JP3939936B2 - 車輌用制動制御装置 - Google Patents
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Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車輌の制動制御装置に係り、更に詳細には車輪の制動力をリニアに増減制御することにより制動制御を行う車輌の制動制御装置に係る。
【０００２】
【従来の技術】
自動車等の車輌の制動制御装置の一つとして、例えば本願出願人の一方の出願にかかる特開平４−６３７５５号公報に記載されている如く、差圧制御弁によりホイールシリンダ圧力を増減制御することによりアンチスキッド制御を行うよう構成された制動制御装置が従来より知られている。
【０００３】
かかる制動制御装置によれば、差圧制御弁に対する制御電流を制御することによりホイールシリンダ圧力をリニアに増減制御することができるので、増減圧制御弁が開閉弁であり開閉弁が断続的に開閉制御される場合に比して、制動制御時に発生する異音を低減することができ、またキックバックを低減することができる。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかし上述の従来の制動制御装置に於いては、ホイールシリンダ圧力が差圧制御弁により増減されるだけであり、実際のホイールシリンダ圧力は検出されないので、ホイールシリンダ圧力を目標とする圧力に精度よく適正に制御することができず、従ってアンチスキッド制御の如き車輌の制動制御性能を向上させるためには、この点に於いて改善の余地がある。
【０００５】
また車輪に設けられたブレーキロータの如き回転部材に対しブレーキパッドの如き摩擦部材を押圧する電動機の如き電気式の押圧装置を有する電気式の制動制御装置も従来より知られており、かかる電気式の制動制御装置に於いても制動力を正確に制御するためには、車輌の状態に基づき押圧装置の目標押圧力が適宜に設定され、目標押圧力と押圧力センサにより検出される押圧力との偏差が小さくなるよう押圧装置が制御される必要がある。
【０００６】
本発明は、車輪の制動力をリニアに増減制御するよう構成された従来の車輌の制動制御装置に於ける上述の如き問題に鑑みてなされたものであり、本発明の主要な課題は、ホイールシリンダ圧力を増減する制御弁としてリニア弁が使用される場合には、目標ホイールシリンダ圧力を適宜に設定しホイールシリンダ圧力が目標ホイールシリンダ圧力になるようリニア弁を制御することにより、また電気式の制動制御装置の場合には目標押圧力を適宜に設定し押圧力が目標押圧力になるよう押圧装置を制御することにより、車輪の制動力を目標とする制動力に精度よく適正に制御し、これによりアンチスキッド制御の如き車輌の制動制御性能を向上させることである。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
上述の主要な課題は、本発明によれば、各車輪に対応して設けられたホイールシリンダに対する作動液体の給排を制御することによりホイールシリンダ圧力を増減するリニア弁と、目標ホイールシリンダ圧力を演算し、ホイールシリンダ圧力が目標ホイールシリンダ圧力になるよう増圧モード、保持モード、減圧モードの何れかの制動制御モードにて前記リニア弁を制御する制御手段と、ホイールシリンダ圧力を検出する手段とを有する車輌用制動制御装置に於いて、前記制御手段は所定の制動制御中であって前記制動制御モードがあるモードより他のモードへ切り替らないときにはホイールシリンダ圧力の目標増減圧勾配を求め、前記目標増減圧勾配及び前回の目標ホイールシリンダ圧力に基づき目標ホイールシリンダ圧力を演算し、前記所定の制動制御中であって前記制動制御モードがあるモードより他のモードへ切り替るときにはホイールシリンダ圧力の目標増減圧勾配を求め、前記目標増減圧勾配及び実際のホイールシリンダ圧力に基づき目標ホイールシリンダ圧力を演算することを特徴とする車輌用制動制御装置（請求項１の構成）、又は車輪に設けられた回転部材に対する摩擦部材の押圧力を増減する電磁式の押圧装置と、目標押圧力を演算し、前記押圧装置による押圧力が前記目標押圧力になるよう増力モード、保持モード、減力モードの何れかの制動制御モードにて前記押圧装置を制御する制御手段と、押圧力を検出する押圧力センサとを有する車輌用制動制御装置に於いて、前記制御手段は所定の制動制御中であって前記制動制御モードがあるモードより他のモードへ切り替らないときには押圧力の目標増減力勾配を求め、前記目標増減圧勾配及び前回の目標押圧力に基づき目標押圧力を演算し、前記所定の制動制御中であって前記制動制御モードがあるモードより他のモードへ切り替るときには押圧力の目標増減力勾配を求め、前記目標増減圧勾配及び実際の押圧力に基づき目標押圧力を演算することを特徴とする車輌用制動制御装置（請求項８の構成）によって達成される。
【０００８】
上記請求項１の構成によれば、所定の制動制御中であって制動制御モードがあるモードより他のモードへ切り替らないときにはホイールシリンダ圧力の目標増減圧勾配が求められ、目標増減圧勾配及び前回の目標ホイールシリンダ圧力に基づき目標ホイールシリンダ圧力が演算され、所定の制動制御中であって制動制御モードがあるモードより他のモードへ切り替るときにはホイールシリンダ圧力の目標増減圧勾配が求められ、目標増減圧勾配及び実際のホイールシリンダ圧力に基づき目標ホイールシリンダ圧力が演算され、ホイールシリンダ圧力が目標ホイールシリンダ圧力になるようリニア弁が制御されるので、所定の制動制御中であって制動制御モードがあるモードより他のモードへ切り替るときにも目標ホイールシリンダ圧力が目標増減圧勾配及び前回の目標ホイールシリンダ圧力に基づき演算される場合に比して、目標ホイールシリンダ圧力が実際のホイールシリンダ圧力に基づき適正な値に演算され、これによりホイールシリンダ圧力の増減の遅れが低減され、ホイールシリンダ圧力が適正な値に制御される。
【０００９】
また上記請求項８の構成によれば、所定の制動制御中であって制動制御モードがあるモードより他のモードへ切り替らないときには押圧力の目標増減力勾配が求められ、目標増減力勾配及び前回の目標押圧力に基づき目標押圧力が演算され、所定の制動制御中であって制動制御モードがあるモードより他のモードへ切り替るときには押圧力の目標増減力勾配が求められ、目標増減力勾配及び実際の押圧力に基づき目標押圧力が演算され、押圧力が目標押圧力になるよう押圧装置が制御されるので、所定の制動制御中であって制動制御モードがあるモードより他のモードへ切り替るときにも目標押圧力が目標増減力勾配及び前回の目標押圧力に基づき演算される場合に比して、目標押圧力が実際の押圧力に基づき適正な値に演算され、これにより押圧力の増減の遅れが低減され、押圧力が適正な値に制御される。
【００１０】
また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項１の構成に於いて、前記制御手段は前記制御手段は前記所定の制動制御の開始前には運転者の制動操作量に基づいて目標ホイールシリンダ圧力を演算し、前記所定の制動制御の開始時にはホイールシリンダ圧力の目標増減圧勾配を求め、前記目標増減圧勾配及び実際のホイールシリンダ圧力に基づき目標ホイールシリンダ圧力を演算するよう構成される（請求項２の構成）。
【００１１】
請求項２の構成によれば、所定の制動制御の開始前には運転者の制動操作量に基づいて目標ホイールシリンダ圧力が演算され、所定の制動制御の開始時にはホイールシリンダ圧力の目標増減圧勾配が求められ、目標増減圧勾配及び実際の目標ホイールシリンダ圧力に基づき目標ホイールシリンダ圧力が演算されるので、所定の制動制御の開始時にも目標ホイールシリンダ圧力が適正な値に演算され、これにより押圧力の増減の遅れが低減され、ホイールシリンダ圧力が適正に制御される。
【００１４】
また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項１又は２の構成に於いて、前記制御手段は前記所定の制動制御中ではない状況に於いて実際のホイールシリンダ圧力が目標ホイールシリンダ圧力に対し増圧時にオーバーシュートし又は減圧時にアンダーシュートしたときには前記目標増減圧勾配及び実際のホイールシリンダ圧力に基づき目標ホイールシリンダ圧力を演算するよう構成される（請求項３の構成）。
【００１５】
上記請求項３の構成によれば、所定の制動制御中ではない状況に於いて実際のホイールシリンダ圧力が目標ホイールシリンダ圧力に対し増圧時にオーバーシュートし又は減圧時にアンダーシュートしたときには目標増減圧勾配及び実際のホイールシリンダ圧力に基づき目標ホイールシリンダ圧力が演算されるので、実際のホイールシリンダ圧力が目標ホイールシリンダ圧力に対し増圧時にオーバーシュートした場合にホイールシリンダ圧力が不必要に減圧されたり、実際のホイールシリンダ圧力が目標ホイールシリンダ圧力に対し減圧時にアンダーシュートした場合に目標ホイールシリンダ圧力が不必要に増圧されることが確実に防止される。
【００１６】
また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項１乃至３の何れかの構成に於いて、前記所定の制動制御は車輪のスリップ状態の制御であるよう構成される（請求項４の構成）。
【００１７】
上記請求項４の構成によれば、所定の制動制御は車輪のスリップ状態の制御であるので、目標ホイールシリンダ圧力が車輪のスリップ状態に応じて適正な値に設定され、ホイールシリンダ圧力が目標ホイールシリンダ圧力に制御されることにより、車輪のスリップ状態が確実に且つ効果的に制御される。
【００１８】
また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項１乃至４の何れかの構成に於いて、車輌は回生制動装置を有し、前記制御手段は前記回生制動装置の作動中に於ける前記所定の制動制御の開始時には前記目標増減圧勾配、実際のホイールシリンダ圧力及び前記回生制動装置による回生制動実行量に基づき目標ホイールシリンダ圧力を演算するよう構成される（請求項５の構成）。
【００１９】
上記請求項５の構成によれば、回生制動装置の作動中に於ける所定の制動制御の開始時には目標増減圧勾配、実際のホイールシリンダ圧力及び回生制動装置による回生制動実行量に基づき目標ホイールシリンダ圧力が演算されるので、回生制動装置の作動中にも目標ホイールシリンダ圧力が車輪の回転状態及び回生制動実行量に応じて適正な値に設定される。
【００２０】
また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項５の構成に於いて、前記制御手段は前記所定の制動制御の開始時以降には前記所定の制動制御の開始時の回生制動実行量を基準に回生制動実行量の変動量を演算すると共に、前記目標増減圧勾配、前回の目標ホイールシリンダ圧力及び前記回生制動実行量の変動量に基づき目標ホイールシリンダ圧力を演算するよう構成される（請求項６の構成）。
【００２１】
請求項６の構成によれば、所定の制動制御の開始時以降には所定の制動制御の開始時の回生制動実行量を基準に回生制動実行量の変動量が演算されると共に、目標増減圧勾配、前回の目標ホイールシリンダ圧力及び回生制動実行量の変動量に基づき目標ホイールシリンダ圧力が演算されるので、目標ホイールシリンダ圧力が車輪の回転状態及び回生制動実行量に応じて適正な値に演算される。
【００２２】
また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項６の構成に於いて、前記所定の制動制御は後輪の制動力が過剰になることを防止する制動力配分制御であり、前記制御手段は前記制動力配分制御中には増圧モード又は保持モードにて後輪の前記リニア弁を制御し、モードの切り替り時には前記目標増減圧勾配、実際のホイールシリンダ圧力及び前記回生制動実行量の変動量に基づき目標ホイールシリンダ圧力を演算するよう構成される（請求項７の構成）。
【００２３】
請求項７の構成によれば、後輪の制動力が過剰になることを防止する制動力配分制御中には後輪のリニア弁が増圧モード又は保持モードにて制御され、モードの切り替り時には目標増減圧勾配、実際のホイールシリンダ圧力及び回生制動実行量の変動量に基づき目標ホイールシリンダ圧力が演算されるので、モードの切り替り時に目標ホイールシリンダ圧力が車輪の回転状態、実際のホイールシリンダ圧力及び回生制動実行量に応じて適正な値に演算される。
【００２４】
また上記請求項９〜１４の構成によれば、電気式の制動制御装置に於いてそれぞれ上記請求項２〜７の場合と同様の作用が達成される。
【００２５】
【課題解決手段の好ましい態様】
本発明の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１乃至７の何れかの構成に於いて、リニア弁はマスタシリンダとホイールシリンダとを接続する通路の途中に設けられ、制動制御装置はマスタシリンダとリニア弁との間にて前記通路の途中に設けられた連通制御弁と、該連通制御弁とリニア弁との間にて前記通路に高圧の作動液圧を供給する高圧源とを有し、少なくとも所定の制動制御の開始時には前記連通制御弁を閉弁させるよう構成される（好ましい態様１）。
【００２６】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１乃至７の何れか又は上記好ましい態様１の構成に於いて、リニア弁は増圧用のリニア弁と減圧用のリニア弁とよりなるよう構成される（好ましい態様２）。
【００２７】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項３の構成に於いて、制御手段は増圧時に実際のホイールシリンダ圧力が目標ホイールシリンダ圧力よりも高くなったときにオーバーシュートと判定し、減圧時に実際のホイールシリンダ圧力が目標ホイールシリンダ圧力よりも低くなったときにアンダーシュートしたと判定するよう構成される（好ましい態様３）。
【００２８】
【発明の実施の形態】
以下に添付の図を参照しつつ、本発明を幾つかの好ましい実施形態について詳細に説明する。
【００２９】
第一の実施形態
図１は本発明による車輌用制動制御装置の第一の実施形態の油圧回路及び電子制御装置を示す概略構成図である。尚図１に於いては、簡略化の目的で各弁のソレノイドの図示は省略されている。
【００３０】
図１に於て、１０は電気的に制御される油圧式のブレーキ装置を示しており、ブレーキ装置１０は運転者によるブレーキペダル１２の踏み込み操作に応答してブレーキオイルを圧送するマスタシリンダ１４を有している。ブレーキペダル１２とマスタシリンダ１４との間にはドライストロークシミュレータ１６が設けられている。
【００３１】
マスタシリンダ１４は第一のマスタシリンダ室１４Ａと第二のマスタシリンダ室１４Ｂとを有し、これらのマスタシリンダ室にはそれぞれ前輪用のブレーキ油圧供給導管１８及び後輪用のブレーキ油圧制御導管２０の一端が接続されている。ブレーキ油圧制御導管１８及び２０の他端にはそれぞれ左前輪及び左後輪の制動力を制御するホイールシリンダ２２FL及び２２RLが接続されている。
【００３２】
ブレーキ油圧供給導管１８及び２０の途中にはそれぞれ常開型の電磁開閉弁（マスタカット弁）２４F及び２４Rが設けられ、電磁開閉弁２４F及び２４Rはそれぞれ第一のマスタシリンダ室１４Ａ及び第二のマスタシリンダ室１４Ｂと対応するホイールシリンダとの連通を制御する遮断装置として機能する。またマスタシリンダ１４と電磁開閉弁２４RLとの間のブレーキ油圧供給導管２０には常閉型の電磁開閉弁２６を介してウェットストロークシミュレータ２８が接続されている。
【００３３】
マスタシリンダ１４にはリザーバ３０が接続されており、リザーバ３０には油圧供給導管３２の一端が接続されている。油圧供給導管３２の途中には電動機３４により駆動されるオイルポンプ３６が設けられており、オイルポンプ３６の吐出側の油圧供給導管３２には高圧の油圧を蓄圧するアキュムレータ３８が接続されている。リザーバ３０とオイルポンプ３６との間の油圧供給導管３２には油圧排出導管４０の一端が接続されている。
【００３４】
オイルポンプ３６の吐出側の油圧供給導管３２は、油圧制御導管４２により電磁開閉弁２４Fとホイールシリンダ２２FLとの間のブレーキ油圧供給導管１８に接続され、油圧制御導管４４により右前輪用のホイールシリンダ２２FRに接続され、油圧制御導管４６により電磁開閉弁２４Rとホイールシリンダ２２RLとの間のブレーキ油圧供給導管２０に接続され、油圧制御導管４８により右後輪用のホイールシリンダ２２RRに接続されている。
【００３５】
油圧制御導管４２、４４、４６、４８の途中にはそれぞれ常閉型の電磁式のリニア弁５０FL、５０FR、５０RL、５０RRが設けられている。リニア弁５０FL、５０FR、５０RL、５０RRに対しホイールシリンダ２２FL、２２FR、２２RL、２２RRの側の油圧制御導管４２、４４、４６、４８はそれぞれ油圧制御導管５２、５４、５６、５８により油圧排出導管４０に接続されており、油圧制御導管５２、５４、５６、５８の途中にはそれぞれ常閉型の電磁式のリニア弁６０FL、６０FR、６０RL、６０RRが設けられている。
【００３６】
リニア弁５０FL、５０FR、５０RL、５０RRはそれぞれホイールシリンダ２２FL、２２FR、２２RL、２２RRに対する増圧制御弁として機能し、リニア弁６０FL、６０FR、６０RL、６０RRはそれぞれホイールシリンダ２２FL、２２FR、２２RL、２２RRに対する減圧制御弁として機能し、従ってこれらのリニア弁は互いに共働してアキュムレータ３８内より各ホイールシリンダに対する高圧のオイルの給排を制御する増減圧制御弁を構成している。
【００３７】
前輪の油圧供給導管１８及び右前輪の油圧制御導管４４はそれぞれ対応するホイールシリンダ２２FL、２２FRに近接した位置に於いて接続導管６２Fにより互いに接続されている。接続導管６２Fの途中には常閉型の電磁開閉弁６４Fが設けられ、電磁開閉弁６４Fはホイールシリンダ２２FLと２２FRとの連通を制御する連通制御弁として機能する。
【００３８】
同様に、後輪の油圧供給導管２０及び右後輪の油圧制御導管４８はそれぞれ対応するホイールシリンダ２２RL、２２RRに近接した位置に於いて接続導管６２Rにより互いに接続されている。接続導管６２Rの途中には常閉型の電磁開閉弁６４Rが設けられ、電磁開閉弁６４Rはホイールシリンダ２２RLと２２RRとの連通を制御する連通制御弁として機能する。
【００３９】
図１に示されている如く、第一のマスタシリンダ室１４Ａと電磁開閉弁２４Fとの間のブレーキ油圧制御導管１８には該制御導管内の圧力を第一のマスタシリンダ圧力Ｐm1として検出する第一の圧力センサ６６が設けられている。同様に第二のマスタシリンダ室１４Ｂと電磁開閉弁２４Rとの間のブレーキ油圧制御導管２０には該制御導管内の圧力を第二のマスタシリンダ圧力Ｐm2として検出する第二の圧力センサ６８が設けられている。第一及び第二のマスタシリンダ圧力Ｐm1、Ｐm2はブレーキペダル１２に対する運転者の制動操作力に対応する値として検出される。
