(57)【要約】【課題】回生制動から摩擦制動への切り換え時に、摩擦制動の指令値に対する応答遅れで両者間の乖離に起因した車両減速度不足が発生するのを防止する。【解決手段】ｔ１にブレーキペダルの踏み込みでマスターシリンダ液圧Pmcが発生し、車速VSPが図示のごとくに低下する場合につき説明する。回生制動を正確に行い得る回生制動制限開始車速Vlmth以上の高車速域である瞬時ｔ２まで間、回生制動トルクを用い、車速VSPがVlmth未満になると車速VSPの低下につれ回生制動トルク指令値Tmcom2を実線で示すように二次曲線的に低下させ、その分、ブレーキ液圧指令値（摩擦制動トルク）Pbcomfの上昇により車両の総目標制動トルクを達成する。ところで総目標制動トルクがTmcom2とPbcomfとの和値であるから、Pbcomfも二次曲線的に上昇される。従って、摩擦制動の指令値に対する応答遅れによっても、両者間の乖離が大きくなることがなくなり、この乖離に起因した車両減速度の一時的な不足を小さくすることができ、回生制動から摩擦制動への移行を滑らかに行わせ得る。【選択図】        図７
2004196064.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
車両の運転状態や走行状態に応じて決まる目標制動トルクを回生制動および摩擦制動の協働により実現するようにした車両の複合ブレーキにおいて、
前記回生制動の分担率を低下させ、その分、前記摩擦制動の分担率を高める分担率変更時、回生制動トルクの低下割合を摩擦制動トルクの応答遅れに応じて抑制するよう構成したことを特徴とする複合ブレーキの協調制御装置。
【請求項２】
前記制動分担率の変更を車速の低下につれて進行させる請求項１に記載の複合ブレーキの協調制御装置において、
該分担率変更中の前記回生制動トルクを、最大許容回生制動トルクと、車速低下に応じて１から０に向け漸減する回生制動トルク制限係数との乗算により求めるよう構成したことを特徴とする複合ブレーキの協調制御装置。
【請求項３】
請求項２に記載の複合ブレーキの協調制御装置において、前記回生制動トルク制限係数Kvを、現在の車速VSPと、回生制動トルク制限開始車速Vlmthと、回生制動トルク制限終了車速Vlmtlとから、
VSP≧Vlmthの場合は、
Kv＝１とし、
Vlmtl≦VSP<Vlmthの場合は、
Kv＝｛VSP/（Vlmth-Vlmtl）｝−｛Vlmtl /（Vlmth-Vlmtl）｝
により求め、
VSP<Vlmtlの場合は、
Kv＝０とするよう構成したことを特徴とする複合ブレーキの協調制御装置。
【請求項４】
前記制動分担率の変更を車速の低下につれて進行させる請求項１に記載の複合ブレーキの協調制御装置において、
該分担率変更中の前記回生制動トルクを、車速VSPが回生制動トルク制限開始車速Vlmthおよび回生制動トルク制限終了車速Vlmtl間における回生制動トルク制限中間車速Vlmtm以上である間は、当該車速域での最大許容回生制動トルクと、回生制動トルク制限開始車速Vlmthから回生制動トルク制限終了車速Vlmtlへの車速低下に応じて１から０に漸減する回生制動トルク制限係数との乗算により求め、
車速VSPが前記回生制動トルク制限中間車速Vlmtm未満である間は、該回生制動トルク制限中間車速Vlmtmでの最大許容回生制動トルクと前記回生制動トルク制限係数との乗算により求めるよう構成したことを特徴とする複合ブレーキの協調制御装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、回生制動装置と、液圧式や電動式などの摩擦制動装置の２種類のブレーキ装置を併設した複合ブレーキの協調制御装置、特に回生制動から摩擦制動への移行をスムーズに行わせる協調制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
複合ブレーキ装置として
は、モータ／ジェネレータにより車輪回転エネルギーを電力に変換して制動力を発生する回生制動装置と、ブレーキ液圧や電磁力により車輪の摩擦式ブレーキユニットを作動させる摩擦制動装置との組み合わせになる複合ブレーキ装置が代表的なものとして知られている。
【０００３】
その協調制御装置としては従来、例えば特許文献１に記載のごとく、車両の運転状態や走行状態に応じて要求される目標制動トルクを回生制動と摩擦制動との組み合わせにより実現するものがある。
【０００４】
【特許文献１】
特開平２０００−２２５９３２号公報
【０００５】
