(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
マスタシリンダの一つの系に接続された二つのホイールシリンダと、吐出側が前記マスタシリンダの一つの系に接続され且つ吸入側が各ホイールシリンダ及び作動流体溜りに接続され且つ当該マスタシリンダとは個別に機能するポンプと、このポンプの吸入側とマスタシリンダとの間を断続する流体供給弁と、前記ポンプの吐出側とマスタシリンダの一つの系との接続位置よりマスタシリンダ側で、当該マスタシリンダの一つの系と二つのホイールシリンダとを断続するマスタシリンダ連通弁と、このマスタシリンダ連通弁よりホイールシリンダ側で、接続された前記ポンプの吐出側及び前記マスタシリンダの一つの系と二つのホイールシリンダの夫々とを個別に断続する増圧制御弁と、前記増圧制御弁と並列に介装された逆止弁と、各ホイールシリンダと前記ポンプの吸入側との間を個別に断続する減圧制御弁と、前記ポンプを駆動し且つ前記マスタシリンダ連通弁を閉じ且つ前記流体供給弁を開いた状態で増圧制御弁を開制御する制御手段とを備え、前記制御手段は、前記二つのホイールシリンダの作動流体圧に高低差があり、その低圧側のホイールシリンダの作動流体圧を増圧するときに、当該低圧側のホイールシリンダの増圧制御弁を開制御すると共に高圧側のホイールシリンダの増圧制御弁も開制御して両ホイールシリンダの作動流体圧の差圧を併用しながら当該低圧側のホイールシリンダを増圧し、次いで当該低圧側のホイールシリンダの増圧制御弁を閉じ且つ高圧側のホイールシリンダの増圧制御弁のみを開制御して当該高圧側のホイールシリンダの作動流体圧の低下分を前記ポンプからの作動流体圧で増圧する低圧時増圧制御手段を備えたことを特徴とする制動流体圧制御装置。
【請求項２】
前記低圧時増圧制御手段は、前記二つのホイールシリンダの作動流体圧の差圧の平方根の値から二つのホイールシリンダ間の作動流体速度を求め、この作動流体速度に基づいて、前記低圧側のホイールシリンダの増圧制御弁の開制御時間を制御することを特徴とする請求項１に記載の制動流体圧制御装置。
【請求項３】
前記低圧時増圧制御手段は、前記低圧側のホイールシリンダの増圧制御弁の開制御時間とポンプの吐出流量とからポンプからの流体供給量を求め、この流体供給量から高圧側のホイールシリンダの作動流体が復元するまでの所要時間を求め、この復元所要時間と低圧側のホイールシリンダの増圧制御弁の開制御時間との和に基づいて、前記高圧側のホイールシリンダの増圧制御弁の開制御時間を制御することを特徴とする請求項２に記載の制動流体圧制御装置。
【請求項４】
前記低圧時増圧制御手段は、前記二つのホイールシリンダの作動流体圧の差圧が、予め設定された所定値以上であるときに、前記低圧側及び高圧側のホイールシリンダの増圧制御弁の開制御を行うことを特徴とする請求項１乃至３の何れか一項に記載の制動流体圧制御装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、例えば操舵角や車速等の車両の走行状態情報に基づく目標ヨーイング運動量に、実際に車両に発生するヨーイング運動量を一致させるようにフィードバック制御を行うヨーイング運動量制御装置を始めとする各種の車両動特性制御装置等に用いられる制動流体圧制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
この種の制動流体圧制御装置としては、例えば特開平７−１０８９１２号公報に記載されるものがある。この制動流体圧制御装置は、車両挙動に異常が発生したとき、各車輪の制動力を制御することで車両挙動の立直しを図るものであり、マスタシリンダとは個別に機能するポンプを圧力源として用いる。
【０００３】
そして、通常のマスタシリンダへの接続と同様に、前左右輪を一対，後左右輪を一対として夫々の系毎にマスタシリンダ又はポンプ等の個別の圧力源への断続を行う。そして、少なくともホイールシリンダの作動流体圧を増圧するときには、一つの系に接続された二つのホイールシリンダの夫々に個別の増圧制御弁を介装して、それを開閉制御することで当該ホイールシリンダの作動流体圧を増圧制御する。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、前記公報に記載される制動流体圧制御装置の回路構成は、圧力源としてのポンプやアキュームレータを設けており、部品点数が多く且つ複雑で、コスト増や重量増が懸念される。そこで、アンチスキッド制御装置に用いられる流体圧回路を以下のように構成して部品点数の増加を防止することが考えられる。即ち、ポンプへの作動流体を供給する流体路を断続するための流体供給弁を設け、更にポンプの吐出側とマスタシリンダの一つの系との間を遮断するマスタシリンダ連通弁を設ける。そして、このポンプの吐出側又は前記マスタシリンダ連通弁で連通されたマスタシリンダの一つの系と二つのホイールシリンダの夫々との間を断続する増圧制御弁を設ける。更に、各ホイールシリンダとポンプの吸入側との間に減圧制御弁を設ける。
【０００５】
これらの構成により、例えば何れか一方のホイールシリンダを増圧する場合には、前記ポンプを駆動し且つマスタシリンダ連通弁を閉じ且つ流体供給弁を開き、その状態で、前記減圧制御弁を閉じたまま増圧制御弁の開制御を行う。ちなみに、何れか一方のホイールシリンダを減圧する場合には、前記流体供給弁を閉じて、前記増圧制御弁を閉じたまま減圧制御弁を開制御してホイールシリンダ内の流体をリザーバへ排出させればよい。
【０００６】
また、ブレーキペダルが踏み込まれている場合には、ポンプからの吐出圧の代わりにマスタシリンダからの作動流体圧を利用してもよく、何れか一方のホイールシリンダを減圧する場合には、前記と同様でよいが、増圧する場合には、前記減圧制御弁を閉じたまま増圧制御弁を開制御すればよい。なお、このような回路構成において、例えば増圧制御弁を閉じているときにブレーキペダルの踏込みを止めた場合に、各ホイールシリンダ内の作動流体を早急にマスタシリンダへ還元するために、前記増圧制御弁と並列に逆止弁を介装する必要がある。
【０００７】
しかしながら、このような流体圧回路にあっては、ポンプにより作動流体を供給した状態で、例えば前記一つの系に接続される二つのホイールシリンダの作動流体圧に大きな高低差があり、その低圧側のホイールシリンダを増圧しようとする場合には、高圧側のホイールシリンダの作動流体が前記増圧制御弁に併設された逆止弁を通ってポンプ吐出側に流出してしまい、その作動流体圧が低くなってしまうという問題がある。
【０００８】
即ち、ポンプからの吐出圧によって当該ポンプ吐出側の作動流体が低圧側のホイールシリンダに流入すると同時に、高圧側のホイールシリンダの増圧制御弁の一次圧が低くなり、その結果、当該高圧側のホイールシリンダから作動流体が逆止弁を通ってポンプ吐出側に流出し、流体圧が下がってしまうという問題がある。
【０００９】
これらの諸問題を解決するためには、前記増圧制御弁の一次側，即ちポンプの吐出側に蓄圧機能を持たせることが考えられるが、そのようにしたのでは、今度はブレーキペダルが踏込まれた通常の制御時，即ちマスタシリンダからの作動流体圧を各ホイールシリンダに供給するように制御する場合に、実際にブレーキペダルを踏込んでマスタシリンダからの作動流体圧が昇圧しても、それをアキュームレータが吸収してしまって、ペダルの踏心地が低下するという個別の問題が浮上する。