【００４０】
ブレーキペダル１２には運転者の制動操作変位量としてその踏み込みストロークＳtを検出するストロークセンサ７０が設けられ、オイルポンプ３４の吐出側の油圧供給導管３２には該導管内の圧力をアキュムレータ圧力Ｐaとして検出する圧力センサ７２が設けられている。
【００４１】
それぞれ電磁開閉弁２４F及び２４Rとホイールシリンダ２２FL及び２２RLとの間のブレーキ油圧供給導管１８及び２０には、対応する導管内の圧力をホイールシリンダ２２FL及び２２RL内の圧力Ｐfl、Ｐrlとして検出する圧力センサ７４FL及び７４RLが設けられている。またそれぞれ電磁開閉弁５０FR及び５０RRとホイールシリンダ２２FR及び２２RRとの間の油圧制御導管４４及び４８には、対応する導管内の圧力をホイールシリンダ２２FR及び２２RR内の圧力Ｐfr、Ｐrrとして検出する圧力センサ７４FR及び７４RRが設けられている。
【００４２】
電磁開閉弁２４F及び２４R、電磁開閉弁２６、電動機３４、リニア弁５０FL、５０FR、５０RL、５０RR、リニア弁６０FL、６０FR、６０RL、６０RR、電磁開閉弁６４F及び６４Rは後に詳細に説明する如く電気式制御装置７６により制御される。電気式制御装置７６はマイクロコンピュータ７８と駆動回路８０とよりなっている。
【００４３】
各電磁開閉弁、各リニア弁及び電動機３４には図１には示されていないバッテリより駆動回路８０を経て駆動電流が供給され、特に各電磁開閉弁、各リニア弁及び電動機３４に駆動電流が供給されない非制御時には電磁開閉弁２４F及び２４R、電磁開閉弁６４F及び６４Rは開弁状態に維持され、電磁開閉弁２６、リニア弁５０FL、５０FR、５０RL、５０RR、リニア弁６０FL、６０FR、６０RL、６０RRは閉弁状態に維持される（非制御モード）。
【００４４】
尚マイクロコンピュータ７８は図１には詳細に示されていないが例えば中央処理ユニット（ＣＰＵ）と、リードオンリメモリ（ＲＯＭ）と、ランダムアクセスメモリ（ＲＡＭ）と、入出力ポート装置とを有し、これらが双方向性のコモンバスにより互いに接続された一般的な構成のものであってよい。
【００４５】
マイクロコンピュータ７８には、圧力センサ６６及び６８よりそれぞれ第一のマスタシリンダ圧力Ｐm1及び第二のマスタシリンダ圧力Ｐm2を示す信号、ストロークセンサ７０よりブレーキペダル１２の踏み込みストロークＳtを示す信号、圧力センサ７２よりアキュムレータ圧力Ｐaを示す信号、圧力センサ７４FL〜７４RRよりそれぞれホイールシリンダ２２FL〜２２RR内の圧力Ｐi（ｉ＝fl、fr、rl、rr）を示す信号が入力されるようになっている。
【００４６】
またマイクロコンピュータ７８には、図には示されていない車輪速度センサ８２FL〜８２RRより左右前輪及び左右後輪の車輪速度Ｖwi（ｉ＝fl、fr、rl、rr）を示す信号及び前後加速度センサ８４より車輌の前後加速度Ｇxを示す信号が入力されるようになっている。
【００４７】
マイクロコンピュータ７８は後述の如く図２及び図３に示された制動力制御フローを記憶しており、上述の圧力センサ６６、６８により検出されたマスタシリンダ圧力Ｐm1、Ｐm2及びストロークセンサ７０より検出された踏み込みストロークＳtに基づき運転者の制動要求量を推定し、推定された制動要求量に基づき車輌の最終目標減速度Ｇtを演算し、最終目標減速度Ｇtに基づき各車輪の目標ホイールシリンダ圧力（図に於いては目標ＷＣ圧力という）Ｐti（ｉ＝fl、fr、rl、rr）を演算し、目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiと実際のホイールシリンダ圧力Ｐiとの偏差に基づきリニア弁５０FL〜５０RR又は６０FL〜６０RRに対する目標駆動電流Ｉtiを演算し、目標駆動電流Ｉtiに基づき各リニア弁に駆動電流を通電することにより各車輪のホイールシリンダ圧力が目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiになるよう制御する。
【００４８】
この場合、マイクロコンピュータ７８は制動制御モードが増圧モードであるときにはリニア弁５０FL、５０FR、５０RL、５０RRの開弁量を目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiに応じて制御し、制動制御モードが減圧モードであるときにはリニア弁６０FL、６０FR、６０RL、６０RRの開弁量を目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiに応じて制御し、制動制御モードが保持モードであるときにはリニア弁５０FL〜５０RR及び６０FL〜６０RRを閉弁状態に維持する。
【００４９】
またマイクロコンピュータ７８は後述の如く各車輪速度Ｖwiに基づき当技術分野に於いて公知の要領にて車体速度Ｖbを推定すると共に、各車輪について推定車体速度Ｖbと車輪速度Ｖwiとの偏差として制動スリップ量ＳＬi（ｉ＝fl、fr、rl、rr）を演算し、制動スリップ量ＳＬi等に基づき各車輪毎にアンチスキッド制御の開始条件が成立したか否かを判定し、アンチスキッド制御（図に於いてはＡＢＳ制御という）の開始条件が成立したときには車輌の前後加速度に基づく車輌の減速度Ｇxb及び制動スリップ量ＳＬiに基づき当該車輪について目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiを演算し、各車輪のホイールシリンダ圧力が目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiになるよう制御することによりアンチスキッド制御を行って制動スリップ量を低減する。
【００５０】
特に図示の実施形態に於いては、マイクロコンピュータ７８は車輌の減速度Ｇxb若しくは制動スリップ量ＳＬiが大きいほどホイールシリンダ圧力の目標増減圧勾配ΔＰti（ｉ＝fl、fr、rl、rr）の大きさが大きくなるよう車輌の減速度Ｇxb及び制動スリップ量ＳＬiに基づきホイールシリンダ圧力の目標増減圧勾配ΔＰtiを演算し、前回の目標ホイールシリンダ圧力をＰtfiとし図２に示されたルーチンのサイクルタイムをΔＴとして、アンチスキッド制御の開始時及びアンチスキッド制御中に制動制御モードが変化したときには下記の式１に従って、またアンチスキッド制御中であって制動制御モードが変化しないときにはアンチスキッド制御の終了条件が成立するまで下記の式２に従って当該車輪の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiを演算する。
Ｐti＝Ｐi＋ΔＰtiΔＴ……（１）
Ｐti＝Ｐtfi＋ΔＰtiΔＴ……（２）
【００５１】
更に電気式制御装置７６はアキュムレータ内の圧力が予め設定された下限値以上であって上限値以下の圧力に維持されるよう、圧力センサ７２により検出されたアキュムレータ圧力Ｐaに基づき必要に応じて電動機３４を駆動してオイルポンプ３６を作動させる。
【００５２】
次に図２に示されたフローチャートを参照して第一の実施形態に於ける制動制御ルーチンについて説明する。尚図２に示されたフローチャートによる制御は図には示されていないイグニッションスイッチの閉成により開始され、所定の時間毎に繰返し実行される。
【００５３】
まずステップ１０に於いてはそれぞれ圧力センサ６６及び６８により検出された第一のマスタシリンダ圧力Ｐm1及び第二のマスタシリンダ圧力Ｐm2を示す信号等の読み込みが行われ、ステップ２０に於いては図３に示されたフローチャートに従って各車輪の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが演算される。尚図２には示されていないが、制御の開始時には電磁開閉弁２６が開弁され、電磁開閉弁２４Ｆ、２４Ｒ、６４Ｆ、６４Ｒが閉弁され、電動機３４によるオイルポンプ３６の駆動が開始される。
【００５４】
ステップ４０〜１３０は例えば左前輪、右前輪、左後輪、右後輪の順に各車輪について時系列的に実行され、ステップ４０に於いてはアンチスキッド制御中であるか否かの判別が行われ、肯定判別が行われたときにはステップ６０へ進み、否定判別が行われたときにはステップ５０へ進む。
【００５５】
ステップ５０に於いては推定車体速度Ｖb及び車輪速度Ｖwiに基づき車輪の制動スリップ量ＳＬiが演算されると共に、推定車体速度Ｖb及び制動スリップ量ＳＬiに基づきアンチスキッド制御の開始条件が成立しているか否かの判別、例えば推定車体速度Ｖbが制御開始閾値Ｖbs（正の定数）以上であり且つ車輪の制動スリップ量ＳＬiが閾値ＳＬo（正の定数）以上であるか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはステップ４００へ進み、肯定判別が行われたときには連通制御弁６２Ｆ又は６２Ｒが閉弁され又は閉弁状態に維持された後ステップ７０へ進む。
【００５６】
ステップ６０に於いてはアンチスキッド制御の終了条件が成立しているか否かの判別が行われ、肯定判別が行われたときには連通制御弁６２Ｆ又は６２Ｒが開弁され又は開弁状態に維持された後ステップ４００へ進み、否定判別が行われたときにはステップ７０に於いて車輪加速度、例えば車輪速度Ｖwiの時間微分値Ｖwdiと車輪の制動スリップ量ＳＬiとに基づき当技術分野に於いて公知の要領にて制動制御モードが増圧モード、保持モード、減圧モードの何れかに決定される。
【００５７】
尚ステップ６０に於いては、
（１）運転者による制動又は自動制動制御装置による制動が終了
（２）推定車体速度Ｖbが制御終了閾値Ｖbf（正の定数）以下
の何れかの条件が成立する場合にアンチスキッド制御の終了条件が成立していると判定されてよい。
【００５８】
ステップ８０に於いては制動制御モード、車輌の減速度Ｇxb、車輪の制動スリップ量ＳＬiに基づき図には示されていないマップよりホイールシリンダ圧力の目標増減圧勾配ΔＰtiが演算される。この場合目標増減圧勾配ΔＰtiは、制動制御モードが増圧モードであるときには、車輌の減速度Ｇxb若しくは車輪の制動スリップ量ＳＬiが大きいほど正の大きい値に演算され、制動制御モードが減圧モードであるときには、車輌の減速度Ｇxb若しくは車輪の制動スリップ量ＳＬiが大きいほど負の小さい値に演算され、制動制御モードが保持モードであるときには、０に設定される。
【００５９】
ステップ９０に於いてはアンチスキッド制御の開始時であるか否かの判別が行われ、肯定判別が行われたときにはステップ１１０に於いて目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが上記式１に従って演算され、否定判別、即ち既にアンチスキッド制御が行われている旨の判別が行われたときにはステップ１００に於いて制動制御モードが例えば減圧モードより増圧モードの如く変化したか否かの判別が行われ、肯定判別が行われたときにはステップ１１０へ進み、否定判別が行われたときにはステップ１２０に於いて目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが上記式２に従って演算される。
【００６０】
ステップ１３０に於いては上記ステップ１１０又は１２０に於いて演算された目標ホイールシリンダ圧力ＰtiがＲＡＭの如きメモリに記憶され、ステップ４００に於いてはホイールシリンダ圧力Ｐiが目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiになるようリニア弁５０FL〜５０RR又は６０FL〜６０RRが制御され、しかる後ステップ１０へ戻る。
【００６１】
次に図３に示されたフローチャートを参照して図示の実施形態に於ける目標ホイールシリンダ圧力演算ルーチンについて説明する。
【００６２】
ステップ２２に於いてはストロークセンサ７０により検出された踏み込みストロークＳtに基づき図４に示されたグラフに対応するマップより踏み込みストロークに基づく目標減速度Ｇstが演算され、ステップ２４に於いては第一のマスタシリンダ圧力Ｐm1及び第二のマスタシリンダ圧力Ｐm2の平均値Ｐmaが演算され、ステップ２６に於いては平均値Ｐmaに基づき図５に示されたグラフに対応するマップよりマスタシリンダ圧力に基づく目標減速度Ｇptが演算される。
【００６３】
ステップ２８に於いては目標減速度Ｇptに基づき図６に示されたグラフに対応するマップより目標減速度Ｇstに対する重みα（０≦α≦０．６）が演算され、ステップ３０に於いては下記の式３に従って目標減速度Ｇpt及び目標減速度Ｇstの重み付け和として最終目標減速度Ｇtが演算される。尚図示の実施形態に於いては、重みαは０≦α≦０．６を満たす範囲にて設定されるが、その最大値は０．６に限定されるものではなく、０以上１以下の任意の値であってよい。
Ｇt＝αＧst＋（１−α）Ｇpt ……（３）
【００６４】
ステップ３２に於いては最終目標減速度Ｇtに対する左右前輪及び左右後輪の目標ホイールシリンダ圧力の係数をそれぞれＫf、Ｋrとして、最終目標減速度Ｇtに基づき下記の式４及び５に従って各車輪の目標ホイールシリンダ圧力Ｐti（ｉ＝fl、fr、rl、rr）が演算され、しかる後ステップ４０へ進む。
Ｐtfl＝Ｐtfr＝Ｋf・Ｇt ……（４）
Ｐtrl＝Ｐtrr＝Ｋr・Ｇt ……（５）
【００６５】
かくして図示の第一の実施形態によれば、ステップ２０に於いて運転者の制動操作量に応じて各車輪の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが演算され、アンチスキッド制御の開始条件が成立したときにはステップ５０に於いて肯定判別が行われることにより、またアンチスキッド制御中であるときにはステップ４０に於いて肯定判別が行われると共にステップ６０に於いて否定判別が行われることにより、ステップ７０に於いて制動制御モードが増圧モード、減圧モード、保持モードの何れかに決定される。
【００６６】
そしてステップ８０に於いて制動制御モード、車輌の減速度Ｇxd、車輪の制動スリップ量ＳＬiに基づき目標増減圧勾配ΔＰtが演算され、アンチスキッド制御の開始時であるときにはステップ９０に於いて肯定判別が行われることにより、またアンチスキッド制御中に制動制御モードが変化したときにはステップ１００に於いて肯定判別が行われることにより、ステップ１１０に於いて目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが上記式１に従って演算され、アンチスキッド制御中であって制動制御モードが変化しないときにはステップ９０に於いて否定判別が行われることによりステップ１２０に於いて目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが上記式２に従って演算され、ステップ４００に於いて車輪のホイールシリンダ圧力Ｐiが目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiになるよう制御される。
【００６７】
従って図示の第一の実施形態によれば、所定の制動制御としてのアンチスキッド制御の開始時には目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが必ず実際のホイールシリンダ圧力Ｐiをベースにして演算され、その後の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiは前回の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtfiベースにして演算されるので、アンチスキッド制御開始時の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiを必ず実際のホイールシリンダ圧力Ｐiよりも低く且つ車輪のスリップ状態に応じた適正な値に設定することができ、これによりアンチスキッド制御開始時の減圧を遅れなく適正に実行することができ、またその後の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiを車輪のスリップ状態に応じた適正な値に設定することができ、これにより実際のホイールシリンダ圧力Ｐiを車輪のスリップ状態に応じて適正に且つ高精度に制御し、アンチスキッド制御を適正に且つ効果的に実行することができる。
【００６８】
例えば図７は図示の第一の実施形態に於いてアンチスキッド制御が行われる場合に於ける目標ホイールシリンダ圧力Ｐti及び実際のホイールシリンダ圧力Ｐiの変化の一例を比較例の場合と対比して示す説明図である。
【００６９】
推定車体速度Ｖb及び車輪速度Ｖwiが図７の上段に示されている如く変化し、時点ｔ0に於いてアンチスキッド制御が開始され、目標増減圧勾配ΔＰtiが図７の中段に示されている如く変化したとすると、アンチスキッド制御の開始時にも目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが上記式２に従って演算される比較例の場合には、目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが破線にて示されている如く変化し、時点ｔ0に於ける目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが実際のホイールシリンダ圧力Ｐiよりも高い値になり、そのためホイールシリンダ圧力の減圧が時点ｔ0よりも遅れて開始されてしまい、従って車輪のスリップ状態を遅れなく効果的に制御することができない。
【００７０】
これに対し図示の第一の実施形態によれば、時点ｔ0に於ける目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが実際のホイールシリンダ圧力ＰiよりもΔＰti・ΔＴ低い値に演算されるので、アンチスキッド制御の開始時点よりホイールシリンダ圧力を車輪のスリップ状態に応じた適正な減圧勾配にて減圧することができ、これにより車輪のスリップ状態を遅れなく効果的に制御することができる。
【００７３】
またこの第一の実施形態によれば、アンチスキッド制御中に制動制御モードが変化したときにも、目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが必ず実際のホイールシリンダ圧力Ｐiをベースにして演算されるので、制動制御モードが変化したときにも目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが前回の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtfiベースにして演算される場合に比して、目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiを車輪のスリップ状態に応じて適正に設定することができ、これによりホイールシリンダ圧力を車輪のスリップ状態に応じて遅れなく適正に制御することができる。
