(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
操舵輪の舵角を検出する舵角検出手段と、車両速度を検出する車両速度検出手段と、旋回運動量の実際値を検出する旋回運動量実際値検出手段と、前記舵角検出手段で検出される舵角及び車両速度検出手段で検出される車両速度から旋回運動量の目標値を算出する旋回運動量目標値算出手段とを備え、前記旋回運動量実際値検出手段で検出される旋回運動量の実際値と旋回運動量目標値算出手段から得られる旋回運動量の目標値との偏差に応じて、一つの系統に二つの車輪の制動用シリンダが連結され且つ各制動用シリンダに増圧制御弁と逆止弁とが併設された制動流体圧制御装置を介して、各車輪の制動用シリンダの制動流体圧を制御する車両挙動制御装置において、制動用シリンダの制動流体圧の制御中、旋回運動量の実際値と旋回運動量の目標値との偏差に応じて、制動流体圧が付与されていない状態から次に制動流体圧が付与される制動用シリンダへ、予め予圧を付与する予圧付与手段と、旋回運動量の実際値と旋回運動量の目標値との偏差に応じて、予圧付与手段による予圧の付与を制限する予圧付与制限手段とを備え、前記予圧付与制限手段は、旋回運動量の実際値と旋回運動量の目標値との偏差からオーバステアが増大する方向にないとき、旋回内輪側に付与される予圧制御を制限しないことを特徴とする車両挙動制御装置。
【請求項２】
操舵輪の舵角を検出する舵角センサと、車両速度を検出する車両速度検出手段と、旋回運動量の実際値を検出する旋回運動量実際値検出部と、制動流体圧が付与される二つの制動系統を有し、その二つの制動系統の何れか一方の制動系統は右前輪及び右後輪の何れか一方の制動用シリンダと左前輪及び左後輪の何れか一方の制動用シリンダとに接続され、前記二つの制動系統の何れか他方の制動系統は右前輪及び右後輪の何れか他方の制動用シリンダと左前輪及び左後輪の何れか他方の制動用シリンダとに接続され、且つ各制動用シリンダに増圧制御弁と逆止弁とが併設された制動装置と、舵角と車両速度とに基づいて旋回運動量の目標値を算出し、旋回運動量の実際値と旋回運動量の目標値との偏差に応じて前記制動装置を制御し、前記制動装置が制動流体圧を制動用シリンダへ付与する前に、旋回運動量の実際値と旋回運動量の目標値との偏差に応じて予圧を制動系統に付与し、オーバステアが増大する方向になく、二つの制動系統の何れか一方の制動流体圧が高圧状態でない場合及び二つの制動系統の何れか一方の制動流体圧の高圧状態を継続する必要がない場合に、他方の制動系統への予圧の付与を制限しない制御部とを備えたことを特徴とする車両挙動制御装置。
【請求項３】
操舵輪の舵角を示す情報を検出し、その舵角を示す舵角信号を出力する舵角検出手段と、車両の速度を示す情報を検出し、その車両の速度を示す車両速度信号を出力する車両速度検出手段と、旋回運動量の実際値を検出し、その旋回運動量の実際値を示す旋回運動量信号を出力する旋回運動量実際値検出手段と、前記舵角信号と前記車両速度信号とに基づいて旋回運動量の目標値を算出する旋回運動量目標値算出手段と、二つの制動系統の何れか一方の制動系統は、右前輪及び右後輪の何れか一方の制動用シリンダと左前輪及び左後輪の何れか一方の制動用シリンダとに接続され、他方の制動系統は、右前輪及び右後輪の何れか他方の制動用シリンダと左前輪及び左後輪の何れか他方の制動用シリンダとに接続され、且つ各制動用シリンダに増圧制御弁と逆止弁とが併設され、旋回運動量の実際値と旋回運動量の目標値との偏差に基づいて二つの制動系統に与えられる制動流体圧を制御する制動流体圧制御手段と、旋回運動量の実際値と旋回運動量の目標値との偏差に基づいて、前記制動流体圧が付与される前に制動系統に予め予圧を付与する予圧付与手段と、オーバステアが増大する方向になく、二つの制動系統の何れか一方の制動系統が高圧状態にない場合及び二つの制動系統の何れか一方の制動系統の高圧状態が継続して必要とされない場合に、他方の制動系統への前記予圧付与手段による動作を制限しない予圧付与制限手段とを備えたことを特徴とする車両挙動制御装置。
【請求項４】
操舵輪の舵角を示す情報を検出し、舵角を示す舵角信号を出力し、車両速度を示す情報を検出し、車両速度を示す車両速度情報を出力し、旋回運動量を示す旋回運動量の実際値を検出し、旋回運動量の実際値を示す旋回運動量信号を出力し、前記舵角信号と前記車両速度信号とに基づいて旋回運動量の目標値を算出し、二つの制動系統の何れか一方の制動系統は、右前輪及び右後輪の何れか一方の制動用シリンダと左前輪及び左後輪の何れか一方の制動用シリンダとに接続され、他方の制動系統は、右前輪及び右後輪の何れか他方の制動用シリンダと左前輪及び左後輪の何れか他方の制動用シリンダとに接続され、且つ各制動用シリンダに増圧制御弁と逆止弁とが併設され、旋回運動量の実際値と旋回運動量の目標値との偏差に基づいて二つの制動系統に与えられる制動流体圧を制御し、旋回運動量の実際値と旋回運動量の目標値との偏差に基づいて、次に制動流体圧の制御が実行される制動用シリンダへ、予め予圧を付与し、オーバステアが増大する方向になく、二つの制動系統の何れか一方の制動系統が高圧状態にない場合及び二つの制動系統の何れか一方の制動系統の高圧状態が継続して必要とされない場合に、他方の制動系統に対して予圧を付与することを制限しないことを特徴とする車両挙動制御方法。
【請求項５】
前記制御部は、旋回運動量の実際値がオーバステアの増大を示し、二つの制動系統の何れか一方の制動系統が高圧状態にある場合及び二つの制動系統の何れか一方の制動系統の高圧状態が継続して必要としているときに、旋回内輪側に付与される予圧制御を禁止することを特徴とする請求項２に記載の車両挙動制御装置。
【請求項６】
