(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
制動装置のマスタシリンダによって発生される液圧を、車両の走行状態に応じて増減制御する液圧制御装置を備えた車両の制動力制御装置であって、
車輪速度及び車体速度から実スリップ率を算出する実スリップ率算出手段と、
予め設定された目標スリップ率と前記算出された実スリップ率から、実スリップ率が目標スリップ率になるように目標制動液圧を求める手段と、
前記マスタシリンダによって発生される液圧と過去の推定制動液圧から、液圧モデルを用いて制動装置に現に作用していると推定される推定制動液圧を算出する推定制動液圧算出手段と、
前記推定制動液圧と前記目標制動液圧から、液圧制御装置の制御量を、逆液圧モデルを用いて算出する制御量算出手段と、
を備えた車両の制動力制御装置において、
前記目標制動液圧を求める手段は、実スリップ率が目標スリップ率になるように、目標制動トルクを算出する目標制動トルク算出手段と、前記目標制動トルクを目標制動液圧に変換する目標制動液圧変換手段とを備え、
前記制動装置は、後輪側の液圧配管にプロポーショニングバルブを備えたものであり、
前記推定制動液圧算出手段で後輪側の推定制動液圧を算出する際、液圧配管特性によって決定される前記液圧モデルの液圧時定数を、プロポーショニングバルブの液圧折れ点の前後で変更する後輪液圧時定数変更手段を備えたことを特徴とする車両の制動力制御装置。
【請求項２】
制動装置のマスタシリンダによって発生される液圧を、車両の走行状態に応じて増減制御する液圧制御装置を備えた車両の制動力制御装置であって、
車輪速度及び車体速度から実スリップ率を算出する実スリップ率算出手段と、
予め設定された目標スリップ率と前記算出された実スリップ率から、実スリップ率が目標スリップ率になるように目標制動液圧を求める手段と、
前記マスタシリンダによって発生される液圧と過去の推定制動液圧から、液圧モデルを用いて制動装置に現に作用していると推定される推定制動液圧を算出する推定制動液圧算出手段と、
前記推定制動液圧と前記目標制動液圧から、液圧制御装置の制御量を、逆液圧モデルを用いて算出する制御量算出手段と、
を備えた車両の制動力制御装置において、
前記目標制動液圧を求める手段は、実スリップ率が目標スリップ率になるように、目標制動トルクを算出する目標制動トルク算出手段と、前記目標制動トルクを目標制動液圧に変換する目標制動液圧変換手段とを備え、
前記制御量算出手段は、算出された制御量が、液圧制御装置で制御できない程に微小な値であったときは、該制御量を制御可能な制御量にまで補正する制御量補正手段を備えたことを特徴とする車両の制動力制御装置。
【請求項３】
制動装置のマスタシリンダによって発生される液圧を、車両の走行状態に応じて増減制御する液圧制御装置を備えた車両の制動力制御装置であって、
車輪速度及び車体速度から実スリップ率を算出する実スリップ率算出手段と、
予め設定された目標スリップ率と前記算出された実スリップ率から、実スリップ率が目標スリップ率になるように目標制動液圧を求める手段と、
前記マスタシリンダによって発生される液圧と過去の推定制動液圧から、液圧モデルを用いて制動装置に現に作用していると推定される推定制動液圧を算出する推定制動液圧算出手段と、
前記推定制動液圧と前記目標制動液圧から、液圧制御装置の制御量を、逆液圧モデルを用いて算出する制御量算出手段と、
を備えた車両の制動力制御装置において、
前記目標制動液圧を求める手段は、実スリップ率が目標スリップ率になるように、目標制動トルクを算出する目標制動トルク算出手段と、前記目標制動トルクを目標制動液圧に変換する目標制動液圧変換手段とを備え、
前記推定制動液圧算出手段は、制動力制御中に算出された推定制動液圧が大気圧相当の所定液圧以下となったときは、所定の期間推定制動液圧を前記所定液圧に維持することにより、算出された推定制動液圧に対する実制動液圧の遅れを補償する遅れ補償手段を備え、
前記所定の期間は、算出された推定制動液圧が、前記所定液圧以上に回復し、更に回復後所定時間が経過するまでの期間であることを特徴とする車両の制動力制御装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【産業上の利用分野】
本発明は、制動装置のマスタシリンダによって発生される液圧を、車両の走行状態に応じて増減制御するように構成した、車両の制動力制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、急制動時等における車両の安定性及び操舵性を確保するためにアンチスキッドシステムが開発されている。これは、車輪の回転状況や路面状況等による車両の走行状態に応じて、制動装置のマスタシリンダによって発生する液圧を、増減制御することにより、車輪に過大な制動力がかからないようにして、車輪のロックを防止するものである。
【０００３】
例えば、特表平５−５０２４２３号においては、目標スリップと、車輪速度及び車体速度等から求められる実スリップとの偏差によるＰＩフィードバック制御により、制動装置の目標制動液圧を求めている。又、この目標制動液圧と、制動装置のマスタシリンダによって供給される供給圧力と、横方向力とから逆液圧モデルに基づいて、アンチスキッド液圧制御弁の開閉時間を求め、弁の開閉を制御するようにしている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、前記特表平５−５０２４２３号を含め、従来のこの種の制動力制御装置にあっては、制御の指標となる目標制動液圧を、目標スリップ、車輪速度、あるいは車体速度のようなパラメータから直接求めるようにしていたため、車両の運動特性に即したよりきめ細かな総合的な制御を実現することができないという問題があった。
【０００５】
例えば、前記特表平５−５０２４２３号で開示された制御装置においては、逆液圧モデルを用いてアクチュエータの弁開閉時間を求める際、弁モデルとして単なるオリフィスを想定し、静的なモデルで弁開閉時間を算出しているが、実際の油圧系では配管剛性の変化を考慮しないと精度を確保することはできず、更には車両運動、アクチュエータのゲイン及び位相、油圧特性等まで考慮した動的なモデルで算出しないと十分な精度で制御することはできない。
【０００６】