この協調制御装置においては、図１２の瞬時ｔ１にブレーキペダルの踏み込みでマスターシリンダ液圧Pmcが発生した場合につき説明すると、車速VSPが回生制動を正確に行い得る比較的高車速域である瞬時ｔ２まで間、主として回生制動トルクを用い、摩擦制動トルクを抑えてエネルギーの回収率を高めることにより燃費の向上を図る。
しかして、車速VSPが瞬時ｔ２以後のように、回生制動を正確に行い得ない低車速になると、車速VSPの低下につれ回生制動トルク指令値を図１２に実線で示すように漸減させると共にその分ブレーキ液圧指令値（摩擦制動トルク）を一点鎖線で示すように漸増させ、制動の全てを摩擦制動トルクに依存するようになった瞬時ｔ３に協調制御を終了する。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
ところで従来にあっては、瞬時ｔ２以後に回生制動トルク漸減させる時の低減率が終始一定であるため、たとえこの低減率を変化させる操作をしたとしても、特に回生制動トルク漸減させ始めた瞬時ｔ２の当初において以下のような問題を生ずる。
つまり摩擦制動装置は、回生制動装置に比べて制動トルクの発生応答が悪く、ブレーキ液圧指令値に基づき定めた破線で示す規範応答に対しブレーキ液圧が、特に０から立ち上がる初期において実線で示すごとく大きな遅れをもって上昇する。
【０００７】
従って、上記ブレーキ液圧の立ち上がり初期においてこれが規範応答に対し大きな偏差を持ったものとなり、その後、この偏差に応じたフィードバック制御によりブレーキ液圧が実線で示すように急上して規範応答に追従するが、その直前におけるハッチング部分のブレーキ液圧不足により車両減速度が一点鎖線で示した指令値に対して実線図示のごとく一瞬不足し、運転者に回生制動から摩擦制動への移行が滑らかでないという違和感を抱かせるおそれがある。
【０００８】
本発明は、上記の問題がとりもなおさず、回生制動から摩擦制動への移行時における回生制動トルクの低下割合に摩擦制動トルクの発生応答が全く考慮されていないことに起因するとの事実認識に基づき、摩擦制動トルクの発生応答を考慮して回生制動から摩擦制動への移行時における回生制動トルクの低下割合を抑制することにより、摩擦制動トルクの指令値に対する実際値の乖離が上記の問題を生ずるような大きさになることのないようにして車両減速度の上記した一瞬の不足を解消し、もって、運転者に回生制動から摩擦制動への移行が滑らかでないという違和感を抱かせることのないようにした複合ブレーキの協調制御装置を提供することを目的とする。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
この目的のため本発明による複合ブレーキの協調制御装置は、請求項１に記載のごとく、
上記の移行などのために回生制動の分担率を低下させ、その分、前記摩擦制動の分担率を高める分担率変更時、回生制動トルクの低下割合を摩擦制動トルクの応答遅れに応じて抑制するよう構成したことを特徴とするものである。
【００１０】
【発明の効果】
かかる本発明の構成によれば、上記の分担率変更時に摩擦制動トルクの応答遅れがあっても、この応答遅れに応じて回生制動トルクの低下割合を抑制することから、
摩擦制動トルクの応答遅れによる車両減速度の前記した一瞬の不足を、回生制動トルクの低下割合の抑制により解消し得ることとなり、回生制動の分担率を低下させて摩擦制動の分担率を高める分担率の変更を、減速度不足の発生なしに滑らかに行わせることができて、運転者に前記の違和感を抱かせることがなくなる。
【００１１】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面に基づき詳細に説明する。
図１は、本発明のー実施の形態になる協調制御装置を具えた複合ブレーキの制御システム図で、本実施の形態においては複合ブレーキを、車輪１（図では１個の駆動輪のみを示す）に関連して設けられたホイールシリンダ２への液圧供給により制動力を発生する液圧ブレーキ装置（摩擦制動装置）と、駆動輪１に歯車箱３を介して駆動結合された交流同期モータ４により車輪回転エネルギーを電力に変換する回生ブレーキ装置（回生制動装置）との組み合わせにより構成する。
かかる複合ブレーキにおいて協調制御装置は、交流同期モータ４により回生制動トルクを制御して主たる制動力を得る間に、ホイールシリンダ２へのブレーキ液圧を減圧制御することで回生エネルギーを効率的に回収することを趣旨とする。
【００１２】