前記制御部は、旋回運動量の実際値の絶対値が旋回運動量の目標値の絶対値よりも小さい場合に、車両はアンダステア状態であると判断し、旋回運動量の実際値の絶対値が旋回運動量の目標値の絶対値よりも大きい場合に、車両はオーバステア状態であると判断することを特徴とする請求項２に記載の車両挙動制御装置。
【請求項７】
前記制御部が車両はアンダステア状態であると判断したときに、旋回外側後輪に対して制動力を付与せずに、旋回内側後輪に対して最大の制動力を付与し、旋回内側前輪への制動力が旋回外側前輪への制動力よりも大きくなるように、夫々の前輪に対して制動力を付与することを特徴とする請求項２に記載の車両挙動制御装置。
【請求項８】
前記制御部が車両はオーバステア状態であると判断したときに、旋回内輪に対して制動力を付与せずに、旋回外側前輪に対して最大の制動力を付与し、旋回外側後輪に対して小さな制動力を付与することを特徴とする請求項２に記載の車両挙動制御装置。
【請求項９】
前記制御部により算出される旋回運動量の目標値は、タイヤのグリップ範囲内で車両がニュートラルステアに到達したときに発生するヨーレートのヨーレート目標値であることを特徴とする請求項２に記載の車両挙動制御装置。
【請求項１０】
前記予圧とは制動力を発生しない少量の制動流体を制動用シリンダに付与することであり、制動流体圧制御の応答性を改善することを特徴とする請求項２に記載の車両挙動制御装置。
【請求項１１】
前記旋回運動量実際値検出部は、ヨーレートセンサを備えることを特徴とする請求項２に記載の車両挙動制御装置。
【請求項１２】
前記旋回運動量実際値検出部は、ヨーレートセンサ、加速度センサ及び横滑り角検出部の何れかの少なくとも一つを備えることを特徴とする請求項２に記載の車両挙動制御装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、例えばヨーレートや横滑り角又は横滑り速度等の車両挙動情報と、車両モデルに基づいて算出される車両挙動の目標値とから、各車輪の制動用シリンダへの制動流体圧を制御してモーメントを発生させるようにした車両挙動制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
この種の車両挙動制御装置として種々のものが提案されている。それらは、凡そヨーレートや横滑り角又は横滑り速度等の車両挙動の目標値を車両モデルに基づいて算出し、一方で車両に発生するヨーレートや横滑り角又は横滑り速度等の車両挙動の実際値を検出し、両者の偏差に応じて、例えば車両挙動の実際値を目標値に一致させるような力を得るために、各車輪の制動力，即ち制動用シリンダへの制動流体圧を制御する。そして、このような車両挙動制御装置によれば、例えば車両が極端なオーバステアやアンダステア等のようなタイヤのグリップの限界を超えた旋回状態になった場合に、例えば前記ヨーレートの実際値が目標値に近づくように、各車輪の制動力制御によってモーメントを発生させ、結果的に車両を常にタイヤのグリップ領域にて走行させることが可能となると共に、極端なオーバステアやアンダステア等のような好ましからざる旋回挙動を抑制防止することができるのである。
【０００３】
また、高い制御応答性が要求されることから、制動流体圧を付与する車輪に対して予め予圧を付与することにより、零増圧車輪の制動力発生の応答性を高めるようにした車両挙動制御装置を、本出願人は先に特願平１０−２９８１９号にて提案している。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、このような車両挙動制御を行う場合の各車輪の制動用シリンダも、例えば通常のダイアゴナルスプリット配管又は前後配管による二系統出力マスタシリンダへ接続するなどして、夫々の系毎にマスタシリンダ又は増圧用ポンプ等の個別の圧力源に接続する。
【０００５】
このような車両挙動制御の流体圧回路としては、マスタシリンダからの吐出圧を断続するためのマスタシリンダ断続弁と、増圧用ポンプからの吐出圧を断続する増圧用ポンプ断続弁とを設ける。そして、この増圧用ポンプ又はマスタシリンダを制動流体圧力源とし、その制動流体圧力源の一つの系と二つ（一対）の制動用シリンダの夫々との間を断続する増圧制御弁を設け、各制動用シリンダと個別の減圧用ポンプの吸入側との間に減圧制御弁を設けている。なお、減圧用ポンプの吐出側は前記制動流体圧力源に還元される。
【０００６】
これらの構成により、車両挙動制御中に、例えば一つの系統に接続された二つの制動用シリンダのうち、何れか一方の制動用シリンダを増圧する場合には、前記増圧用ポンプを駆動し且つマスタシリンダ断続弁を閉じ且つ増圧用ポンプ断続弁を開き、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。また、何れか一方の制動用シリンダを減圧する場合には、例えば前記減圧用ポンプを駆動しながら、前記増圧制御弁を閉じたまま減圧制御弁を開制御して、制動用シリンダ内の制動流体をリザーバへ排出させる。ところで、このような回路構成では、例えばアンチスキッド制御中、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、各制動用シリンダ内の制動流体を早急にマスタシリンダ側に還元するために、前記増圧制御弁と並列に逆止弁を介装している。
【０００７】
しかしながら、このような流体圧回路にあっては、制動流体圧力源一つの系に接続される二つの制動用シリンダの作動流体圧に大きな高低差があり、その低圧側の制動用シリンダを増圧しようとする場合には、高圧側の制動用シリンダの制動流体が前記増圧制御弁に併設された逆止弁を通って増圧用ポンプ吐出側に流出してしまい、当該高圧側の制動用シリンダの制動流体圧が低くなってしまうという問題がある。
【０００８】