そのため、従来の制御装置では場合によっては例えばアクチュエータのゲインや位相、あるいは油圧特性が実際の車両運動と適正に整合せず、制動力の制御が必ずしも最適な車両挙動制御とはならない場合があるという問題があった。
【０００７】
即ち、前述したような目標スリップ、車輪速度、あるいは車体速度等のパラメータから「目標制動液圧」を直接求める方法では、該目標制動液圧を例えば左右独立に求めたとしても、それによって得られる実際の「制動力の左右配分」が現実の車両の挙動状態と必ずしも良好に整合しないことがあるという問題があったものである。
【０００８】
そのため制動力の制御を車両の運動制御、あるいは姿勢制御等により積極的に利用するというのは現実的には難しいというのが実情であった。
【０００９】
本発明は、前記従来の問題を解決するべくなされたもので、実際の車両の運動状態あるいは挙動状態に即した制動制御を行うことのできる車両の制動力制御装置を提供することを目的とする。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
本発明は、その要旨を図１に示すように、制動装置のマスタシリンダによって発生される液圧を、車両の走行状態に応じて増減制御する液圧制御装置を備えた車両の制動力制御装置であって、車輪速度及び車体速度から実スリップ率を算出する実スリップ率算出手段と、予め設定された目標スリップ率と前記算出された実スリップ率から、実スリップ率が目標スリップ率になるように目標制動液圧を求める手段と、前記マスタシリンダによって発生される液圧と過去の推定制動液圧から、液圧モデルを用いて制動装置に現に作用していると推定される推定制動液圧を算出する推定制動液圧算出手段と、前記推定制動液圧と前記目標制動液圧から、液圧制御装置の制御量を、逆液圧モデルを用いて算出する制御量算出手段と、を備えた車両の制動力制御装置において、前記目標制動液圧を求める手段は、実スリップ率が目標スリップ率になるように、目標制動トルクを算出する目標制動トルク算出手段と、前記目標制動トルクを目標制動液圧に変換する目標制動液圧変換手段とを備え、前記制動装置は、後輪側の液圧配管にプロポーショニングバルブを備えたものであり、前記推定制動液圧算出手段で後輪側の推定制動液圧を算出する際、液圧配管特性によって決定される前記液圧モデルの液圧時定数を、プロポーショニングバルブの液圧折れ点の前後で変更する後輪液圧時定数変更手段を備えたことにより前記目的を達成したものである。
【００１７】
本発明は又、制動装置のマスタシリンダによって発生される液圧を、車両の走行状態に応じて増減制御する液圧制御装置を備えた車両の制動力制御装置であって、車輪速度及び車体速度から実スリップ率を算出する実スリップ率算出手段と、予め設定された目標スリップ率と前記算出された実スリップ率から、実スリップ率が目標スリップ率になるように目標制動液圧を求める手段と、前記マスタシリンダによって発生される液圧と過去の推定制動液圧から、液圧モデルを用いて制動装置に現に作用していると推定される推定制動液圧を算出する推定制動液圧算出手段と、前記推定制動液圧と前記目標制動液圧から、液圧制御装置の制御量を、逆液圧モデルを用いて算出する制御量算出手段と、を備えた車両の制動力制御装置において、前記目標制動液圧を求める手段は、実スリップ率が目標スリップ率になるように、目標制動トルクを算出する目標制動トルク算出手段と、前記目標制動トルクを目標制動液圧に変換する目標制動液圧変換手段とを備え、前記制御量算出手段は、算出された制御量が、液圧制御装置で制御できない程に微小な値であったときは、該制御量を制御可能な制御量にまで補正する制御量補正手段を備えたことにより、同様に前記目的を達成したものである。
【００１８】
本発明は又、制動装置のマスタシリンダによって発生される液圧を、車両の走行状態に応じて増減制御する液圧制御装置を備えた車両の制動力制御装置であって、車輪速度及び車体速度から実スリップ率を算出する実スリップ率算出手段と、予め設定された目標スリップ率と前記算出された実スリップ率から、実スリップ率が目標スリップ率になるように目標制動液圧を求める手段と、前記マスタシリンダによって発生される液圧と過去の推定制動液圧から、液圧モデルを用いて制動装置に現に作用していると推定される推定制動液圧を算出する推定制動液圧算出手段と、前記推定制動液圧と前記目標制動液圧から、液圧制御装置の制御量を、逆液圧モデルを用いて算出する制御量算出手段と、を備えた車両の制動力制御装置において、前記目標制動液圧を求める手段は、実スリップ率が目標スリップ率になるように、目標制動トルクを算出する目標制動トルク算出手段と、前記目標制動トルクを目標制動液圧に変換する目標制動液圧変換手段と、を備え、前記推定制動液圧算出手段は、制動力制御中に算出された推定制動液圧が大気圧相当の所定液圧以下となったときは、所定の期間推定制動液圧を前記所定液圧に維持することにより、算出された推定制動液圧に対する実制動液圧の遅れを補償する遅れ補償手段を備え、前記所定の期間は、算出された推定制動液圧が、前記所定液圧以上に回復し、更に回復後所定時間が経過するまでの期間であることにより、同様に前記目的を達成したものである。
【００２０】
【作用】
本発明においては、車輪速度及び車体速度から実スリップ率を算出し、この実スリップ率と目標スリップ率を用いて、先ず目標制動トルクという物理量を算出する。この目標制動トルクという物理量は、車両の運動や挙動を表わす各種諸元との整合性を極めて明確に考慮し得る概念であることから、現実のそのときの車両の運動や挙動にきめ細かく対応するようにこれを定めることができる。
【００２１】
次に、目標制動トルクを目標制動液圧に変換する。そして過去の推定制動液圧とマスタシリンダ液圧より、液圧モデルを用いて現に車輪の制動装置に作用している推定制動液圧を算出する。
【００２２】
又、この推定制動液圧と目標制動液圧とから、逆液圧モデルを用いて液圧制御装置で設定するべき実際の制御量を算出する。ここで制御量とは、例えば液圧制御装置が３位置電磁弁を用いている場合にはその増減保持開閉時間を意味し、液圧制御装置がリニア制御弁を用いている場合にはその駆動電流、等を意味する。
【００２３】