先ず、応答性能に劣る液圧ブレーキ装置を説明するに、５は運転者が希望する車両の制動力に応じて踏み込むブレーキペダルで、該ブレーキペダル５の踏力が油圧ブースタ６により倍力され、倍力された力でマスターシリンダ７の図示せざるピストンカップが押し込まれることによりマスターシリンダ７はブレーキペダル５の踏力に応じたマスターシリンダ液圧Pmcをブレーキ液圧配管８に出力するものとする。
なお、ブレーキ液圧配管８を図１では、１個の駆動輪（ここでは前輪）１に設けたホイールシリンダ２のみに接続しているが、図示せざる他の３輪に係わるホイールシリンダにも接続することは言うまでもない。
【００１３】
油圧ブースタ６およびマスターシリンダ７は共通なリザーバ９内のブレーキ液を作動媒体とする。
油圧ブースタ６はポンプ１０を具え、このポンプはリザーバ９から吸入して吐出したブレーキ液をアキュムレータ１１内に蓄圧し、アキュムレータ内圧を圧力スイッチ１２によりシーケンス制御する。
油圧ブースタ６は、アキュムレータ１１内の圧力を圧力源としてブレーキペダル５の踏力を倍力し、この倍力した踏力でマスターシリンダ７内のピストンカップを押し込み、マスターシリンダ７はリザーバ９からのブレーキ液をブレーキ配管８内に封じ込めてブレーキペダル踏力に対応したマスターシリンダ液圧Pmcを発生させ、これを元圧としてホイールシリンダ液圧Pwcをホイールシリンダ２に供給する。
【００１４】
ホイールシリンダ液圧Pwcは、アキュムレータ１１のアキュムレータ内圧を用いて後述のごとくにフィードバック制御可能とし、これがためブレーキ配管８の途中に電磁切替弁１３を挿置し、該電磁切替弁１３よりもホイールシリンダ２の側においてブレーキ配管８に、ポンプ１０の吐出回路から延在すると共に増圧弁１４を挿置した増圧回路１５、およびポンプ１０の吸入回路から延在すると共に減圧弁１６を挿置した減圧回路１７をそれぞれ接続する。
電磁切替弁１３は、常態でブレーキ配管８を開通させることによりマスターシリンダ液圧Pmcをホイールシリンダ２に向かわせ、ソレノイド１３ａのON時にブレーキ配管８を遮断すると共にマスターシリンダ７をストロークシミュレータ２６に通じさせてホイールシリンダ２と同等の油圧負荷を与え、これによりブレーキペダル５に通常時と同じ操作フィーリングを与え続け得るようになす。
【００１５】
増圧弁１４は、常態で増圧回路１５を開通してアキュムレータ１１の圧力によりホイールシリンダ液圧Pwcを増圧するが、ソレノイド１４ａのON時に増圧回路１５を遮断してホイールシリンダ液圧Pwcの増圧を中止するものとし、
減圧弁１６は、常態で減圧回路１７を遮断しているが、ソレノイド１６ａのON時に減圧回路１７を開通してホイールシリンダ液圧Pwcを減圧するものとする。ここで増圧弁１４および減圧弁１６は、切替弁１３がブレーキ配管８を開通している間、対応する増圧回路１５および減圧回路１７を遮断しておき、これによりホイールシリンダ液圧Pwcがマスターシリンダ液圧Pmcにより決定されるようにし、
また、増圧弁１４または減圧弁１６によるホイールシリンダ液圧Pwcの増減圧が行われる間は、切替弁１３のONによりブレーキ配管８を遮断しておくことでマスターシリンダ液圧Pmcの影響を受けることなく、ホイールシリンダ液圧Pwcの増減圧を行い得るようにする。
切替弁１３、増圧弁１４および減圧弁１６の制御は液圧ブレーキコントローラ１８により行い、これがため当該コントローラ１８には、運転者が要求する車両の制動力を表すマスターシリンダ液圧Pmcを検出する圧力センサ１９からの信号と、液圧制動トルクの実際値を表すホイールシリンダ液圧Pwcを検出する圧力センサ２０からの信号とを入力する。
【００１６】
駆動輪１に歯車箱３を介して駆動結合された交流同期モータ４は、モータトルクコントローラ２１からの３相PWM信号により直流・交流変換用電流制御回路（インバータ）２２での交流・直流変換を介して制御され、モータ４による車輪１の駆動が必要な時は直流バッテリ２３からの電力で車輪１を駆動し、車輪１の制動が必要な時は回生制動トルク制御により車両運動エネルギーをバッテリ２３ヘ回収するものである。
【００１７】
液圧ブレーキコントローラ１８および モータトルクコントローラ２１は、複合ブレーキ協調コントローラ２４との間で通信を行いながら、該コントローラ２４からの指令により対応する液圧制動装置および回生制動装置を後述するごとくに制御する。
モータトルクコントローラ２１は、複合ブレーキ協調コントローラ２４からの回生制動トルク指令値に基づいてモータ４による回生制動トルクを制御し、また、車輪１の駆動要求時にはモータ４による車輪１の駆動トルク制御を行なう。
さらにモータトルクコントローラ２１は、バッテリ２３の充電状態や温度などで決まるモータ４に許容される最大許容回生制動トルクを算出して複合ブレーキ協調コントローラ２４ヘ対応する信号を送信する。