【００７４】
例えば図８は制動制御モードが時点ｔ1に於いて減圧モードより増圧モードへ変化する場合に於ける目標ホイールシリンダ圧力Ｐti及び実際のホイールシリンダ圧力Ｐiの変化の一例を比較例の場合（Ａ）及び第一の実施形態の場合（Ｂ）について示す説明図である。
【００７５】
制動制御モードが減圧モードより増圧モードへ変化する状況に於いては、比較例の場合には時点ｔ1の次のサイクルの目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiは時点ｔ1に於ける目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiをベースとして演算されるので、ホイールシリンダ圧力Ｐiが減圧より増圧に転じるまでに比較的大きい遅れが生じる場合がある。
【００７６】
これに対し図示の第一の実施形態によれば、時点ｔ1の次のサイクルの目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiは時点ｔ1に於ける実際のホイールシリンダ圧力Ｐiをベースとして演算されるので、実際のホイールシリンダ圧力Ｐiが減圧より増圧に転じるまでの遅れを確実に低減し、これにより車輪のスリップ状態に応じてホイールシリンダ圧力を適正に制御することができる。尚図には示されていないが、制動制御モードが増圧モードより減圧モードへ変化する状況に於いても実際のホイールシリンダ圧力Ｐiが増圧より減圧に転じるまでの遅れを確実に低減することができる。
【００７７】
また図９は制動制御モードが時点ｔ2に於いて減圧モードより保持モードへ変化し、時点ｔ3に於いて保持モードより増圧モードへ変化する場合に於ける目標ホイールシリンダ圧力Ｐti及び実際のホイールシリンダ圧力Ｐiの変化の一例を比較例の場合（Ａ）及び第一の実施形態の場合（Ｂ）について示す説明図である。
【００７８】
比較例の場合には、制動制御モードが減圧モードより保持モードへ変化する状況に於いては、時点ｔ2の次のサイクルの目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiは時点ｔ2に於ける目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiに設定され、保持モードより増圧モードへ変化する状況に於いては、時点ｔ3の次のサイクルの目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiは時点ｔ3に於ける目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiをベースとして演算されるので、実際のホイールシリンダ圧力Ｐiが減圧より保持に転じるまで及び保持より増圧に転じるまでに比較的大きい遅れが生じる場合がある。
【００７９】
これに対し図示の第一の実施形態によれば、時点ｔ2の次のサイクルの目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiは時点ｔ2に於ける実際のホイールシリンダ圧力Ｐiに設定され、時点ｔ3の次のサイクルの目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiは時点ｔ3に於ける実際のホイールシリンダ圧力Ｐiをベースとして演算されるので、実際のホイールシリンダ圧力Ｐiが減圧より保持に転じるまで及び保持より増圧に転じるまでの遅れを確実に低減することができる。
【００８０】
第二の実施形態
図１０は本発明による車輌用制動制御装置の第二の実施形態に於ける制動制御ルーチンの要部を示すフローチャートである。尚図１０に示されたフローチャートによる制御は図２のステップ５０に於いて否定判別が行われた場合又はステップ６０に於いて肯定判別が行われた場合に実行される。
【００８１】
この第二の実施形態に於いては、ステップ１５０に於いて制動制御モードが減圧モードであるか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはステップ１７０へ進み、肯定判別が行われたときにはステップ１６０へ進む。ステップ１６０に於いては目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが実際のホイールシリンダ圧力Ｐiを越えているか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはそのままステップ４００へ進み、肯定判別が行われたときには目標増減圧勾配ΔＰ t が演算された後ステップ１１０へ進む。
【００８２】
ステップ１７０に於いては制動制御モードが増圧モードであるか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはそのままステップ４００へ進み、肯定判別が行われたときにはステップ１８０へ進む。ステップ１８０に於いては目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが実際のホイールシリンダ圧力Ｐi未満であるか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはそのままステップ４００へ進み、肯定判別が行われたときには目標増減圧勾配ΔＰ t が演算された後ステップ１１０へ進む。
【００８３】
かくしてこの第二の実施形態によれば、制動制御モードが減圧モードである場合に於いて目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが実際のホイールシリンダ圧力Ｐiを越えている場合には、即ち実際のホイールシリンダ圧力Ｐiが目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiに対しアンダーシュート（減圧のオーバーシュート）した場合には、ステップ１５０及び１６０に於いて肯定判別が行われることにより、目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが必ず実際のホイールシリンダ圧力Ｐiをベースにして演算されるので、ホイールシリンダ圧力が不必要に増圧されることを確実に防止することができる。
【００８４】
また制動制御モードが増圧モードである場合に於いて目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが実際のホイールシリンダ圧力Ｐi未満である場合には、即ち実際のホイールシリンダ圧力Ｐiが目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiに対しオーバーシュートした場合には、ステップ１７０及び１８０に於いて肯定判別が行われることにより、目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが必ず実際のホイールシリンダ圧力Ｐiをベースにして演算されるので、ホイールシリンダ圧力が不必要に減圧されることを確実に防止することができる。
【００８５】
例えば図１１は実際のホイールシリンダ圧力Ｐiが目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiに対し減圧モードに於いてアンダシュートする場合及び増圧モードに於いてオーバシュートする場合の一例を示す説明図である。尚図１１に於いて、破線は比較例の場合に於ける目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiの変化を示している。
【００８６】
図１１に示されている如く、比較例の場合には、実際のホイールシリンダ圧力Ｐiが目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiに対し減圧モードに於いてアンダシュートすると、目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが実際のホイールシリンダ圧力Ｐiよりも高くなるため、ホイールシリンダ圧力が増圧され又は減圧度合が低減されてしまう。また増圧モードに於いてオーバシュートすると、目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが実際のホイールシリンダ圧力Ｐiよりも低くなるため、ホイールシリンダ圧力が減圧され又は増圧度合が低減されてしまう。
【００８７】
これに対し、図示の第二の実施形態によれば、実際のホイールシリンダ圧力Ｐiが目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiに対し減圧モードに於いてアンダシュートすると、目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが実際のホイールシリンダ圧力Ｐiよりも低くなるよう修正されるので、ホイールシリンダ圧力が増圧され又は減圧度合が低減されることを確実に防止することができる。また増圧モードに於いてオーバシュートすると、目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが実際のホイールシリンダ圧力Ｐiよりも高くなるよう修正されるので、ホイールシリンダ圧力が減圧され又は増圧度合が低減されることを確実に防止することができる。
【００８８】
第三の実施形態
図１２は前輪及び後輪に回生制動装置及び摩擦制動装置を有しハイブリッドエンジンが搭載された前輪駆動式の車輌に適用された本発明による制動制御装置の第三の実施形態を示す概略構成図である。尚図１２に於いて、図１に示された部材と同一の部材には図１に於いて付された符号と同一の符号が付されている。
【００８９】
図１２に於いて、１１０は前輪を駆動するハイブリッドエンジンを示しており、ハイブリッドエンジン１１０はガソリンエンジン１１２と電動発電機１１４とを含んでいる。ガソリンエンジン１１２の出力軸１１６はクラッチを内蔵する無段変速機１１８の入力軸に連結されており、無段変速機１１８の入力軸は電動発電機１１４の出力軸１２０にも連結されている。無段変速機１１８の出力軸１１９の回転はフロントディファレンシャル１２２を介して左右前輪用車軸１２４FL及び１２４FRへ伝達され、これにより左右の前輪１２４FL及び１２４FRが回転駆動される。
【００９０】
ハイブリッドエンジン１１０のガソリンエンジン１１２及び電動発電機１１４はエンジン制御装置１２８により運転者による図には示されていないアクセルペダルの踏み込み量及び車輌の走行状況に応じて制御される。また電動発電機１１４は前輪用回生制動装置１３０の発電機としても機能し、回生発電機としての機能（回生制動）もエンジン制御装置１２８により制御される。
【００９１】
特に図示の実施形態に於いては、ハイブリッドエンジン１１０は図には示されていないシフトレバーがＤレンジにある通常走行時にはガソリンエンジン１１２又はガソリンエンジン１１２と電動発電機１１４とにより駆動力又はエンジンブレーキ力を発生し（通常運転モード）、シフトレバーがＤレンジにあるが負荷が低いときには電動発電機１１４のみにより駆動力を発生し（電気自動車モード）、シフトレバーがＢレンジにあるときにもガソリンエンジン１１２と電動発電機１１４とにより駆動力又はエンジンブレーキ力を発生するが、その場合のエンジンブレーキ力はＤレンジの場合よりも高く（エンジンブレーキモード）、シフトレバーがＤレンジにあり運転者によりブレーキペダル１２が踏み込まれたときにも電動発電機１１４は回生発電機として機能する。
【００９２】
また図１２に於いて、従動輪である左右の後輪１３４RL及び１３４RRの回転は左右後輪用車軸１３６RL、１３６RR及び後輪用ディファレンシャル１３８を介して後輪用回生制動装置１４０の電動発電機１４２へ伝達されるようになっている。電動発電機１４２による回生制動もエンジン制御装置１２８により制御され、従ってエンジン制御装置１２８は回生制動装置用制御装置として機能する。
【００９３】
左右の前輪１２６FL、１２６FR及び左右の後輪１３４RL、１３４RRの摩擦制動力は制動装置１０の油圧回路１４６により対応するホイールシリンダ２２FL、２２FR、２２RL、２２RRの圧力が制御されることによって制御される。図には示されていないが、油圧回路１４６はリザーバ、オイルポンプ、種々の弁装置等を含み、各ホイールシリンダの圧力は通常時には運転者によるブレーキペダル１２の踏み込み量及びブレーキペダル１２の踏み込みに応じて駆動されるマスタシリンダ１４の圧力に応じて摩擦制動装置用制御装置としての電子制御装置７６により制御される。
【００９４】
エンジン制御装置１２８にはアクセルペダルセンサ１５４よりアクセルペダルの踏み込み量を示す信号、シフトポジションセンサ１５６より無段変速機１１８のシフト位置を示す信号、電子制御装置７６より前輪の目標回生制動力Ｆrgft及び後輪の目標回生制動力Ｆrgrtを示す信号がそれぞれ入力される。電子制御装置７６にはストロークセンサ７０よりのブレーキペダル１２の踏み込みストロークＳtを示す信号等が入力される。
【００９５】
尚エンジン制御装置１２８も電子制御装置７６と同様実際にはそれぞれ例えばＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ、入出力装置を含むマイクロコンピュータと駆動回路とを含む一般的な構成のものであってよい。
【００９６】
後に詳細に説明する如く、電子制御装置７６は後述の如く図１３及び１４に示されたルーチンに従ってブレーキペダル１２の踏み込みストロークＳt及びマスタシリンダ圧力の平均値Ｐmaに基づき運転者の制動要求量である車輌の最終目標減速度Ｇtを演算し、最終目標減速度Ｇt及び所定の前後輪制動力配分比に基づき前輪及び後輪の目標制動力Ｆbft及びＦbrtを演算し、回生制動装置１３０及び１４０の最大回生制動力をそれぞれＦrgfmax、Ｆrgrmaxとして、目標制動力Ｆbft及び最大回生制動力Ｆrgfmaxの小さい方の値を前輪の目標回生制動力Ｆrgftとして演算すると共に、目標制動力Ｆbrt及び最大回生制動力Ｆrgrmaxの小さい方の値を後輪の目標回生制動力Ｆrgrtとして演算し、これらの目標回生制動力を示す信号をエンジン制御装置１２８へ出力する。
【００９７】
エンジン制御装置１２８は前輪の目標回生制動力Ｆrgftを上限として前輪の回生制動装置１３０の電動発電機１１４を制御し、その発電電圧及び発電電流に基づき前輪の回生制動装置１３０による実際の回生制動力Ｆrgfaを演算する。同様にエンジン制御装置１２８は後輪の目標回生制動力Ｆrgrtを上限として後輪の回生制動装置１４０の電動発電機１４２を制御し、その発電電圧及び発電電流に基づき後輪の回生制動装置１４０による実際の回生制動力Ｆrgraを演算する。更にエンジン制御装置１２８は実際の回生制動力Ｆrgfa及びＦrgraを示す信号を電子制御装置７６へ出力する。
【００９８】
電子制御装置７６は、目標制動力Ｆbftより実際の回生制動力Ｆrgfaを減算した値を前輪の目標摩擦制動力Ｆbpftとして演算し、また目標制動力Ｆbrtより実際の回生制動力Ｆrgraを減算した値を後輪の目標摩擦制動力Ｆbprtとして演算し、前輪の目標摩擦制動力Ｆbpftに基づき左右前輪の目標制動圧力Ｐbtfl及びＰbtfrを演算し、また後輪の目標摩擦制動力Ｆbprtに基づき左右後輪の目標制動圧力Ｐbtrl及びＰbtrrを演算し、左右前輪及び左右後輪の制動圧力Ｐi（ｉ＝fl、fr、rl、rr）がそれぞれ対応する目標制動圧力Ｐbti（ｉ＝fl、fr、rl、rr）、即ち目標ホイールシリンダ圧力になるよう各車輪の制動圧力を制御する。
【００９９】
また電子制御装置７６は、左右前輪の車輪速度Ｖwfl及びＶwfrの平均値Ｖwfと左右後輪の車輪速度Ｖwrl及びＶwrrの平均値Ｖwrとの偏差ΔＶwを演算し、車輪速度の偏差ΔＶwが基準値以上になると、後輪の制動力が過剰にならないよう、偏差ΔＶwに基づき後輪の制動力の増大を制御する制動力の配分制御を行う。
【０１００】
また電子制御装置７６は、後輪について回生制動が実行されている状況に於いて制動力の配分制御を行うときには、後輪の回生制動実行量を考慮して後輪の目標ホイールシリンダ圧力を演算し、特に制動力配分制御の開始時及び制動制御モードが増圧モードと保持モードとの間に切り替るときには、実際のホイールシリンダ圧力をベースとして後輪の目標ホイールシリンダ圧力を演算する。
【０１０１】
更に電子制御装置７６は、図には示されていないが、何れかの車輪についてアンチスキッド制御の開始条件が成立すると、アンチスキッド制御の終了条件が成立するまで、当該車輪について制動スリップ量が所定の範囲内になるようホイールシリンダ内の圧力を増減するアンチスキッド制御を行い、左右前輪の少なくとも一方についてアンチスキッド制御が行われているときには前輪の目標回生制動力Ｆrgftを０に設定し、左右後輪の少なくとも一方についてアンチスキッド制御が行われているときには後輪の目標回生制動力Ｆrgrtを０に設定する。
【０１０２】
尚エンジン制御装置１２８によるハイブリッドエンジン１１０の運転モードの制御及びガソリンエンジン１１２の制御は本発明の要旨をなすものではなく、これらの制御は当技術分野に於いて公知の任意の要領にて実施されてよい。
【０１０３】
次に図１３及び図１４に示されたフローチャートを参照して図示の第四実施形態に於ける制動制御ルーチンについて説明する。尚図１３及び図１４に示されたフローチャートによる制御は図には示されていないイグニッションスイッチの閉成により開始され、所定の時間毎に繰返し実行される。
【０１０４】
まずステップ１０に於いては圧力センサ６６及び６８により検出されたマスタシリンダ圧力Ｐm1及びＰm2を示す信号等の読み込みが行われ、ステップ２２〜３０は上述の第一の実施形態の場合と同様に実行される。
【０１０５】
ステップ３４に於いてはＫf及びＫrをそれぞれ前輪及び後輪に対する制動力の配分比（正の定数）として、前輪の目標制動力Ｆbft及び後輪の目標制動力Ｆbrtがそれぞれ下記の式５及び６に従って演算される。
Ｆbft＝Ｋf・Ｇt ……（５）
Ｆbrt＝Ｋr・Ｇt ……（６）
【０１０６】
ステップ３６に於いては前輪の目標回生制動力Ｆrgft及び後輪の目標回生制動力Ｆrgrtがそれぞれ下記の式７及び８に従って演算される。尚下記の式７及び８に於けるＭＩＮは（ ）内の数値の小さい方を選択することを意味する。また最大回生制動力Ｆrgfmax及びＦrgrmaxはそれぞれ正の定数であってよいが、ハイブリッドエンジン１１０の運転モードや車速に応じて可変設定されてもよい。
Ｆrgft＝ＭＩＮ（Ｆbft，Ｆrgfmax） ……（７）
Ｆrgrt＝ＭＩＮ（Ｆbrt，Ｆrgrmax） ……（８）
【０１０７】