このように、本発明においては、目標制動液圧を直接計算するのではなく、まず目標制動トルクを求めるようにしているため、実際の車両の運動に即した制御指標を得ることができる。又、前記液圧モデル、及び逆液圧モデルの導入により、現時点での実際の液圧の正確な把握及びその液圧が目標液圧へ向けて実際に変化してゆく過程の正確な把握、即ち液圧の動的な把握ができるため、求められた目標制動トルクが実際に有効に車両に作用するように制御することができる。
【００２４】
従って、本発明はアンチスキッド制御や加速スリップ制御のほか、例えば左右の車輪に制動力を（運転者のブレーキ操作とは独立して）付与することにより旋回中の車両運動を制御するというような様々な制御に応用することが可能となり、車両運転時における安定性、操舵性を総合的に向上させることができるようになる。
【００２９】
又、本発明においては、目標制動液圧を求める手段は、実スリップ率が目標スリップ率になるように、目標制動トルクを算出する目標制動トルク算出手段と、目標制動トルクを目標制動液圧に変換する目標制動液圧変換手段とを備え、制動装置は後輪側の液圧配管にプロポーショニングバルブ（以下Ｐバルブと略す）を備えたものであり、後輪側の推定制動液圧を算出する際、液圧配管特性によって決定される前記液圧モデルの液圧時定数をＰバルブの液圧折れ点の前後で変更するので、算出する推定液圧の誤差をより小さくすることができる。
【００３１】
又、本発明においては、目標制動液圧を求める手段は、実スリップ率が目標スリップ率になるように、目標制動トルクを算出する目標制動トルク算出手段と、目標制動トルクを目標制動液圧に変換する目標制動液圧変換手段とを備え、算出された制御量が液圧制御装置で制御できない程に微小な値であったときに、該制御量を制御可能な制御量にまで増大補正するので、液圧制御装置の制御タイミングの遅れを防止することができる。
【００３２】
又、本発明においては、目標制動液圧を求める手段は、実スリップ率が目標スリップ率になるように、目標制動トルクを算出する目標制動トルク算出手段と、目標制動トルクを目標制動液圧に変換する目標制動液圧変換手段とを備え、推定制動液圧算出手段は、制動力制御中に算出された推定制動液圧が大気圧相当の所定液圧以下となったときは、所定の期間推定制動液圧を所定液圧に維持することにより、算出された推定制動液圧に対する実制動液圧の遅れを補償する遅れ補償手段を備え、前記所定の期間は、算出された推定制動液圧が、前記所定液圧以上に回復し、更に回復後所定時間が経過するまでの期間であるので、推定制動液圧と実際の制動液圧との差が大きくなるのを防止できると共に、大気圧相当の液圧状態から再び増圧に戻るときに発生する特異な液圧上昇遅れの影響を考慮した制御をすることができる。
【００３４】
【実施例】
以下図面を参照して、本発明の実施例を詳細に説明する。
【００３５】
本実施例は、アンチスキッド制御システムの制御ロジックに係わるものであり、その概略構成を図２に、そのための制御回路を図３に示す。
【００３６】
この実施例は、車両２の図示しない公知の制動装置のマスタシリンダによって発生される液圧（マスタシリンダ圧）Ｐｍを、車両２の走行状態に応じて増減制御するように構成した車両の制動力制御装置において、実スリップ率Ｓ及び目標制動トルクＮｒを算出するスリップ率制御部４（実スリップ率算出手段及び目標制動トルク算出手段に相当）と、目標制動トルクＮｒを目標制動液圧Ｐｒに変換するＮ−Ｐ変換部６（目標制動力液圧変換手段に相当）と、目標制動液圧Ｐｒを実現するのに必要な、増圧のための弁制御時間ｔｉ及び減圧のための弁制御時間ｔｄを算出する液圧制御部８（推定制動液圧算出手段及び制御量算出手段に相当）とを備えたものである。
【００３７】
前記スリップ率制御部４は、車輪速度（車輪角速度）ω及び車体速度Ｖから実スリップ率Ｓを算出し、目標スリップ率Ｓｒと実スリップ率Ｓから、車輪速度ωが目標スリップ率Ｓｒになるように目標制動トルクＮｒを車両運転状態あるいは挙動状態を考慮して算出する。
【００３８】
前記液圧制御部８は、前記マスタシリンダによって発生されるマスタシリンダ圧Ｐｍと前記目標制動液圧Ｐｒから液圧モデルを用いて制動装置に現に作用していると推定される推定制動液圧Ｐを算出し、この推定制動液圧Ｐと前記Ｎ−Ｐ変換部６によって算出された目標制動液圧Ｐｒから、この目標制動液圧Ｐｒを実現するために必要な、増圧あるいは減圧のための弁制御時間ｔｉ、ｔｄを算出する。
【００３９】
なお、これらのスリップ率制御部４、Ｎ−Ｐ変換部６、液圧制御部８の役割は実際には、図３のＡＢＳコンピュータ２０が果たしており、各輪のスピードセンサ１１ａ〜１１ｄにより、車輪速度ωが各車輪分測定され、マスタ圧センサ１２によりマスタシリンダ圧Ｐｍが測定され、上記演算がＡＢＳコンピュータ２０において実行され、得られた弁制御時間ｔｉ、ｔｄの間だけバルブ３１ａ〜ｄ、３２ａ〜ｄが制御される。
【００４０】
以下、本実施例の作用を各制御機能毎に詳しく説明する。
【００４１】
まず、スリップ率制御部４の作用について、１輪分の車輪Ｗｈと車両の運動方程式から説明する。
【００４２】
１輪分の車両重量をＭ、車体速度をＶ、タイヤ慣性モーメントをＩ、タイヤ半径をＲ、制動トルクをＮ、車輪速度（車輪角速度）をω、実スリップ率をＳ、タイヤの路面反力をＦ（Ｓ）  とすると、これらの力は図４に示すように車輪Ｗｈに働く。このとき車輪Ｗｈの運動方程式は次の（１）式、車両の運動方程式は次の（２）式のように表わされる。
【００４３】
Ｉ・（ｄω／ｄｔ）＝ＲＦ（Ｓ）  −Ｎ      …（１）
Ｍ・（ｄＶ／ｄｔ）＝−Ｆ（Ｓ）            …（２）
【００４４】
又、実スリップ率Ｓは次の（３）式で与えられる。
【００４５】
Ｓ＝（Ｖ−Ｒω）／Ｖ                    …（３）
【００４６】
実スリップ率Ｓと路面反力Ｆ（Ｓ）  の関係を図５に示す。又（３）式を車輪速度ωについて解くと、次の（４）式のようになる。
【００４７】
ω＝（１−Ｓ）Ｖ／Ｒ                    …（４）
【００４８】
（１）、（２）式よりＦ（Ｓ）  を消去すると次の（５）式が得られる。
【００４９】
Ｎ＝−Ｉ・（ｄω／ｄｔ）−ＲＭ・（ｄＶ／ｄｔ）      …（５）
【００５０】
以下、極配置法による目標制動トルクＮｒの導出について説明する。
【００５１】
目標スリップ率をＳｒとして（４）式に代入すると、目標車輪速度ωｒは次の（６）式で与えられる。
【００５２】
ωｒ＝（１−Ｓｒ）Ｖ／Ｒ                …（６）
【００５３】