これがため複合ブレーキ協調コントローラ２４には、液圧ブレーキコントローラ１８を経由した圧力センサ１９，２０からのマスターシリンダ液圧Pmcおよびホイールシリンダ液圧Pwcに関する信号を入力するほか、車輪１の車輪速Vwを検出する車輪速センサ２５からの信号を入力する。
【００１８】
複合ブレーキ協調コントローラ２４は、これら入力情報を基に図２に機能ブロック線図および図３にフローチャートで示すような処理により複合ブレーキの協調制御を行う。
図３は、10msecごとの定時割り込みにより繰り返し実行されるもので、先ずステップＳ１において、マスターシリンダ液圧Pmcおよび車輪のホイールシリンダ液圧Pwcを算出する。
次のステップＳ２では、各車輪の車輪速Vwを算出してその最大値を求めると共に、この最大車輪速（以下、同じVwで示す）を次式の伝達関数Fbpf(s)で示されるバンドパスフィルタに通して駆動輪減速度αｖを求める。
Fbpf(s)=ｓ／｛（1/ω２）ｓ２＋（２ζ/ω）ｓ＋１｝・・・（１）
ｓ：ラプラス演算子
ただし実際には、タスティン近似などで離散化して得られた漸化式を用いて算出する。
【００１９】
ステップＳ３では、モータトルクコントローラ２１との間の高速通信受信バッファから、モータ４により達成可能な最大許容回生制動トルクTmmaxを読み込む。この最大許容回生制動トルクTmmaxは前記したごとく、モータトルクコントローラ２１がバッテリ２３の充電率などに応じて決定し、車速VSP（駆動輪速Vw）が低いほど大きくなるよう変化する。
ステップＳ４では、マスターシリンダ液圧Pmcと、予めＲＯＭに記憶しておく車両諸元に応じた定数K1とを用いて、車両の目標減速度αdemを次式により算出する。
αdem＝−（Pmc×K1）・・・（２）
なお、加速度αやトルクTは、負値を減速度、制動トルクとする。
【００２０】
ここで車両目標減速度αdemは、マスターシリンダ液圧Pmcにより運転者が指令する物理量により決まるだけでなく、車間距離制御装置や、車速制御装置を搭載した車両においては、これら装置による自動ブレーキによる物理量に応じても決定すること勿論である。
【００２１】
図３のステップＳ５においては、図４のフィードフォワード補償器５１を用いて目標減速度αdemを実現するのに必要な制動トルク指令値Tdff（制動トルクのフィードフォワード補償量）を以下により算出する。
つまり、先ず車両諸元により決まる定数K2を用いて目標減速度αdemを制動トルクに換算し、次いで、図４における規範モデル５２の特性Fref(s)に、制御対象車両５４の応答特性Pm(s)を一致させるためのフィードフォワード補償器（位相補償器）５１の次式で表される特性CFF(s)に上記目標減速度（αdem）対応の制動トルクを通して目標減速度αdem用の制動トルク指令値Tdff（フィードフォワード補償量）を求める。
なお実際には、目標減速度αdem用の制動トルク指令値Tdff（フィードフォワード補償量）も前述と同様に離散化して計算を行う。
2004196064.tif 000003
【００２２】
次いでステップＳ６において、マスターシリンダ液圧Pmcが微少設定値以上か否かによりブレーキペダル操作が有ったか否かを判定し、ブレーキペダル操作が有る時はステップＳ７において以下のごとくに、目標減速度αdem用の制動トルク指令値Tdfb（フィードバック補償量）を求めると共に、目標減速度αdemを実現するのに必要な総制動トルク指令値Tdcomを求める。
本実施の形態においては減速度制御器を、図４に示すような「２自由度制御系」で構成し、前記したフィードフォワード補償器５１および規範モデル５２のほかにフィードバック補償器５３を有するようなものとする。
制御の安定性や耐外乱性などの閉ループ性能は、フィードバック補償器５３で実現され、目標減速度αdemに対する応答性は基本的には（モデル化誤差がない場合）フィードフォワード補償器５１で実現される。
フィードバック補償量Tdfbの算出に当たっては先ず目標減速度αdemを、次式で表される特性Fref(s)を持った規範モデル５２に通して規範モデル応答減速度αrefを求める。
Fref(s)＝１／（Tr・ｓ＋１）・・・（５）
【００２３】
更に図４に示すように、規範モデル応答減速度αrefと、制御対象車両５４の実減速度αＶ（ステップＳ２参照）からオフセット量αＢを差し引いて求めた値との間における減速度フィードバック偏差Δαを求める。
△α＝αref−（αＶ−αＢ）・・・（６）