ステップ３８に於いては後述の如くエンジン制御装置１２８による回生制動制御により達成された実際の前輪の回生制動力Ｆrgfa及び実際の後輪の回生制動力Ｆrgraを示す信号がエンジン制御装置１２８より読み込まれ、ステップ２００に於いては前輪の目標摩擦制動力Ｆbpft及び後輪の目標摩擦制動力Ｆbprtがそれぞれ下記の式９及び１０に従って演算される。
Ｆbpft＝Ｆbft−Ｆrgfa ……（９）
Ｆbprt＝Ｆbrt−Ｆrgra ……（１０）
【０１０８】
ステップ２１０に於いては前輪の目標摩擦制動力Ｆbpftに基づき左右前輪の目標ホイールシリンダ圧力Ｐbtfl及びＰbtfrが演算され、また後輪の目標摩擦制動力Ｆbprtに基づき左右後輪の目標ホイールシリンダ圧力Ｐbtrl及びＰbtrrが演算される。
【０１０９】
ステップ２２０に於いては後輪の制動力が過剰になることを防止する制動力の配分制御中であるか否かの判別が行われ、肯定判別が行われたときにはステップ２５０へ進み、否定判別が行われたときにはステップ２３０へ進む。
【０１１０】
ステップ２３０に於いては例えば左右前輪の車輪速度Ｖwfl及びＶwfrの平均値Ｖwfと左右後輪の車輪速度Ｖwrl及びＶwrrの平均値Ｖwrとの偏差ΔＶwが演算されると共に、偏差ΔＶwが基準値ΔＶwa（正の定数）以上であるか否かの判別により制動力の配分制御の開始条件が成立したか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはそのままステップ４００へ進み、肯定判別が行われたときにはステップ２４０に於いて実際の後輪の回生制動力Ｆrgraに基づきホイールシリンダ圧力に換算された後輪の回生制動量Ｐrgraが演算されると共に、後輪の基準回生制動量ＰrgraoがＰrgraに設定される。
【０１１１】
ステップ２５０に於いては例えば車輌が停止したか否か、後輪の少なくとも一方についてアンチスキッド制御が開始されたか否かの判別により制動力の配分制御の終了条件が成立したか否かの判別が行われ、肯定判別が行われたときにはステップ２６０に於いて後輪の基準回生制動量Ｐrgraoが０に戻され、否定判別が行われたときにはステップ２７０へ進む。
【０１１２】
ステップ２７０に於いては前後輪の車輪速度の偏差ΔＶwが基準値ΔＶwb（基準値ΔＶwaよりも小さい正の定数）以上であるか否かの判別により後輪のホイールシリンダ圧力を保持すべき状況であるか否かの判別が行われ、肯定判別が行われたときにはステップ２８０に於いて後輪のホイールシリンダ圧力の増圧量ΔＰtrが０に設定され、否定判別、即ち増圧すべき旨の判別が行われたときにはステップ２９０に於いて後輪のホイールシリンダ圧力の増圧量ΔＰtrがΔＰo（正の定数）に設定される。
【０１１３】
ステップ３００に於いては制動力の配分制御開始時よりの後輪の実際の回生制動量の変化量ΔＰrgraが下記の式１１に従って演算される。
ΔＰrgra＝Ｐrgra−Ｐrgrao ……（１１）
【０１１４】
ステップ３１０に於いては制動力の配分制御モードが保持モードより増圧モード又は増圧モードより保持モードへ変化したか否かの判別が行われ、肯定判別が行われたときにはステップ３２０に於いてＰr（＝Ｐrl＝Ｐrr）を左右後輪の実際の目標ホイールシリンダ圧力として左右後輪の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtr（＝Ｐtrl＝Ｐtrr）が下記の式１２に従って演算され、否定判別が行われたときにはステップ３３０に於いてＰtrfを前回の左右後輪の目標ホイールシリンダ圧力として左右後輪の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtrが下記の式１３に従って演算される。
Ｐtr＝Ｐr＋ΔＰtr−ΔＰrgra ……（１２）
Ｐtr＝Ｐtrf＋ΔＰtr−ΔＰrgra ……（１３）
【０１１５】
ステップ３４０に於いては左右後輪の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtrが次回のためにＰtrfとしてＲＡＭの如きメモリに記憶され、ステップ４００は上述の他の実施形態の場合と同様に実行され、これにより左右前輪及び左右後輪のホイールシリンダ圧力Ｐiが目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiになるよう制御される。
【０１１６】
かくしてこの第三の実施形態によれば、ステップ２２〜３４に於いて運転者の制動操作量に基づき各車輪の目標制動力が演算され、ステップ３６に於いて前輪及び後輪の目標回生制動力ができるだけ高い値になるよう演算され、ステップ３８及び２００に於いて目標制動力より実際の回生制動力が減算された値として目標摩擦制動力Ｆbpft及びＦbprtが演算され、ステップ２１０に於いて目標摩擦制動力に基づき各車輪の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが演算される。
【０１１７】
また制動力配分制御の開始条件が成立すると、ステップ２３０に於いて肯定判別が行われ、ステップ２４０に於いて実際の後輪の回生制動力Ｆrgraに基づき後輪の回生制動量Ｐrgraが演算されると共に後輪の基準回生制動量ＰrgraoがＰrgraに設定され、制動力配分制御中にはステップ２７０〜２９０に於いて車輪速度の偏差ΔＶwに基づき後輪のホイールシリンダ圧力の増圧量が演算され、ステップ３００に於いて制動力配分制御開始時点よりの回生制動増加量ΔＰrgraが演算される。
【０１１８】
更にステップ３１０〜３３０に於いて、制動制御モードが変化していないときには後輪の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtrが前回の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtrfと増圧量ΔＰtrと回生制動増加量ΔＰrgraとに基づいて演算され、制動制御モードが変化したときには後輪の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtrが後輪の実際のホイールシリンダ圧力Ｐrと増圧量ΔＰtrと回生制動増加量ΔＰrgraとに基づいて演算される。
【０１１９】
従ってこの第三の実施形態によれば、できるだけ回生制動量を高くして回生制動効率を高くすることができるだけでなく、回生制動の影響を受けることなく、また回生制動に悪影響を与えることなく、制動力の配分制御を実行し、これにより後輪の制動力が過剰になること及びこれに起因して車輌の安定な走行状態が損なわれることを確実に防止することができる。
【０１２０】
特に図示の第三の実施形態によれば、制動力の配分制御の開始時のみならず、制動制御モードが増圧モードと保持モードとの間に切り替る場合にも、後輪の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtrは実際の後輪のホイールシリンダ圧力Ｐrをベースに演算されるので、制動制御モードが切り替る場合にも、目標ホイールシリンダ圧力Ｐtrが前回の後輪の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtrfをベースに演算される場合に比して後輪の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtrを適正な値に演算し、これにより制動力の配分制御を適正に実行することができる。
【０１２１】
尚上述の第三の実施形態に於いては、制動制御モードが増圧モードである場合の増圧量ΔＰrは一定であるが、増圧量ΔＰrは例えばステップ２８０に於いて車輪速度の偏差ΔＶwが小さいほど大きくなるよう車輪速度の偏差ΔＶwに応じて可変設定されてもよい。
【０１２２】
以上に於ては本発明を特定の実施形態について詳細に説明したが、本発明は上述の実施形態に限定されるものではなく、本発明の範囲内にて他の種々の実施形態が可能であることは当業者にとって明らかであろう。
【０１２３】
例えば上述の各実施形態に於いては、制動制御装置はホイールシリンダ圧力が増減されることにより制動力が増減される油圧式の制動装置であるが、本発明による制動制御装置は車輪に設けられたブレーキロータの如き回転部材に対しブレーキパッドの如き摩擦部材を押圧する電動機の如き電気式の押圧装置を有する電気式の制動装置に適用されてもよい。この場合目標ホイールシリンダ圧力及び実際のホイールシリンダ圧力（実ホイールシリンダ圧力）はそれぞれ目標押圧力及び実際の押圧力に設定され、目標増減圧勾配は目標増減力勾配に設定され、制動制御モードの増圧及び減圧はそれぞれ増力及び減力に設定される。
【０１２４】
また上述の各実施形態に於いては、運転者の制動操作量としての最終目標減速度Ｇtはマスタシリンダ圧力の平均値Ｐma及びブレーキペダルのストロークＳtに基づき演算されるようになっているが、運転者の制動操作量は当技術分野に於いて公知の任意の要領にて演算されてよい。
【０１２５】
また上述の第一及び第二の実施形態に於いては、所定の制動制御はアンチスキッド制御であるが、所定の制動制御は制動力制御式のトラクション制御や車輌挙動の安定化制御であってもよく、また上述の第一及び第二の実施形態と上述の第三の実施形態の制動力配分制御が組み合わされてもよい。
【０１２６】
【発明の効果】
以上の説明より明らかである如く、本発明の請求項１の構成によれば、所定の制動制御中であって制動制御モードがあるモードより他のモードへ切り替らないときには目標ホイールシリンダ圧力が目標増減圧勾配及び前回の目標ホイールシリンダ圧力に基づき演算され、所定の制動制御中であって制動制御モードがあるモードより他のモードへ切り替るときには目標ホイールシリンダ圧力が目標増減圧勾配及び実際のホイールシリンダ圧力に基づき適正な値に演算されるので、ホイールシリンダ圧力の増減の遅れを低減してホイールシリンダ圧力を適正な値に制御し、これにより所定の制動制御を適正に実行することができる。同様に、本発明の請求項８の構成によれば、所定の制動制御中であって制動制御モードがあるモードより他のモードへ切り替らないときには目標押圧力が目標増減力勾配及び前回の目標押圧力に基づき演算され、所定の制動制御中であって制動制御モードがあるモードより他のモードへ切り替るときには目標押圧力が目標増減力勾配及び実際の押圧力に基づき適正な値に演算されるので、押圧力の増減の遅れを低減して押圧力を適正な値に制御し、これにより所定の制動制御を適正に実行することができる。
【０１２７】
また本発明の請求項２の構成によれば、所定の制動制御の開始前には運転者の制動操作量に基づいて目標ホイールシリンダ圧力が演算され、所定の制動制御の開始時にも目標増減圧勾配及び実際の目標ホイールシリンダ圧力に基づき目標ホイールシリンダ圧力が適正な値に演算されるので、所定の制動制御の開始時にもホイールシリンダ圧力を適正に制御することができる。
【０１２８】
また本発明の請求項３の構成によれば、所定の制動制御中ではない状況に於いて実際のホイールシリンダ圧力が目標ホイールシリンダ圧力に対し増圧時にオーバーシュートした場合にホイールシリンダ圧力が不必要に減圧されることを確実に防止することができ、また実際のホイールシリンダ圧力が目標ホイールシリンダ圧力に対し減圧時にアンダーシュートした場合に目標ホイールシリンダ圧力が不必要に増圧されることを確実に防止することができる。
【０１２９】
また請求項４の構成によれば、目標ホイールシリンダ圧力が車輪のスリップ状態に応じて適正な値に設定され、ホイールシリンダ圧力が目標ホイールシリンダ圧力に制御されるので、車輪のスリップ状態を確実に且つ効果的に制御することができる。
【０１３０】
また本発明の請求項５の構成によれば、回生制動装置の作動中に於ける所定の制動制御の開始時には目標増減圧勾配、実際のホイールシリンダ圧力及び回生制動装置による回生制動実行量に基づき目標ホイールシリンダ圧力が演算されるので、回生制動装置の作動中にも目標ホイールシリンダ圧力を車輪の回転状態及び回生制動実行量に応じて適正な値に設定することができ、これにより回生制動に悪影響を与えることなく、また回生制動により悪影響を受けることなく所定の制動制御を実行することができる。
【０１３１】
また請求項６の構成によれば、所定の制動制御の開始時以降には所定の制動制御の開始時の回生制動実行量を基準に回生制動実行量の変動量が演算されると共に、目標増減圧勾配、前回の目標ホイールシリンダ圧力及び回生制動実行量の変動量に基づき目標ホイールシリンダ圧力が演算されるので、目標ホイールシリンダ圧力を車輪の回転状態及び回生制動実行量に応じて確実に適正な値に演算することができる。
【０１３２】
また請求項７の構成によれば、後輪の制動力が過剰になることを防止する制動力配分制御中には後輪のリニア弁が増圧モード又は保持モードにて制御され、モードの切り替り時には目標増減圧勾配、実際のホイールシリンダ圧力及び回生制動実行量の変動量に基づき目標ホイールシリンダ圧力が演算されるので、モードの切り替り時に目標ホイールシリンダ圧力を車輪の回転状態、実際のホイールシリンダ圧力及び回生制動実行量に応じて確実に適正な値に演算し、これにより制動力配分制御を確実に適正に実行することができる。
【０１３３】
更に上記請求項９〜１４の構成によれば、電気式の制動制御装置に於いてそれぞれ上記請求項２〜７の場合と同様の作用が達成され、これにより上記請求項２〜７の場合と同様の効果が得られる。
【図面の簡単な説明】
【図１】 本発明による車輌用制動制御装置の第一の実施形態の油圧回路及び電子制御装置を示す概略構成図である。
【図２】 第一の実施形態に於ける制動制御ルーチンを示すフローチャートである。
【図３】 第一の実施形態に於ける目標ホイールシリンダ圧力演算ルーチンを示すフローチャートである。
【図４】 ブレーキペダルの踏み込みストロークＳtと目標減速度Ｇstとの関係を示すグラフである。
【図５】 マスタシリンダ圧力の平均値Ｐmと目標減速度Ｇptとの関係を示すグラフである。
【図６】 前回演算された最終目標減速度Ｇtと目標減速度Ｇptに対する重みαとの関係を示すグラフである。
【図７】 アンチスキッド制御時に於ける目標ホイールシリンダ圧力Ｐti及び実際のホイールシリンダ圧力Ｐiの変化の一例を比較例の場合と対比して示す説明図である。
【図８】 制動制御モードが減圧モードより増圧モードへ変化する場合に於ける目標ホイールシリンダ圧力Ｐti及び実際のホイールシリンダ圧力Ｐiの変化の一例を比較例の場合（Ａ）及び第一の実施形態の場合（Ｂ）について示す説明図である。
【図９】 制動制御モードが減圧モードより保持モードへ変化する場合に於ける目標ホイールシリンダ圧力Ｐti及び実際のホイールシリンダ圧力Ｐiの変化の一例を比較例の場合（Ａ）及び第一の実施形態の場合（Ｂ）について示す説明図である。
【図１０】 本発明による車輌用制動制御装置の第二の実施形態に於ける制動制御ルーチンの要部を示すフローチャートである。
【図１１】 実際のホイールシリンダ圧力Ｐiが目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiに対し減圧モードに於いてアンダシュートする場合及び増圧モードに於いてオーバシュートする場合の一例を示す説明図である。
【図１２】 前輪及び後輪に回生制動装置及び摩擦制動装置を有しハイブリッドエンジンが搭載された前輪駆動式の車輌に適用された本発明による制動制御装置の第三の実施形態を示す概略構成図である。
【図１３】 第三の実施形態に於ける制動制御ルーチンの前半を示すフローチャートである。
【図１４】 第三の実施形態に於ける制動制御ルーチンの後半を示すフローチャートである。
【符号の説明】
１０…ブレーキ装置
１２…ブレーキペダル
１４…マスタシリンダ
２２FL〜２２RR…ホイールシリンダ
２４Ｆ、２４Ｒ、２６…電磁開閉弁
５０FL〜５０RR…リニア弁
６０FL〜６０RR…リニア弁
６４Ｆ、６４Ｒ…電磁開閉弁
６６、６８…圧力センサ
７０…ストロークセンサ
７２、７４FL〜７４RR…圧力センサ
７６…電子制御装置
８２FL〜８２RR…車輪速度センサ
８４…前後加速度センサ
１１０…ハイブリッドエンジン
１１２…ガソリンエンジン
１１４…電動発電機
１２８…エンジン制御装置
１３０…前輪の回生制動装置
１４０…後輪用回生制動装置
１４２…電動発電機
【発明の属する技術分野】
本発明は、車輌の制動制御装置に係り、更に詳細には車輪の制動力をリニアに増減制御することにより制動制御を行う車輌の制動制御装置に係る。
【０００２】
【従来の技術】
自動車等の車輌の制動制御装置の一つとして、例えば本願出願人の一方の出願にかかる特開平４−６３７５５号公報に記載されている如く、差圧制御弁によりホイールシリンダ圧力を増減制御することによりアンチスキッド制御を行うよう構成された制動制御装置が従来より知られている。
【０００３】
かかる制動制御装置によれば、差圧制御弁に対する制御電流を制御することによりホイールシリンダ圧力をリニアに増減制御することができるので、増減圧制御弁が開閉弁であり開閉弁が断続的に開閉制御される場合に比して、制動制御時に発生する異音を低減することができ、またキックバックを低減することができる。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかし上述の従来の制動制御装置に於いては、ホイールシリンダ圧力が差圧制御弁により増減されるだけであり、実際のホイールシリンダ圧力は検出されないので、ホイールシリンダ圧力を目標とする圧力に精度よく適正に制御することができず、従ってアンチスキッド制御の如き車輌の制動制御性能を向上させるためには、この点に於いて改善の余地がある。
【０００５】
また車輪に設けられたブレーキロータの如き回転部材に対しブレーキパッドの如き摩擦部材を押圧する電動機の如き電気式の押圧装置を有する電気式の制動制御装置も従来より知られており、かかる電気式の制動制御装置に於いても制動力を正確に制御するためには、車輌の状態に基づき押圧装置の目標押圧力が適宜に設定され、目標押圧力と押圧力センサにより検出される押圧力との偏差が小さくなるよう押圧装置が制御される必要がある。
【０００６】
本発明は、車輪の制動力をリニアに増減制御するよう構成された従来の車輌の制動制御装置に於ける上述の如き問題に鑑みてなされたものであり、本発明の主要な課題は、ホイールシリンダ圧力を増減する制御弁としてリニア弁が使用される場合には、目標ホイールシリンダ圧力を適宜に設定しホイールシリンダ圧力が目標ホイールシリンダ圧力になるようリニア弁を制御することにより、また電気式の制動制御装置の場合には目標押圧力を適宜に設定し押圧力が目標押圧力になるよう押圧装置を制御することにより、車輪の制動力を目標とする制動力に精度よく適正に制御し、これによりアンチスキッド制御の如き車輌の制動制御性能を向上させることである。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