【００１０】
本発明はこれらの諸問題に鑑みて開発されたものであり、一つの系に接続される二つのホイールシリンダの作動流体圧に大きな差圧がある場合でも、低圧側のホイールシリンダの作動流体圧を増圧するときに高圧側のホイールシリンダの作動流体圧が低下したままになるのを抑制防止することのできる制動流体圧制御装置を提供することを目的とするものである。
【００１１】
【課題を解決するための手段】
前記の目的のために、本発明のうち請求項１に係る制動流体圧制御装置は、マスタシリンダの一つの系に接続された二つのホイールシリンダと、吐出側が前記マスタシリンダの一つの系に接続され且つ吸入側が各ホイールシリンダ及び作動流体溜りに接続され且つ当該マスタシリンダとは個別に機能するポンプと、このポンプの吸入側とマスタシリンダとの間を断続する流体供給弁と、前記ポンプの吐出側とマスタシリンダの一つの系との接続位置よりマスタシリンダ側で、当該マスタシリンダの一つの系と二つのホイールシリンダとを断続するマスタシリンダ連通弁と、このマスタシリンダ連通弁よりホイールシリンダ側で、接続された前記ポンプの吐出側及び前記マスタシリンダの一つの系と二つのホイールシリンダの夫々とを個別に断続する増圧制御弁と、前記増圧制御弁と並列に介装された逆止弁と、各ホイールシリンダと前記ポンプの吸入側との間を個別に断続する減圧制御弁と、前記ポンプを駆動し且つ前記マスタシリンダ連通弁を閉じ且つ前記流体供給弁を開いた状態で増圧制御弁を開制御する制御手段とを備え、前記制御手段は、前記二つのホイールシリンダの作動流体圧に高低差があり、その低圧側のホイールシリンダの作動流体圧を増圧するときに、当該低圧側のホイールシリンダの増圧制御弁を開制御すると共に高圧側のホイールシリンダの増圧制御弁も開制御して両ホイールシリンダの作動流体圧の差圧を併用しながら当該低圧側のホイールシリンダを増圧し、次いで当該低圧側のホイールシリンダの増圧制御弁を閉じ且つ高圧側のホイールシリンダの増圧制御弁のみを開制御して当該高圧側のホイールシリンダの作動流体圧の低下分を前記ポンプからの作動流体圧で増圧する低圧時増圧制御手段を備えたことを特徴とするものである。
【００１３】
また、本発明のうち請求項２に係る制動流体圧制御装置は、前記請求項１の発明において、前記低圧時増圧制御手段は、前記二つのホイールシリンダの作動流体圧の差圧の平方根の値から二つのホイールシリンダ間の作動流体速度を求め、この作動流体速度に基づいて、前記低圧側のホイールシリンダの増圧制御弁の開制御時間を制御することを特徴とするものである。
【００１４】
また、本発明のうち請求項３に係る制動流体圧制御装置は、前記請求項２の発明において、前記低圧時増圧制御手段は、前記低圧側のホイールシリンダの増圧制御弁の開制御時間とポンプの吐出流量とからポンプからの流体供給量を求め、この流体供給量から高圧側のホイールシリンダの作動流体が復元するまでの所要時間を求め、この復元所要時間と低圧側のホイールシリンダの増圧制御弁の開制御時間との和に基づいて、前記高圧側のホイールシリンダの増圧制御弁の開制御時間を制御することを特徴とするものである。
【００１６】
また、本発明のうち請求項４に係る制動流体圧制御装置は、前記請求項１乃至３の発明において、前記低圧時増圧制御手段は、前記二つのホイールシリンダの作動流体圧の差圧が、予め設定された所定値以上であるときに、前記低圧側及び高圧側のホイールシリンダの増圧制御弁の開制御を行うことを特徴とするものである。
【００１７】
【発明の効果】
而して、本発明のうち請求項１に係る制動流体圧制御装置によれば、ポンプの吐出側及びマスタシリンダの一つの系に接続された二つのホイールシリンダの作動流体圧に高低差があり、その低圧側のホイールシリンダの作動流体圧を増圧するときに、ポンプを駆動し且つマスタシリンダ連通弁を閉じ且つ流体供給弁を開いた状態で、当該低圧側のホイールシリンダの増圧制御弁を開制御すると共に高圧側のホイールシリンダの増圧制御弁も開制御して両ホイールシリンダの作動流体圧の差圧を併用しながら当該低圧側のホイールシリンダを増圧し、次いで当該低圧側のホイールシリンダの増圧制御弁を閉じ且つ高圧側のホイールシリンダの増圧制御弁のみを開制御して当該高圧側のホイールシリンダの作動流体圧の低下分を前記ポンプからの作動流体圧で増圧することにより、まず低圧側のホイールシリンダの作動流体圧を正確に増圧させることが可能となり、合わせて高圧側のホイールシリンダの作動流体圧を所定の作動流体圧に早期に復元させることが可能となる。
【００１９】
また、本発明のうち請求項２に係る制動流体圧制御装置によれば、一つの系に接続された二つのホイールシリンダの作動流体圧の差圧の平方根の値から、当該作動流体圧の差圧によって低圧側のホイールシリンダに流れる作動流体の流速を求め、その作動流体の流速に基づいて、低圧側のホイールシリンダの増圧制御弁の開制御時間を制御することにより、当該低圧側のホイールシリンダを目標とする作動流体圧に増圧するための作動流体の容積変化量を正確に制御することが可能となり、もって当該低圧側のホイールシリンダの作動流体圧を目標とする作動流体圧に正確に増圧することができる。
【００２０】
また、本発明のうち請求項３に係る制動流体圧制御装置によれば、低圧側のホイールシリンダの増圧制御弁の開制御時間とポンプの吐出流量とからポンプからの流体供給量を求め、この流体供給量から高圧側のホイールシリンダの作動流体が復元するまでの所要時間を求め、この復元所要時間と低圧側のホイールシリンダの増圧制御弁の開制御時間との和に基づいて、前記高圧側のホイールシリンダの増圧制御弁の開制御時間を制御することにより、当該高圧側のホイールシリンダを所定の作動流体圧に復元するための作動流体の容積変化量を正確に制御することが可能となり、もって当該高圧側のホイールシリンダの作動流体圧を所定の作動流体圧に正確に復元することができる。
【００２２】
また、本発明のうち請求項４に係る制動流体圧制御装置によれば、一つの系に接続された二つのホイールシリンダの作動流体圧の差圧が、予め設定された所定値以上であるときに、低圧側及び高圧側のホイールシリンダの増圧制御弁の開制御を平行して行うことにより、差圧が小さいときにはさほど発生しない作動流体圧の変動に対して不必要な制御を行うこともなく、もって制御の正確性を向上させることが可能となる。
【００２３】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の制動流体圧制御装置の実施形態を添付図面に基づいて説明する。添付図面は、本発明の制動流体圧制御装置を、車両のヨーイング運動量を制御可能なアンチロックブレーキシステムに展開したものであり、特に前左右輪の制動力を個別に制御可能とし且つ後二輪の制動力を同時に減圧方向に制御可能とした一実施形態を示すものである。ちなみに、本実施形態の車両は、本出願人が先に提案した特開平５−２４５２８号公報をベースとしている。
【００２４】
図１は、本実施形態の制動流体圧制御装置の概要を示す作動流体圧・電気系統図である。図中、１ＦＬ，１ＦＲは前輪に取付けられた左右の制動手段としてのホイールシリンダ、１ＲＬ，１ＲＲは後輪に取付けられた左右の制動手段としてのホイールシリンダであり、このうち前輪側のホイールシリンダ１ＦＬ，１ＦＲに供給される作動流体圧（以下、単にホイールシリンダ圧とも記す）は前輪用アクチュエータユニット１５によって左右夫々個別に制御され、後輪側のホイールシリンダ１ＲＬ，１ＲＲに供給される作動流体圧（ホイールシリンダ圧）は後輪用アクチュエータユニット２によって左右同様に制御される。