ここで、車輪速度ωと目標車輪速度ωｒの偏差をｅとし、次の（７）式のようにおき、ｔで微分すると（８）式が得られる。
【００５４】
ｅ＝ω−ωｒ＝ω−（１−Ｓｒ）Ｖ／Ｒ    …（７）
ｄｅ／ｄｔ＝ｄω／ｄｔ−｛（１−Ｓｒ）／Ｒ｝・（ｄＶ／ｄｔ）…（８）
【００５５】
（５）、（８）式よりｄω／ｄｔを消去すると、次の（９）式が得られる。
【００５６】
0003565938.tif 000002
【００５７】
このとき、ａを正の定数（ａ＞０）としてｄｅ／ｄｔ＝−ａｅであれば、偏差ｅは０に収束する（ｅ→０）（極配置法）。よって次の（１０）式のようにおけば、目標制動トルクＮｒは（１１）式のように得ることができる。
【００５８】
0003565938.tif 000003
【００５９】
ここで、（１１）式のｄＶ／ｄｔについて考察すると、本来上式のｄＶ／ｄｔは（２）式より、その本質は車輪Ｗｈの路面反力Ｆ（Ｓ）  であり、アンチスキッド制御中の車輪Ｗｈにあっては、スリップの変動による速い動きと車両そのものの制動（通常は一定の減速度）のための遅い動きが含まれていると考えられる。
【００６０】
しかし、実際には車体速度Ｖは直接測定が難しいため、従来は各輪の車輪速度ωのグラフにおける包絡線に想定される車体減速度のガードをかけたようなものを用いて計算されていた。従って、計算された車体速度Ｖにはスリップ変動による速い動きが欠落しているものと考えられる。
【００６１】
又、（５）式より路面反力Ｆ（Ｓ）  、即ち、真のｄＶ／ｄｔの速い動きはｄω／ｄｔにより大きく反映され、遅い動きは制動トルクＮの中心値に反映されると考えられる。従って、この制動トルクＮの中心値を基準制動トルクＮｎｏｍ  とすると、真のｄＶ／ｄｔは次の（１２）式により推定可能と考えられる。
【００６２】
ｄＶ／ｄｔ＝ｋ１  ・（ｄω／ｄｔ）＋ｋ２  Ｎｎｏｍ        …（１２）
【００６３】
これを（１１）式へ代入し、ｄＶ／ｄｔを消去すると、次の（１３）式が得られる。
【００６４】
0003565938.tif 000004
【００６５】
従って、目標制動トルクＮｒは上の（１３）式によって求めることが可能となる。（１３）式において、ｄω／ｄｔはｄｅ／ｄｔにバイアスをかけたものとも見ることができる。又、基準制動トルクＮｎｏｍ  は減速中の平均減速度に相当する量であるため、従来の方法等によって求められた平滑化されたｄＶ／ｄｔ（これを（ｄＶ／ｄｔ）ｓと表わす）により代用させることもできる。
【００６６】
これにより、（１３）式は次の（１４）式のように表わすことができる。
【００６７】
0003565938.tif 000005
【００６８】
この（１４）式を用いると、車輪速度ωと目標スリップ率Ｓｒが与えられれば、目標制動トルクＮｒが計算可能となる。（１４）式は、偏差ｅのＰＤ（比例・微分）フィードバックに平均減速度に相当するバイアス値を加えたものと見ることもでき、バイアス値を与えることによってフィードバックゲインＫｐ′、Ｋｄ′の値を小さくでき、無用の振動を抑えていると解釈することもできる。
【００６９】
なお、後で詳しく述べるように、この目標制動トルクＮｒを実現するために液圧制御部８で油圧回路に逆モデルを用いて弁制御時間ｔｉ、ｔｄを決定するが、モデルと実アクチュエータのパラメータにズレがあった場合、誤差が蓄積していくこととなる。従ってこの誤差蓄積による偏差ｅのバイアスが発生することになり、このバイアスを０にするために、偏差ｅの積分をフィードバックする必要がある。
【００７０】
よって、実際の制御則は（１４）に積分項を加えた次の（１５）式になる。
【００７１】
【数１】
0003565938.tif 000006
【００７２】
従って、ＰＩＤ（比例・積分・微分）フィードバック制御となる。ここで積分は、制御開始から現在までの積分とする。
【００７３】
又、各フィードバックゲインＫｐ′、Ｋｄ′、ＫＩ  ′は定数でもよいが、車体速度Ｖが低くなるに連れて同じスリップ率でも偏差ｅの値が小さくなるため、Ｋｐ′、Ｋｄ′、ＫＩ  ′は車体速度Ｖが低いと大きくなるように車速感応にしてもよい。
【００７４】
次に、Ｎ−Ｐ変換部６において目標制動トルクＮｒを目標制動液圧Ｐｒに変換する作用について説明する。
【００７５】
通常、目標制動液圧Ｐｒは制動トルクＮｒに比例すると考えられるので、次の（１６）式のように与えることができる。
【００７６】
Ｐｒ＝ｋ３  Ｎｒ  （Ｋ３  は定数）      …（１６）
【００７７】
但し、後輪側はＰバルブがあるため、その特性を入れたマップで与える。従って次の（１７）式のように書くことができる。
【００７８】
Ｐｒ＝Ｐｒ（Ｎｒ）      …（１７）
【００７９】
次に、液圧制御部８の作用について説明する。
【００８０】
流量モデル及び、液量による剛性の変化によりアクチュエータを液圧モデル化すると、増圧モデルの場合次の（１８）、（１９）式が成り立つ。
【００８１】
ｄＰ／ｄｔ＝Ｋａｉ√（Ｐｍ−Ｐ）      …（１８）
【００８２】
【数２】
0003565938.tif 000007
【００８３】
但し、Ｐは推定制動液圧、Ｐｍはマスタシリンダ圧、Ｋはブレーキ剛性、ａｉは増圧弁制御関係量（液圧時定数）であり、又積分はｔ＝０からｔ＝ｔまでの増圧時である。
【００８４】
又、減圧モデルの場合、次の（２０）、（２１）式が成り立つ。
【００８５】
ｄＰ／ｄｔ＝−Ｋａｄ√（Ｐ−Ｐｒｅｓ  ）      …（２０）
【００８６】
【数３】
0003565938.tif 000008
【００８７】
但し、Ｐｒｅｓ  はリザーバ圧、ａｄは減圧弁制御関係量（液圧時定数）であり、積分はｔ＝ｔｆ−ｔからｔ＝ｔｆまでの減圧時である。
【００８８】
増圧前の推定制動液圧をＰ（ｋ−１）とし、増圧のための弁制御時間をｔｉとして（１８）、（１９）式を解くと、現時点での推定制動液圧Ｐ（ｋ）が次の（２２）式で与えられる。
【００８９】
0003565938.tif 000009
【００９０】
又、同様に、減圧のための弁制御時間をｔｄとして（２０）、（２１）式を解くと、次の（２３）式が得られる。
【００９１】
0003565938.tif 000010
【００９２】
次に、逆液圧モデルを用いて弁制御時間ｔｉ、ｔｄを求める作用を説明する。
【００９３】
（２２）、（２３）式において、推定制動液圧Ｐ（ｋ）に目標制動液圧Ｐｒを代入し、それぞれ増圧のための弁制御時間ｔｉ、減圧のための弁制御時間ｔｄについて解くと、次の（２４）、（２５）式が得られる。