上述の主要な課題は、本発明によれば、各車輪に対応して設けられたホイールシリンダに対する作動液体の給排を制御することによりホイールシリンダ圧力を増減するリニア弁と、目標ホイールシリンダ圧力を演算し、ホイールシリンダ圧力が目標ホイールシリンダ圧力になるよう増圧モード、保持モード、減圧モードの何れかの制動制御モードにて前記リニア弁を制御する制御手段と、ホイールシリンダ圧力を検出する手段とを有する車輌用制動制御装置に於いて、前記制御手段は所定の制動制御中であって前記制動制御モードがあるモードより他のモードへ切り替らないときにはホイールシリンダ圧力の目標増減圧勾配を求め、前記目標増減圧勾配及び前回の目標ホイールシリンダ圧力に基づき目標ホイールシリンダ圧力を演算し、前記所定の制動制御中であって前記制動制御モードがあるモードより他のモードへ切り替るときにはホイールシリンダ圧力の目標増減圧勾配を求め、前記目標増減圧勾配及び実際のホイールシリンダ圧力に基づき目標ホイールシリンダ圧力を演算することを特徴とする車輌用制動制御装置（請求項１の構成）、又は車輪に設けられた回転部材に対する摩擦部材の押圧力を増減する電磁式の押圧装置と、目標押圧力を演算し、前記押圧装置による押圧力が前記目標押圧力になるよう増力モード、保持モード、減力モードの何れかの制動制御モードにて前記押圧装置を制御する制御手段と、押圧力を検出する押圧力センサとを有する車輌用制動制御装置に於いて、前記制御手段は所定の制動制御中であって前記制動制御モードがあるモードより他のモードへ切り替らないときには押圧力の目標増減力勾配を求め、前記目標増減圧勾配及び前回の目標押圧力に基づき目標押圧力を演算し、前記所定の制動制御中であって前記制動制御モードがあるモードより他のモードへ切り替るときには押圧力の目標増減力勾配を求め、前記目標増減圧勾配及び実際の押圧力に基づき目標押圧力を演算することを特徴とする車輌用制動制御装置（請求項８の構成）によって達成される。
【０００８】
上記請求項１の構成によれば、所定の制動制御中であって制動制御モードがあるモードより他のモードへ切り替らないときにはホイールシリンダ圧力の目標増減圧勾配が求められ、目標増減圧勾配及び前回の目標ホイールシリンダ圧力に基づき目標ホイールシリンダ圧力が演算され、所定の制動制御中であって制動制御モードがあるモードより他のモードへ切り替るときにはホイールシリンダ圧力の目標増減圧勾配が求められ、目標増減圧勾配及び実際のホイールシリンダ圧力に基づき目標ホイールシリンダ圧力が演算され、ホイールシリンダ圧力が目標ホイールシリンダ圧力になるようリニア弁が制御されるので、所定の制動制御中であって制動制御モードがあるモードより他のモードへ切り替るときにも目標ホイールシリンダ圧力が目標増減圧勾配及び前回の目標ホイールシリンダ圧力に基づき演算される場合に比して、目標ホイールシリンダ圧力が実際のホイールシリンダ圧力に基づき適正な値に演算され、これによりホイールシリンダ圧力の増減の遅れが低減され、ホイールシリンダ圧力が適正な値に制御される。
【０００９】
また上記請求項８の構成によれば、所定の制動制御中であって制動制御モードがあるモードより他のモードへ切り替らないときには押圧力の目標増減力勾配が求められ、目標増減力勾配及び前回の目標押圧力に基づき目標押圧力が演算され、所定の制動制御中であって制動制御モードがあるモードより他のモードへ切り替るときには押圧力の目標増減力勾配が求められ、目標増減力勾配及び実際の押圧力に基づき目標押圧力が演算され、押圧力が目標押圧力になるよう押圧装置が制御されるので、所定の制動制御中であって制動制御モードがあるモードより他のモードへ切り替るときにも目標押圧力が目標増減力勾配及び前回の目標押圧力に基づき演算される場合に比して、目標押圧力が実際の押圧力に基づき適正な値に演算され、これにより押圧力の増減の遅れが低減され、押圧力が適正な値に制御される。
【００１０】
また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項１の構成に於いて、前記制御手段は前記制御手段は前記所定の制動制御の開始前には運転者の制動操作量に基づいて目標ホイールシリンダ圧力を演算し、前記所定の制動制御の開始時にはホイールシリンダ圧力の目標増減圧勾配を求め、前記目標増減圧勾配及び実際のホイールシリンダ圧力に基づき目標ホイールシリンダ圧力を演算するよう構成される（請求項２の構成）。
【００１１】
請求項２の構成によれば、所定の制動制御の開始前には運転者の制動操作量に基づいて目標ホイールシリンダ圧力が演算され、所定の制動制御の開始時にはホイールシリンダ圧力の目標増減圧勾配が求められ、目標増減圧勾配及び実際の目標ホイールシリンダ圧力に基づき目標ホイールシリンダ圧力が演算されるので、所定の制動制御の開始時にも目標ホイールシリンダ圧力が適正な値に演算され、これにより押圧力の増減の遅れが低減され、ホイールシリンダ圧力が適正に制御される。
【００１４】
また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項１又は２の構成に於いて、前記制御手段は前記所定の制動制御中ではない状況に於いて実際のホイールシリンダ圧力が目標ホイールシリンダ圧力に対し増圧時にオーバーシュートし又は減圧時にアンダーシュートしたときには前記目標増減圧勾配及び実際のホイールシリンダ圧力に基づき目標ホイールシリンダ圧力を演算するよう構成される（請求項３の構成）。
【００１５】
上記請求項３の構成によれば、所定の制動制御中ではない状況に於いて実際のホイールシリンダ圧力が目標ホイールシリンダ圧力に対し増圧時にオーバーシュートし又は減圧時にアンダーシュートしたときには目標増減圧勾配及び実際のホイールシリンダ圧力に基づき目標ホイールシリンダ圧力が演算されるので、実際のホイールシリンダ圧力が目標ホイールシリンダ圧力に対し増圧時にオーバーシュートした場合にホイールシリンダ圧力が不必要に減圧されたり、実際のホイールシリンダ圧力が目標ホイールシリンダ圧力に対し減圧時にアンダーシュートした場合に目標ホイールシリンダ圧力が不必要に増圧されることが確実に防止される。
【００１６】
また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項１乃至３の何れかの構成に於いて、前記所定の制動制御は車輪のスリップ状態の制御であるよう構成される（請求項４の構成）。
【００１７】
上記請求項４の構成によれば、所定の制動制御は車輪のスリップ状態の制御であるので、目標ホイールシリンダ圧力が車輪のスリップ状態に応じて適正な値に設定され、ホイールシリンダ圧力が目標ホイールシリンダ圧力に制御されることにより、車輪のスリップ状態が確実に且つ効果的に制御される。
【００１８】
また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項１乃至４の何れかの構成に於いて、車輌は回生制動装置を有し、前記制御手段は前記回生制動装置の作動中に於ける前記所定の制動制御の開始時には前記目標増減圧勾配、実際のホイールシリンダ圧力及び前記回生制動装置による回生制動実行量に基づき目標ホイールシリンダ圧力を演算するよう構成される（請求項５の構成）。
【００１９】
上記請求項５の構成によれば、回生制動装置の作動中に於ける所定の制動制御の開始時には目標増減圧勾配、実際のホイールシリンダ圧力及び回生制動装置による回生制動実行量に基づき目標ホイールシリンダ圧力が演算されるので、回生制動装置の作動中にも目標ホイールシリンダ圧力が車輪の回転状態及び回生制動実行量に応じて適正な値に設定される。
【００２０】
また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項５の構成に於いて、前記制御手段は前記所定の制動制御の開始時以降には前記所定の制動制御の開始時の回生制動実行量を基準に回生制動実行量の変動量を演算すると共に、前記目標増減圧勾配、前回の目標ホイールシリンダ圧力及び前記回生制動実行量の変動量に基づき目標ホイールシリンダ圧力を演算するよう構成される（請求項６の構成）。
【００２１】
請求項６の構成によれば、所定の制動制御の開始時以降には所定の制動制御の開始時の回生制動実行量を基準に回生制動実行量の変動量が演算されると共に、目標増減圧勾配、前回の目標ホイールシリンダ圧力及び回生制動実行量の変動量に基づき目標ホイールシリンダ圧力が演算されるので、目標ホイールシリンダ圧力が車輪の回転状態及び回生制動実行量に応じて適正な値に演算される。
【００２２】
また本発明によれば、上述の主要な課題を効果的に達成すべく、上記請求項６の構成に於いて、前記所定の制動制御は後輪の制動力が過剰になることを防止する制動力配分制御であり、前記制御手段は前記制動力配分制御中には増圧モード又は保持モードにて後輪の前記リニア弁を制御し、モードの切り替り時には前記目標増減圧勾配、実際のホイールシリンダ圧力及び前記回生制動実行量の変動量に基づき目標ホイールシリンダ圧力を演算するよう構成される（請求項７の構成）。
【００２３】
請求項７の構成によれば、後輪の制動力が過剰になることを防止する制動力配分制御中には後輪のリニア弁が増圧モード又は保持モードにて制御され、モードの切り替り時には目標増減圧勾配、実際のホイールシリンダ圧力及び回生制動実行量の変動量に基づき目標ホイールシリンダ圧力が演算されるので、モードの切り替り時に目標ホイールシリンダ圧力が車輪の回転状態、実際のホイールシリンダ圧力及び回生制動実行量に応じて適正な値に演算される。
【００２４】
また上記請求項９〜１４の構成によれば、電気式の制動制御装置に於いてそれぞれ上記請求項２〜７の場合と同様の作用が達成される。
【００２５】
【課題解決手段の好ましい態様】
本発明の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１乃至７の何れかの構成に於いて、リニア弁はマスタシリンダとホイールシリンダとを接続する通路の途中に設けられ、制動制御装置はマスタシリンダとリニア弁との間にて前記通路の途中に設けられた連通制御弁と、該連通制御弁とリニア弁との間にて前記通路に高圧の作動液圧を供給する高圧源とを有し、少なくとも所定の制動制御の開始時には前記連通制御弁を閉弁させるよう構成される（好ましい態様１）。
【００２６】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項１乃至７の何れか又は上記好ましい態様１の構成に於いて、リニア弁は増圧用のリニア弁と減圧用のリニア弁とよりなるよう構成される（好ましい態様２）。
【００２７】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記請求項３の構成に於いて、制御手段は増圧時に実際のホイールシリンダ圧力が目標ホイールシリンダ圧力よりも高くなったときにオーバーシュートと判定し、減圧時に実際のホイールシリンダ圧力が目標ホイールシリンダ圧力よりも低くなったときにアンダーシュートしたと判定するよう構成される（好ましい態様３）。
【００２８】
【発明の実施の形態】
以下に添付の図を参照しつつ、本発明を幾つかの好ましい実施形態について詳細に説明する。
【００２９】
第一の実施形態
図１は本発明による車輌用制動制御装置の第一の実施形態の油圧回路及び電子制御装置を示す概略構成図である。尚図１に於いては、簡略化の目的で各弁のソレノイドの図示は省略されている。
【００３０】
図１に於て、１０は電気的に制御される油圧式のブレーキ装置を示しており、ブレーキ装置１０は運転者によるブレーキペダル１２の踏み込み操作に応答してブレーキオイルを圧送するマスタシリンダ１４を有している。ブレーキペダル１２とマスタシリンダ１４との間にはドライストロークシミュレータ１６が設けられている。
【００３１】
マスタシリンダ１４は第一のマスタシリンダ室１４Ａと第二のマスタシリンダ室１４Ｂとを有し、これらのマスタシリンダ室にはそれぞれ前輪用のブレーキ油圧供給導管１８及び後輪用のブレーキ油圧制御導管２０の一端が接続されている。ブレーキ油圧制御導管１８及び２０の他端にはそれぞれ左前輪及び左後輪の制動力を制御するホイールシリンダ２２FL及び２２RLが接続されている。
【００３２】
ブレーキ油圧供給導管１８及び２０の途中にはそれぞれ常開型の電磁開閉弁（マスタカット弁）２４F及び２４Rが設けられ、電磁開閉弁２４F及び２４Rはそれぞれ第一のマスタシリンダ室１４Ａ及び第二のマスタシリンダ室１４Ｂと対応するホイールシリンダとの連通を制御する遮断装置として機能する。またマスタシリンダ１４と電磁開閉弁２４RLとの間のブレーキ油圧供給導管２０には常閉型の電磁開閉弁２６を介してウェットストロークシミュレータ２８が接続されている。
【００３３】
マスタシリンダ１４にはリザーバ３０が接続されており、リザーバ３０には油圧供給導管３２の一端が接続されている。油圧供給導管３２の途中には電動機３４により駆動されるオイルポンプ３６が設けられており、オイルポンプ３６の吐出側の油圧供給導管３２には高圧の油圧を蓄圧するアキュムレータ３８が接続されている。リザーバ３０とオイルポンプ３６との間の油圧供給導管３２には油圧排出導管４０の一端が接続されている。
【００３４】
オイルポンプ３６の吐出側の油圧供給導管３２は、油圧制御導管４２により電磁開閉弁２４Fとホイールシリンダ２２FLとの間のブレーキ油圧供給導管１８に接続され、油圧制御導管４４により右前輪用のホイールシリンダ２２FRに接続され、油圧制御導管４６により電磁開閉弁２４Rとホイールシリンダ２２RLとの間のブレーキ油圧供給導管２０に接続され、油圧制御導管４８により右後輪用のホイールシリンダ２２RRに接続されている。
【００３５】
油圧制御導管４２、４４、４６、４８の途中にはそれぞれ常閉型の電磁式のリニア弁５０FL、５０FR、５０RL、５０RRが設けられている。リニア弁５０FL、５０FR、５０RL、５０RRに対しホイールシリンダ２２FL、２２FR、２２RL、２２RRの側の油圧制御導管４２、４４、４６、４８はそれぞれ油圧制御導管５２、５４、５６、５８により油圧排出導管４０に接続されており、油圧制御導管５２、５４、５６、５８の途中にはそれぞれ常閉型の電磁式のリニア弁６０FL、６０FR、６０RL、６０RRが設けられている。
【００３６】
リニア弁５０FL、５０FR、５０RL、５０RRはそれぞれホイールシリンダ２２FL、２２FR、２２RL、２２RRに対する増圧制御弁として機能し、リニア弁６０FL、６０FR、６０RL、６０RRはそれぞれホイールシリンダ２２FL、２２FR、２２RL、２２RRに対する減圧制御弁として機能し、従ってこれらのリニア弁は互いに共働してアキュムレータ３８内より各ホイールシリンダに対する高圧のオイルの給排を制御する増減圧制御弁を構成している。
【００３７】
前輪の油圧供給導管１８及び右前輪の油圧制御導管４４はそれぞれ対応するホイールシリンダ２２FL、２２FRに近接した位置に於いて接続導管６２Fにより互いに接続されている。接続導管６２Fの途中には常閉型の電磁開閉弁６４Fが設けられ、電磁開閉弁６４Fはホイールシリンダ２２FLと２２FRとの連通を制御する連通制御弁として機能する。
【００３８】
同様に、後輪の油圧供給導管２０及び右後輪の油圧制御導管４８はそれぞれ対応するホイールシリンダ２２RL、２２RRに近接した位置に於いて接続導管６２Rにより互いに接続されている。接続導管６２Rの途中には常閉型の電磁開閉弁６４Rが設けられ、電磁開閉弁６４Rはホイールシリンダ２２RLと２２RRとの連通を制御する連通制御弁として機能する。
【００３９】
図１に示されている如く、第一のマスタシリンダ室１４Ａと電磁開閉弁２４Fとの間のブレーキ油圧制御導管１８には該制御導管内の圧力を第一のマスタシリンダ圧力Ｐm1として検出する第一の圧力センサ６６が設けられている。同様に第二のマスタシリンダ室１４Ｂと電磁開閉弁２４Rとの間のブレーキ油圧制御導管２０には該制御導管内の圧力を第二のマスタシリンダ圧力Ｐm2として検出する第二の圧力センサ６８が設けられている。第一及び第二のマスタシリンダ圧力Ｐm1、Ｐm2はブレーキペダル１２に対する運転者の制動操作力に対応する値として検出される。
【００４０】
ブレーキペダル１２には運転者の制動操作変位量としてその踏み込みストロークＳtを検出するストロークセンサ７０が設けられ、オイルポンプ３４の吐出側の油圧供給導管３２には該導管内の圧力をアキュムレータ圧力Ｐaとして検出する圧力センサ７２が設けられている。
【００４１】
それぞれ電磁開閉弁２４F及び２４Rとホイールシリンダ２２FL及び２２RLとの間のブレーキ油圧供給導管１８及び２０には、対応する導管内の圧力をホイールシリンダ２２FL及び２２RL内の圧力Ｐfl、Ｐrlとして検出する圧力センサ７４FL及び７４RLが設けられている。またそれぞれ電磁開閉弁５０FR及び５０RRとホイールシリンダ２２FR及び２２RRとの間の油圧制御導管４４及び４８には、対応する導管内の圧力をホイールシリンダ２２FR及び２２RR内の圧力Ｐfr、Ｐrrとして検出する圧力センサ７４FR及び７４RRが設けられている。
【００４２】
電磁開閉弁２４F及び２４R、電磁開閉弁２６、電動機３４、リニア弁５０FL、５０FR、５０RL、５０RR、リニア弁６０FL、６０FR、６０RL、６０RR、電磁開閉弁６４F及び６４Rは後に詳細に説明する如く電気式制御装置７６により制御される。電気式制御装置７６はマイクロコンピュータ７８と駆動回路８０とよりなっている。
【００４３】
各電磁開閉弁、各リニア弁及び電動機３４には図１には示されていないバッテリより駆動回路８０を経て駆動電流が供給され、特に各電磁開閉弁、各リニア弁及び電動機３４に駆動電流が供給されない非制御時には電磁開閉弁２４F及び２４R、電磁開閉弁６４F及び６４Rは開弁状態に維持され、電磁開閉弁２６、リニア弁５０FL、５０FR、５０RL、５０RR、リニア弁６０FL、６０FR、６０RL、６０RRは閉弁状態に維持される（非制御モード）。
【００４４】
尚マイクロコンピュータ７８は図１には詳細に示されていないが例えば中央処理ユニット（ＣＰＵ）と、リードオンリメモリ（ＲＯＭ）と、ランダムアクセスメモリ（ＲＡＭ）と、入出力ポート装置とを有し、これらが双方向性のコモンバスにより互いに接続された一般的な構成のものであってよい。
【００４５】
マイクロコンピュータ７８には、圧力センサ６６及び６８よりそれぞれ第一のマスタシリンダ圧力Ｐm1及び第二のマスタシリンダ圧力Ｐm2を示す信号、ストロークセンサ７０よりブレーキペダル１２の踏み込みストロークＳtを示す信号、圧力センサ７２よりアキュムレータ圧力Ｐaを示す信号、圧力センサ７４FL〜７４RRよりそれぞれホイールシリンダ２２FL〜２２RR内の圧力Ｐi（ｉ＝fl、fr、rl、rr）を示す信号が入力されるようになっている。
【００４６】
またマイクロコンピュータ７８には、図には示されていない車輪速度センサ８２FL〜８２RRより左右前輪及び左右後輪の車輪速度Ｖwi（ｉ＝fl、fr、rl、rr）を示す信号及び前後加速度センサ８４より車輌の前後加速度Ｇxを示す信号が入力されるようになっている。