【００２５】
このうち、前記前輪用アクチュエータユニット１５は図２に示すように、従来のアンチロックブレーキシステム（以下、単にＡＢＳとも記す）用アクチュエータとしての機能とトラクションコントロールシステム（以下、ＴＣＳとも記す）用アクチュエータとしての機能とを同時に満たす構成としている。
【００２６】
この前輪用アクチュエータユニット１５では、ポンプ２４の吐出側をマスタシリンダ連通弁２０によって連通されるマスタシリンダ５側に接続し、吸入側をホイールシリンダ側に接続している。更に、マスタシリンダ５とポンプ２４の吸入側とを接続して、その連通を開閉する流体供給弁１８を介装する。
【００２７】
これに対して、ポンプ２４からの吐出圧をホイールシリンダ圧のライン圧とするためと、ポンプ２４によるホイールシリンダ圧の抜圧をマスタシリンダ５に還流するためとに使い分けるためのマスタシリンダ連通弁２０を、当該ポンプ２４の吐出側とマスタシリンダ５との間に介装する。ちなみに、これらの各弁は電磁開閉弁からなり、その夫々は、フェールセーフのために、例えば流体供給弁１８はＯＦＦの状態で遮断，ＯＮの状態で連通となり、マスタシリンダ連通弁２０はＯＦＦの状態で連通，ＯＦＦの状態で遮断となるように構成される。また、前記マスタシリンダ連通弁２０のバイパス流路には、フェールセーフ時にマスタシリンダ圧をライン圧側に供給するための逆止弁１９を介装する。また、前記ポンプ２４の吐出側とマスタシリンダへの帰還流路との間には、ポンプ２４からの吐出圧が所定値を越えるとマスタシリンダ５側に逃がすリリーフ弁２５を介装する。
【００２８】
また、前記ポンプ２４の吐出側のライン圧又はマスタシリンダ連通弁２０で連通されるマスタシリンダ５からのマスタシリンダ圧を一つの系と見なしたとき、この一つの系に前左右ホイールシリンダ１ＦＬ，１ＦＲを並列に接続する。そして、前左右各ホイールシリンダ１ＦＬ，１ＦＲと前記ライン圧又はマスタシリンダの一つの系との間には、電磁開閉弁からなる増圧制御弁２２ＦＬ，２２ＦＲを介装し、同時に各ホイールシリンダ１ＦＬ，１ＦＲとポンプ２４の吸入側との間に、電磁開閉弁からなる減圧制御弁２３ＦＬ，２３ＦＲを介装する。なお、前記各増圧制御弁２２ＦＬ，２２ＦＲのバイパス流路には、ホイールシリンダ圧を還流するための逆止弁２１ＦＬ，２１ＦＲを介装する。
【００２９】
また、前記減圧制御弁２３ＦＬ，２３ＦＲとポンプ２４の吸入側との間には、マスタシリンダ５からの逆流を防止するための逆止弁２５を介装すると共に、ポンプ２４の作動状態に応じてホイールシリンダ圧からの抜圧を一時的に蓄圧するリザーバ２６を接続する。ちなみに、前記増圧制御弁２２ＦＬ，２２ＦＲ及び減圧制御弁２３ＦＬ，２３ＦＲは、既存のＡＢＳユニットやＴＣＳユニットに用いられる例えば３位置切換弁機能を分割したものであり、従ってフェールセーフのために、増圧制御弁２２ＦＬ，２２ＦＲはＯＦＦの状態で連通，ＯＮの状態で遮断となり、減圧制御弁２３ＦＬ，２３ＦＲはＯＦＦの状態で遮断，ＯＮの状態で連通となるように構成されている。
【００３０】
従って、後述するヨーイング制御を行うために制動力を制御するにあたり、前左右各ホイールシリンダ圧を増圧する場合には、前記流体供給弁１８が開，マスタシリンダ連通弁２０が閉の状態でポンプ２４を駆動してライン圧を創成し、前記前左右減圧制御弁２３ＦＬ，２３ＦＲが閉の状態で前左右増圧制御弁２２ＦＬ，２２ＦＲを開制御して前左右の各ホイールシリンダ１ＦＬ，１ＦＲ内圧を増圧する。
【００３１】
また、前左右の各ホイールシリンダ１ＦＬ，１ＦＲの内圧（ホイールシリンダ圧）を増圧した後に、それらのホイールシリンダ圧を減圧する場合には、前記流体供給源１８が閉，マスタシリンダ連通弁２０が閉の状態でポンプ２４を駆動すると共に、前記前左右増圧制御弁２２ＦＬ，２２ＦＲが閉の状態で前左右減圧制御弁２３ＦＬ，２３ＦＲを開制御して前左右の各ホイールシリンダ１ＦＬ，１ＦＲ内圧を減圧する。
【００３２】
一方、アンチスキッド制御中に、ブレーキペダルが踏込まれている制動状態で前左右各ホイールシリンダ圧の増減圧量を制御する場合には、前記流体供給弁１８が閉，マスタシリンダ連通弁２０が開，前記前左右減圧制御弁２３ＦＬ，２３ＦＲが閉の状態で前左右増圧制御弁２２ＦＬ，２２ＦＲを開制御して前左右の各ホイールシリンダ１ＦＬ，１ＦＲ内圧を増圧する。なお、各電磁開閉弁からなる圧力制御弁の開閉制御は、後述するコントロールユニット１６からの駆動信号によって行われる。
【００３３】
また、前記後輪用アクチュエータユニット２は、従来のＡＢＳユニットと同等の構成を有し、より具体的には、例えば前記図２に示す前輪用アクチュエータユニットの増圧制御弁と減圧制御弁とポンプ及び必要な逆止弁やリザーバとから構成されている。なお、それらの開閉制御による後ホイールシリンダ圧の増減圧制御の状態は、従来のＡＢＳ制御のそれと同様であるから、ここでは詳細な説明は省略する。
【００３４】
一方、車両には図１に示すように、車両に発生する実ヨーレートψ' を検出するヨーレートセンサ６や、ステアリングホイール１０の操舵角θを検出する操舵角センサ１１や、車速ＶSPを検出する車速センサ１２や、ブレーキペダル４の踏込状態を検出してブレーキ信号ＳBRK を出力するブレーキスイッチ１３や、前記各ホイールシリンダ圧Ｐi （ｉ＝FL,FRorR）を検出する圧力センサ１４ＦＬ，１４ＦＲ，１４Ｒや、前記２系統のマスタシリンダ圧ＰMCF ，ＰMCR を個別に検出する圧力センサ１４ＭＣＦ，１４ＭＣＲや、前左右輪及び後輪の車輪速Ｖｗi を検出する車輪速センサ１７ＦＬ，１７ＦＲ，１７Ｒが取付けられ、各センサやスイッチの検出信号は何れも後述する制動圧コントロールユニット１６に入力される。なお、前記ヨーレートセンサ６からの実ヨーレートψ' や操舵角センサ１１からの操舵角θを示す検出信号には、例えば正負等の方向性があるが、両者の間には、例えばステアリングホイールを右切りしたときの操舵角と、そのときに発生する右周りのヨーレートとの方向性が整合するように設定してある。また、前記ブレーキスイッチ１３からのブレーキ信号ＳBRK は、ブレーキペダルが踏込まれているときにＯＮ状態を示す論理値“１”、踏込まれていないときにＯＦＦ状態を示す論理値“０”のディジタル信号とする。
【００３５】
制動圧コントロールユニット１６は、前述の各センサやスイッチ類からの検出信号を入力して、前記各切換弁への制御信号を出力するマイクロコンピュータと、このマイクロコンピュータから出力される制御信号を前述したような電磁切換弁などからなる各制御弁への駆動信号に変換する駆動回路とを備えている。そして、前記マイクロコンピュータは、Ａ／Ｄ変換機能等を有する入力インタフェース回路や、Ｄ／Ａ変換機能等を有する出力インタフェース回路や、マイクロプロセサユニットＭＰＵ等からなる演算処理装置や、ＲＯＭ，ＲＡＭ等からなる記憶装置を備えている。
【００３６】