【００９４】
0003565938.tif 000011
【００９５】
以上を図式化すると図６のようになる。即ち、目標制動液圧Ｐｒより、（２４）、（２５）式により、弁制御時間ｔｉ、ｔｄが算出され、逆に弁制御時間ｔｉ、ｔｄより（２２）、（２３）式により現在の推定制動液Ｐ（ｋ）が算出される。
また本実施例は、後輪側の実際の制動液圧は液圧回路にＰバルブが入っているため、Ｐバルブの折れ点の前後で増減圧勾配が変わることから、図２の液圧制御部８において、推定制動液圧Ｐを求める際、前記液圧時定数ａｉ、ａｄを一義に決めたのでは実際の制動液圧どおりに推定制動液Ｐを推定することができないので、Ｐバルブの折れ点の前後で液圧時定数ａｉ、ａｄの値を変え、目標通りに制御ができるようにする。
図８は後輪側推定制動液圧Ｐの変化を示すグラフである。図８においてＰｐは予め決められたＰバルブの折れ点の液圧であり、ａｉｈ、ａｄｈはそれぞれＰｐよりも高圧側の液圧時定数ａｉ、ａｄの値、又同様に、ａｉｌ、ａｄｌは、それぞれＰｐよりも低圧側の液圧時定数ａｉ、ａｄの値である。
【００９６】
以上の演算は全て図３のＡＢＳコンピュータ２０によって行われるが、その具体的アルゴリズムを図７のフローチャートに示す。
【００９７】
なお、図７の演算は各車輪毎に一定周期で行われるものとする。
【００９８】
まず、ステップ１００において、車輪速度ω及びマスタシリンダ圧Ｐｍが読み込まれ、ステップ１０２において目標スリップ率Ｓｒが設定される。次にステップ１０４において、公知の方法により車体速度Ｖが推定・演算される。
【００９９】
次に、ステップ１０６において（６）式により目標車輪速度ωｒを算出し、ステップ１０８において偏差ｅ＝ω−ωｒが演算される。次にステップ１１０において、（１５）式により目標制動トルクＮｒが計算され、ステップ１１２において、（１６）式又は（１７）式により目標制動液圧Ｐｒが計算され、ステップ１１３において図９のフローチャートに従って時定数ａｉが計算される。次にステップ１１４において、前回までの推定制動液圧Ｐ（ｋ−１）とこの目標制動液圧Ｐｒとが比較され、Ｐｒの方がＰ（ｋ−１）より大（Ｐｒ＞Ｐ（ｋ−１））なら、次のステップ１１６において（２４）式により増圧のための弁制御時間ｔｉが計算されると共に、減圧のための弁制御時間ｔｄを零とする。
【０１００】
又、ステップ１１４の判定において、目標制御液圧Ｐｒの方が前回の推定制動液圧Ｐ（ｋ−１）より大でない（Ｐｒ≦Ｐ（ｋ−１））なら、ステップ１１８へ進み、再び目標制動液圧Ｐｒと前回までの推定制動液圧Ｐ（ｋ−１）を比較し、目標制動液圧Ｐｒの方が小（Ｐｒ＜Ｐ（ｋ−１））なら、ステップ１２０において、（２５）式により減圧のための弁制御時間ｔｄが計算されると共に増圧のための弁制御時間ｔｉを零とする。又、ステップ１１８の判定において、目標制御液圧Ｐｒが前回の推定制動液圧Ｐ（ｋ−１）より小でないならＰｒ＝Ｐ（ｋ−１）であるので、ステップ１２２において、弁制御時間ｔｉ、ｔｄを共に零とする。
【０１０１】
次にステップ１２４においてＰｒ＞Ｐ（ｋ−１）のときは（２２）式により、Ｐｒ＜Ｐ（ｋ−１）のときは（２３）式により、それぞれ推定制動液圧Ｐ（ｋ）の値を更新し、Ｐｒ＝Ｐ（ｋ−１）のときは前回までの推定制動液圧Ｐ（ｋ−１）の値をそのまま保持する。
【０１０２】
最後に、ステップ１２６において、上で計算された弁制御時間ｔｉ、ｔｄに基づいて各バルブ３１ａ〜３１ｄ、３２ａ〜３２ｄが駆動され増減圧制御が行われる。
又、図９に示すように、ステップ３０２においては、現在演算しようとしているのは４輪中のどの車輪かを判定する。これによりプログラムのループが実行され、４輪分の計算が行われる。ステップ３０４の判定で前輪であると判断されたら、パラメータａｉ、ａｄをＰバルブの前後で変える必要はないので、ステップ３１２へ進み、（２２）、（２３）、（２４）、（２５）式の液圧時定数ａｉ、ａｄを前輪側の増減圧勾配に合わせた増減圧時の液圧時定数ａｉｆ、ａｄｆとして、ステップ３１０へ進む。
又、ステップ３０４の判定で、前輪でない、即ち後輪であると判断された場合には、次のステップ３０６で、既に制御開始時点から推定している（前回の）推定制動液圧Ｐ（ｋ−１）とＰバルブの折れ点の圧力Ｐｐを比較し、前回の推定制動液圧Ｐ（ｋ−１）がＰｐよりも高ければステップ３１４へ進み、液圧時定数ａｉ、ａｄをそれぞれａｉｈ、ａｄｈとしてステップ３１０へ進む。又、前回の推定制動液圧Ｐ（ｋ−１）がＰｐよりも低いときは、ステップ３０８へ進み、液圧時定数ａｉ、ａｄをそれぞれａｉｌ、ａｄｌとしてステップ３１０へ進む。
ステップ３１０においては、弁制御時間ｔｉ、ｔｄを決定すると共に、推定制動液圧Ｐ（ｋ）を（２２）、（２３）、（２４）、（２５）式を用いて算出する。
【０１０３】
なお、ステップ１１０における目標制動トルクＮｒの演算において（１５）式が用いられたが、偏差ｅの代わりにスリップ率そのものの偏差Ｓ−Ｓｒを用いてもよいし、前述したようにフィードバッグゲインＫｂ′、Ｋｄ′、ＫＩ  ′は車体速度Ｖに応じて変化させてもよい。又、平滑された（ｄＶ／ｄｔ）ｓの代わりに、予め車体速度Ｖや路面状態によって値を変えるようマップスケジューリングされた基準制動トルクＮｎｏｍ  を用いてもよい。
【０１０４】
又、推定制動液圧Ｐの初期値は、アンチスキッド制御作動前のマスタシリンダ圧Ｐｍ（後輪ではＰバルブ特性で換算したもの）とし、アンチスキッド制御作動中か否かの判定は公知のロジックによるものとする。
【０１０５】
以上述べたように、第１実施例によれば、弁制御時間を算出する際の目標制動液圧Ｐｒを、実スリップ率Ｓや目標スリップ率Ｓｒから直接演算するのではなく、車両状態に応じるように調整し易い目標制御トルクＮｒを算出し、車両状態に応じて調整から算出するので、実際の車両運動に即した制御量を算出することができる。
【０１０６】
又、本実施例では、ＰＩＤ制御の微分項で位相差を補償しているので、アクチュエータの位相遅れによって発生する油圧ハンチングを防止することができる。更に、ゲインを車速に応じて変更するので、車両振動等で発生するノイズを除去することができる。
【０１２８】
又、この実施例によればＰバルブの折れ点の前後の増減圧勾配の違いに合わせた液圧時定数ａｉ、ａｄが選ばれるので推定制動液圧Ｐ（ｋ）の推定精度をより高めることができ、それだけ目標制動液圧Ｐｒへの制御性能が向上する。
【０１３０】
