JP3314551B2 - 制動力制御装置 - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【産業上の利用分野】本発明は、特に後輪の制動力を制
御可能な制動力制御装置に関し、特に後輪を駆動する後
輪駆動車両で良好な制動力配分を得るのに好適なもので
ある。

【０００２】

【従来の技術】従来，既知のように車両の各車輪の制動
力は、路面摩擦係数状態（以下，単に路面μとも記す）
と当該車輪の荷重量（以下，単に輪荷重とも記す）との
積に依存するため、制動時に荷重が車両前方に移動する
ことによって後輪の輪荷重が小さくなると，当該後輪が
早期にロックする又はロック傾向となって走行安定性が
損なわれる虞れがある。そこで、荷重移動量は車両減速
度に比例し且つ車両減速度が前輪への制動力に依存する
と考えて，上記を抑制防止するために前輪への制動力が
増加するにつれて後輪への制動力は、その増加傾きを次
第に小さくしながら増加するようにした，所謂理想制動
力配分という概念がある。この理想制動力配分について
簡潔に説明すると、当該制動力配分を満足するように各
車輪への制動力を調整すれば，全車輪が同時にロックす
る或いはロック傾向となって制動距離を確保可能であ
り、またこれ以下の制動力では，後輪による走行安定性
や前輪による舵取り効果も確保することができるという
考えである。なお、この理想制動力配分には，前述のよ
うに当該路面μがパラメータとして介在しており、更に
積載可能重量が大きな車両にあっては，空車か積車かと
いう積載重量のパラメータも存在している。

【０００３】そして、このような理想制動力配分の概念
の下に，各車輪の制動力が当該理想制動力配分を端的に
満足するために、当該車輪に備えられた制動用シリンダ
への作動流体圧を伝達する制動力伝達系，具体的にはマ
スタシリンダと後輪ホイールシリンダとの間に，所謂プ
ロポーショナルバルブとかリミッタバルブと称される圧
力調整弁を介装した制動力制御装置がある。この圧力調
整弁は、マスタシリンダからのブレーキ液圧（以下，単
にマスタシリンダ圧とも記す）が或る所定液圧に到達す
るまでは，当該マスタシリンダ圧と同等又はほぼ同等の
液圧をホイールシリンダ側へのブレーキ液圧（以下，単
にホイールシリンダ圧とも記す）として供給するが、マ
スタシリンダ圧が前記或る所定液圧以上になると，液圧
を小さくする，即ちマスタシリンダ圧にフィルタリング
を施し（リミッタバルブにあってはリミッタをかけ
る）、その小さく調整された液圧がホイールシリンダ圧
として供給されるようにしたものである。つまり、この
或る所定液圧を境に，後輪のホイールシリンダ圧は、マ
スタシリンダ圧に対して，その増加傾きが小さくなる。
ここでは、前記ブレーキ液圧の増圧傾きが変化する前記
或る所定液圧を，ブレーキ液圧のバルブ折れ点と称する
こととし、前後輪への制動力配分を前記理想制動力配分
に近づけることに着目すると、まず，このバルブ折れ点
でのブレーキ液圧による制動力を，前記理想制動力配分
の後輪制動力以下又はその近傍とする。そして、前記バ
ルブ折れ点以上でのブレーキ液圧による後輪の制動力
が，前記理想制動力配分の後輪制動力以下又はその近傍
になるように、当該バルブ折れ点以上の後輪ブレーキ液
圧の増圧傾きを設定することで、前後輪への制動力を当
該理想制動力配分に近づけることができる。なお、積載
可能重量が大きな車両にあっては、後輪の輪荷重が大き
くなるに従って，前記バルブ折れ点のブレーキ液圧を高
く変更設定可能な、ロードセンシングプロポーショナル
バルブと称する圧力調整弁を備えた制動力制御装置も開
発されており、この制動力制御装置によれば、積載重量
の増加に伴って前後輪共に高くなる理想制動力配分と各
車輪の制動力配分とを近づけるようにしている。

【０００４】

【発明が解決しようとする課題】ところで、自動変速機
を搭載した車両，所謂Ａ／Ｔ車では一般に既知のよう
に、アクセルペダルを踏込んでいなくても、機関，即ち
エンジンの回転数や回転速度等の回転状態が小さく、且
つ車速が或る速度以下であって，当該自動変速機が比較
的小さい変速比（実質的には，所謂１速とか２速といっ
たように，減速比に相当するギヤ比が大きい状態を示す
が、ここでは慣例に従って変速比が小さいと表すものと
する）を選定しているときには、駆動輪に対して比較的
小さな駆動力が付与されている。ここでは、アクセルペ
ダルを踏込んでいなくても，この種のＡ／Ｔ車がゆっく
り進む，所謂クリープ現象にあやかって、この駆動輪に
係る駆動力をクリープトルクと称することとする。