次に、車両挙動，特に車両のヨーイング運動量を制御するために、前記制動圧コントロールユニット１６内のマイクロコンピュータで実行される制動圧制御の演算処理について、添付図面中の各フローチャートに基づいて説明する。なお、この演算処理では特に通信のためのステップを設けていないが、前記マイクロコンピュータ内の記憶装置のＲＯＭに記憶されているプログラムやマップ或いはＲＡＭに記憶されている各種のデータ等は常時演算処理装置のバッファ等に伝送され、また演算処理装置で算出された各算出結果も随時記憶装置に記憶される。また、この演算処理中には、車両の運動方程式から得た複雑な演算式が多数含まれているが、これらの導出原理については、添付する図３の車両の運動状態説明図及び前記特開平５−２４５２８号公報を参照されるものとして、その説明を簡潔に止める。
【００３７】
まず、図４には、制動圧制御の全体的な流れ，所謂ゼネラルフローを示す。この演算処理は、例えば１０msec. といった所定サンプリング時間ΔＴ毎にタイマ割込として実行され、まずステップＳ１で、後述する図５の演算処理を行うことにより目標ヨーレートを算出する。次いでステップＳ２に移行して、後述する図６の演算処理を行うことにより目標ホイールシリンダ圧を算出する。次いでステップＳ５に移行して、後述する図７の演算処理を行うことにより後輪制動圧制御信号を創成・出力する。次いでステップＳ６に移行して、後述する図８の演算処理を行うことにより前輪制動圧制御信号を創成・出力してからメインプログラムに復帰する。
【００３８】
次に、前記図４の演算処理のステップＳ１で実行される図５の演算処理について説明する。この演算処理では、まずステップＳ１０１で前記車速センサ１２からの車速ＶX を読込む。次いでステップＳ１０２に移行して、前記操舵角センサ１１からの操舵角θを読込む。次いでステップＳ１０３に移行して、下記１２式に従ってスタビリティファクタＡを算出する。なお、このスタビリティファクタＡは、原則として前後輪のコーナリングパワーＫf ，Ｋr が一定ならば、当該車両の車両特性によって一定の値となるから、予め算出しておいた値を記憶するに止めてもよい。
【００３９】
0004144053.tif 000002
なお、式中、Ｍは車両重量、Ｌf は車両重心と前車軸との間の距離、Ｌr は車両重心と後車軸との間の距離、Ｋf は前輪コーナリングパワー、Ｋr は後輪コーナリングパワー、Ｌはホイールベースである。
【００４０】
次いでステップＳ１０４に移行して、前記スタビリティファクタＡ，車速ＶX を用いて、定常ヨーレートゲインＨ0 を下記１１式に従って算出する。
Ｈ0 ＝ＶX ／｛（１＋Ａ・ＶX 2 ）・Ｌ・Ｎ）                ………(11)
なお、式中、Ｎはステアリングギヤ比である。
【００４１】
次いでステップＳ１０５に移行して、前記定常ヨーレートゲインＨ0 ，操舵角θを用いて、目標ヨーレートの微分値，即ち目標ヨー角速度の今回値ψ"r(n) を下記１３式に従って算出する。
【００４２】
ψ"r(n) ＝Ｈ0 ・θ／τ−ψ'r(n-1) ／τ                    ………(13)
次いでステップＳ１０６に移行して、前記目標ヨー角速度の今回値ψ"r(n) を用いて、下記２４式に従って目標ヨーレートの今回値ψ'r(n) を算出してから、前記図６の演算処理のステップＳ２に移行する。
【００４３】
ψ'r(n) ＝ψ'r(n-1) ＋ψ"r(n) ・ΔＴ                      ………(24)
次に、前記図４の演算処理のステップＳ２で実行される図６の演算処理について説明する。この演算処理では、まずステップＳ２０１で前記車速センサ１２からの車速ＶX を読込む。次いでステップＳ２０２に移行して、前記ヨーレートセンサ６からの実ヨーレートψ' を読込む。
【００４４】
次いでステップＳ２０３に移行して、前記圧力センサ１４ＦＬ〜１４Ｒからの前後輪のホイールシリンダ圧Ｐi （ｉ＝FL,FRorR）を読込む。次いでステップＳ２０４に移行して、前記目標ヨーレートψ'rから実ヨーレートψ' を減じてヨーレート誤差Δψ' を算出する。ここでは、ヨーレート誤差Δψ' が所定値以下では零となるような不感帯を設けている。次いでステップＳ２０５に移行して、前記ヨーレート誤差Δψ' を用いて、下記１０式に従って目標前輪制動力変化量ΔＢfrを算出する。
【００４５】
ΔＢfr＝（Ｋp ＋Ｋd ・Ｓ＋Ｋi ／Ｓ）・Δψ'               ………(10)
但し、Ｋp は比例ゲイン，Ｋd は微分ゲイン，Ｋi は積分ゲイン，Ｓはラプラス演算子であり、各ゲインの設定手法については既存の古典制御理論を参照されたい。
【００４６】
次いでステップＳ２０６に移行して、前記目標前輪制動力変化量ΔＢfrを用いて、下記１９式に従って目標前輪ホイールシリンダ圧変化量ΔＰr を算出する。
ΔＰr ＝ΔＢfr／ｋp                                       ………(19)
但し、ｋp はホイールシリンダ圧と制動力との比例定数であり、下記１８式で与えられる。
【００４７】
ｋp ＝２・μp ・Ａp ・ｒp ／Ｒ                            ………(18)
なお、μp はブレーキパッド及びディスクロータ間摩擦係数、Ａp はホイールシリンダ面積、ｒp はディスクロータ有効半径、Ｒはタイヤ半径である。
【００４８】
次にステップＳ２０７に移行して、前記目標前輪ホイールシリンダ圧変化量ΔＰr を用いて、下記２０式〜２２式に従って各ホイールシリンダ１ＦＬ〜１ＲＲの目標ホイールシリンダ圧Ｐ* 1iを算出してから前記図６の演算処理のステップＳ３に移行する。
【００４９】
Ｐ* FL＝ max（ＰFL＋ΔＰr ／２，＋ΔＰr ，０）            ………(20)
Ｐ* FR＝ max（ＰFR−ΔＰr ／２，−ΔＰr ，０）            ………(21)
Ｐ* R ＝ＰMCR                                             ………(22)
但し、前記２０式〜２２式における max（Ａ，Ｂ，Ｃ）はＡ，Ｂ，Ｃの最大値を選択する意味である。また、前記２０式及び２１式で得られる前左右輪の目標ホイールシリンダ圧Ｐ* FL，Ｐ* FRは、その総和が前輪マスタシリンダ圧ＰMCF の二倍になるようにして、制動力の総和が制御の開始から変化しないようにしてある。
【００５０】
次に、前記図４の演算処理のステップＳ５で実行される図７の演算処理について説明する。この演算処理では、まずステップＳ５０１で前記ブレーキスイッチ１３からのブレーキ信号ＳBRK を読込む。次いでステップＳ５０２に移行して、前記圧力センサ１４ＭＣＦからの後輪マスタシリンダ圧ＰMCR を読込む。次いでステップＳ５０３に移行して、前記圧力センサ１４Ｒからの後輪ホイールシリンダ圧ＰR を読込む。次にステップＳ５０４に移行して、前記読込まれたブレーキ信号ＳBRK が論理値“１”のＯＮ状態であるか否かを判定し、当該ブレーキ信号ＳBRK がＯＮ状態である場合にはステップＳ５０５に移行し、そうでない場合にはステップＳ５０６に移行する。
【００５１】
前記ステップＳ５０５では、前記後輪の目標ホイールシリンダ圧Ｐ* R と読込まれた現在の後輪のホイールシリンダＰR との関係を判定し、前者が後者より大きい場合には前記ステップＳ５０６に移行し、両者が等しい場合にはステップＳ５０７に移行し、前者が後者より小さい場合にはステップＳ５０８に移行する。なお、厳密には両者の誤差が予め設定された不感帯閾値内である場合には、両者はほぼ等しいと見なされて前記ステップＳ５０７に移行する。
【００５２】