又、本実施例によれば、液圧モデル上で液圧時定数ａｉ、ａｄをＰバルブの折れ点前後の増減圧勾配に応じて変更するので、算出する推定液圧の誤差の発生を防止することができる。
【０１３１】
次に、第２実施例について説明する。
【０１３２】
本第２実施例は、アクチュエータの印加電圧が変動した場合に、アクチュエータの応答遅れが生じ、適正に制御できなくなることを防止するため、図２の液圧制御部８において弁制御時間ｔｉ、ｔｄを求める際、前記液圧時定数ａｉ、ａｄを変更するようにしたものである。
【０１３３】
即ち、図１０に電源（バッテリ）電圧と液圧時定数ａｉ、ａｄの関係を示すように、例えばバッテリ電圧が低い場合にはａｉ、ａｄの値を大きくしなければ、意図するアクチュエータ制御を行うことができない。
【０１３４】
図１１に本第２実施例で用いられるバッテリ電圧監視回路を示す。
【０１３５】
図１１において、バッテリ４０の正負極はコントローラ４２に導かれ、高インピーダンス抵抗４４に繋がれている。この抵抗４４の抵抗値にかかる電圧値はＡ／Ｄ回路４６によって、バッテリ４０の電圧値Ｅｂとして測定されコンピュータ（ＣＰＵ）４８にデジタル値として入力される。
【０１３６】
第２実施例における液圧制御部８の具体的な制御を図１２のフローチャートに示し、以下説明する。なお、液圧制御部８以外の制御については第１実施例と同様である。
【０１３７】
まず、ステップ４００において、Ｎ−Ｐ変換部６より目標制動液圧Ｐｒを読み込む。次にステップ４０２において図１１のコントローラ４２において、バッテリ４０の電圧値Ｅｂを計算する。次のステップ４０４では、目標制動液圧Ｐｒと前回の推定制動液圧Ｐ（ｋ−１）とを比較して、増圧か減圧かを判断する。
【０１３８】
ステップ４０４の判断において、増圧と判断された場合には、ステップ４０６において、ステップ４０２で計算された電圧値Ｅｂを用いて、増圧のための弁制御時間ｔｉを決定する液圧時定数ａｉの補正計算を行う。このとき、図１０に示したように、電圧値Ｅｂが低圧のときは液圧時定数ａｉを大きくし、弁制御時間ｔｉを長くとり、逆に電圧値Ｅｂが高圧のときは液圧時定数ａｉを小さくする。
【０１３９】
ステップ４０６の液圧時定数ａｉの補正計算に続いて、ステップ４０８において（２４）式により増圧のための弁制御時間ｔｉの計算を行い、ステップ４１４へ進む。
【０１４０】
又、ステップ４０４の判断で、減圧とされたときには、ステップ４１０において、減圧のための弁制御時間ｔｄを決定する液圧時定数ａｄを、ステップ４０２で計算された電圧値Ｅｂを用いて補正計算し、次のステップ４１２において（２５）式により減圧のための弁制御時間ｔｄの計算を行いステップ４１４へ進む。
【０１４１】
ステップ４１４では、ステップ４０８、４１２で算出された弁制御時間ｔｉ、ｔｄを用いて、（２２）式あるいは（２３）式により現在の推定制動液圧Ｐ（ｋ）を計算する。
【０１４２】
本実施例によれば、液圧時定数ａｉ、ａｄを電圧値Ｅｂに応じて変更することにより、電圧源の電圧値Ｅｂの変動に応じて発生するアクチュエータの応答遅れを防止することができる。
【０１４３】
次に、第３実施例について説明する。
【０１４４】
上述したように、今までの実施例では、（２４）、（２５）式により求めた弁制御時間ｔｉ、ｔｄによりバルブ３１ａ〜３１ｄ、３２ａ〜３２ｄを駆動し目標制動液圧Ｐｒに制御していたが、増減圧指令値としての弁制御時間ｔｉ、ｔｄが所定制御時間（例えば３ｍｓｅｃ）より小さいものは、指令値を出力してもアクチュエータの特性により実際の制御液圧はほとんど動かず、にも拘らず推定制動液圧Ｐ（ｋ）はその分変化するため、実際の制動液圧と推定制動液圧Ｐ（ｋ）との差が次第に大きくなるという問題が生じる。この場合、例えば、３ｍｓｅｃ以下の指令値は出力しないようにすると、確かに実際の制動液圧と推定制動液圧Ｐ（ｋ）との差が次第に大きくなるという問題は生じなくはなるものの、以下のような問題が生じる。
【０１４５】
即ち、図１３に示した目標制動液圧Ｐｒ及び推定制動液圧Ｐ（ｋ）の関係のように、３ｍｓｅｃ以下の増減圧指令値は零として出力しないようにしていると、目標制動液圧Ｐｒと推定制動液圧Ｐ（ｋ）との液圧差が、図１３のＣのように３ｍｓｅｃ以上の増減圧指令を必要とするくらい大きくなって初めて増減圧指令が出力されることになる。従って、図１３の目標制動液圧Ｐｒのグラフの極大点Ｄの付近では、推定制動液圧Ｐ（ｋ）は目標制動液圧Ｐｒに対して長い時間誤差を生じたままとなり、この状態が結果として車輪の動きを振動的にしたりして制御能力が低下するという問題を引き起こすことになる。
【０１４６】
第３実施例は、上記問題を解決するものであり、３ｍｓｅｃ未満の指令に対してはこれを出力しないようにするのではなく、例えば１ｍｓｅｃ以上３ｍｓｅｃ未満の指令値を、３ｍｓｅｃの指令値に繰上げて出力することにより、増減圧指令のタイミング遅れを解消するものである。
【０１４７】
これを、図１４の油圧変化のグラフを用いて説明すると、以下のようになる。
【０１４８】
図１４に示すように、目標制動液圧Ｐｒ及び推定制動液圧Ｐ（ｋ）において、従来の減圧タイミングＥに対して１ｍｓｅｃ以上３ｍｓｅｃ未満の指令を３ｍｓｅｃに繰上げて出力することにより、目標制動液圧Ｐｒと推定制動液圧Ｐとの差が、最低でも１ｍｓｅｃの減圧指令を出すだけあればよいことになり、従ってその分減圧タイミングは早くなり、図１４のＦで出力される。
【０１４９】
なお、このとき１ｍｓｅｃ以上３ｍｓｅｃ未満の指令を繰上げることにより、目標制動液圧Ｐｒが振動的になることが予想される。しかし、車両としては増減圧のタイミングが遅れることによって起こる車輪速度ωの振動や制御性能の低下の方が影響が大きいので、本実施例のような制御の方が好ましいと考えられる。
【０１５０】
以下、図１５のフローチャートを用いて本第３実施例の具体的な制御を説明する。
【０１５１】
図１５のステップ５００は図２の液圧制御部８において液圧モデルを用いて弁制御時間ｔｉ、ｔｄを計算するルーチンであり、本実施例はその後に新しいロジックを追加するものである。
【０１５２】
即ち、次のステップ５０２において、ステップ５００において計算された弁制御時間ｔｉ、ｔｄの大きさを調べ、それが３ｍｓｅｃ以上であればステップ５１０へ進み、その値をそのままアクチュエータへ指令値として出力する。
【０１５３】