そしてこの減速度フィードバック偏差Δαを、次式で表される特性CFB(s)のフィードバック補償器５３に通して制動トルクフイードバック補償量Tdfbを求める。
CFB(s)＝（Kp・s＋Ki）／s  ・・・（７）
ただし本実施の形態では、この特性を基本的なＰＩ制御器で実現することとし、制御定数Ｋp，Ｋiはゲイン余裕や位相余裕を考慮して決める。
また（５）式および（７）式は、前述と同様に離散化して計算を行う。
【００２４】
次に図４に示すように、前記した目標減速度αdem用の制動トルク指令値Tdff（フィードフォワード補償量）と、制動トルクフイードバック補償量Tdfbとを合算して、総制動トルク指令値Tdcomを求める。
図３のステップＳ７は、以上のようにして総制動トルク指令値Tdcomを求めるもので、従って図２における総制動トルク指令値演算手段３１に対応する。
【００２５】
ステップＳ６でブレーキペダル操作がないと判定する間は、ステップＳ８において、制動トルクフィードバック補償量Tdfbと、これを求める時に用いる（７）式で表されるディジタルフィルタの内部変数とを初期化してPI制御器の積分項を初期化する。
【００２６】
図３における次のステップＳ９においては、ステップＳ３で求めた最大許容回生制動トルクTmmaxの制限を以下のごとくに行って最終回生制動トルクTmlmtを求める。
先ず、図５に例示するごとく最大車輪速Vw（車速VSP）に応じて定めた回生制動トルク制限係数Kvを求める。
ここで回生制動トルク制限係数Kvは、車速VSPが回生制動トルク制限開始車速Vimthから回生制動トルク制限終了車速Vimtlへ低下するにつれて１から０に漸減し、最大許容回生制動トルクTmmaxとの乗算によりこれを制限して最終回生制動トルクTmlmt（＝Tmmax×Kv）となすためのものである。
【００２７】
そして回生制動トルク制限係数Kvは、車速VSPが回生制動トルク制限開始車速Vimthから回生制動トルク制限終了車速Vimtlへ低下する間における（回生制動から液圧摩擦制動への切り換え時における）液圧制動トルクの上昇応答遅れによっても、当該液圧制動トルクの指令値に対する実際値の乖離が前記した車両減速度不足の問題を生ずることのない程度に収まるよう最大許容回生制動トルクTmmaxの上記制限を行うものとする。
ステップＳ９では、最大許容回生制動トルクTmmaxと回生制動トルク制限係数Kvとから最終回生制動トルクTmlmt（＝Tmmax×Kv）を演算するが、回生制動トルク制限係数Kvが上記の通りのものであるため最終回生制動トルクTmlmtは、液圧制動トルクの上昇応答遅れによっても当該液圧制動トルクの指令値に対する実際値の乖離が前記した車両減速度不足の問題を生ずることのないようにするための回生制動トルク値であることを意味する。
よってステップＳ９は、図２における回生制動トルク制限手段３２に相当する。
【００２８】
次のステップＳ１０においては、最終回生制動トルクTmlmtを低周波成分用（定常制御用）回生制動トルク制限値Tmmaxlと、高周波成分用（過渡補正用）回生制動トルク制限値Tmmaxhとに分離する。
この分離に際し、ここでは分割比率Kkato（０≦Kkato≦１）を用いて次式により低周波成分用（定常制御用）回生制動トルク制限値Tmmaxlと、高周波成分用（過渡補正用）回生制動トルク制限値Tmmaxhとを求める。
Tmmaxl＝Tmlmt×Kkato
Tmmaxh＝Tmlmt×（１−Kkato）  ・・・（８）
【００２９】
ステップＳ１１においては、ステップＳ７で求めた総制動トルク指令値Tdcomを、目標制動トルク高周波成分Tdcomhと目標制動トルク低周波成分Tdcomlとに分離する（図２では、これら目標制動トルク高周波成分Tdcomhおよび目標制動トルク低周波成分Tdcomlを便宜上、演算手段３１の出力として示した）。
具体的には、次式の特性Fhpf(s)を持ったハイパスフィルタに総制動トルク指令値Tdcomを通して目標制動トルク高周波成分Tdcomhを求める。
Fhpf(s)＝Thp・S／（Thp・S＋１） ・・・（９）
ただし、実際にはFhpf(s)を離散化して得られる漸化式に基づいて計算を行う。
また上記のようにして求めた目標制動トルク高周波成分Tdcomhは、ステップＳ１０における高周波成分用（過渡補正用）回生制動トルク制限値Tmmaxhを上限として定める。
そして目標制動トルク低周波成分Tdcomlを、総制動トルク指令値Tdcomから目標制動トルク高周波成分Tdcomhの減算により求める。
Tdcoml＝Tdcom−Tdcomh  ・・・（１０）
【００３０】