前記ステップＳ５０６では、図示されない個別の演算処理に従って後輪増圧制御信号を創成出力してから前記図４の演算処理のステップＳ６に移行する。具体的には、前述したように、前記後輪用アクチュエータユニット２内の後左右輪共通の減圧制御弁を閉とした状態で、同じく後左右輪共通の増圧制御弁を開制御する。なお、開時間制御の詳細については後述する図９の演算処理を説明する。
【００５３】
また、前記ステップＳ５０７では、図示されない個別の演算処理に従って後輪保持制御信号を創成出力してから前記図４の演算処理のステップＳ６に移行する。具体的には、前記後輪用アクチュエータユニット２内の後左右輪共通の減圧制御弁及び増圧制御弁を閉状態に維持する。
【００５４】
また、前記ステップＳ５０８では、図示されない個別の演算処理に従って後輪減圧制御信号を創成出力してから前記図４の演算処理のステップＳ６に移行する。具体的には、前記後輪用アクチュエータユニット２内のポンプを駆動しながら後左右輪共通の増圧制御弁を閉とした状態で、同じく後左右輪共通の減圧制御弁を開制御する。なお、開時間制御の詳細については後述する図９の演算処理を説明する。
【００５５】
次に、前記図４の演算処理のステップＳ６で実行される図８の演算処理について説明する。この演算処理では、まずステップＳ６０１で前記ブレーキスイッチ１３からのブレーキ信号ＳBRK を読込む。次いでステップＳ６０２に移行して、前記圧力センサ１４ＭＣＦからの前輪マスタシリンダ圧ＰMCF を読込む。
【００５６】
次いでステップＳ６０３に移行して、前記圧力センサ１４ＦＬ，１４ＦＲからの前左右輪ホイールシリンダ圧ＰFj（ｊ＝ＬorＲ）を読込む。次にステップＳ６０４に移行して、前記前左右輪の各目標ホイールシリンダ圧Ｐ* Fjと読込まれた現在の前左右輪のホイールシリンダ圧ＰFjとの関係を判定し、前者が後者より大きい場合には前記ステップＳ６０８に移行し、前者が後者より小さい場合にはステップＳ６０７に移行する。なお、厳密には両者の誤差が予め設定された不感帯閾値内である場合には、両者はほぼ等しいと見なされて前記ステップＳ６０６に移行する。
【００５７】
前記ステップＳ６０８では、現在処理中の前左右輪のホイールシリンダ圧ＰFjから、他方の前輪（添字Ｆｊ’で表す）のホイールシリンダ圧ＰFj' を減じた値が、予め設定された負値の急増圧閾値ΔＰF0以下であるか否か、つまり前記前左右輪のホイールシリンダ圧の偏差の絶対値｜ＰFL−ＰFR｜が予め設定された急増圧閾値の絶対値｜ΔＰF0｜以上であるか否かを判定し、当該前左右輪のホイールシリンダ圧の偏差の絶対値｜ＰFL−ＰFR｜が急増圧閾値の絶対値｜ΔＰF0｜以上である場合にはステップＳ６０９に移行し、そうでない場合にはステップＳ６１０に移行する。
【００５８】
前記ステップＳ６１０では、図示されない個別の演算処理に従って、前左右輪の該当する通常増圧制御信号を創成出力してからメインプログラムに移行する。具体的には、前記前輪用アクチュエータユニット１５内の流体供給弁１８が開，マスタシリンダ連通弁２０が閉の状態でポンプ２４を駆動し、前左右減圧制御弁２３ＦＬ，２３ＦＲが閉の状態で該当する前左右増圧制御弁２２ＦＬ，２２ＦＲを開制御する。なお、開時間制御の詳細については後述する図９の演算処理を説明する。
【００５９】
また、前記ステップＳ６０９では、後述する図９の演算処理に従って、前左右輪の該当する低圧増圧制御信号を創成出力してからメインプログラムに移行する。
【００６０】
また、前記ステップＳ６０６では、図示されない個別の演算処理に従って、前左右輪の該当する保持制御信号を創成出力してからメインプログラムに移行する。具体的には、前記前輪用アクチュエータユニット１５内の流体供給弁１８を閉，マスタシリンダ連通弁２０を閉，前左右減圧制御弁２３ＦＬ，２３ＦＲを閉，前左右増圧制御弁２２ＦＬ，２２ＦＲを閉とする。
【００６１】
また、前記ステップＳ６０７では、図示されない個別の演算処理に従って、前左右輪の該当する減圧制御信号を創成出力してからメインプログラムに移行する。具体的には、前記前輪用アクチュエータユニット１５内の流体供給弁１８が閉，マスタシリンダ連通弁２０が閉の状態でポンプ２４を駆動し、前左右増圧制御弁２２ＦＬ，２２ＦＲが閉の状態で該当する前左右減圧制御弁２３ＦＬ，２３ＦＲを開制御する。なお、開時間制御の詳細については後述する図９の演算処理を説明する。
【００６２】
次に、前記図８の演算処理のステップＳ６０９で実行される図９の演算処理について説明する。なお、この演算処理中で、一方の前輪，特に本実施形態中では低圧側の前輪を添字Ｆｊで表すものとし（図８の演算処理のステップＳ６０８の判定による）、他方の前輪，即ち高圧側の前輪を添字Ｆｊ’で表すものとする。
【００６３】
そして、この演算処理では、まずステップＳ６９０１で、図１０の制御マップ参照等の個別の演算処理に従って、現在の前左右輪のホイールシリンダ圧ＰFjから該当する現在の前左右輪のホイールシリンダ容積ＱFjを算出する。この制御マップの内容などについては後段に詳述する。
【００６４】
次にステップＳ６９０２に移行して、同じく図１０の制御マップ参照等の個別の演算処理に従って、前記前左右輪の目標ホイールシリンダ圧Ｐ* Fjから該当する前左右輪の目標ホイールシリンダ容積Ｑ* Fjを算出する。なお、このステップで使用される制御マップは、前記ステップＳ６９０１のものと同様である。
【００６５】
次にステップＳ６９０３に移行して、前記算出された前左右輪の目標ホイールシリンダ容積Ｑ* Fjから現在の前左右輪のホイールシリンダ容積ＱFjを減じて前左右輪の目標ホイールシリンダ容積変化量Δ* ＱFjを算出する。
【００６６】
次にステップＳ６９０４に移行して、前左右輪のホイールシリンダ圧の偏差の絶対値｜ＰFL−ＰFR｜を前左右輪のホイールシリンダ差圧ΔＰF として算出する。
【００６７】
次にステップＳ６９０５に移行して、下記４１式に従って、前記前左右輪のホイールシリンダ差圧の平方根（ΔＰF ）1/2 から前左右輪のホイールシリンダ間流速ＦF を算出する。なお、この４１式は、流体工学に言う「連続の法則」並びに「ベルヌーイの定理」から得られ、４１式中のＫ1 は、その解法で得られる又は実車における導出係数である。
【００６８】
ＦF ＝Ｋ1 ・（ΔＰF ）1/2                                 ………(41)
次にステップＳ６９０６に移行して、前記算出された前左右輪の目標ホイールシリンダ容積変化量Δ* ＱFjを前左右輪のホイールシリンダ間流速ＦF で除して低圧側のホイールシリンダ圧増圧開弁時間ΔＴFjを算出する。
【００６９】
次にステップＳ６９０８に移行して、前記算出された低圧側のホイールシリンダ圧増圧開弁時間ΔＴFjにポンプ流速ＦP を乗じて低圧側増圧時間内流体供給量ΔＱSUP を算出してからステップＳ６９１０に移行する。
【００７０】
前記ステップＳ６９１０では、前記算出された低圧側の前左右輪の目標ホイールシリンダ容積変化量Δ* ＱFjから前記低圧側増圧時間内流体供給量ΔＱSUP を減じて高圧側の目標ホイールシリンダ容積復元量Δ* ＱFj'Zを算出してからステップＳ６９１１に移行する。
【００７１】
前記ステップＳ６９１１では、前記高圧側の目標ホイールシリンダ容積復元量Δ* ＱFj'Zをポンプ流速ＦP で除して高圧側のホイールシリンダ圧復元所要時間ΔＴFj'Zを算出してからステップＳ６９１２に移行する。