【００４７】
マイクロコンピュータ７８は後述の如く図２及び図３に示された制動力制御フローを記憶しており、上述の圧力センサ６６、６８により検出されたマスタシリンダ圧力Ｐm1、Ｐm2及びストロークセンサ７０より検出された踏み込みストロークＳtに基づき運転者の制動要求量を推定し、推定された制動要求量に基づき車輌の最終目標減速度Ｇtを演算し、最終目標減速度Ｇtに基づき各車輪の目標ホイールシリンダ圧力（図に於いては目標ＷＣ圧力という）Ｐti（ｉ＝fl、fr、rl、rr）を演算し、目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiと実際のホイールシリンダ圧力Ｐiとの偏差に基づきリニア弁５０FL〜５０RR又は６０FL〜６０RRに対する目標駆動電流Ｉtiを演算し、目標駆動電流Ｉtiに基づき各リニア弁に駆動電流を通電することにより各車輪のホイールシリンダ圧力が目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiになるよう制御する。
【００４８】
この場合、マイクロコンピュータ７８は制動制御モードが増圧モードであるときにはリニア弁５０FL、５０FR、５０RL、５０RRの開弁量を目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiに応じて制御し、制動制御モードが減圧モードであるときにはリニア弁６０FL、６０FR、６０RL、６０RRの開弁量を目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiに応じて制御し、制動制御モードが保持モードであるときにはリニア弁５０FL〜５０RR及び６０FL〜６０RRを閉弁状態に維持する。
【００４９】
またマイクロコンピュータ７８は後述の如く各車輪速度Ｖwiに基づき当技術分野に於いて公知の要領にて車体速度Ｖbを推定すると共に、各車輪について推定車体速度Ｖbと車輪速度Ｖwiとの偏差として制動スリップ量ＳＬi（ｉ＝fl、fr、rl、rr）を演算し、制動スリップ量ＳＬi等に基づき各車輪毎にアンチスキッド制御の開始条件が成立したか否かを判定し、アンチスキッド制御（図に於いてはＡＢＳ制御という）の開始条件が成立したときには車輌の前後加速度に基づく車輌の減速度Ｇxb及び制動スリップ量ＳＬiに基づき当該車輪について目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiを演算し、各車輪のホイールシリンダ圧力が目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiになるよう制御することによりアンチスキッド制御を行って制動スリップ量を低減する。
【００５０】
特に図示の実施形態に於いては、マイクロコンピュータ７８は車輌の減速度Ｇxb若しくは制動スリップ量ＳＬiが大きいほどホイールシリンダ圧力の目標増減圧勾配ΔＰti（ｉ＝fl、fr、rl、rr）の大きさが大きくなるよう車輌の減速度Ｇxb及び制動スリップ量ＳＬiに基づきホイールシリンダ圧力の目標増減圧勾配ΔＰtiを演算し、前回の目標ホイールシリンダ圧力をＰtfiとし図２に示されたルーチンのサイクルタイムをΔＴとして、アンチスキッド制御の開始時及びアンチスキッド制御中に制動制御モードが変化したときには下記の式１に従って、またアンチスキッド制御中であって制動制御モードが変化しないときにはアンチスキッド制御の終了条件が成立するまで下記の式２に従って当該車輪の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiを演算する。
Ｐti＝Ｐi＋ΔＰtiΔＴ……（１）
Ｐti＝Ｐtfi＋ΔＰtiΔＴ……（２）
【００５１】
更に電気式制御装置７６はアキュムレータ内の圧力が予め設定された下限値以上であって上限値以下の圧力に維持されるよう、圧力センサ７２により検出されたアキュムレータ圧力Ｐaに基づき必要に応じて電動機３４を駆動してオイルポンプ３６を作動させる。
【００５２】
次に図２に示されたフローチャートを参照して第一の実施形態に於ける制動制御ルーチンについて説明する。尚図２に示されたフローチャートによる制御は図には示されていないイグニッションスイッチの閉成により開始され、所定の時間毎に繰返し実行される。
【００５３】
まずステップ１０に於いてはそれぞれ圧力センサ６６及び６８により検出された第一のマスタシリンダ圧力Ｐm1及び第二のマスタシリンダ圧力Ｐm2を示す信号等の読み込みが行われ、ステップ２０に於いては図３に示されたフローチャートに従って各車輪の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが演算される。尚図２には示されていないが、制御の開始時には電磁開閉弁２６が開弁され、電磁開閉弁２４Ｆ、２４Ｒ、６４Ｆ、６４Ｒが閉弁され、電動機３４によるオイルポンプ３６の駆動が開始される。
【００５４】
ステップ４０〜１３０は例えば左前輪、右前輪、左後輪、右後輪の順に各車輪について時系列的に実行され、ステップ４０に於いてはアンチスキッド制御中であるか否かの判別が行われ、肯定判別が行われたときにはステップ６０へ進み、否定判別が行われたときにはステップ５０へ進む。
【００５５】
ステップ５０に於いては推定車体速度Ｖb及び車輪速度Ｖwiに基づき車輪の制動スリップ量ＳＬiが演算されると共に、推定車体速度Ｖb及び制動スリップ量ＳＬiに基づきアンチスキッド制御の開始条件が成立しているか否かの判別、例えば推定車体速度Ｖbが制御開始閾値Ｖbs（正の定数）以上であり且つ車輪の制動スリップ量ＳＬiが閾値ＳＬo（正の定数）以上であるか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはステップ４００へ進み、肯定判別が行われたときには連通制御弁６２Ｆ又は６２Ｒが閉弁され又は閉弁状態に維持された後ステップ７０へ進む。
【００５６】
ステップ６０に於いてはアンチスキッド制御の終了条件が成立しているか否かの判別が行われ、肯定判別が行われたときには連通制御弁６２Ｆ又は６２Ｒが開弁され又は開弁状態に維持された後ステップ４００へ進み、否定判別が行われたときにはステップ７０に於いて車輪加速度、例えば車輪速度Ｖwiの時間微分値Ｖwdiと車輪の制動スリップ量ＳＬiとに基づき当技術分野に於いて公知の要領にて制動制御モードが増圧モード、保持モード、減圧モードの何れかに決定される。
【００５７】
尚ステップ６０に於いては、
（１）運転者による制動又は自動制動制御装置による制動が終了
（２）推定車体速度Ｖbが制御終了閾値Ｖbf（正の定数）以下
の何れかの条件が成立する場合にアンチスキッド制御の終了条件が成立していると判定されてよい。
【００５８】
ステップ８０に於いては制動制御モード、車輌の減速度Ｇxb、車輪の制動スリップ量ＳＬiに基づき図には示されていないマップよりホイールシリンダ圧力の目標増減圧勾配ΔＰtiが演算される。この場合目標増減圧勾配ΔＰtiは、制動制御モードが増圧モードであるときには、車輌の減速度Ｇxb若しくは車輪の制動スリップ量ＳＬiが大きいほど正の大きい値に演算され、制動制御モードが減圧モードであるときには、車輌の減速度Ｇxb若しくは車輪の制動スリップ量ＳＬiが大きいほど負の小さい値に演算され、制動制御モードが保持モードであるときには、０に設定される。
【００５９】
ステップ９０に於いてはアンチスキッド制御の開始時であるか否かの判別が行われ、肯定判別が行われたときにはステップ１１０に於いて目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが上記式１に従って演算され、否定判別、即ち既にアンチスキッド制御が行われている旨の判別が行われたときにはステップ１００に於いて制動制御モードが例えば減圧モードより増圧モードの如く変化したか否かの判別が行われ、肯定判別が行われたときにはステップ１１０へ進み、否定判別が行われたときにはステップ１２０に於いて目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが上記式２に従って演算される。
【００６０】
ステップ１３０に於いては上記ステップ１１０又は１２０に於いて演算された目標ホイールシリンダ圧力ＰtiがＲＡＭの如きメモリに記憶され、ステップ４００に於いてはホイールシリンダ圧力Ｐiが目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiになるようリニア弁５０FL〜５０RR又は６０FL〜６０RRが制御され、しかる後ステップ１０へ戻る。
【００６１】
次に図３に示されたフローチャートを参照して図示の実施形態に於ける目標ホイールシリンダ圧力演算ルーチンについて説明する。
【００６２】
ステップ２２に於いてはストロークセンサ７０により検出された踏み込みストロークＳtに基づき図４に示されたグラフに対応するマップより踏み込みストロークに基づく目標減速度Ｇstが演算され、ステップ２４に於いては第一のマスタシリンダ圧力Ｐm1及び第二のマスタシリンダ圧力Ｐm2の平均値Ｐmaが演算され、ステップ２６に於いては平均値Ｐmaに基づき図５に示されたグラフに対応するマップよりマスタシリンダ圧力に基づく目標減速度Ｇptが演算される。
【００６３】
ステップ２８に於いては目標減速度Ｇptに基づき図６に示されたグラフに対応するマップより目標減速度Ｇstに対する重みα（０≦α≦０．６）が演算され、ステップ３０に於いては下記の式３に従って目標減速度Ｇpt及び目標減速度Ｇstの重み付け和として最終目標減速度Ｇtが演算される。尚図示の実施形態に於いては、重みαは０≦α≦０．６を満たす範囲にて設定されるが、その最大値は０．６に限定されるものではなく、０以上１以下の任意の値であってよい。
Ｇt＝αＧst＋（１−α）Ｇpt ……（３）
【００６４】
ステップ３２に於いては最終目標減速度Ｇtに対する左右前輪及び左右後輪の目標ホイールシリンダ圧力の係数をそれぞれＫf、Ｋrとして、最終目標減速度Ｇtに基づき下記の式４及び５に従って各車輪の目標ホイールシリンダ圧力Ｐti（ｉ＝fl、fr、rl、rr）が演算され、しかる後ステップ４０へ進む。
Ｐtfl＝Ｐtfr＝Ｋf・Ｇt ……（４）
Ｐtrl＝Ｐtrr＝Ｋr・Ｇt ……（５）
【００６５】
かくして図示の第一の実施形態によれば、ステップ２０に於いて運転者の制動操作量に応じて各車輪の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが演算され、アンチスキッド制御の開始条件が成立したときにはステップ５０に於いて肯定判別が行われることにより、またアンチスキッド制御中であるときにはステップ４０に於いて肯定判別が行われると共にステップ６０に於いて否定判別が行われることにより、ステップ７０に於いて制動制御モードが増圧モード、減圧モード、保持モードの何れかに決定される。
【００６６】
そしてステップ８０に於いて制動制御モード、車輌の減速度Ｇxd、車輪の制動スリップ量ＳＬiに基づき目標増減圧勾配ΔＰtが演算され、アンチスキッド制御の開始時であるときにはステップ９０に於いて肯定判別が行われることにより、またアンチスキッド制御中に制動制御モードが変化したときにはステップ１００に於いて肯定判別が行われることにより、ステップ１１０に於いて目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが上記式１に従って演算され、アンチスキッド制御中であって制動制御モードが変化しないときにはステップ９０に於いて否定判別が行われることによりステップ１２０に於いて目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが上記式２に従って演算され、ステップ４００に於いて車輪のホイールシリンダ圧力Ｐiが目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiになるよう制御される。
【００６７】
従って図示の第一の実施形態によれば、所定の制動制御としてのアンチスキッド制御の開始時には目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが必ず実際のホイールシリンダ圧力Ｐiをベースにして演算され、その後の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiは前回の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtfiベースにして演算されるので、アンチスキッド制御開始時の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiを必ず実際のホイールシリンダ圧力Ｐiよりも低く且つ車輪のスリップ状態に応じた適正な値に設定することができ、これによりアンチスキッド制御開始時の減圧を遅れなく適正に実行することができ、またその後の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiを車輪のスリップ状態に応じた適正な値に設定することができ、これにより実際のホイールシリンダ圧力Ｐiを車輪のスリップ状態に応じて適正に且つ高精度に制御し、アンチスキッド制御を適正に且つ効果的に実行することができる。
【００６８】
例えば図７は図示の第一の実施形態に於いてアンチスキッド制御が行われる場合に於ける目標ホイールシリンダ圧力Ｐti及び実際のホイールシリンダ圧力Ｐiの変化の一例を比較例の場合と対比して示す説明図である。
【００６９】
推定車体速度Ｖb及び車輪速度Ｖwiが図７の上段に示されている如く変化し、時点ｔ0に於いてアンチスキッド制御が開始され、目標増減圧勾配ΔＰtiが図７の中段に示されている如く変化したとすると、アンチスキッド制御の開始時にも目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが上記式２に従って演算される比較例の場合には、目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが破線にて示されている如く変化し、時点ｔ0に於ける目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが実際のホイールシリンダ圧力Ｐiよりも高い値になり、そのためホイールシリンダ圧力の減圧が時点ｔ0よりも遅れて開始されてしまい、従って車輪のスリップ状態を遅れなく効果的に制御することができない。
【００７０】
これに対し図示の第一の実施形態によれば、時点ｔ0に於ける目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが実際のホイールシリンダ圧力ＰiよりもΔＰti・ΔＴ低い値に演算されるので、アンチスキッド制御の開始時点よりホイールシリンダ圧力を車輪のスリップ状態に応じた適正な減圧勾配にて減圧することができ、これにより車輪のスリップ状態を遅れなく効果的に制御することができる。
【００７３】
またこの第一の実施形態によれば、アンチスキッド制御中に制動制御モードが変化したときにも、目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが必ず実際のホイールシリンダ圧力Ｐiをベースにして演算されるので、制動制御モードが変化したときにも目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが前回の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtfiベースにして演算される場合に比して、目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiを車輪のスリップ状態に応じて適正に設定することができ、これによりホイールシリンダ圧力を車輪のスリップ状態に応じて遅れなく適正に制御することができる。
【００７４】
例えば図８は制動制御モードが時点ｔ1に於いて減圧モードより増圧モードへ変化する場合に於ける目標ホイールシリンダ圧力Ｐti及び実際のホイールシリンダ圧力Ｐiの変化の一例を比較例の場合（Ａ）及び第一の実施形態の場合（Ｂ）について示す説明図である。
【００７５】
制動制御モードが減圧モードより増圧モードへ変化する状況に於いては、比較例の場合には時点ｔ1の次のサイクルの目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiは時点ｔ1に於ける目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiをベースとして演算されるので、ホイールシリンダ圧力Ｐiが減圧より増圧に転じるまでに比較的大きい遅れが生じる場合がある。
【００７６】
これに対し図示の第一の実施形態によれば、時点ｔ1の次のサイクルの目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiは時点ｔ1に於ける実際のホイールシリンダ圧力Ｐiをベースとして演算されるので、実際のホイールシリンダ圧力Ｐiが減圧より増圧に転じるまでの遅れを確実に低減し、これにより車輪のスリップ状態に応じてホイールシリンダ圧力を適正に制御することができる。尚図には示されていないが、制動制御モードが増圧モードより減圧モードへ変化する状況に於いても実際のホイールシリンダ圧力Ｐiが増圧より減圧に転じるまでの遅れを確実に低減することができる。
【００７７】
また図９は制動制御モードが時点ｔ2に於いて減圧モードより保持モードへ変化し、時点ｔ3に於いて保持モードより増圧モードへ変化する場合に於ける目標ホイールシリンダ圧力Ｐti及び実際のホイールシリンダ圧力Ｐiの変化の一例を比較例の場合（Ａ）及び第一の実施形態の場合（Ｂ）について示す説明図である。
【００７８】
比較例の場合には、制動制御モードが減圧モードより保持モードへ変化する状況に於いては、時点ｔ2の次のサイクルの目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiは時点ｔ2に於ける目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiに設定され、保持モードより増圧モードへ変化する状況に於いては、時点ｔ3の次のサイクルの目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiは時点ｔ3に於ける目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiをベースとして演算されるので、実際のホイールシリンダ圧力Ｐiが減圧より保持に転じるまで及び保持より増圧に転じるまでに比較的大きい遅れが生じる場合がある。
【００７９】