ステップＳ１２においては、回生協調ブレーキ制御のために上記の目標制動トルク低周波成分Tdcomlを、回生制動トルク指令値Tmcomと液圧制動トルク指令値Tbcomとに配分する。
従ってステップＳ１２は、図２における液圧／回生制動トルク配分手段３３に対応する。
但し本実施の形態においては、燃費向上のために目標制動トルク低周波成分Tdcomlをできるだけ使い切るように上記の配分を行う。
なお液圧制動トルク指令値Tbcomは更に、前輪（駆動輪）１用の液圧制動トルク指令値と、図示せざる後輪（従動輪）用の液圧制動トルク指令値とに配分する。
本実施の形態では、回生ブレーキ用モータ４を駆動輪である前輪１のみに設定しているため、通常の制動力前後配分を崩さずにすむ場合の後記したモード１，２と、通常の制動力前後配分が崩れる場合の後記したモード３，４とが発生する。
【００３１】
先ず目標制動トルク低周波成分Tdcomlを、予め記憶した図６に例示するマップデータをもとに通常通りに前後配分して、通常時の前輪制動トルク指令値Tdcomfおよび後輪制動トルク指令値Tdcomrを求める。
通常の前後制動トルク配分は、制動中における前後輪荷重移動に伴う後輪ロック防止、車両挙動の安定性、制動距離の短縮などを考慮して決められた、回生制動中でない時の基準となる前後制動力配分特性のことである。
【００３２】
以下に示すとおり、下記条件（モード）ごとに前輪液圧制動トルク指令値Tbcomfと、後輪液圧制動トルク指令値Tbcomrと、回生制動トルク指令値Tmcomとを求めて回生協調ブレーキ制御を行う。
（モード４）
Tmmaxl≦（Tdcomf＋Tdcomr）の場合：回生制動のみ
Tbcomf＝０
Tbcomr＝０
Tmcom＝Tdcomf＋Tdcomr
（モード３）
Tdcomf＋Tdcomr <Tmmaxl≦Tdcomfの場合：回生制動＋後輪液圧制動
Tbcomf＝０
Tbcomr＝Tdcomf＋Tdcomr−Tmmaxl
Tmcom＝Tmmaxl
（モード２）
Tdcomf＜Tmmaxl≦微少設定値の場合：回生制動＋前後輪液圧制動
Tbcomf＝Tdcomf−Tmmaxl
Tbcomr＝Tdcomr
Tmcom＝Tmmaxl
（モード１）
上記以外の場合：液圧制動のみ
Tbcomf＝Tdcomf
Tbcomr＝Tdcomr
Tmcom＝０
【００３３】
次のステップＳ１３においては、ステップＳ１２で上記のごとくに求めた回生制動トルク指令値Tmcomに、ステップＳ１１で前記のごとくに求めた目標制動トルク高周波成分Tdcomhを加算して最終的な回生制動トルク指令値Tmcom2を算出する。
Tmcom2＝Tmcom＋Tdcomh  ・・・（１１）
図２では便宜上、この最終的な回生制動トルク指令値Tmcom2を液圧／回生制動トルク配分手段３３の出力として示した。
【００３４】
ステップＳ１４においては、ステップＳ１２で前記のごとくに求めた前後輪液圧制動トルク指令値Tbcomf，Tbcomrをもとに、予めＲＯＭに記憶しておいた車両諸元による定数K3を用いて、前後輪液圧制動トルク指令値Tbcomf，Tbcomrに対応した前後輪のホイールシリンダ液圧指令値Pbcomf，Pbcomrを次式により算出する。
Pbcomf＝−（Tbcomf×K3）
Pbcomr＝−（Tbcomr×K3）    ・・・（１２）
図２では便宜上、これら前後輪のホイールシリンダ液圧指令値Pbcomf，Pbcomrを液圧／回生制動トルク配分手段３３の出力として示した。
【００３５】
最後のステップＳ１５において図１の複合ブレーキコントローラ２４は、図２にも示すが、ステップＳ１３で前記のごとくに求めた最終的な回生制動トルク指令値Tmcom2、およびステップＳ１４で上記のごとくに求めた前後輪ホイールシリンダ液圧指令値Pbcomf，Pbcomrをそれぞれ、モータトルクコントローラ２１および液圧ブレーキコントローラ１８に向けて通信する。
モータトルクコントローラ２１はインバータ２２を介し最終的な回生制動トルク指令値Tmcom2が達成されるようモータ４を制御し、液圧ブレーキコントローラ１８は電磁弁１３，１４，１６の制御を介し前輪ホイールシリンダ２への液圧を指令値Pbcomfになるよう制御すると共に、後輪ホイールシリンダ液圧も同様にして指令値Pbcomrになるよう制御する。
【００３６】
上記した本実施の形態になる複合ブレーキの協調制御装置によれば、図３のステップＳ９において、車速VSPが回生制動トルク制限開始車速Vimthから回生制動トルク制限終了車速Vimtlへ低下するにつれ１から０に漸減する回生制動トルク制限係数Kv（図５）と最大許容回生制動トルクTmmaxとの乗算により、これを制限した形の最終回生制動トルクTmlmt（＝Tmmax×Kv）を求め、これをもとにステップＳ１３で最終的な回生制動トルク指令値Tmcom2を求めるから、