【００７２】
前記ステップＳ６９１２では、前記算出された低圧側のホイールシリンダ圧増圧開弁時間ΔＴFjに高圧側のホイールシリンダ圧復元所要時間ΔＴFj'Zを和して高圧側のホイールシリンダ圧増圧開弁時間ΔＴFj' を算出してからステップＳ６９１３に移行する。
【００７３】
前記ステップＳ６９１３では、図示されない個別の演算処理に従って、前記算出された低圧側のホイールシリンダ圧増圧開弁時間ΔＴFjに応じた前輪用アクチュエータユニット１５内の低圧側増圧制御弁２２Ｆｊの開弁（ＯＦＦ）パルス制御信号ＳINFjを創成出力してからステップＳ６９１４に移行する。なお、後述するステップＳ６９１４を含めて、開弁（ＯＦＦ）パルス制御信号ＳINFj，ＳINFj' は、例えば制御周期に相当する所定サンプリング時間ΔＴ中の開弁時間ΔＴFj，ΔＴFj' の比率をデューティ比と見なすＰＷＭ（Pulse Width Modulation）制御と同様に創成可能であるから詳細な説明は省略する。
【００７４】
前記ステップＳ６９１４では、図示されない個別の演算処理に従って、前記算出された高圧側のホイールシリンダ圧増圧開弁時間ΔＴFj' に応じた前輪用アクチュエータユニット１５内の高圧側増圧制御弁２２Ｆｊ’の開弁（ＯＦＦ）パルス制御信号ＳINFj' を創成出力してからステップＳ６９１５に移行する。
【００７５】
前記ステップＳ６９１５では、図示されない個別の演算処理に従って、次のサンプリング時刻までの制御周期中は、前記前輪用アクチュエータユニット１５内の流体供給弁１８を開（ＯＮ），マスタシリンダ連通弁２０を閉（ＯＮ），低圧側減圧制御弁２３Ｆｊを閉（ＯＦＦ），高圧側減圧制御弁２３Ｆｊ’を閉（ＯＦＦ）とする各制御信号を創成出力してからメインプログラムに復帰する。
【００７６】
次に、前記図９の演算処理のステップＳ６９０１及びステップＳ６９０２で使用される図１０の制御マップについて説明する。この制御マップは、前左右輪のホイールシリンダ圧ＰFj（目標ホイールシリンダ圧Ｐ* Fjを含む）とホイールシリンダ容積ＰFj（ホイールシリンダ内の流体容積を示し、目標ホイールシリンダ容積Ｐ* Fjを含む）との関係を示すものである。ホイールシリンダ容積ＰFjは、当該シリンダ内断面積が同径の場合、ピストンのストロークＳＴと等価であると考えてもよい。
【００７７】
従って、ピストンがリターンスプリングによって確実にリターンされるものとすると、当該ピストンがディスクロータに当接するまでは、ホイールシリンダ圧ＰFjの増圧に伴ってホイールシリンダ容積ＰFjは大きな傾きでリニアに増大するが、ピストンがディスクロータに当接すると、その後は、原則的にディスクロータやブレーキパッドの弾性変形分しかホイールシリンダ容積ＰFjは増大できないことから、ホイールシリンダ圧ＰFjが増圧しても、当該ホイールシリンダ容積ＰFjは小さな傾きで極僅かつつしか増大しない。
【００７８】
このノンリニア性のために、必要とする増圧分に相当する目標ホイールシリンダ容積変化量ΔＱ* Fjは、目標ホイールシリンダ圧Ｐ* Fjに応じた目標ホイールシリンダ容積Ｑ* Fjから、現在のホイールシリンダ圧ＰFjに応じた現在のホイールシリンダ容積ＱFjを減じた値でしか得られないのである。ちなみに、この制御マップ中の折れ点や折れ点以前の増加の傾きや折れ点以上の増加の傾きは、例えば経時的なディスクパッドやディスクロータの磨耗や、ピストンの摺動性の温度依存性や作動流体の温度依存性等によって変化するので、それらをモニタしながら制御マップの特性を変更するようにしてもよい。
【００７９】
次に、本実施形態の作用について説明する。
即ち、例えば制動中に車両が直進走行状態からステアリングホイール１０を例えば左切りすることにより、左旋回状態となると、これに応じてステアリングホイール１０の操舵角に応じた操舵角θが操舵角センサ１１から出力されることになるので、算出される目標ヨーレートの微分値，即ちヨー角加速度（の今回値）ψ"r(n) が車速ＶX に応じた定常ヨーレートゲインＨ0 と操舵角θとに応じた値となり、目標ヨーレート（の今回値）ψ'r(n) も増加する。従って、この目標ヨーレートψ'rと実測されるヨーレートψ' との誤差Δψ' に応じた目標前輪制動力変化量ΔＢfrが算出され、この目標前輪制動力変化量ΔＢfrを達成するための目標前輪ホイールシリンダ圧変化量ΔＰr が算出される。そして、この目標前輪ホイールシリンダ圧変化量ΔＰr に基づいて、前左輪の目標ホイールシリンダ圧Ｐ* FLが（ＰMCF ＋ΔＰr ／２）又は＋ΔＰr 又は“０”のいずれか大きい値に設定され、前右輪の目標ホイールシリンダ圧Ｐ* FRが（ＰMCF −ΔＰr ／２）又は−ΔＰr 又は“０”のいずれか大きい値に設定される。なお、後輪の目標ホイールシリンダ圧Ｐ* R は後輪マスタシリンダ圧ＰMCR に設定される。
【００８０】
このように目標ホイールシリンダ圧Ｐ* i が設定されると、例えば前左右輪のホイールシリンダ圧ＰFjにあっては、目標ホイールシリンダ圧Ｐ* Fjが前輪マスタシリンダ圧ＰMCF に一致していないことを前提として、図４の演算処理のステップＳ６で図８の演算処理が実行されると、前記ステップＳ６０４からステップＳ６０６又はステップＳ６０７に直接移行するか、前左右輪のうちの低圧側ホイールシリンダ圧ＰFjと高圧側ホイールシリンダ圧ＰFj' との差圧が、前記急増圧閾値の絶対値｜ΔＰF0｜以上でなければ、ステップＳ６０５からステップＳ６０８を経てステップＳ６１０に移行する。
【００８１】
これらの場合は、何れも単に前左右輪のホイールシリンダ圧ＰFjを増減圧するか又は保持するかといったものであるから、例えば前述のように目標とする目標ホイールシリンダ圧Ｐ* Fjに応じた前記目標ホイールシリンダ容積Ｑ* Fjと現在のホイールシリンダ圧ＰFjに応じた現在のホイールシリンダ容積ＱFjとのホイールシリンダ容積変化量ΔＱFjを調整するように前記各増圧制御弁２２Ｆｊや減圧制御弁２３Ｆｊの開弁時間制御を行うにしても、増圧する場合には増圧制御弁２２Ｆｊを開制御し、減圧する場合には減圧制御弁２３Ｆｊを開制御し、保持する場合には増圧制御弁２２Ｆｊも減圧制御弁２３Ｆｊも閉状態に維持して、前左右輪の目標ホイールシリンダ圧Ｐ* Fjを達成するだけである。
【００８２】
また、後輪のホイールシリンダ圧ＰR にあっても同様に、目標ホイールシリンダ圧Ｐ* R が後輪マスタシリンダ圧ＰMCR に一致していないことを前提として、図４の演算処理のステップＳ５で図７の演算処理が実行されると、目標ホイールシリンダ圧Ｐ* R と現在の後輪のホイールシリンダ圧ＰR との大小関係に応じてステップＳ５０４又はステップＳ５０５を経てステップＳ５０６乃至ステップＳ５０８の何れかに移行する。
【００８３】
これらの場合は、何れも単に後左右輪のホイールシリンダ圧ＰR を増減圧するか又は保持するかといったものであるから、例えば前述のように目標とする目標ホイールシリンダ圧Ｐ* R に応じた前記目標ホイールシリンダ容積Ｑ* R と現在のホイールシリンダ圧ＰR に応じた現在のホイールシリンダ容積ＱR とのホイールシリンダ容積変化量ΔＱR を調整するように前記各増圧制御弁や減圧制御弁の開弁時間制御を行うにしても、増圧する場合には増圧制御弁を開制御し、減圧する場合には減圧制御弁を開制御し、保持する場合には増圧制御弁も減圧制御弁も閉状態に維持して、後左右輪の目標ホイールシリンダ圧Ｐ* R を達成するだけである。