【０００５】また、このようなＡ／Ｔ車の自動変速機
は、車速とエンジンの回転状態とを変数とし且つアクセ
ルペダルの踏込み量（具体的にはスロットルバルブの開
度等）をパラメータとして変速比の選定をしている。具
体的に前記変速比の選定がギヤ比の選定であると考える
と、アクセルペダルを踏込んで或いはアクセルペダルを
踏込むことなく車速が増速しているときには，当該アク
セルペダルの踏込み量に応じ且つ車速の増速に伴って変
速比が大きくなるようにギヤ比を選定し（以下，アップ
シフトとも記す）、制動中のようにアクセルペダルの踏
込みがない状態で車速が減速しているときには，エンジ
ンブレーキによる制動効果を得るためにエンジンの回転
状態がより低い状態で変速比が小さくなるようにギヤ比
を選定する（以下，ダウンシフトとも記す）。

【０００６】さて、前記従来の制動力制御装置を搭載し
た後輪駆動のＡ／Ｔ車において、氷雪路面等の比較的路
面μの小さい（低い）低μ路面で，比較的低速時に，ブ
レーキペダルを大きく踏込んで比較的大きな制動力を付
与した場合について考察してみる。このような低μ路面
でブレーキペダルを大きく踏込むと、マスタシリンダ圧
の増加に伴って単純増加する前輪のホイールシリンダ圧
により、当該前輪は比較的早期にロックする或いはロッ
ク傾向となる。一方、このような低速時には，自動変速
機が１速とか２速といった比較的小さい変速比を選定し
ている。これは前述のように、エンジンブレーキによる
効率的な制動効果を合わせて発現するための対応である
のだが、このような制動中に前記自動変速機が小さな変
速比を選定して，エンジンブレーキによる制動効果を得
るためには、エンジンの回転状態も小さい状態であるこ
とが想定される。従って、この状態では，駆動輪である
後輪に前記クリープトルクが付与されていると考えら
れ、後輪の制動力は，当該クリープトルク分だけ小さく
なっていると考えられる。

【０００７】しかしながら、前記従来の制動力制御装置
のリミッタバルブやプロポーショナルバルブ等の圧力調
整弁では，前記バルブ折れ点に相当するブレーキ液圧が
所定液圧のまま一定であるし、またロードセンシングプ
ロポーショナルバルブ等の圧力調整弁でも，前記輪荷重
以外の変数に対しては前記バルブ折れ点に相当するブレ
ーキ液圧は変化しない。従って、前述のように駆動輪で
ある後輪にクリープトルクが付与されていて，後輪の制
動力が小さくなっている状態で、マスタシリンダ圧がバ
ルブ折れ点に相当するブレーキ液圧を越えて，後輪のホ
イールシリンダ圧の増圧傾きが小さくなると、ブレーキ
ペダルを少し踏み増ししても，前輪のホイールシリンダ
圧が増圧するばかりで，後輪のホイールシリンダ圧は増
圧しない又は少ししか増圧しないことになる。従って、
前輪は大きな制動力を発現して早期にロックする或いは
ロック傾向となるので、ブレーキペダルの踏力を，前輪
がロックしない程度に調節すると，後輪は制動力が小さ
く或いは前記クリープトルクによって駆動力が優った状
態となり、結果的に制動距離が長じてしまう虞れがあ
る。従って、この傾向は、後輪のグリップ力が大きい状
態，具体的には氷雪路面で、後輪にのみスタッドレスタ
イヤ等のグリップ力の大きいタイヤを装着していると
か，後輪にのみチェーンを装着しているといった状況で
顕著となる。

【０００８】このような問題を解決するためには、例え
ば後輪のホイールシリンダ圧に対する制動力の効率，つ
まり後輪ブレーキの効きを高めて、後輪ホイールシリン
ダ圧の小さな増圧量に対しても相対的に大きな後輪制動
力が得られるようにすることが考えられ、そのようにす
ればバルブ折れ点以上に相当するブレーキ液圧がマスタ
シリンダ圧に発生した場合でも，後輪の制動力は速やか
に大きくなることになるから、そのような状況でブレー
キペダルを踏み増しすれば前記クリープトルクより大き
な後輪の制動力を得ることも可能となろう。しかし、こ
のようにすると，前述のようなクリープトルクが発生す
る以前の制動状態で、後輪が早期にロックする或いはロ
ック傾向となるため、これを回避するためにバルブ折れ
点に相当するブレーキ液圧を小さな値に設定しなければ
ならず、また前記理想制動力配分を満足するためには，
バルブ折れ点に相当するブレーキ液圧以上のブレーキ液
圧がマスタシリンダ圧に発生したときの後輪ホイールシ
リンダ圧の増圧率を小さくしなければならないから、そ
のようにしたのでは当該バルブ折れ点に相当するブレー
キ液圧より小さなマスタシリンダ圧の場合には，ブレー
キペダルを踏み増しすれば後輪の制動力が大きく増加す
るが、バルブ折れ点に相当するブレーキ液圧を越えるマ
スタシリンダ圧が発生している場合には，ブレーキペダ
ルを踏み増ししても後輪のホイールシリンダ圧の増圧量
は小さいから後輪の制動力をさほど増加させることがで
きず、従って前記諸問題の根本的な解決にはならない。