この最終的な回生制動トルク指令値Tmcom2が、図１２の場合と同じ条件での動作タイムチャートを示す図７から明らかなように、車速VSPが回生制動トルク制限開始車速Vimthから回生制動トルク制限終了車速Vimtlへ低下する瞬時ｔ２〜ｔ３間において、従来の破線で示す回生制動トルク指令値（図１２に同じ）に対しハッチングを付して示す分だけ低下割合を抑制されこととなる。
【００３７】
従って、このハッチング領域の分だけ回生制動トルクが従来よりも増大され、その分、液圧制動のためのホイールシリンダ液圧指令値（図７では前輪ホイールシリンダ液圧指令値Pbcomfのみを一点鎖線で示す）の上昇割合も抑制される結果、ホイールシリンダ液圧（摩擦制動トルク）の指令値Pbcomfに対する実際値の応答遅れをほとんど無視できるほどに小さくすることができる。
よって、図７の最下段に実線で示す車両減速度の変化具合から明かなように、回生制動から液圧摩擦制動への移行過程でホイールシリンダ液圧による摩擦制動トルクの応答遅れが、車両減速度の一瞬の大きな不足を惹起することがなくなり、回生制動から液圧摩擦制動への移行を減速度不足の発生なしに滑らかに行わせることができて、運転者に違和感を抱かせるおそれがなくなる。
また、更に、ハッチング領域の分だけ回生制動トルクが従来よりも増大するので、より多くのエネルギー回生が可能となり、エネルギー効率を向上させることができる。
【００３８】
しかも当該目的のために、図５に例示する回生制動トルク制限係数Kvを用い、これと最大許容回生制動トルクTmmaxとの乗算により求めた最終回生制動トルクTmlmt（＝Tmmax×Kv）を最終的な回生制動トルク指令値Tmcom2の算出に資するから、
上記の作用効果を、マップ検索と演算により簡単に奏し得るほか、回生制動トルク制限係数Kvが回生制動トルク制限終了車速Vimtlで０になることに起因して、緩制動時の動作タイムチャートを示す図８および急制動時の動作タイムチャートを示す図９から明かなように、車両減速度の如何にかかわらず車速VSPが回生制動トルク制限終了車速Vimtlになるとき確実に、最終的な回生制動トルク指令値Tmcom2を０にして回生制動を終了させると同時に、ホイールシリンダ液圧（摩擦制動トルク）の指令値Pbcomfを制御最大値にして回生制動から摩擦制動への移行を完了させることができる。
【００３９】
なお回生制動トルク制限係数Kvは、車速VSPが、回生制動トルク制限開始車速Vlmth以上か、または回生制動トルク制限開始車速Vlmthおよび回生制動トルク制限終了車速Vlmtl間の値か、回生制動トルク制限終了車速Vlmtl未満かに応じて以下のように定めることができる。
VSP≧Vlmthの場合は、
Kv＝１とし、
Vlmtl≦VSP<Vlmthの場合は、
Kv＝｛VSP/（Vlmth-Vlmtl）｝−｛Vlmtl /（Vlmth-Vlmtl）｝
により求め、
VSP<Vlmtlの場合は、
Kv＝０とする。
【００４０】
かように定めた回生制動トルク制限係数Kvと、最大許容回生制動トルクTmmaxとの乗算により最終回生制動トルクTmlmt（＝Tmmax×Kv）を求め、これを最終的な回生制動トルク指令値Tmcom2の算出に資する場合、
図１０の動作タイムチャートにより示すごとく、車速VSPが回生制動トルク制限開始車速Vlmthまで低下して回生制動から摩擦制動に移行し始める瞬時ｔ２の直後における回生制動トルクの低下変化割合の制限が大きく、その分、移行瞬時ｔ２の直後におけるホイールシリンダ液圧（摩擦制動トルク）指令値Pbcomfの上昇が抑制され、当該移行瞬時ｔ２の直後における実液圧の大きな上昇応答遅れにもかかわらず、ホイールシリンダ液圧の指令に対する実際の乖離が大きくなるのを防止して、前記車両減速度の一時的な不足に関する問題を回避することができる。
【００４１】
また最終的回生制動トルクTmlmtの算出に際しては、車速VSPが図１１に例示した回生制動トルク制限開始車速Vlmthおよび回生制動トルク制限終了車速Vlmtl間における回生制動トルク制限中間車速Vlmtm以上である間は、当該車速域での最大許容回生制動トルクTmmaxと、回生制動トルク制限開始車速Vlmthから回生制動トルク制限終了車速Vlmtlへの車速低下に応じて１から０に漸減する回生制動トルク制限係数Kvとの乗算により最終回生制動トルクTmlmt（＝Tmmax×Kv）を求め、