これに対し図示の第一の実施形態によれば、時点ｔ2の次のサイクルの目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiは時点ｔ2に於ける実際のホイールシリンダ圧力Ｐiに設定され、時点ｔ3の次のサイクルの目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiは時点ｔ3に於ける実際のホイールシリンダ圧力Ｐiをベースとして演算されるので、実際のホイールシリンダ圧力Ｐiが減圧より保持に転じるまで及び保持より増圧に転じるまでの遅れを確実に低減することができる。
【００８０】
第二の実施形態
図１０は本発明による車輌用制動制御装置の第二の実施形態に於ける制動制御ルーチンの要部を示すフローチャートである。尚図１０に示されたフローチャートによる制御は図２のステップ５０に於いて否定判別が行われた場合又はステップ６０に於いて肯定判別が行われた場合に実行される。
【００８１】
この第二の実施形態に於いては、ステップ１５０に於いて制動制御モードが減圧モードであるか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはステップ１７０へ進み、肯定判別が行われたときにはステップ１６０へ進む。ステップ１６０に於いては目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが実際のホイールシリンダ圧力Ｐiを越えているか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはそのままステップ４００へ進み、肯定判別が行われたときには目標増減圧勾配ΔＰ t が演算された後ステップ１１０へ進む。
【００８２】
ステップ１７０に於いては制動制御モードが増圧モードであるか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはそのままステップ４００へ進み、肯定判別が行われたときにはステップ１８０へ進む。ステップ１８０に於いては目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが実際のホイールシリンダ圧力Ｐi未満であるか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはそのままステップ４００へ進み、肯定判別が行われたときには目標増減圧勾配ΔＰ t が演算された後ステップ１１０へ進む。
【００８３】
かくしてこの第二の実施形態によれば、制動制御モードが減圧モードである場合に於いて目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが実際のホイールシリンダ圧力Ｐiを越えている場合には、即ち実際のホイールシリンダ圧力Ｐiが目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiに対しアンダーシュート（減圧のオーバーシュート）した場合には、ステップ１５０及び１６０に於いて肯定判別が行われることにより、目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが必ず実際のホイールシリンダ圧力Ｐiをベースにして演算されるので、ホイールシリンダ圧力が不必要に増圧されることを確実に防止することができる。
【００８４】
また制動制御モードが増圧モードである場合に於いて目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが実際のホイールシリンダ圧力Ｐi未満である場合には、即ち実際のホイールシリンダ圧力Ｐiが目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiに対しオーバーシュートした場合には、ステップ１７０及び１８０に於いて肯定判別が行われることにより、目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが必ず実際のホイールシリンダ圧力Ｐiをベースにして演算されるので、ホイールシリンダ圧力が不必要に減圧されることを確実に防止することができる。
【００８５】
例えば図１１は実際のホイールシリンダ圧力Ｐiが目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiに対し減圧モードに於いてアンダシュートする場合及び増圧モードに於いてオーバシュートする場合の一例を示す説明図である。尚図１１に於いて、破線は比較例の場合に於ける目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiの変化を示している。
【００８６】
図１１に示されている如く、比較例の場合には、実際のホイールシリンダ圧力Ｐiが目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiに対し減圧モードに於いてアンダシュートすると、目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが実際のホイールシリンダ圧力Ｐiよりも高くなるため、ホイールシリンダ圧力が増圧され又は減圧度合が低減されてしまう。また増圧モードに於いてオーバシュートすると、目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが実際のホイールシリンダ圧力Ｐiよりも低くなるため、ホイールシリンダ圧力が減圧され又は増圧度合が低減されてしまう。
【００８７】
これに対し、図示の第二の実施形態によれば、実際のホイールシリンダ圧力Ｐiが目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiに対し減圧モードに於いてアンダシュートすると、目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが実際のホイールシリンダ圧力Ｐiよりも低くなるよう修正されるので、ホイールシリンダ圧力が増圧され又は減圧度合が低減されることを確実に防止することができる。また増圧モードに於いてオーバシュートすると、目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが実際のホイールシリンダ圧力Ｐiよりも高くなるよう修正されるので、ホイールシリンダ圧力が減圧され又は増圧度合が低減されることを確実に防止することができる。
【００８８】
第三の実施形態
図１２は前輪及び後輪に回生制動装置及び摩擦制動装置を有しハイブリッドエンジンが搭載された前輪駆動式の車輌に適用された本発明による制動制御装置の第三の実施形態を示す概略構成図である。尚図１２に於いて、図１に示された部材と同一の部材には図１に於いて付された符号と同一の符号が付されている。
【００８９】
図１２に於いて、１１０は前輪を駆動するハイブリッドエンジンを示しており、ハイブリッドエンジン１１０はガソリンエンジン１１２と電動発電機１１４とを含んでいる。ガソリンエンジン１１２の出力軸１１６はクラッチを内蔵する無段変速機１１８の入力軸に連結されており、無段変速機１１８の入力軸は電動発電機１１４の出力軸１２０にも連結されている。無段変速機１１８の出力軸１１９の回転はフロントディファレンシャル１２２を介して左右前輪用車軸１２４FL及び１２４FRへ伝達され、これにより左右の前輪１２４FL及び１２４FRが回転駆動される。
【００９０】
ハイブリッドエンジン１１０のガソリンエンジン１１２及び電動発電機１１４はエンジン制御装置１２８により運転者による図には示されていないアクセルペダルの踏み込み量及び車輌の走行状況に応じて制御される。また電動発電機１１４は前輪用回生制動装置１３０の発電機としても機能し、回生発電機としての機能（回生制動）もエンジン制御装置１２８により制御される。
【００９１】
特に図示の実施形態に於いては、ハイブリッドエンジン１１０は図には示されていないシフトレバーがＤレンジにある通常走行時にはガソリンエンジン１１２又はガソリンエンジン１１２と電動発電機１１４とにより駆動力又はエンジンブレーキ力を発生し（通常運転モード）、シフトレバーがＤレンジにあるが負荷が低いときには電動発電機１１４のみにより駆動力を発生し（電気自動車モード）、シフトレバーがＢレンジにあるときにもガソリンエンジン１１２と電動発電機１１４とにより駆動力又はエンジンブレーキ力を発生するが、その場合のエンジンブレーキ力はＤレンジの場合よりも高く（エンジンブレーキモード）、シフトレバーがＤレンジにあり運転者によりブレーキペダル１２が踏み込まれたときにも電動発電機１１４は回生発電機として機能する。
【００９２】
また図１２に於いて、従動輪である左右の後輪１３４RL及び１３４RRの回転は左右後輪用車軸１３６RL、１３６RR及び後輪用ディファレンシャル１３８を介して後輪用回生制動装置１４０の電動発電機１４２へ伝達されるようになっている。電動発電機１４２による回生制動もエンジン制御装置１２８により制御され、従ってエンジン制御装置１２８は回生制動装置用制御装置として機能する。
【００９３】
左右の前輪１２６FL、１２６FR及び左右の後輪１３４RL、１３４RRの摩擦制動力は制動装置１０の油圧回路１４６により対応するホイールシリンダ２２FL、２２FR、２２RL、２２RRの圧力が制御されることによって制御される。図には示されていないが、油圧回路１４６はリザーバ、オイルポンプ、種々の弁装置等を含み、各ホイールシリンダの圧力は通常時には運転者によるブレーキペダル１２の踏み込み量及びブレーキペダル１２の踏み込みに応じて駆動されるマスタシリンダ１４の圧力に応じて摩擦制動装置用制御装置としての電子制御装置７６により制御される。
【００９４】
エンジン制御装置１２８にはアクセルペダルセンサ１５４よりアクセルペダルの踏み込み量を示す信号、シフトポジションセンサ１５６より無段変速機１１８のシフト位置を示す信号、電子制御装置７６より前輪の目標回生制動力Ｆrgft及び後輪の目標回生制動力Ｆrgrtを示す信号がそれぞれ入力される。電子制御装置７６にはストロークセンサ７０よりのブレーキペダル１２の踏み込みストロークＳtを示す信号等が入力される。
【００９５】
尚エンジン制御装置１２８も電子制御装置７６と同様実際にはそれぞれ例えばＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ、入出力装置を含むマイクロコンピュータと駆動回路とを含む一般的な構成のものであってよい。
【００９６】
後に詳細に説明する如く、電子制御装置７６は後述の如く図１３及び１４に示されたルーチンに従ってブレーキペダル１２の踏み込みストロークＳt及びマスタシリンダ圧力の平均値Ｐmaに基づき運転者の制動要求量である車輌の最終目標減速度Ｇtを演算し、最終目標減速度Ｇt及び所定の前後輪制動力配分比に基づき前輪及び後輪の目標制動力Ｆbft及びＦbrtを演算し、回生制動装置１３０及び１４０の最大回生制動力をそれぞれＦrgfmax、Ｆrgrmaxとして、目標制動力Ｆbft及び最大回生制動力Ｆrgfmaxの小さい方の値を前輪の目標回生制動力Ｆrgftとして演算すると共に、目標制動力Ｆbrt及び最大回生制動力Ｆrgrmaxの小さい方の値を後輪の目標回生制動力Ｆrgrtとして演算し、これらの目標回生制動力を示す信号をエンジン制御装置１２８へ出力する。
【００９７】
エンジン制御装置１２８は前輪の目標回生制動力Ｆrgftを上限として前輪の回生制動装置１３０の電動発電機１１４を制御し、その発電電圧及び発電電流に基づき前輪の回生制動装置１３０による実際の回生制動力Ｆrgfaを演算する。同様にエンジン制御装置１２８は後輪の目標回生制動力Ｆrgrtを上限として後輪の回生制動装置１４０の電動発電機１４２を制御し、その発電電圧及び発電電流に基づき後輪の回生制動装置１４０による実際の回生制動力Ｆrgraを演算する。更にエンジン制御装置１２８は実際の回生制動力Ｆrgfa及びＦrgraを示す信号を電子制御装置７６へ出力する。
【００９８】
電子制御装置７６は、目標制動力Ｆbftより実際の回生制動力Ｆrgfaを減算した値を前輪の目標摩擦制動力Ｆbpftとして演算し、また目標制動力Ｆbrtより実際の回生制動力Ｆrgraを減算した値を後輪の目標摩擦制動力Ｆbprtとして演算し、前輪の目標摩擦制動力Ｆbpftに基づき左右前輪の目標制動圧力Ｐbtfl及びＰbtfrを演算し、また後輪の目標摩擦制動力Ｆbprtに基づき左右後輪の目標制動圧力Ｐbtrl及びＰbtrrを演算し、左右前輪及び左右後輪の制動圧力Ｐi（ｉ＝fl、fr、rl、rr）がそれぞれ対応する目標制動圧力Ｐbti（ｉ＝fl、fr、rl、rr）、即ち目標ホイールシリンダ圧力になるよう各車輪の制動圧力を制御する。
【００９９】
また電子制御装置７６は、左右前輪の車輪速度Ｖwfl及びＶwfrの平均値Ｖwfと左右後輪の車輪速度Ｖwrl及びＶwrrの平均値Ｖwrとの偏差ΔＶwを演算し、車輪速度の偏差ΔＶwが基準値以上になると、後輪の制動力が過剰にならないよう、偏差ΔＶwに基づき後輪の制動力の増大を制御する制動力の配分制御を行う。
【０１００】
また電子制御装置７６は、後輪について回生制動が実行されている状況に於いて制動力の配分制御を行うときには、後輪の回生制動実行量を考慮して後輪の目標ホイールシリンダ圧力を演算し、特に制動力配分制御の開始時及び制動制御モードが増圧モードと保持モードとの間に切り替るときには、実際のホイールシリンダ圧力をベースとして後輪の目標ホイールシリンダ圧力を演算する。
【０１０１】
更に電子制御装置７６は、図には示されていないが、何れかの車輪についてアンチスキッド制御の開始条件が成立すると、アンチスキッド制御の終了条件が成立するまで、当該車輪について制動スリップ量が所定の範囲内になるようホイールシリンダ内の圧力を増減するアンチスキッド制御を行い、左右前輪の少なくとも一方についてアンチスキッド制御が行われているときには前輪の目標回生制動力Ｆrgftを０に設定し、左右後輪の少なくとも一方についてアンチスキッド制御が行われているときには後輪の目標回生制動力Ｆrgrtを０に設定する。
【０１０２】
尚エンジン制御装置１２８によるハイブリッドエンジン１１０の運転モードの制御及びガソリンエンジン１１２の制御は本発明の要旨をなすものではなく、これらの制御は当技術分野に於いて公知の任意の要領にて実施されてよい。
【０１０３】
次に図１３及び図１４に示されたフローチャートを参照して図示の第四実施形態に於ける制動制御ルーチンについて説明する。尚図１３及び図１４に示されたフローチャートによる制御は図には示されていないイグニッションスイッチの閉成により開始され、所定の時間毎に繰返し実行される。
【０１０４】
まずステップ１０に於いては圧力センサ６６及び６８により検出されたマスタシリンダ圧力Ｐm1及びＰm2を示す信号等の読み込みが行われ、ステップ２２〜３０は上述の第一の実施形態の場合と同様に実行される。
【０１０５】
ステップ３４に於いてはＫf及びＫrをそれぞれ前輪及び後輪に対する制動力の配分比（正の定数）として、前輪の目標制動力Ｆbft及び後輪の目標制動力Ｆbrtがそれぞれ下記の式５及び６に従って演算される。
Ｆbft＝Ｋf・Ｇt ……（５）
Ｆbrt＝Ｋr・Ｇt ……（６）
【０１０６】
ステップ３６に於いては前輪の目標回生制動力Ｆrgft及び後輪の目標回生制動力Ｆrgrtがそれぞれ下記の式７及び８に従って演算される。尚下記の式７及び８に於けるＭＩＮは（ ）内の数値の小さい方を選択することを意味する。また最大回生制動力Ｆrgfmax及びＦrgrmaxはそれぞれ正の定数であってよいが、ハイブリッドエンジン１１０の運転モードや車速に応じて可変設定されてもよい。
Ｆrgft＝ＭＩＮ（Ｆbft，Ｆrgfmax） ……（７）
Ｆrgrt＝ＭＩＮ（Ｆbrt，Ｆrgrmax） ……（８）
【０１０７】
ステップ３８に於いては後述の如くエンジン制御装置１２８による回生制動制御により達成された実際の前輪の回生制動力Ｆrgfa及び実際の後輪の回生制動力Ｆrgraを示す信号がエンジン制御装置１２８より読み込まれ、ステップ２００に於いては前輪の目標摩擦制動力Ｆbpft及び後輪の目標摩擦制動力Ｆbprtがそれぞれ下記の式９及び１０に従って演算される。
Ｆbpft＝Ｆbft−Ｆrgfa ……（９）
Ｆbprt＝Ｆbrt−Ｆrgra ……（１０）
【０１０８】
ステップ２１０に於いては前輪の目標摩擦制動力Ｆbpftに基づき左右前輪の目標ホイールシリンダ圧力Ｐbtfl及びＰbtfrが演算され、また後輪の目標摩擦制動力Ｆbprtに基づき左右後輪の目標ホイールシリンダ圧力Ｐbtrl及びＰbtrrが演算される。
【０１０９】
ステップ２２０に於いては後輪の制動力が過剰になることを防止する制動力の配分制御中であるか否かの判別が行われ、肯定判別が行われたときにはステップ２５０へ進み、否定判別が行われたときにはステップ２３０へ進む。
【０１１０】
ステップ２３０に於いては例えば左右前輪の車輪速度Ｖwfl及びＶwfrの平均値Ｖwfと左右後輪の車輪速度Ｖwrl及びＶwrrの平均値Ｖwrとの偏差ΔＶwが演算されると共に、偏差ΔＶwが基準値ΔＶwa（正の定数）以上であるか否かの判別により制動力の配分制御の開始条件が成立したか否かの判別が行われ、否定判別が行われたときにはそのままステップ４００へ進み、肯定判別が行われたときにはステップ２４０に於いて実際の後輪の回生制動力Ｆrgraに基づきホイールシリンダ圧力に換算された後輪の回生制動量Ｐrgraが演算されると共に、後輪の基準回生制動量ＰrgraoがＰrgraに設定される。
【０１１１】
ステップ２５０に於いては例えば車輌が停止したか否か、後輪の少なくとも一方についてアンチスキッド制御が開始されたか否かの判別により制動力の配分制御の終了条件が成立したか否かの判別が行われ、肯定判別が行われたときにはステップ２６０に於いて後輪の基準回生制動量Ｐrgraoが０に戻され、否定判別が行われたときにはステップ２７０へ進む。
【０１１２】
ステップ２７０に於いては前後輪の車輪速度の偏差ΔＶwが基準値ΔＶwb（基準値ΔＶwaよりも小さい正の定数）以上であるか否かの判別により後輪のホイールシリンダ圧力を保持すべき状況であるか否かの判別が行われ、肯定判別が行われたときにはステップ２８０に於いて後輪のホイールシリンダ圧力の増圧量ΔＰtrが０に設定され、否定判別、即ち増圧すべき旨の判別が行われたときにはステップ２９０に於いて後輪のホイールシリンダ圧力の増圧量ΔＰtrがΔＰo（正の定数）に設定される。
【０１１３】
ステップ３００に於いては制動力の配分制御開始時よりの後輪の実際の回生制動量の変化量ΔＰrgraが下記の式１１に従って演算される。
ΔＰrgra＝Ｐrgra−Ｐrgrao ……（１１）
【０１１４】
