制動圧を制動圧検出手段で検出し、この制動
圧検出値に基づいて前輪側及び後輪側コーナリングパワ
ーの変化を推定し、これらコーナリングパワーを使用し
て目標制動力を算出するようにしているので、車両モデ
ルと実際の車両のヨーレート特性のずれを補正すること
ができ、操縦安定性をより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より改善することができ
る効果が得られる。

さらに、請求項（３）に係る制動力制御装置によれ
ば、上記請求項（２）に係る制動力制御装置の構成にお
いて、目標制動力算出手段で、制動圧検出値と制動時の
荷重移動に伴う摩擦円半径変化とに基づいて前輪側及び
後輪側コーナリングパワーの変化を推定するようにして
いるので、車両モデルと実際の車両のヨーレート特性の
ずれをより正確に補正することができる効果が得られ
る。

【図面の簡単な説明】

第１図（ａ）及び（ｂ）はこの発明の基本構成を示す概
略構成図、第２図はこの発明の第１実施例を示す系統
図、第３図は制動圧制御装置の一例を示すブロック図、
第４図は車両の運動モデルの説明図、第５図及び第６図
は夫々制動圧制御装置の処理手順の一例を示すフローチ
ャート、第７図はこの発明の第２実施例の説明に供する
摩擦円の概念を示す説明図、第８図はこの発明の第２実
施例における制動圧制御装置の第５図に対応する処理手
順を示すフローチャート、第９図は第２実施例の変形例
を示す第３図に対応する制動圧制御装置のブロック図、
第10図は変形例における制動圧制御装置の第８図に対応
する処理手順を示すフローチャートである。 図中、1FL〜1RRはホイールシリンダ（制動手段）、２は
アクチュエータ、3FL〜3Rは電磁方向切換弁、４はブレ
ーキペダル、５はマスターシリンダ、11は操舵角センサ
（操舵状態検出手段）、12は車速センサ（速度検出手
段）、13はブレーキスイッチ、14FL〜14MCは圧力センサ
（制動圧検出手段）、16は制動圧制御装置、19はマイク
ロコンピュータ、21は前後加速度センサである。

Claims (3)

(57)【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】車両の操舵状態を検出する操舵状態検出手
   段と、車両の前後方向速度を検出する速度検出手段と、
   前記操舵状態検出手段及び速度検出手段の検出値に基づ
   いて車両の目標ヨーレートを設定する目標ヨーレート設
   定手段と、前輪及び後輪の少なくとも一方に配設された
   左右の制動手段の制動力を独立に制御可能な制動力制御
   手段と、前記目標ヨーレート設定手段で設定された目標
   ヨーレートを制御対象となる車両で実現するために必要
   な前輪及び後輪の少なくとも一方の左右の目標制動力
   を、少なくとも前記目標ヨーレート、前記目標ヨーレー
   トの微分値及び前記操舵状態検出手段の検出値と、予め
   車両諸元及び運動方程式によって設定された車両モデル
   とに基づく演算により算出する目標制動力算出手段とを
   有し、前記制動力制御手段は、前記制動手段の制動力を
   前記目標制動力算出手段によって算出された目標制動力
   と一致するように制御することを特徴とする制動力制御
   装置。
2. 【請求項２】車両の操舵状態を検出する操舵状態検出手
   段と、車両の前後方向速度を検出する速度検出手段と、
   ４輪の制動手段の制動圧を検出する制動圧検出手段と、
   前記操舵状態検出手段及び速度検出手段の検出値に基づ
   いて車両の目標ヨーレートを設定する目標ヨーレート設
   定手段と、前輪及び後輪の少なくとも一方に配設された
   左右の制動手段の制動力を独立に制御可能な制動力制御
   手段と、前記目標ヨーレート設定手段で設定された目標
   ヨーレートを制御対象となる車両で実現するために必要
   な前輪及び後輪の少なくとも一方の左右の目標制動力を
   予め車両諸元及び運動方程式によって設定された車両モ
   デルに基づく演算により算出する目標制動力算出手段と
   を有し、前記目標制動力算出手段は、車両モデル中の車
   輪のコーナリングパワーに相当する値を少なくとも前記
   制動圧検出手段の検出値に応じて変化させ、且つ前記制
   動力制御手段は、前記制動手段の制動力を前記目標制動
   力算出手段によって算出された目標制動力と一致するよ
   うに制御することを特徴とする制動力制御装置。
3. 【請求項３】前記目標制動力算出手段は、コーナリング
   パワーに相当する値を、制動圧検出手段の検出値と荷重
   移動に伴う摩擦円半径変化とに基づいて変化させるよう
   に構成されている請求項（２）記載の制動力制御装置。