又、ステップ５０２で、弁制御時間ｔｉ、ｔｄが３ｍｓｅｃ未満のときはステップ５０４で、弁制御時間ｔｉ、ｔｄを１ｍｓｅｃと比較し、１ｍｓｅｃ以上であればステップ５０６へ進み弁制御時間ｔｉ、ｔｄをそれぞれ３ｍｓｅｃとし、ステップ５１０へ進む。又、ステップ５０４で弁制御時間ｔｉ、ｔｄが１ｍｓｅｃ未満のときには、ステップ５０８へ進み弁制御時間ｔｉ、ｔｄをそれぞれ零にしてステップ５１０へ進む。
【０１５４】
なお、本実施例では、１ｍｓｅｃ未満は０ｍｓｅｃとして扱っているが、０〜１ｍｓｅｃも３ｍｓｅｃに繰上げて扱うようにしてもよい。
【０１５５】
本実施例によれば、アクチュエータが液圧を制御できない所定時間以下の制御時間が算出された場合に、制御可能な最短制御時間として取り扱うので、制御タイミングの遅れを防止することができる。
【０１５６】
次に、第４実施例について説明する。
【０１５７】
第４実施例は、制動制御において、各バルブ３１ａ〜３１ｄ、３２ａ〜３２ｄへ増圧、減圧、保持信号を出力してから、実際に液圧が動き出すまでには液圧の遅れのために、通常所定時間（例えば５ｍｓｅｃ程度）遅れるので、この遅れを解消するために１演算周期前の推定制動液圧Ｐ（ｋ−１）を現在の推定制動液圧Ｐ（ｋ）として出力するようにしたものである。
【０１５８】
即ち、上に述べた遅れを考慮しないで、液圧モデルを用いて制御すると、目標制動液圧Ｐｒと推定制動液圧Ｐ（ｋ）との偏差が次第に大きくなり、制御装置の期待する必要な制動力が実現できず、車両を目標スリップ率Ｓｒに制御できなくなるという問題があるため、上記遅れを解消する必要がある。
【０１５９】
この遅れを解消する方法を図１６を用いて説明する。
【０１６０】
図１６において、実際の制動液圧Ｐａ（ｋ）が推定制動液圧Ｐ（ｋ）と同じ値をとるまでに５ｍｓｅｃのずれが存在する。従って、ある時刻ｔ１での推定制動液圧Ｐ（ｋ＝ｔ１）をＰ１とすると、実際の制動液圧Ｐａ（ｋ＝ｔ１）はＰ２となり、Ｐ１とＰ２の間には液圧差Ｃ１（＝Ｐ１−Ｐ２）が存在する。
【０１６１】
この液圧差Ｃ１を解消するために、時刻ｔ１における推定制動液圧Ｐ（ｋ＝ｔ１）として、それより５ｍｓｅｃ前の時刻ｔ０において演算した推定制動液圧Ｐ（ｋ−１＝ｔ０）での値Ｐ３を使おうというものである。これより液圧差Ｃ１が解消される。
【０１６２】
第４実施例の具体的な制御を図１７のフローチャートを用いて以下説明する。
【０１６３】
第４実施例は、図２の液圧制御部８において、推定制動液圧Ｐ（ｋ）の演算に関するものであり、これ以外の制御については第１実施例と同様である。
【０１６４】
図１７のステップ６０２において目標制動液圧ＰｒをＮ−Ｐ変換部６より入力し、ステップ６０４において（２４）、（２５）式により弁制御時間ｔｉ、ｔｄを計算する。次のステップ６０６において（２２）、（２３）式により推定制動液圧Ｐ（ｋ）を算出する。
【０１６５】
次のステップ６０８において、演算周期が５ｍｓｅｃと油圧の遅れと一致しているので、従来推定制動液圧としてＰ（ｋ）を出力していたところを、１演算周期５ｍｓｅｃ前の推定制動液圧Ｐ（ｋ−１）で出力する。これにより推定制動液圧が５ｍｓｅｃ遅れて出力されることとなり、実際の制動液圧Ｐａ（ｋ）と一致する。
【０１６６】
なお、上の説明で明らかなように、もし液圧回路での遅れが例えば６ｍｓｅｃであるような場合は、５ｍｓｅｃ前の推定制動液圧Ｐ（ｋ−１）と、更に５ｍｓｅｃ前の推定制動液圧Ｐ（ｋ−２）から補間して求めればよい。
【０１６７】
本実施例によれば、液圧制御部８における液圧モデル上で制御信号（推定制動液圧Ｐ（ｋ））に対するアクチュエータの遅れを補償することができる。
【０１６８】
次に、第５実施例について説明する。
【０１６９】
第５実施例は、液圧制御において、演算上の推定制動液圧Ｐ（演算）が大気圧まで落ちると、ブレーキディスクとパッドのクリアランス、液圧の剛性特性の影響等により次に立ち上がるときの液圧の遅れが所定時間（例えば、５０ｍｓｅｃ）発生することになり、この遅れを考慮しないと目標制御液圧Ｐｒと推定制動液圧Ｐ（ｋ）との間に誤差が発生するため、演算上の推定制動液圧Ｐ（演算）が大気圧相当の所定液圧Ｐｔｈ以下となったときは、該演算上の推定制動液圧Ｐ（演算）が、この所定液圧Ｐｔｈ以上に回復し、更に回復後所定時間（５０ｍｓｅｃ）が経過するまでは、出力としての推定制動液圧Ｐ（出力）をこの所定液圧Ｐｔｈに維持するようにするものである。
【０１７０】
ここで、アンチスキッド制御中に、大気圧相当まで減圧される状態とは、例えば車両が高μ路から低μ路に入って急に減圧され、大気圧相当まで減圧されたような場合である。
【０１７１】
具体的に、図１８を用いて演算上の推定制動液圧Ｐ（演算）が大気圧相当以下にまで落ちた後の処理を説明する。
【０１７２】
図１８において、今推定制動液圧Ｐ（演算）が図の一点鎖線のように計算によって求められたとする。しかしながらこの場合、たとえその値が大気圧相当の所定値Ｐｔｈを下廻っていたとしても実際に車輪Ｗｈに現にかけられている制動液圧Ｐａは大気圧（＝Ｐｔｈ）以下には下がらないため、出力としての推定制動液圧Ｐ（出力）は該所定値Ｐｔｈを維持するようにしないと推定制動液圧Ｐ（出力）が実際の制動液圧Ｐａと異なるようになってしまうため制御に不具合が発生する。従って推定制動液圧Ｐはたとえ演算上の値Ｐ（演算）が所定値Ｐｔｈ以下となったとしても実際に制御に用いる出力としての推定制動液圧Ｐ（出力）は、所定値Ｐｔｈを維持するようにする（破線参照）。
【０１７３】
一方、算出された推定制動液圧Ｐ（演算）が時刻ｔ５において所定値Ｐｔｈ以下の状態から以上の状態に回復したとしても、前述したように実際の制動液圧Ｐａが所定値Ｐｔｈ以上に立ち上がるには約５０ｍｓｅｃの時間がかかるため、この計算上回復した時期ｔ５から５０ｍｓｅｃだけ遅らせた時刻ｔ６で出力するようにしないと、推定制動液圧Ｐ（出力）と実際の制動液圧Ｐａとが一致しないことになる。そのため出力としての推定制動液圧Ｐ（出力）は図１８の時刻ｔ５から５０ｍｓｅｃ遅れた時刻ｔ６の時点から立ち上げるようにする。その結果実際の制動液圧Ｐａと推定制動液圧Ｐ（出力）との差を小さく抑えることができるようになる。
【０１７４】
次に、第５実施例の具体的制御を図１９のフローチャートを用いて説明する。
【０１７５】
この実施例の制御は、図２の液圧制御部８において、弁制御時間ｔｉ、ｔｄの計算、推定制動液圧Ｐの計算に続いて行われる。
【０１７６】