車速VSPが上記回生制動トルク制限中間車速Vlmtm未満である間は、この回生制動トルク制限中間車速Vlmtmでの最大許容回生制動トルクTmmaxmと上記回生制動トルク制限係数Kvとの乗算により最終回生制動トルクTmlmt（＝Tmmaxm×Kv）を求めることができる。
【００４２】
この場合、図１１の動作タイムチャートにより示すように、車速VSPが回生制動トルク制限開始車速Vlmthから回生制動トルク制限中間車速Vlmtmに低下している瞬時ｔ２〜ｔ２’中は、最終回生制動トルクTmlmt（＝Tmmax×Kv）が前記した実施の形態におけると同じであることから、最終的な回生制動トルク指令値Tmcom2も前記したと同様のものになって同様な作用効果を奏し得る。
ところで本実施の形態によれば、車速VSPが回生制動トルク制限中間車速Vlmtmから回生制動トルク制限終了車速Vlmtlに低下している瞬時ｔ２’〜ｔ３中は、最終回生制動トルクTmlmtが（Tmlmt＝Tmmaxm×Kv）であることから、最終的な回生制動トルク指令値Tmcom2が、前記した実施の形態では一点鎖線で示す如きものであったのに対し、本実施の形態においては実線で示すごとく一定変化率で直線的に低下し、これに呼応してホイールシリンダ液圧（摩擦制動トルク）の指令値Pbcomfも一定変化率で直線的に上昇する。
【００４３】
これがため瞬時ｔ２’〜ｔ３においては、前記した実施の形態に較べ最終的な回生制動トルク指令値Tmcom2およびホイールシリンダ液圧（摩擦制動トルク）の指令値Pbcomfの変化率が大きなものとなる。
ところで瞬時ｔ２’〜ｔ３においては、ホイールシリンダ液圧の上昇が既に開始されているため、当該液圧による摩擦制動トルクの応答遅れは小さく、これにホイールシリンダ液圧指令値Pbcomfの大きな変化率が符合することとなる。
従って本実施の形態においては、車速VSPが回生制動トルク制限開始車速Vlmthから回生制動トルク制限終了車速Vlmtlに低下している瞬時ｔ２〜ｔ３間に行われる回生制動から摩擦制動への切り換え期間の全般に亘ってホイールシリンダ液圧指令値Pbcomfの変化率を摩擦制動トルクの応答遅れに符合させることができ、回生制動から摩擦制動への切り換え期間の全般に亘って車両の総制動トルクを目標値に一致させることができ、車両の減速不足や減速度変化による違和感を瞬時ｔ２〜ｔ３の全般に亘ってなくすことができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施の形態になる協調制御装置を具えた複合ブレーキの制御システム図である。
【図２】同複合ブレーキの協調制御装置における複合ブレーキ協調コントローラが実行する制御内容を示すブロック線図である。
【図３】同複合ブレーキ協調コントローラが実行する制御プログラムを示すフローチャートである。
【図４】車両の減速度制御器を例示するブロック線図である。
【図５】回生制動トルク制限係数の変化特性を例示する特性図である。
【図６】通常の制動力前後配分特性を例示する特性図である。
【図７】図２および図３に示すブレーキ協調制御の動作タイムチャートである。
【図８】車両を緩減速させた時の図２および図３に示すブレーキ協調制御の動作タイムチャートである。
【図９】車両を急減速させた時の図２および図３に示すブレーキ協調制御の動作タイムチャートである。
【図１０】本発明の他の実施の形態になるブレーキ協調制御装置の動作タイムチャートである。
【図１１】本発明の更に他の実施の形態になるブレーキ協調制御装置の動作タイムチャートである。
【図１２】従来のブレーキ協調制御装置の動作タイムチャートである。
【符号の説明】
１  車輪
２  ホイールシリンダ
３  歯車箱
４  交流同期モータ(回生ブレーキ装置)
５  ブレーキペダル
６  油圧ブースタ
７  マスターシリンダ
８  ブレーキ液圧配管
９  リザーバ
10  ポンプ
11  アキュムレータ
12  圧力スイッチ
13  電磁切替弁
14  増圧弁
15  増圧回路
16  減圧弁
17  減圧回路
18  液圧ブレーキコントローラ
19  圧力センサ
20  圧力センサ
21  モータトルクコントローラ
22  直流・交流変換用電流制御回路（インバータ）
23  直流バッテリ
24  複合ブレーキ協調コントローラ
25  車輪速センサ
26  ストロークシミュレータ
【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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