特に、前記零増圧による応答性の低下を抑制するために、零増圧に相当する制動用シリンダに、実際に制動力が発生しない程度の制動流体を供給して予圧を与え、これにより後続の制動流体圧制御の応答性を高めようとする応答性改善予圧制御を行うと、低圧側と高圧側の差圧が大きいため、零増圧側に制動流体が流出してしまうため、その結果、高圧側の増圧勾配がより一層低下し、必要な制動流体圧が得られないという問題が発生することになる。
【０００９】
また、このような問題に対して、特開平８−２４４５８７号公報では、設けられた制御弁がポンプ上死点側の吐出ポートを開くときには下死点側の吐出ポートを閉じ、上死点側の吐出ポートを閉じるときには下死点側の吐出ポートを開く構成とすることにより、それら二個のポートが互いに連通する瞬間が実質的に存在しなくなるようにしている。従って、二つの制動用シリンダに制動流体を夫々分配して供給する一つのポンプを、少なくとも或る時期には高圧側の制動用シリンダにのみ連通し且つ低圧側の制動用シリンダからは遮断することにより、実際には高圧側の制動用シリンダの増圧勾配が大きくなるようにしている。しかしながら、この従来例はハード的な解決手段であり、大掛かりな流路や制御弁構成の変更を伴い、コスト的にも、汎用性という面からも不利である。また、この従来例で解決できるのは増圧勾配を一定にすることだけであり、前記零増圧時の増圧速度の改善や、高圧側の制動用シリンダの制動流体圧の低下防止はできない。
【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、制動流体圧力源の一つの系統に接続される二以上の制動用シリンダの制動流体圧に高低差があり、高圧側（旋回外輪側）の制動用シリンダの制動流体圧に更なる増圧要求がある場合には、当該低圧側の制動用シリンダの増圧を抑制し、もって高圧側の制動用シリンダの制動流体圧の増圧勾配，即ち応答性を確保することのできる車両挙動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に係る車両挙動制御装置は、操舵輪の舵角を検出する舵角検出手段と、車両速度を検出する車両速度検出手段と、旋回運動量の実際値を検出する旋回運動量実際値検出手段と、前記舵角検出手段で検出される舵角及び車両速度検出手段で検出される車両速度から旋回運動量の目標値を算出する旋回運動量目標値算出手段とを備え、前記旋回運動量実際値検出手段で検出される旋回運動量の実際値と旋回運動量目標値算出手段から得られる旋回運動量の目標値との偏差に応じて、一つの系統に二つの車輪の制動用シリンダが連結され且つ各制動用シリンダに増圧制御弁と逆止弁とが併設された制動流体圧制御装置を介して、各車輪の制動用シリンダの制動流体圧を制御する車両挙動制御装置において、制動用シリンダの制動流体圧の制御中、旋回運動量の実際値と旋回運動量の目標値との偏差に応じて、制動流体圧が付与されていない状態から次に制動流体圧が付与される制動用シリンダへ、予め予圧を付与する予圧付与手段と、旋回運動量の実際値と旋回運動量の目標値との偏差に応じて、予圧付与手段による予圧の付与を制限する予圧付与制限手段とを備え、前記予圧付与制限手段は、旋回運動量の実際値と旋回運動量の目標値との偏差からオーバステアが増大する方向にないとき、旋回内輪側に付与される予圧制御を制限しないことを特徴とするものである。
【００１３】
【発明の効果】
而して、本発明のうち請求項１に係る車両挙動制御装置によれば、制動用シリンダの制動流体圧の制御中、予圧付与手段が、旋回運動量の実際値と旋回運動量の目標値との偏差に応じて、制動流体圧が付与されていない状態から次に制動流体圧が付与される制動用シリンダへ予め予圧を付与するため、制御応答性を高めることができると共に、旋回運動量の実際値と旋回運動量の目標値との偏差に応じて、予圧の付与を制限するため、予圧の付与により車両挙動が悪化したりすることを防止できる。
【００１４】
また、予圧付与制限手段は、旋回運動量の実際値と旋回運動量の目標値との偏差からオーバステアが増大する方向にないとき、旋回内輪側に付与される予圧制御を制限しないため、オーバステアを抑制するときには、旋回外輪に付与されている制動流体圧が減少することを防止でき、車両挙動制御の悪化を防止できる。
【００１５】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の車両挙動制御装置の一実施形態を添付図面に基づいて説明する。
【００１６】
図１は、本実施形態の車両挙動制御装置としての制動流体圧制御装置の概要を示す制動流体圧・電気系統図である。図中の符号１ＦＬ，１ＲＲは夫々前左輪，後右輪を示し、１ＦＲ，１ＲＬは夫々前右輪，後左輪を示している。そして、夫々の車輪１ＦＬ〜１ＲＲには、制動用シリンダとしての該当するホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲが取付けられている。なお、各ホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲは、ディスクロータにパッドを押付けて制動する，所謂ディスクブレーキである。
【００１７】
マスタシリンダ５は、ブレーキペダル４の踏込みに応じて２系統のマスタシリンダ圧を発生する。そして、各ホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲとの接続構造は、マスタシリンダ５の一方の系統に前左ホイールシリンダ２ＦＬと後右ホイールシリンダ２ＲＲを接続し、他方の系統に前右ホイールシリンダ２ＦＲと後左ホイールシリンダ２ＲＬとを接続する，ダイアゴナルスプリット配管構造である。そして、前述のように、マスタシリンダ５の各マスタシリンダ圧の系統毎に、当該マスタシリンダ５とホイールシリンダ２ＦＬ，２ＲＲ又は２ＦＲ，２ＲＬとを断続するマスタシリンダ断続弁６Ａ，６Ｂを介装する。
【００１８】