【００８４】
従って、例えば高μ路面での低速急旋回時等のように、操舵角θが大きく且つ車速ＶX が小さいために目標ヨー角速度ψ"rが大きく、その結果、目標ヨーレートψ'rが大きい場合には、少なくとも減圧方向に設定される前左右輪の目標ホイールシリンダ圧Ｐ* Fjは現在のホイールシリンダ圧ＰFjより小さい。従って、このような場合に、前記目標ホイールシリンダ圧Ｐ* i を達成し、その結果、ヨーレートを目標値に一致させる制動流体圧制御（目標ヨーレート追従制御とも記す）が優先して実施される。
【００８５】
一方、例えば低μ路面での高速緩旋回時等のように、操舵角θが小さく且つ車速ＶX が大きい場合には、目標ホイールシリンダ圧Ｐ* i は現在のホイールシリンダ圧Ｐi と同等か、又はそれより大きな値に設定される。
【００８６】
次に、前述のようなヨーレート追従制御のために、既に前左右輪のホイールシリンダ圧ＰFj，ＰFj' に大きな差圧が発生しているときの本実施形態の作用について詳細に説明する。前述のように、車速ＶX と操舵角θに応じて目標とする目標ヨーレートψ'rが得られ、例えば旋回中の実際のヨーレートψ' が目標ヨーレートψ'rより小さい場合には、それを加速する側の制動流体圧制御が行われるので、例えば旋回外輪の制動力を小さくし且つ旋回内輪の制動力を大きくするために、旋回外輪のホイールシリンダ圧が低圧側（ＰFj），旋回内輪のホイールシリンダ圧が高圧側（ＰFj' ）になっている。このとき、目標ヨーレートψ'rと実際のヨーレートψ' との誤差Δψ' が大きければ大きいほど、旋回外輪の低圧側ホイールシリンダ圧ＰFjは低く且つ旋回内輪の高圧側ホイールシリンダ圧ＰFj' は高くなり、その結果、前左右輪の低圧側ホイールシリンダ圧ＰFjと高圧側ホイールシリンダ圧ＰFj' との差圧が、前記急増圧閾値の絶対値｜ΔＰF0｜以上になると、図４の演算処理のステップＳ６で図８の演算処理が実行された結果、同ステップＳ６０４からステップＳ６０８を経てステップＳ６０９に移行する。
【００８７】
このステップＳ６０９では、前記図９の演算処理が実行される。ここでは、そのステップＳ６９０１，ステップＳ６９０２で、前述のように、現在の前左右輪の（低圧側）ホイールシリンダ圧ＰFjに応じた（低圧側）ホイールシリンダ容積ＱFj及び目標ホイールシリンダ圧Ｐ* Fjに応じた目標ホイールシリンダ容積Ｑ* Fjが算出され、続くステップＳ６９０３で、この低圧側ホイールシリンダ１Ｆｊで目標ホイールシリンダ圧Ｐ* Fjを達成するために必要な（低圧側の）目標ホイールシリンダ容積変化量ΔＱ* Fjが算出される。
【００８８】
続くステップＳ６９０４では、前左右輪のホイールシリンダ差圧ΔＰF が算出され、次のステップＳ６９０５で前左右輪のホイールシリンダ間流速ＦF が算出される。そして、次のステップＳ６９０６では、前記低圧側の目標ホイールシリンダ容積変化量ΔＱ* Fjを前左右輪のホイールシリンダ間流速ＦF で除して低圧側のホイールシリンダ圧増圧開弁時間ΔＴFjが算出される。そして、ステップＳ６９０８に移行して低圧側増圧時間内流体供給量ΔＱSUP が算出される。
【００８９】
また、次のステップＳ６９１０で高圧側の目標ホイールシリンダ容積復元量ΔＱ* Fj'Zが算出され、次のステップＳ６９１１でこの高圧側の目標ホイールシリンダ容積復元量ΔＱ* Fj'Zをポンプ流速ＦP で除して高圧側のホイールシリンダ圧復元所要時間ΔＴFj'Zが算出される。また、次のステップＳ６９１２で高圧側のホイールシリンダ圧増圧開弁時間ΔＴFj' が算出される。
【００９０】
そして、続くステップＳ６９１３及びステップＳ６９１４では、前記低圧側ホイールシリンダ圧増圧開弁時間ΔＴFj及び高圧側のホイールシリンダ圧増圧開弁時間ΔＴFj' に応じた開弁（ＯＦＦ）パルス制御信号ＳINFj，ＳINFj' が創成出力されるので、それに伴って、前輪用アクチュエータユニット１５内の低圧側の増圧制御弁２２Ｆｊと高圧側の増圧制御弁２２Ｆｊ’とが同時に開弁制御される。また、次のステップＳ６９１５では、創成出力される各制御信号によって、同じく前輪用アクチュエータユニット１５内の流体供給弁１８が開（ＯＮ）に、マスタシリンダ連通弁２０が閉（ＯＮ）に、低圧側減圧制御弁２３Ｆｊが閉（ＯＦＦ）に、高圧側減圧制御弁２３Ｆｊ’が閉（ＯＦＦ）に夫々制御される。
【００９１】
このときの各制御弁の作用や流体の流れを、再び図２を用いて説明する。今、前記図９の演算処理が開始される直前で、前右ホイールシリンダ１ＦＲが低圧側，即ち添字Ｆｊに相当し、前左ホイールシリンダ１ＦＬが高圧側，即ち添字Ｆｊ’に相当しており、更にそれまで各ホイールシリンダ圧ＰFL，ＰFRを保持していた場合には、流体供給弁１８も、マスタシリンダ連通弁２０も閉状態に保持される。勿論、各増圧制御弁２２ＦＬ，２２ＦＲも減圧制御弁２３ＦＬ，２３ＦＲも閉状態である。
【００９２】
この状態から、例えば流体供給弁１８を開き、低圧側の増圧制御弁２２ＦＲ（＝Ｆｊ）を開制御して当該低圧側の前右ホイールシリンダ１ＦＲのホイールシリンダ圧ＰFRを増圧しようとすると、例えばポンプ２４の吐出側，つまりこの場合のライン圧が十分な高圧になっていたとしても、低圧側の増圧制御弁２２ＦＲを開いた瞬間に前右ホイールシリンダ１ＦＲ側に作動流体が流れ込むことによって、アキュームレート機能を持たないポンプ２４の吐出側，即ちライン圧が一気に減圧し、そのとき、高圧側の前左ホイールシリンダ１ＦＬ（＝Ｆｊ’）のホイールシリンダ圧ＰFLとの差圧で、当該高圧側の増圧制御弁２２ＦＬに併設された逆止弁２１ＦＬから作動流体がポンプ２４の吐出側，即ちライン圧側に流れ出てしまい、これが高圧側ホイールシリンダ圧ＰFL(=Fj')の不要な減圧や、或いはそれに伴うポンプ２４の吐出側，即ちライン圧の高圧化によって低圧側ホイールシリンダ圧ＰFR(=Fj) の不要な増圧の原因となる。
【００９３】
そこで、本実施形態では、前左右輪のホイールシリンダ圧ＰFL，ＰFRに大きな差圧があるとき、つまり両者の差圧が前記急増圧閾値ΔＰF0以上であるときに、低圧側ホイールシリンダＰFL(=Fj) を増圧しなければならない場合には、前述のように低圧側の増圧制御弁２２ＦＬ（＝Ｆｊ）も高圧側の増圧制御弁２２ＦＲ（＝Ｆｊ’）も開いてしまう。つまり、少なくとも低圧側の増圧制御弁２２ＦＬ（＝Ｆｊ）を開いている間は、主として高圧側の前左ホイールシリンダ１ＦＬ（＝Ｆｊ’）からの作動流体が低圧側の前右ホイールシリンダ１ＦＲ（＝Ｆｊ’）に流れ込んで、当該低圧側ホイールシリンダ圧ＰFL(=Fj) が増圧される。
【００９４】
ちなみに、この状態では前左右のホイールシリンダ１ＦＬ，１ＦＲが連通状態であるから、高圧側から低圧側に流れる作動流体の流速は、前述のように「連続の法則」と「ベルヌーイの定理」を満足するから、それらに基づいて前左右輪のホイールシリンダ差圧の平方根（ΔＰF ）1/2 に比例する。従って、前記低圧側の目標ホイールシリンダ容積変化量ΔＱ* FL(=Fj) を前左右輪のホイールシリンダ差圧の平方根（ΔＰF ）1/2 で除せば、低圧側増圧制御弁２２ＦＬ（＝Ｆｊ）の開弁時間ΔＴFL(=Fj) が設定できるのである。
【００９５】