まず、ステップ７０２において推定制動液圧Ｐ（演算）と、大気圧相当の所定値Ｐｔｈとを比較し、推定制動液圧Ｐ（演算）の方が所定値Ｐｔｈより小さいときはステップ７０４へ進み、遅れ補償制御中を示すフラッグＰ−ｆｌａｇがＯＮか否かを判断する。
【０１７７】
Ｐ−ｆｌａｇがＯＮでなければ、今初めて大気圧相当以上から大気相当圧以下に下がったことになるので、ステップ７０６において、Ｐ−ｆｌａｇをＯＮにして、推定制動液圧Ｐ（出力）を１気圧（あるいは所定値Ｐｔｈ、以下同様）にする。又、Ｐ−ｆｌａｇがＯＮの場合には、遅れ補償制御中であり、ステップ７０７において推定制動液圧Ｐ（出力）を１気圧に維持する。
【０１７８】
一方、ステップ７０２の判定で推定制動液圧Ｐ（演算）がＰｔｈより大きいときは、ステップ７０８へ進み、Ｐ−ｆｌａｇがＯＮか否かを判断する。Ｐ−ｆｌａｇがＯＮのときは、推定制動液圧Ｐ（演算）が大気圧以下から大気圧以上に回復した状態ということになるので、次のステップ７１０で、回復後５０ｍｓｅｃの補償制御中か否か判定する。
【０１７９】
具体的には、この実施例では、１演算周期が５ｍｓｅｃであることから、演算周期のカウント回数ｉが９以下のときは、５０ｍｓｅｃ補償制御中であると判定する。即ち、ステップ７１２において推定制動液圧Ｐ（出力）を１気圧に維持し、演算周期のカウントを１インクリメントする。
【０１８０】
又、ステップ７１０の判定においてｉが９より大となったら、推定制動液圧Ｐ（演算）が所定値Ｐｔｈ以上に回復してから５０ｍｓｅｃ経ったことになるので、ステップ７１４においてｉを０とし、Ｐ−ｆｌａｇをＯＦＦにして、推定制動液圧Ｐ（出力）は１０周期前に算出された推定制動液圧Ｐ（ｋ−１０：演算）を用いるようにする。
【０１８１】
又、ステップ７０８の判定でＰ−ｆｌａｇがＯＮでないときは、もともと遅れ補償制御中でなく、大気圧以下に下がったこともないので、このまま処理を終了する。
【０１８２】
なお、この遅れは通常時間の経過と共に解消してゆくため、例えば所定の周期毎に推定制動液圧Ｐ（ｋ：出力）を、１０周期前の推定制動液圧Ｐ（ｋ−１０：演算）→９周期前の推定制動液圧Ｐ（ｋ−９：演算）→８周期前の・・・というように次第に変更してゆき、最終的には、前述した図１７の実施例のように、定常的な遅れに相当する１周期前の推定制動液圧Ｐ（ｋ−１：演算）に収束されるようにする。
【０１８３】
本実施例によれば、アンチスキッド制御中、液圧が大気圧相当の所定液圧まで減圧された場合に、推定制動液圧Ｐ（ｋ）の値を所定値Ｐｔｈに所定時間維持するので、大気圧相当の減圧から再び増圧に戻る際に発生するアクチュエータの特異な液圧遅れを防止することができる。
【０１８４】
なお、以上の実施例ではアンチスキッド制御を対象として説明したが、本発明は、これに限定されるものではなく、目標スリップ率と実スリップ率から車輪速度が目標スリップ率となるように制動力を制御して、車両運転時における車両安定性、操舵性を向上させるものに適用するものならば同一のことが言えるのは明らかである。
【０１８５】
【発明の効果】
以上説明した通り、本発明によれば、目標制動液圧を直接計算するのではなく、車両運動に対応するように目標制動トルクを求め、これを目標制動液圧に変換するようにしているため、実際の車両の運動に即した制御量を算出することができ、車両全体の制動力配分を考慮した油圧制御を行うことができ、アンチスキッド制御や加速スリップ制御のほか車両安定性、操舵性の向上等の幅広い総合的な車両挙動制御を良好にできるようになるという効果が得られる。
特に上記請求項１の構成によれば、制動装置は後輪側の液圧配管にプロポーショニングバルブを備えたものであり、後輪側の推定制動液圧を算出する際、液圧配管特性によって決定される前記液圧モデルの液圧時定数をＰバルブの液圧折れ点の前後で変更するので、算出する推定液圧の誤差をより小さくすることができる。
また上記請求項２の構成によれば、算出された制御量が液圧制御装置で制御できない程に微小な値であったときに、該制御量を制御可能な制御量にまで増大補正するので、液圧制御装置の制御タイミングの遅れを防止することができる。
また上記請求項３の構成によれば、推定制動液圧算出手段は、制動力制御中に算出された推定制動液圧が大気圧相当の所定液圧以下となったときは、所定の期間推定制動液圧を所定液圧に維持することにより、算出された推定制動液圧に対する実制動液圧の遅れを補償する遅れ補償手段を備え、前記所定の期間は、算出された推定制動液圧が、前記所定液圧以上に回復し、更に回復後所定時間が経過するまでの期間であるので、推定制動液圧と実際の制動液圧との差が大きくなるのを防止できると共に、大気圧相当の液圧状態から再び増圧に戻るときに発生する特異な液圧上昇遅れの影響を考慮した制御をすることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の要旨を示す概念図
【図２】本発明の第１実施例の概略構成を示すブロック線図
【図３】同じく第１実施例の制御回路を示すブロック線図
【図４】車輪に働く力を示す説明図
【図５】路面反力とスリップ率の関係を示す線図
【図６】第１実施例における液圧制御部の働きを示す説明図
【図７】第１実施例の制御を示すフローチャート
【図８】後輪側推定制動液圧の変化を示す線図
【図９】本発明の第１実施例の時定数の演算を示すフローチャート
【図１０】バッテリ電圧と液圧時定数の関係を示す線図
【図１１】本発明の第２実施例におけるバッテリ電圧監視回路を示す回路図
【図１２】本発明の第２実施例の制御を示すフローチャート
【図１３】実制動液圧と推定制動液圧の関係を示す線図
【図１４】本発明による第３実施例の制御を示す線図
【図１５】第３実施例の制御を示すフローチャート
【図１６】本発明の第４実施例の制御を示す線図
【図１７】第４実施例の制御を示すフローチャート
【図１８】本発明の第５実施例の制御を示す線図
【図１９】第５実施例の制御を示すフローチャート
【符号の説明】
２…車両
４…スリップ率制御部
６…Ｎ−Ｐ変換部
８…液圧制御部
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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【図１９】
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