また、マスタシリンダリザーバ５ａの制動流体を加圧する増圧用ポンプ３を個別に設け、この増圧用ポンプ３の吐出圧を二つに分岐して、前記マスタシリンダ５からの二系統のマスタシリンダ圧に、前記マスタシリンダ断続弁６Ａ，６Ｂより下流側，つまり各ホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲ側で合流させる。また、この各合流点と増圧用ポンプ３との間には、当該増圧用ポンプ３とホイールシリンダ２ＦＬ，２ＲＲ又は２ＦＲ，２ＲＬとを断続する増圧用ポンプ断続弁７Ａ，７Ｂを介装する。
【００１９】
そして、マスタシリンダ５の一つの系統又は増圧用ポンプ３から分岐された一方の系統を制動流体圧力源の一つの系統と見なし、それに接続されているホイールシリンダ２ＦＬ，２ＲＲ又は２ＦＲ，２ＲＬの夫々の上流側に該当する増圧制御弁８ＦＬ，８ＲＲ又は８ＦＲ，８ＲＬを介装する。なお、これらの増圧制御弁８ＦＬ，８ＲＲ又は８ＦＲ，８ＲＬには、夫々のバイパス流路に逆止弁９ＦＬ，９ＲＲ又は９ＦＲ，９ＲＬを設けて、ブレーキペダルの踏込みを解除したときにホイールシリンダ２ＦＬ，２ＲＲ又は２ＦＲ，２ＲＬ内の制動流体が早急にマスタシリンダ５側に還元されるようにする。
【００２０】
また、前記制動流体圧源の夫々の系統には個別の減圧用ポンプ１１Ａ，１１Ｂの吐出側を夫々接続し、それらの吸入側とホイールシリンダ２ＦＬ，２ＲＲ又は２ＦＲ，２ＲＬとの間に減圧制御弁１０ＦＬ，１０ＲＲ又は１０ＦＲ，１０ＲＬを介装する。なお、前記二つの減圧用ポンプ１１Ａ，１１Ｂは一つのポンプモータを兼用する。また、各減圧制御弁１０ＦＬ，１０ＲＲ又は１０ＦＲ，１０ＲＬと減圧用ポンプ１１Ａ，１１Ｂとの間には干渉防止用のリザーバ１８Ａ，１８Ｂを接続する。
【００２１】
これらの各圧力制御弁は、後述するコントロールユニットからの駆動信号によって切換えられる二位置切換弁であり、それらはフェールセーフのために、例えばマスタシリンダ断続弁６Ａ，６Ｂは常時開、増圧用ポンプ断続弁７Ａ，７Ｂは常時閉、増圧制御弁８ＦＬ，８ＲＲ又は８ＦＲ，８ＲＬは常時開、減圧制御弁１０ＦＬ，１０ＲＲ又は１０ＦＲ，１０ＲＬは常時閉となっており、前記駆動信号によって各ソレノイド６ＡSOL ，６ＢSOL ，７ＡSOL ，７ＢSOL ，８ＦＬSOL ，８ＲＲSOL ，８ＦＲSOL ，８ＲＬSOL ，１０ＦＬSOL ，１０ＲＲSOL ，１０ＦＲSOL ，１０ＲＬSOL が励磁されると、逆の開閉状態に切換わる。また、前記増圧用ポンプ３や減圧用ポンプ１１Ａ，１１Ｂもコントロールユニットからの駆動信号によって駆動制御される。
【００２２】
従って、この制動流体圧回路では、後述する車両挙動制御を行うために制動力を制御するにあたり、各ホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲの制動流体圧（以下、ホイールシリンダ圧とも記す）を増圧する場合には、例えば前記マスタシリンダ断続弁６Ａ，６Ｂが閉、増圧用ポンプ断続弁７Ａ，７Ｂが開の状態で増圧ポンプ３を駆動し、その創成圧を、前記各減圧制御弁１０ＦＬ〜１０ＲＲが閉の状態で増圧制御弁８ＦＬ〜８ＲＲを開制御して、各ホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲに供給する。
【００２３】
また、前記各ホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲのホイールシリンダ圧増圧後に、各ホイールシリンダ圧を減圧する場合には、例えば前記マスタシリンダ断続弁６Ａ，６Ｂが閉、増圧用ポンプ断続弁７Ａ，７Ｂが閉の状態で、減圧用ポンプ１１Ａ，１１Ｂを駆動すると共に、各増圧制御弁８ＦＬ〜８ＲＲが閉の状態で減圧制御弁１０ＦＬ〜１０ＲＲを開制御して、各ホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲ内の制動流体を排出する。
【００２４】
なお、各増圧制御弁８ＦＬ〜８ＲＲや減圧制御弁１０ＦＬ〜１０ＲＲの開制御については後段に説明する。また、前記ブレーキペダル４への反力を軽減するために、ブレーキペダル４の踏込み時には前記マスタシリンダ断続弁６Ａ，６Ｂを開状態としてもよい。
【００２５】
一方、前記各車輪１ＦＬ〜１ＲＲには、図１に示すように、当該車輪の回転速度に相当する車輪速度（以下、車輪速とも記す）を検出するために、当該車輪速に応じた正弦波信号を出力する車輪速センサ１２ＦＬ〜１２ＲＲが取付けられている。
【００２６】
また、車両には、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１３や、ステアリングホイールの操舵角から操舵輪の舵角θを検出する舵角センサ１４や、車両に発生する横加速度及び前後加速度を検出する加速度センサ１５や、前記２系統のマスタシリンダ圧ＰMCを検出するマスタシリンダ圧力センサ１６や、必要に応じてブレーキペダル４の踏込状態を検出してブレーキ信号を出力するブレーキスイッチなどが取付けられ、各センサやスイッチの検出信号は何れも後述するコントロールユニット１７に入力される。なお、前記ヨーレートセンサ１３からの実ヨーレートψ' や舵角センサ１４からの舵角θ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からのブレーキ信号は、例えば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”のディジタル信号でもある。
【００２７】