このようにすることで、低圧側ホイールシリンダ圧ＰFL(=Fj) は増圧量を適切に設定される。しかしながら、高圧側ホイールシリンダ圧ＰFR(=Fj')が減圧することも否めない。そこで、前記低圧側増圧制御弁２２ＦＬ（＝Ｆｊ）を閉じた後、ポンプ２４を駆動しながら高圧側増圧制御弁２２ＦＲ（＝Ｆｊ’）を開制御して、その減圧分を増圧（復元）するのである。前記低圧側増圧制御弁２２ＦＬ（＝Ｆｊ）の開弁時間ΔＴFL(=Fj) 中に、当該低圧側の目標ホイールシリンダ容積変化量ΔＱ* FL(=Fj) 達成に用いられた作動流体が、全て高圧側のホイールシリンダ１ＦＲ（＝Ｆｊ’）から流れ込んだものとして、この低圧側増圧制御弁開弁時間ΔＴFL(=Fj) 中、前左右輪のホイールシリンダ１ＦＬ，１ＦＲ系には、ポンプ２４から新たな作動流体が供給するものである。この作動流体の供給量ΔＱSUP は、ポンプの流速ＦP に前記低圧側増圧制御弁開弁時間ΔＴFL(=Fj) を乗ずれば得られる。
【００９６】
次に、前記低圧側増圧制御弁２２ＦＬ（＝Ｆｊ）の開弁時間ΔＴFL(=Fj) 後に当該増圧弁２２ＦＬ（＝Ｆｊ）を閉じると、ポンプ２４によって新たに供給される流体供給量ΔＱSUP が、高圧側のホイールシリンダ１ＦＲ（＝Ｆｊ’）に流れ込むため、当該高圧側ホイールシリンダ圧ＰFR(=Fj')の減圧分，即ち復元しなければならない高圧側の目標ホイールシリンダ容積復元量ΔＱ* FRZ(=Fj'Z)は、前記低圧側の目標ホイールシリンダ容積変化量ΔＱ* FL(=Fj) から流体供給量ΔＱSUP を減じた分となる。そして、ポンプ２４からの流体供給分は、当該高圧側の目標ホイールシリンダ容積復元量ΔＱ* FRZ(=Fj'Z)をポンプ流速ＦP で除した時間が、高圧側のホイールシリンダ圧ＰFR(=FJ')の復元所要時間ΔＴFR(=Fj')が得られる。但し、この復元所要時間ΔＴFR(=Fj')は、あくまでも減圧している高圧側のホイールシリンダ圧ＰFR(=FJ')を元の圧力まで復元するだけの時間であるから、トータルの高圧側増圧制御弁２２ＦＲ（＝Ｆｊ’）の開弁時間ΔＴFR(=Fj')は、この復元所要時間ΔＴFR(=Fj')を前記低圧側増圧制御弁開弁時間ΔＴFL(=Fj) に和した時間になる。
【００９７】
この状態を図１１にタイミングチャートとしてシミュレートしたものを示す。前述のように、時刻ｔ01で低圧側のホイールシリンダ圧ＰFjを増圧するまでは、高圧側も低圧側もホイールシリンダ圧ＰFj，ＰFj' は共に保持状態となっているので、ポンプ２４は駆動（ＯＮ）されていても、流体供給弁１８もマスタシリンダ連通弁２０も閉状態に保持され、各増圧制御弁２２ＦＬ，２２ＦＲも減圧制御弁２３ＦＬ，２３ＦＲも閉状態である。このときのポンプ２４の吐出側，即ちライン圧は所定圧に保たれる。
【００９８】
そして、前記時刻ｔ01のサンプリング時刻で低圧側のホイールシリンダ圧ＰFjを増圧する必要が生じ、低圧側の目標ホイールシリンダ圧Ｐ* Fjは同図に一点鎖線で示すようにステップ的に増圧設定されたが、高圧側の目標ホイールシリンダ圧Ｐ* Fj' は同図に一点鎖線で示すように、それまでと同じ値に維持される。そして、そのときの高圧側のホイールシリンダ圧ＰFj' と低圧側のホイールシリンダ圧ＰFjとに前記急増圧閾値ΔＰF0以上の差圧があったため、前記図９の演算処理が実行される。そのため、この時刻ｔ01から前記二つの開弁制御信号ＳINFj，ＳINFj' によって低圧側増圧制御弁開弁時間ΔＴFjに相当する時間だけ、低圧側増圧制御弁２２Ｆｊが開弁制御され、合わせてその間、高圧側増圧制御弁２２Ｆｊ’も開弁制御され、その結果、当該低圧側増圧制御弁開弁時間ΔＴFj後の時刻ｔ02では、低圧側のホイールシリンダ圧ＰFjは低圧側の目標ホイールシリンダ圧Ｐ* Fjまで、高圧側のホイールシリンダ圧ＰFj' との差圧によって速やかに増圧する。
【００９９】
この時刻ｔ02以後、低圧側増圧制御弁２２Ｆｊは閉じられるが、その後も、前記復元所要時間ΔＴFj'Zに相当する時間だけ、即ち前記時刻ｔ01からは高圧側増圧制御弁開弁時間ΔＴFj' に相当する時間だけ、高圧側増圧制御弁２２Ｆｊ’が開弁制御され、その結果、当該高圧側増圧制御弁開弁時間ΔＴFj' 後の時刻ｔ03では、高圧側のホイールシリンダ圧ＰFj' も高圧側の目標ホイールシリンダ圧Ｐ* Fj' まで、ポンプ２４からの供給圧も合わせて増圧（復元）する。ここで、若し高圧側増圧制御弁２２Ｆｊ’が開弁制御されないと、次のサンプリング時刻まで高圧側のホイールシリンダ圧ＰFj' が増圧（復元）することはないので、図１１に二点鎖線で示すように、当該高圧側のホイールシリンダ圧ＰFj' は目標ホイールシリンダ圧Ｐ* Fj' より低い値に維持され、結果的に所望するヨーレート追従制御の制御性が低下してしまう。
【０１００】
以上より、前記図４乃至図８の演算処理が本発明の制御手段を構成し、以下同様に、前記図９の演算処理が低圧時増圧制御手段を構成している。
なお、上記実施形態においては、前左右輪の制動流体圧を制御するようにした場合について説明したが、これに限らず後輪又は前後輪の制動流体圧を制御するようにしてもよい。
【０１０１】
また、前記実施形態はコントロールユニットとしてマイクロコンピュータを適用した場合について説明したが、これに代えてカウンタ，比較器等の電子回路を組み合わせて構成することもできる。
【０１０２】
また、上記実施形態ではヨーレート等のヨーイング運動量を制御する場合に、前左右輪の制動流体圧を制御する場合について説明したが、本発明の制動流体圧制御装置は、一つの流体供給系に二以上のホイールシリンダが接続されたものであれば、如何なる制動流体圧制御装置にも展開可能である。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態を示す系統図である。
【図２】図１におけるアクチュエータユニットの一例を示す構成図である。
【図３】車両の運動モデルの説明図である。
【図４】ヨーレートフィードバック制御装置で実行される制動力制御の演算処理のゼネラルフローを示すフローチャートである。
【図５】図４の演算処理のマイナプログラムを示すフローチャートである。
【図６】図４の演算処理のマイナプログラムを示すフローチャートである。
【図７】図４の演算処理のマイナプログラムを示すフローチャートである。
【図８】図４の演算処理のマイナプログラムを示すフローチャートである。
【図９】図８の演算処理のマイナプログラムを示すフローチャートである。
【図１０】図９の演算処理に用いられる制御マップの一例を示す説明図である。
【図１１】図９の演算処理による作用の説明図である。
【符号の説明】
１ＦＬ〜１ＲＲはホイールシリンダ
２はアクチュエータユニット
４はブレーキペダル
５はマスタシリンダ
６はヨーレートセンサ
１０はステアリングホイール
１１は操舵角センサ
１２は車速センサ
１３はブレーキスイッチ
１４ＦＬ〜１４ＭＣＲは圧力センサ
１５はアクチュエータユニット
１６はコントロールユニット
１７ＦＬ〜１７Ｒは車輪速センサ
１８は流体供給弁
２０はマスタシリンダ連通弁
２１ＦＬ，２１ＦＲは逆止弁
２２ＦＬ、２２ＦＲは増圧制御弁
２３ＦＬ、２３ＦＲは減圧制御弁
２４はポンプ
２５Ｆはリザーバタンク
２６Ｆは作動流体圧ポンプ
２７は圧力スイッチ
２８はアキュームレータ
【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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