ステップ３１０に於いては制動力の配分制御モードが保持モードより増圧モード又は増圧モードより保持モードへ変化したか否かの判別が行われ、肯定判別が行われたときにはステップ３２０に於いてＰr（＝Ｐrl＝Ｐrr）を左右後輪の実際の目標ホイールシリンダ圧力として左右後輪の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtr（＝Ｐtrl＝Ｐtrr）が下記の式１２に従って演算され、否定判別が行われたときにはステップ３３０に於いてＰtrfを前回の左右後輪の目標ホイールシリンダ圧力として左右後輪の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtrが下記の式１３に従って演算される。
Ｐtr＝Ｐr＋ΔＰtr−ΔＰrgra ……（１２）
Ｐtr＝Ｐtrf＋ΔＰtr−ΔＰrgra ……（１３）
【０１１５】
ステップ３４０に於いては左右後輪の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtrが次回のためにＰtrfとしてＲＡＭの如きメモリに記憶され、ステップ４００は上述の他の実施形態の場合と同様に実行され、これにより左右前輪及び左右後輪のホイールシリンダ圧力Ｐiが目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiになるよう制御される。
【０１１６】
かくしてこの第三の実施形態によれば、ステップ２２〜３４に於いて運転者の制動操作量に基づき各車輪の目標制動力が演算され、ステップ３６に於いて前輪及び後輪の目標回生制動力ができるだけ高い値になるよう演算され、ステップ３８及び２００に於いて目標制動力より実際の回生制動力が減算された値として目標摩擦制動力Ｆbpft及びＦbprtが演算され、ステップ２１０に於いて目標摩擦制動力に基づき各車輪の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが演算される。
【０１１７】
また制動力配分制御の開始条件が成立すると、ステップ２３０に於いて肯定判別が行われ、ステップ２４０に於いて実際の後輪の回生制動力Ｆrgraに基づき後輪の回生制動量Ｐrgraが演算されると共に後輪の基準回生制動量ＰrgraoがＰrgraに設定され、制動力配分制御中にはステップ２７０〜２９０に於いて車輪速度の偏差ΔＶwに基づき後輪のホイールシリンダ圧力の増圧量が演算され、ステップ３００に於いて制動力配分制御開始時点よりの回生制動増加量ΔＰrgraが演算される。
【０１１８】
更にステップ３１０〜３３０に於いて、制動制御モードが変化していないときには後輪の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtrが前回の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtrfと増圧量ΔＰtrと回生制動増加量ΔＰrgraとに基づいて演算され、制動制御モードが変化したときには後輪の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtrが後輪の実際のホイールシリンダ圧力Ｐrと増圧量ΔＰtrと回生制動増加量ΔＰrgraとに基づいて演算される。
【０１１９】
従ってこの第三の実施形態によれば、できるだけ回生制動量を高くして回生制動効率を高くすることができるだけでなく、回生制動の影響を受けることなく、また回生制動に悪影響を与えることなく、制動力の配分制御を実行し、これにより後輪の制動力が過剰になること及びこれに起因して車輌の安定な走行状態が損なわれることを確実に防止することができる。
【０１２０】
特に図示の第三の実施形態によれば、制動力の配分制御の開始時のみならず、制動制御モードが増圧モードと保持モードとの間に切り替る場合にも、後輪の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtrは実際の後輪のホイールシリンダ圧力Ｐrをベースに演算されるので、制動制御モードが切り替る場合にも、目標ホイールシリンダ圧力Ｐtrが前回の後輪の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtrfをベースに演算される場合に比して後輪の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtrを適正な値に演算し、これにより制動力の配分制御を適正に実行することができる。
【０１２１】
尚上述の第三の実施形態に於いては、制動制御モードが増圧モードである場合の増圧量ΔＰrは一定であるが、増圧量ΔＰrは例えばステップ２８０に於いて車輪速度の偏差ΔＶwが小さいほど大きくなるよう車輪速度の偏差ΔＶwに応じて可変設定されてもよい。
【０１２２】
以上に於ては本発明を特定の実施形態について詳細に説明したが、本発明は上述の実施形態に限定されるものではなく、本発明の範囲内にて他の種々の実施形態が可能であることは当業者にとって明らかであろう。
【０１２３】
例えば上述の各実施形態に於いては、制動制御装置はホイールシリンダ圧力が増減されることにより制動力が増減される油圧式の制動装置であるが、本発明による制動制御装置は車輪に設けられたブレーキロータの如き回転部材に対しブレーキパッドの如き摩擦部材を押圧する電動機の如き電気式の押圧装置を有する電気式の制動装置に適用されてもよい。この場合目標ホイールシリンダ圧力及び実際のホイールシリンダ圧力（実ホイールシリンダ圧力）はそれぞれ目標押圧力及び実際の押圧力に設定され、目標増減圧勾配は目標増減力勾配に設定され、制動制御モードの増圧及び減圧はそれぞれ増力及び減力に設定される。
【０１２４】
また上述の各実施形態に於いては、運転者の制動操作量としての最終目標減速度Ｇtはマスタシリンダ圧力の平均値Ｐma及びブレーキペダルのストロークＳtに基づき演算されるようになっているが、運転者の制動操作量は当技術分野に於いて公知の任意の要領にて演算されてよい。
【０１２５】
また上述の第一及び第二の実施形態に於いては、所定の制動制御はアンチスキッド制御であるが、所定の制動制御は制動力制御式のトラクション制御や車輌挙動の安定化制御であってもよく、また上述の第一及び第二の実施形態と上述の第三の実施形態の制動力配分制御が組み合わされてもよい。
【０１２６】
【発明の効果】
以上の説明より明らかである如く、本発明の請求項１の構成によれば、所定の制動制御中であって制動制御モードがあるモードより他のモードへ切り替らないときには目標ホイールシリンダ圧力が目標増減圧勾配及び前回の目標ホイールシリンダ圧力に基づき演算され、所定の制動制御中であって制動制御モードがあるモードより他のモードへ切り替るときには目標ホイールシリンダ圧力が目標増減圧勾配及び実際のホイールシリンダ圧力に基づき適正な値に演算されるので、ホイールシリンダ圧力の増減の遅れを低減してホイールシリンダ圧力を適正な値に制御し、これにより所定の制動制御を適正に実行することができる。同様に、本発明の請求項８の構成によれば、所定の制動制御中であって制動制御モードがあるモードより他のモードへ切り替らないときには目標押圧力が目標増減力勾配及び前回の目標押圧力に基づき演算され、所定の制動制御中であって制動制御モードがあるモードより他のモードへ切り替るときには目標押圧力が目標増減力勾配及び実際の押圧力に基づき適正な値に演算されるので、押圧力の増減の遅れを低減して押圧力を適正な値に制御し、これにより所定の制動制御を適正に実行することができる。
【０１２７】
また本発明の請求項２の構成によれば、所定の制動制御の開始前には運転者の制動操作量に基づいて目標ホイールシリンダ圧力が演算され、所定の制動制御の開始時にも目標増減圧勾配及び実際の目標ホイールシリンダ圧力に基づき目標ホイールシリンダ圧力が適正な値に演算されるので、所定の制動制御の開始時にもホイールシリンダ圧力を適正に制御することができる。
【０１２８】
また本発明の請求項３の構成によれば、所定の制動制御中ではない状況に於いて実際のホイールシリンダ圧力が目標ホイールシリンダ圧力に対し増圧時にオーバーシュートした場合にホイールシリンダ圧力が不必要に減圧されることを確実に防止することができ、また実際のホイールシリンダ圧力が目標ホイールシリンダ圧力に対し減圧時にアンダーシュートした場合に目標ホイールシリンダ圧力が不必要に増圧されることを確実に防止することができる。
【０１２９】
また請求項４の構成によれば、目標ホイールシリンダ圧力が車輪のスリップ状態に応じて適正な値に設定され、ホイールシリンダ圧力が目標ホイールシリンダ圧力に制御されるので、車輪のスリップ状態を確実に且つ効果的に制御することができる。
【０１３０】
また本発明の請求項５の構成によれば、回生制動装置の作動中に於ける所定の制動制御の開始時には目標増減圧勾配、実際のホイールシリンダ圧力及び回生制動装置による回生制動実行量に基づき目標ホイールシリンダ圧力が演算されるので、回生制動装置の作動中にも目標ホイールシリンダ圧力を車輪の回転状態及び回生制動実行量に応じて適正な値に設定することができ、これにより回生制動に悪影響を与えることなく、また回生制動により悪影響を受けることなく所定の制動制御を実行することができる。
【０１３１】
また請求項６の構成によれば、所定の制動制御の開始時以降には所定の制動制御の開始時の回生制動実行量を基準に回生制動実行量の変動量が演算されると共に、目標増減圧勾配、前回の目標ホイールシリンダ圧力及び回生制動実行量の変動量に基づき目標ホイールシリンダ圧力が演算されるので、目標ホイールシリンダ圧力を車輪の回転状態及び回生制動実行量に応じて確実に適正な値に演算することができる。
【０１３２】
また請求項７の構成によれば、後輪の制動力が過剰になることを防止する制動力配分制御中には後輪のリニア弁が増圧モード又は保持モードにて制御され、モードの切り替り時には目標増減圧勾配、実際のホイールシリンダ圧力及び回生制動実行量の変動量に基づき目標ホイールシリンダ圧力が演算されるので、モードの切り替り時に目標ホイールシリンダ圧力を車輪の回転状態、実際のホイールシリンダ圧力及び回生制動実行量に応じて確実に適正な値に演算し、これにより制動力配分制御を確実に適正に実行することができる。
【０１３３】
更に上記請求項９〜１４の構成によれば、電気式の制動制御装置に於いてそれぞれ上記請求項２〜７の場合と同様の作用が達成され、これにより上記請求項２〜７の場合と同様の効果が得られる。
【図面の簡単な説明】
【図１】 本発明による車輌用制動制御装置の第一の実施形態の油圧回路及び電子制御装置を示す概略構成図である。
【図２】 第一の実施形態に於ける制動制御ルーチンを示すフローチャートである。
【図３】 第一の実施形態に於ける目標ホイールシリンダ圧力演算ルーチンを示すフローチャートである。
【図４】 ブレーキペダルの踏み込みストロークＳtと目標減速度Ｇstとの関係を示すグラフである。
【図５】 マスタシリンダ圧力の平均値Ｐmと目標減速度Ｇptとの関係を示すグラフである。
【図６】 前回演算された最終目標減速度Ｇtと目標減速度Ｇptに対する重みαとの関係を示すグラフである。
【図７】 アンチスキッド制御時に於ける目標ホイールシリンダ圧力Ｐti及び実際のホイールシリンダ圧力Ｐiの変化の一例を比較例の場合と対比して示す説明図である。
【図８】 制動制御モードが減圧モードより増圧モードへ変化する場合に於ける目標ホイールシリンダ圧力Ｐti及び実際のホイールシリンダ圧力Ｐiの変化の一例を比較例の場合（Ａ）及び第一の実施形態の場合（Ｂ）について示す説明図である。
【図９】 制動制御モードが減圧モードより保持モードへ変化する場合に於ける目標ホイールシリンダ圧力Ｐti及び実際のホイールシリンダ圧力Ｐiの変化の一例を比較例の場合（Ａ）及び第一の実施形態の場合（Ｂ）について示す説明図である。
【図１０】 本発明による車輌用制動制御装置の第二の実施形態に於ける制動制御ルーチンの要部を示すフローチャートである。
【図１１】 実際のホイールシリンダ圧力Ｐiが目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiに対し減圧モードに於いてアンダシュートする場合及び増圧モードに於いてオーバシュートする場合の一例を示す説明図である。
【図１２】 前輪及び後輪に回生制動装置及び摩擦制動装置を有しハイブリッドエンジンが搭載された前輪駆動式の車輌に適用された本発明による制動制御装置の第三の実施形態を示す概略構成図である。
【図１３】 第三の実施形態に於ける制動制御ルーチンの前半を示すフローチャートである。
【図１４】 第三の実施形態に於ける制動制御ルーチンの後半を示すフローチャートである。
【符号の説明】
１０…ブレーキ装置
１２…ブレーキペダル
１４…マスタシリンダ
２２FL〜２２RR…ホイールシリンダ
２４Ｆ、２４Ｒ、２６…電磁開閉弁
５０FL〜５０RR…リニア弁
６０FL〜６０RR…リニア弁
６４Ｆ、６４Ｒ…電磁開閉弁
６６、６８…圧力センサ
７０…ストロークセンサ
７２、７４FL〜７４RR…圧力センサ
７６…電子制御装置
８２FL〜８２RR…車輪速度センサ
８４…前後加速度センサ
１１０…ハイブリッドエンジン
１１２…ガソリンエンジン
１１４…電動発電機
１２８…エンジン制御装置
１３０…前輪の回生制動装置
１４０…後輪用回生制動装置
１４２…電動発電機
Claims (14)
- 各車輪に対応して設けられたホイールシリンダに対する作動液体の給排を制御することによりホイールシリンダ圧力を増減するリニア弁と、目標ホイールシリンダ圧力を演算し、ホイールシリンダ圧力が目標ホイールシリンダ圧力になるよう増圧モード、保持モード、減圧モードの何れかの制動制御モードにて前記リニア弁を制御する制御手段と、ホイールシリンダ圧力を検出する手段とを有する車輌用制動制御装置に於いて、前記制御手段は所定の制動制御中であって前記制動制御モードがあるモードより他のモードへ切り替らないときにはホイールシリンダ圧力の目標増減圧勾配を求め、前記目標増減圧勾配及び前回の目標ホイールシリンダ圧力に基づき目標ホイールシリンダ圧力を演算し、前記所定の制動制御中であって前記制動制御モードがあるモードより他のモードへ切り替るときにはホイールシリンダ圧力の目標増減圧勾配を求め、前記目標増減圧勾配及び実際のホイールシリンダ圧力に基づき目標ホイールシリンダ圧力を演算することを特徴とする車輌用制動制御装置。
- 前記制御手段は前記所定の制動制御の開始前には運転者の制動操作量に基づいて目標ホイールシリンダ圧力を演算し、前記所定の制動制御の開始時にはホイールシリンダ圧力の目標増減圧勾配を求め、前記目標増減圧勾配及び実際のホイールシリンダ圧力に基づき目標ホイールシリンダ圧力を演算することを特徴とする請求項１に記載の車輌用制動制御装置。
- 前記制御手段前記所定の制動制御中ではない状況に於いて実際のホイールシリンダ圧力が目標ホイールシリンダ圧力に対し増圧時にオーバーシュートし又は減圧時にアンダーシュートしたときには前記目標増減圧勾配及び実際のホイールシリンダ圧力に基づき目標ホイールシリンダ圧力を演算することを特徴とする請求項１又は２に記載の車輌用制動制御装置。
- 前記所定の制動制御は車輪のスリップ状態の制御であることを特徴とする請求項１乃至３の何れかに記載の車輌用制動制御装置。
- 車輌は回生制動装置を有し、前記制御手段は前記回生制動装置の作動中に於ける前記所定の制動制御の開始時には前記目標増減圧勾配、実際のホイールシリンダ圧力及び前記回生制動装置による回生制動実行量に基づき目標ホイールシリンダ圧力を演算することを特徴とする請求項１乃至４の何れかに記載の車輌用制動制御装置。
- 前記制御手段は前記所定の制動制御の開始時以降には前記所定の制動制御の開始時の回生制動実行量を基準に回生制動実行量の変動量を演算すると共に、前記目標増減圧勾配、前回の目標ホイールシリンダ圧力及び前記回生制動実行量の変動量に基づき目標ホイールシリンダ圧力を演算することを特徴とする請求項５に記載の車輌用制動制御装置。
- 前記所定の制動制御は後輪の制動力が過剰になることを防止する制動力配分制御であり、前記制御手段は前記制動力配分制御中には増圧モード又は保持モードにて後輪の前記リニア弁を制御し、モードの切り替り時には前記目標増減圧勾配、実際のホイールシリンダ圧力及び前記回生制動実行量の変動量に基づき目標ホイールシリンダ圧力を演算することを特徴とする請求項６に記載の車輌用制動制御装置。
- 車輪に設けられた回転部材に対する摩擦部材の押圧力を増減する電磁式の押圧装置と、目標押圧力を演算し、前記押圧装置による押圧力が前記目標押圧力になるよう増力モード、保持モード、減力モードの何れかの制動制御モードにて前記押圧装置を制御する制御手段と、押圧力を検出する押圧力センサとを有する車輌用制動制御装置に於いて、前記制御手段は所定の制動制御中であって前記制動制御モードがあるモードより他のモードへ切り替らないときには押圧力の目標増減力勾配を求め、前記目標増減圧勾配及び前回の目標押圧力に基づき目標押圧力を演算し、前記所定の制動制御中であって前記制動制御モードがあるモードより他のモードへ切り替るときには押圧力の目標増減力勾配を求め、前記目標増減圧勾配及び実際の押圧力に基づき目標押圧力を演算することを特徴とする車輌用制動制御装置。
- 前記制御手段は前記所定の制動制御の開始前には運転者の制動操作量に基づいて目標押圧力を演算し、前記所定の制動制御の開始時には押圧力の目標増減力勾配を求め、前記目標増減力勾配及び実際の押圧力に基づき目標押圧力を演算することを特徴とする請求項８に記載の車輌用制動制御装置。
- 前記制御手段は前記所定の制動制御中ではない状況に於いて実際の押圧力が目標押圧力に対し増力時にオーバーシュートし又は減力時にアンダーシュートしたときには前記目標増減力勾配及び実際の押圧力に基づき目標押圧力を演算することを特徴とする請求項８又は９に記載の車輌用制動制御装置。
- 前記所定の制動制御は車輪のスリップ状態の制御であることを特徴とする請求項８乃至１０の何れかに記載の車輌用制動制御装置。
- 車輌は回生制動装置を有し、前記制御手段は前記回生制動装置の作動中に於ける前記所定の制動制御の開始時には前記目標増減力勾配、実際の押圧力及び前記回生制動装置による回生制動実行量に基づき目標押圧力を演算することを特徴とする請求項８乃至１１の何れかに記載の車輌用制動制御装置。
- 前記制御手段は前記所定の制動制御の開始時以降には前記所定の制動制御の開始時の回生制動実行量を基準に回生制動実行量の変動量を演算すると共に、前記目標増減力勾配、前回の目標押圧力及び前記回生制動実行量の変動量に基づき目標押圧力を演算することを特徴とする請求項１２に記載の車輌用制動制御装置。
- 前記所定の制動制御は後輪の制動力が過剰になることを防止する制動力配分制御であり、前記制御手段は前記制動力配分制御中には増力モード又は保持モードにて後輪の前記押圧装置を制御し、モードの切り替り時には前記目標増減力勾配、実際の押圧力及び前記回生制動実行量の変動量に基づき目標押圧力を演算することを特徴とする請求項１３に記載の車輌用制動制御装置。
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