コントロールユニット１７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ソレノイド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。なお、前記マイクロコンピュータは、その動作周波数が大変に高いことから、当該マイクロコンピュータからパルス幅変調されたディジタルデータの基準矩形波制御信号を出力するようにし、各駆動回路は単にそれを各アクチュエータ作動に適した駆動信号に変換，増幅するだけのものとして構成されている。また、前記マイクロコンピュータでは、前述のような各種の制御に必要な主要な制御信号の創成出力のみならず、例えば車両挙動制御での減圧制御に必要な前記減圧用ポンプの駆動制御信号や、アクチュエータそのものへの電源供給を司るアクチュエータリレーのスイッチ素子への制御信号なども平行して創成出力していることは言うまでもない。
【００２８】
次に、車両のヨーイング運動量を制御するために、前記コントロールユニット１７内のマイクロコンピュータで実行される制動流体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。
【００２９】
まず、図２には、制動力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、前記車輪速センサ１２ＦＬ〜１２ＲＲからの正弦波信号に基づいて、図示されない演算処理によって各車輪速Ｖｗi （ｉ＝FL,FR,RLorRR）を算出する。より具体的には、前記各車輪速センサ１２ＦＬ〜１２ＲＲが、例えば本出願人が先に提案した特開平７−３２９７５９号公報に記載されるようなものである場合に、予め前記各車輪速センサ１２ＦＬ〜１２ＲＲからの正弦波信号を矩形波信号に波形整形しておき、この矩形波信号のＬｏ／Ｈｉを短いサンプリング周期で読込んで当該矩形波信号のパルス幅を求め、そのパルス幅から車輪速Ｖｗi を算出する。即ち、車輪速Ｖｗi が大きくなれば前記波形整形された矩形波信号のパルス幅は短くなり、車輪速Ｖｗi が小さくなればパルス幅は長くなる。この矩形波信号のパルス幅は、前述のようなセンサの所定の長さの歯が通過する所要時間と等価であるから、各車輪の回転角速度に反比例することになり、従ってこの矩形波信号のパルス幅が得られれば、各車輪の回転角速度が求められ、この回転角速度にタイヤ転がり動半径を乗じて各車輪速Ｖｗi が算出される。勿論、所定時間内に幾つのパルスがカウントされるかによって車輪回転角速度を求める従来の手法でも同様に車輪速Ｖｗi を算出可能である。
【００３０】
次にステップＳ２に移行して、図示されない演算処理によって、前記各センサからの検出信号を読込む。
次にステップＳ３に移行して、例えば本出願人が先に提案した特開平８−１５０９２０号公報に記載される図示されない演算処理により推定車体速度ＶX を算出する。なお、この公報に記載される演算処理は、前後加速度を用いないで推定車体速度ＶX を算出するものであるが、本実施形態では前記加速度センサ１５で前後加速度を検出しているので、その値を用いて補正を行ってもよい。
【００３１】
次にステップＳ４に移行して、図示されない演算処理によって、例えば前記加速度センサ１５からの横加速度ＹG 及び前記推定車体速度ＶX 及びヨーレートセンサ１３からの実ヨーレートψ' から、下記１式に従って車両の横滑り加速度βddを算出する。
【００３２】
βdd＝ＹG −ＶX ・ψ'                                     ……… (1)
次にステップＳ５に移行して、例えば位相が適切に設定されたローパスフィルタ処理等の図示されない演算処理によって、前記車両の横滑り加速度βddを時間積分して横滑り速度βd を算出する。
【００３３】
次にステップＳ６に移行して、図示されない演算処理によって、前記車両の横滑り速度βd と推定車体速度ＶX との比βd ／ＶX から車両の横滑り角βを算出する。
【００３４】
次にステップＳ７に移行視で、例えば本出願人が先に提案した特開平５−２４５２８号公報に記載される車両モデルを用いた図示されない演算処理により目標ヨーレートψ'*を算出する。なお、目標ヨーレートψ'*とは、各車輪において予め設定されたコーナリングフォースが得られる、その結果車両がニュートラルステア状態で旋回しているときに達成されるヨーレートである。この目標ヨーレートψ'*の算出にあたっては、操舵角をステアリングギヤ比で除したものが舵角θであるとして用いられればよい。また、推定車体速度ＶX と舵角θとのマップから得るようにしてもよい。何れの場合も、基本となるのは、車両の運動方程式をベースとする車両モデルであり、その導出については例えば「自動車の運動と制御」（阿部  正人  山海堂）に詳しい。
【００３５】
次にステップＳ８に移行して、図示されない演算処理により、例えば前記目標ヨーレートψ'*と実ヨーレートψ' との偏差，即ち目標ヨーレート偏差Δψ'*を車両挙動状態値Ｘとして算出する。この車両挙動状態値Ｘ、即ち目標ヨーレート偏差Δψ'*を用いて、実ヨーレートψ' が目標ヨーレートψ'*より大幅に大きく且つ前記横滑り角βや横滑り速度βd が小さい強オーバステア状態であるとか、或いは実ヨーレートψ' が目標ヨーレートψ'*より大幅に小さく且つ横滑り角βや横滑り速度βd が大きい強アンダステア状態であるといった車両挙動を評価するための値である。
【００３６】
次にステップＳ９に移行して、前記ステップＳ８で得た車両挙動状態値Ｘに従って、図示されない演算処理により、各車輪１ＦＬ〜１ＲＲのホイールシリンダ２ＦＬ〜２ＲＲの目標ホイールシリンダ圧Ｐ* 0-i を算出する。この目標ホイールシリンダ圧Ｐ* 0-i は、例えば前記実ヨーレートψ' を目標ヨーレートψ'*に一致させるとか、横滑り角βや横滑り速度βd を所定の目標値にするために必要な前後左右輪間の制動力差を発生させるためのものであり、例えば前記目標ヨーレート偏差Δψ'*や横滑り角偏差或いは横滑り速度偏差に制御ゲインを付加した線形和から制動力差を求め、これを制動流体圧差に置換して各ホイールシリンダ圧Ｐi で表すようにすればよい。
【００３７】
次にステップＳ１０に移行して、図示されない演算処理によって、車両挙動制御条件を満足しているか否かを判定し、車両挙動制御条件を満足している場合にはステップＳ１１に移行し、そうでない場合にはメインプログラムに復帰する。この車両挙動制御条件とは、例えば前記目標ヨーレート偏差Δψ'*が予め設定された所定値を上回っているとか、或いは横滑り角βや横滑り速度βd が目標値に対して大き過ぎるとか小さ過ぎるといった評価で行うことができる。なお、ここでは、例えば車両挙動制御の開始時であって、前記目標ホイールシリンダ圧Ｐ* 0-i が零気圧であるような場合には、例えばクラッチのような摩擦要素の予圧制御と同様に、前記制動機構の間隙を詰めて応答性を改善するための予圧制御指令を送出する（予圧制御については、特願平１０−２９８１９号を参照のこと）。
【００３８】
前記ステップＳ１１では、図示されない演算処理によって、現在の推定ホイールシリンダ圧Ｐi を算出する。具体的に、このステップＳ１１では、既に車両挙動制御のためにホイールシリンダ圧の制御が開始されており、その制御量，即ちホイールシリンダ増減圧量は後述のようにマイクロコンピュータ内で把握されているので、例えば車両挙動制御が開始されたときのマスタシリンダ圧を初期値として、それに前回制御時間のホイールシリンダ増減圧量を累積して追跡すればよい。
【００３９】
次にステップＳ１３に移行して、後述する図３の演算処理に従って、目標ホイールシリンダ圧Ｐ* 0-i を元に達成ホイールシリンダ増減圧量ΔＰ* i を算出する。
次にステップＳ１４に移行して、図示されない演算処理により、前記達成ホイールシリンダ増減圧量ΔＰ* i に応じて、各車輪毎に前記増圧制御弁８ＦＬ〜８ＲＲ又は減圧制御弁１０ＦＬ〜１０ＲＲに対するソレノイド励磁駆動パルスデューティ比を算出する。具体的には、各車輪毎に前記増圧制御弁８ＦＬ〜８ＲＲ又は減圧制御弁１０ＦＬ〜１０ＲＲの何れをどの位の時間割合で励磁するか（又は非励磁状態とするか）といったソレノイド励磁駆動パルスデューティ比を算出する。つまり、今回の制御タイミングで前記達成ホイールシリンダ増減圧量ΔＰ* i が得られるように、各車輪毎に前記増圧制御弁８ＦＬ〜８ＲＲ又は減圧制御弁１０ＦＬ〜１０ＲＲの何れかを開閉制御するための時間割合を駆動パルスのデューティ比として算出する。
【００４０】
次にステップＳ１５に移行して、図示されない演算処理により、前記デューティ比に応じたソレノイド励磁駆動パルス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。なお、このデューティ比に応じた駆動パルス信号の創成は、従来既存のＰＷＭ（Pulse Width Modulation）制御と同様であるから詳細な説明は省略する。
【００４１】
次に、前記図２の演算処理のステップＳ１３で実行される図３の演算処理について説明する。この図３の演算処理は、車両挙動制御が開始された後の旋回中の前二輪についてのみ代表して示しており、後二輪については、これと同じ演算処理を繰返して行う。この演算処理では、まずステップＳ１０１で、図示されない演算処理により、前記推定ホイールシリンダ圧Ｐi を用いて、前記一つの制動流体圧源に接続される二つのホイールシリンダ２ＦＬ，２ＲＲ又は２ＦＲ，２ＲＬの何れかが、制動流体圧の供給されていない零気圧からの増圧，つまり零増圧を必要とする状態か否かを判定し、対応する何れかのホイールシリンダ２ＦＬ，２ＲＲ又は２ＦＲ，２ＲＬが零増圧を必要とする場合にはステップＳ１０２に移行し、そうでない場合にはステップＳ１０３に移行する。
【００４２】
前記ステップＳ１０３では、図示されない演算処理により、前記目標ヨーレート偏差Δψ'*からなる車両挙動状態値Ｘを用いて、車両がアンダステア状態（図ではＵ．Ｓ）にあるのかオーバステア状態（図ではＯ．Ｓ）にあるのかを判定し、車両がオーバステア状態にある場合にはステップＳ１０４に移行し、そうでない場合にはステップＳ１０５に移行する。
【００４３】
前記ステップＳ１０４では、前記ステップＳ１０の演算処理によって予圧制御が介入しているか否かを判定し、予圧制御が介入している場合にはステップＳ１０６に移行し、そうでない場合には前記ステップＳ１０５に移行する。なお、予圧制御の介入については、本出願人が先に出願した特願平１０−２９８１９号と同一であるため、ここでは詳細な説明を省略する。
【００４４】
前記ステップＳ１０６では、図示されない演算処理により、例えば前記目標ヨーレート偏差Δψ'*の前回の絶対値よりも今回の絶対値の方が小さくなっているといったように、当該目標ヨーレート偏差Δψ'*が収束中であるか否かを判定し、当該目標ヨーレート偏差Δψ'*が収束中である場合にはステップＳ１０７に移行し、そうでない場合には前記ステップＳ１０２に移行する。
【００４５】
前記ステップＳ１０２では、後述する図４の制御マップ検索等の演算処理により、増圧達成係数Ｋを算出してからステップＳ１０８に移行する。この増圧達成度係数Ｋは、旋回外輪の目標ホイールシリンダ圧Ｐ* 0-i(OUT)（以下、旋回内輪については符号ＩＮを、旋回外輪については符号ＯＵＴを付す）から同じく旋回外輪の推定ホイールシリンダ圧Ｐi(OUT)を減じて得られる旋回外輪ホイールシリンダ圧偏差ΔＰ* 0-i に応じて設定される。即ち、旋回外輪ホイールシリンダ圧偏差ΔＰ* 0-i が“０”のとき増圧達成度係数Ｋも“０”であり、当該旋回外輪ホイールシリンダ圧偏差ΔＰ* 0-i の増加に伴って増圧達成係数Ｋもリニアに増加し、やがて“１”で飽和する。
【００４６】
そして、前記ステップＳ１０８では、旋回外輪ゲインＡを“１”に設定すると共に、旋回内輪ゲインＢを“１”から前記増圧達成度係数Ｋを減じた値に設定してからステップＳ１０９に移行する。
【００４７】
また、前記ステップＳ１０７では、旋回外輪ゲインＡを“０”に設定すると共に、旋回内輪ゲインＢを“１”に設定してから前記ステップＳ１０９に移行する。
【００４８】
また、前記ステップＳ１０５では、旋回外輪ゲインＡ及び旋回内輪ゲインＢを“１”に設定してから前記ステップＳ１０９に移行する。
そして、前記ステップＳ１０９では、下記２式に従って旋回外輪達成ホイールシリンダ増減圧量ΔＰ* i(OUT)を、下記３式に従って旋回内輪達成ホイールシリンダ増減圧量ΔＰ* i(IN) を夫々算出してから、前記図２の演算処理のステップＳ１４に移行する。
【００４９】
ΔＰ* i(OUT)＝Ａ・ΔＰ* 0-i(OUT)                                  ……… (2)
ΔＰ* i(IN) ＝Ｂ・ΔＰ* 0-i(IN)                                   ……… (3)
【００５０】
次に、本実施形態の作用について説明する。まず、本実施形態の車両挙動制御の概要について説明する。
前記図２の演算処理のステップＳ７で算出される目標ヨーレートψ'*は、前述のように例えばタイヤのグリップ範囲内で車両がニュートラルステアを達成するときの発生ヨーレートであるから、単純には実ヨーレート（の絶対値）ψ' が目標ヨーレート（の絶対値）ψ'*より小さければアンダステア状態，大きければオーバステア状態であると言える。そこで、図２の演算処理のステップＳ９で算出される目標ホイールシリンダ圧Ｐ* 0-i は、例えば図５ａに示すアンダステア状態（図ではＵ．Ｓ）では、後旋回外輪に対しては制動力を付与せず、代わりに後旋回内輪に最も大きな制動力を与え、前輪にも制動力を与えるが、前旋回外輪よりやや大きな制動力を前旋回内輪に与え、全体として車両にオーバステア方向のアンチスピンモーメント（正確にはスピンモーメントと表記すべきであろう）を与えるものである。逆に、例えば図５ｂに示すオーバステア状態（図ではＯ．Ｓ）では、旋回内輪には一切制動力を付与せず、前旋回外輪に最も大きな制動力を与え、後旋回外輪にも少し制動力を与えて、全体として車両にアンダステア方向のアンチスピンモーメントを与えるものである。従って、ヨーレートをフィードバックしながら、目標ホイールシリンダ圧が達成されれば、極端なオーバステアやアンダステアが修正されて、タイヤのグリップ範囲内でのニュートラルステアが得られる。ちなみに、要求されるホイールシリンダ圧に対する増減圧制御弁へのデューティ比の設定や、現在の推定ホイールシリンダ圧の算出のシミュレーションを図７に示す。
【００５１】
ところで、前述したように、本実施形態のように一つの制動流体圧力源に二つのホイールシリンダ２ＦＬ，２ＲＲ又は２ＦＲ，２ＲＬが接続されており、前述のような制動力制御を行うために制動流体圧に高低差があるとき、それら二つのホイールシリンダ圧を同時に増圧しようとすると、圧力の飽和現象によって、高圧側は増圧勾配が小さく、低圧側は大きくなる。従って、ホイールシリンダ圧を無視した増圧制御弁の開弁時間制御を行っても、高圧側では所望する制動流体圧を得られない。このこと自体は、ホイールシリンダ圧を認識し、そのときの増圧勾配に応じて開弁時間を補正することで、所望するホイールシリンダ圧を得ることは可能であるが、高圧側のホイールシリンダ圧の増圧勾配を大きくすることはできない。
【００５２】
前記図１の流体圧制御装置を、一輪のスケルトンで表すと、図６ａのようになる。即ち、増圧用ポンプの吐出側にはアキュームレータが必要であるし、マスタシリンダ断続弁や増圧用ポンプ断続弁等の切換弁及びアクチュエータユニット内の増圧制御弁等にもバルブヒステリシスがある。また、実際の配管に使用されるブレーキホースや配管剛性，キャリパ剛性などの機械的変形要素もある。更に、前述のようにパッドとディスクロータとの間のパッド隙間などもある。これらによって、制動流体の供給量とホイールシリンダ圧（図ではＷ／Ｃ圧）との間には、図６ｂに示すような不感帯を含むヒステリシスがあり、更にそれは例えば温度依存性を有する。つまり、制動流体量が増加してもホイールシリンダ圧が増圧しない領域が存在するのである。
【００５３】
従って、前記零増圧を必要とするホイールシリンダでは、この不感帯のために制動流体が消費されるため、この分だけ応答性が悪化することから、増圧すべき車輪を予め推定しておき、この不感帯分の流体量を供給することが増圧しにくくしてしまう。これは、前述の予圧制御が行われているときも全く同様である。また、車両挙動制御で最も抑制防止したいのは極端なオーバステア状態であり、このときには前述のように旋回外輪には大きな制動力，つまり高いホイールシリンダ圧が要求される。更に、同じオーバステア状態でも、車両に発生している実ヨーレートψ' が増大している，つまり目標ヨーレート偏差（の絶対値）Δψ'*が収束してくれないときには、前記図２の演算処理のステップＳ９で、より強いアンチスピンモーメントを求めて、旋回外輪に更なるホイールシリンダ圧の増圧が要求される可能性が高い。
【００５４】
そこで、本実施形態では、図３の演算処理のステップＳ１０１又はステップＳ１０３，ステップＳ１０４及びステップＳ１０６で、前記各種の高圧側ホイールシリンダ圧の更なる増圧要求や増圧勾配を小さくする要因のあることを判定し、それらの要素が検出されたときにはステップＳ１０２に移行して増圧達成度係数Ｋを設定する。この増圧達成度係数Ｋは、前述のように旋回外輪，つまりオーバステア状態にあっては高圧側の旋回外輪ホイールシリンダ圧偏差ΔＰ* 0-i が大きくなるほど、大きな値に設定される。即ち、旋回外輪の推定ホイールシリンダ圧Ｐi(OUT)に対してより高い目標ホイールシリンダ圧Ｐ* 0-i(OUT)が設定されるときには大きな増圧達成度係数Ｋが設定されるので、次のステップＳ１０８では“１”である旋回外輪ゲインＡに対して、より小さな値，極端な場合には“０”の旋回内輪ゲインＢが設定されることになる。従って、次のステップＳ１０９では、ホイールシリンダ圧偏差ΔＰ* 0-i(OUT)と同じ達成ホイールシリンダ増減圧量ΔＰ* i(OUT)が設定される旋回外輪に対して、旋回内輪の達成ホイールシリンダ増減圧量ΔＰ* i(IN) はホイールシリンダ圧偏差ΔＰ* 0-i(IN) よりずっと小さな値か、“０”に設定されることになる。
【００５５】
これらの達成ホイールシリンダ増減圧量ΔＰ* i に従って旋回内外輪のホイールシリンダ圧を制御すれば、旋回内外輪ともホイールシリンダ圧の増圧が要求されていたとしても、低圧側の旋回内輪については余り或いは全く増圧されず、相対的に高圧側の旋回外輪のホイールシリンダ増圧勾配を確保して応答性を高めることが可能となる。また、このような制御態様によれば、極端なホイールシリンダ圧の高低差が発生するオーバステア状態では、低圧側のホイールシリンダは徐々にしか増圧されないことになり、従って低圧側ホイールシリンダに大量の制動流体が流れ込むことがないので、前述のように高圧側のホイールシリンダから逆止弁を通って制動流体が流れ出したり、それに伴って高圧側のホイールシリンダ圧が低下してしまうという問題も回避できる。
【００５６】
一方、同じオーバステア状態でも、実ヨーレートψ' が目標ヨーレートψ'*に近づいているとき、つまり前記目標ヨーレート偏差Δψ'*が収束しているときには、オーバステア状態は改善されつつあり、むしろアンダステア状態への移行が懸念される。そして、アンダステア状態になると、前述のように旋回内輪のホイールシリンダ圧を高くしなければならない。そこで、本実施形態では、目標ヨーレート偏差Δψ'*が収束されていることが検出されると、図３の演算処理のステップＳ１０６からステップＳ１０７に移行して、旋回外輪ゲインＡを“０”に設定し且つ旋回内輪ゲインＢを“１”に設定する。従って、旋回外輪の達成ホイールシリンダ増減圧量ΔＰ* i(OUT)は“０”となり、旋回内輪ではホイールシリンダ圧偏差ΔＰ* 0-i(IN) と同じ達成ホイールシリンダ増減圧量ΔＰ* i(IN) が設定され、これらの達成ホイールシリンダ増減圧量ΔＰ* i に従って旋回内外輪のホイールシリンダ圧を制御すれば、旋回外輪については増圧されず、相対的に旋回内輪のホイールシリンダ増圧勾配を確保して、次に発生し得るアンダステア状態への応答性を確保することができる。
【００５７】
また、零増圧を必要としないアンダステア状態や予圧制御非介入時にはステップＳ１０３又はステップＳ１０４からステップＳ１０５に移行して、旋回外輪ゲインＡも旋回内輪ゲインＢも“１”に設定されるので、車両挙動をニュートラルステアにするための目標ホイールシリンダ増減圧量ΔＰ* 0-i がそのまま達成ホイールシリンダ増減圧量ΔＰ* i に設定され、通常の車両挙動制御が行われることになる。
【００５８】
以上より、前記図１に示す舵角センサ１４が本発明の舵角検出手段を構成し、以下同様に、前記図１に示す車輪速センサ１２ＦＬ〜１２ＲＲが車輪速度検出手段を構成し、前記図１に示す加速度センサ５が加速度検出手段を構成し、前記図１に示すヨーレートセンサ１３がヨーレート検出手段を構成し、前記図２の演算処理のステップＳ１１及び図３の演算処理のステップＳ１０１又はステップＳ１０４が制動流体圧状態検出手段を構成し、前記図３の演算処理のステップＳ１０２及びステップＳ１０５及びステップＳ１０７及びステップＳ１０８がゲイン設定手段を構成し、前記図３の演算処理のステップＳ１０１が零増圧検出手段を構成し、前記図３の演算処理のステップＳ１０２が増圧達成度係数算出手段を構成し、前記図３の演算処理のステップＳ１０４が予圧制御検出手段を構成し、前記図２の演算処理のステップＳ７，ステップＳ８及び図３の演算処理のステップＳ１０３又はステップＳ１０６が車両挙動検出手段を構成し、前記図３の演算処理のステップＳ１０３がオーバステア状態検出手段を構成し、前記図３の演算処理のステップＳ１０６がヨーレート収束検出手段を構成している。
【００５９】
なお、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。
【００６０】
また、上記実施形態では制御車両挙動としてヨーレートを代表して用いたが、その他の車両挙動を同時に制御するようにしてもよい。
【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のコントロールユニット内で実行される演算処理の一例を示すフローチャートである。
【図３】図２の演算処理で行われるマイナプログラムのフローチャートである。
【図４】図３の演算処理で用いられる制御マップの説明図である。
【図５】図２の演算処理の作用の説明図である。
【図６】制動流体圧の不感帯の説明図である。
【図７】図２の演算処理による制動流体圧の作用説明図である。
【符号の説明】
１ＦＬ〜１ＲＲは車輪
２ＦＬ〜２ＲＲはホイールシリンダ
３は増圧用ポンプ
４はブレーキペダル
５はマスタシリンダ
６Ａ，６Ｂはマスタシリンダ断続弁
７Ａ，７Ｂは増圧用ポンプ断続弁
８ＦＬ〜８ＲＲは増圧制御弁
９ＦＬ〜９ＲＲは逆止弁
１０ＦＬ〜１９ＲＲは減圧制御弁
１１Ａ，１１Ｂは減圧用ポンプ
１２ＦＬ〜１２ＲＲは車輪速センサ
１３はヨーレートセンサ
１４は舵角センサ
１５は加速度センサ
１７はコントロールユニット
１８Ａ，１８Ｂはリザーバ
【図１】
0004161401.tif 000002
【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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