【０００９】また、このような問題を解決するためには
前記クリープトルクを小さくするために，減速に伴うダ
ウンシフト時に同等の車速又は同等のエンジン回転状態
における選定変速比をより大きく（減速比をより小さ
く）することが考えられるが、そのようにしたのでは，
特に高μ路面でのエンジンブレーキによる制動効果が犠
牲となるなど、種々のトレードオフが発生するため，車
両性能として好ましくない。

【００１０】本発明はこれらの諸問題を解決すべく開発
されたものであり、自動変速機を搭載した後輪駆動車両
にあっても，後輪に必要且つ十分な制動力を発現させて
制動距離を短縮可能な制動力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】そこで、本発明のうち請
求項１に係る制動力制御装置は、図１の基本構成図に示
すように、少なくともアクセルペダルの操作量に応じた
回転駆動力を出力する機関と、少なくとも車速に応じた
変速比を設定して当該変速比で前記機関の回転駆動力を
変換する自動変速機と、前記自動変速機で変換された前
記機関の回転駆動力を後輪に伝達する後輪駆動力伝達装
置とを備えた車両にあって、少なくともブレーキペダル
の操作量に応じた制動用作動流体圧を発生する流体圧発
生装置と、前記流体圧発生装置で発生した制動用作動流
体圧が所定の流体圧値以上となったときに，後輪の制動
力が理想制動力配分より小さくなるように，当該制動用
作動流体圧を小さく調整して当該後輪の制動用シリンダ
に供給する後輪制動圧調整装置とを備えた制動力制御装
置において、前記後輪制動圧調整装置は、前記所定の流
体圧値を制御信号に応じて調整可能な所定流体圧値調整
手段を備え、車両が所定の車速以下で低速走行している
ことを検出する低速走行検出手段と、前記自動変速機で
設定された変速比が小さい変速比であることを検出する
小変速比検出手段と、前記低速走行検出手段で検出され
た低速走行検出値及び前記小変速比検出手段で検出され
た小変速比検出値に応じて，前記所定流体圧値調整手段
で調整される所定の流体圧値を所定量だけ大きく設定す
る制御信号を出力する所定流体圧値制御手段とを備えた
ことを特徴とするものである。

【００１２】また、本発明のうち請求項２に係る制動力
制御装置は、前記所定流体圧値制御手段で，所定の流体
圧値を大きく設定する所定量は、クリープトルクに応じ
て設定されることを特徴とするものである。

【００１３】

【作用】而して、本発明のうち請求項１に係る制動力制
御装置では、図１の基本構成図に示すように、自動変速
機を搭載した後輪駆動車両にあって，例えばマスタシリ
ンダ等からなる流体圧発生装置とホイールシリンダ等か
らなる後輪制動用シリンダとの間の例えばプロポーショ
ナルバルブ等からなる後輪制動圧調整装置に、前記流体
圧発生装置で発生した制動用作動流体圧を小さく調整す
るための，例えば前記バルブ折れ点等に相当する所定の
流体圧値を変更調整可能なアクチュエータとしての所定
流体圧値調整手段を備える。そして、例えば車速検出手
段等で検出された車速検出値が所定の車速以下であるこ
となどから，前記低速走行検出手段が所定の車速以下で
低速走行していることを検出し、例えば自動変速制御手
段等が制御している自動変速機の変速比が所定の変速比
よりも小さいことなどから，前記小変速比検出手段が小
さい変速比が設定されていることを検出し、これらの検
出値に基づいて例えば前記クリープトルクに相当する駆
動力が，駆動輪である後輪に付与されていると考えられ
るときに、前記所定流体圧値制御手段が，前記所定流体
圧値調整手段に向けて，例えば前記バルブ折れ点等に相
当する前記所定の流体圧値を所定量だけ大きく設定する
制御信号を出力する構成としたため、この所定の流体圧
値を大きく設定する所定量を，例えば本発明のうち請求
項２に係る制動力制御装置に記載されるように前記クリ
ープトルクを相殺する程度の制動力を発現する大きさの
制動用作動流体圧に設定すれば、前記制御信号が出力さ
れているときの後輪制動圧調整装置のバルブ折れ点等の
所定の流体圧値は，当該クリープトルクを相殺するに足
る制動用作動流体圧分だけ高くなり、この所定の流体圧
値に相当する制動用作動流体圧まで，例えば前記マスタ
シリンダ圧と同等に後輪の制動用シリンダへの制動用作
動流体圧，例えば前記後輪ホイールシリンダ圧が増圧す
ることになるから、ブレーキペダルを踏込む又はブレー
キペダルを踏み増しすることによって，前輪の不要なロ
ック傾向を回避しながら後輪の制動力を前記クリープト
ルクを上回る以上に発現することができ、従って特に低
μ路面における走行安定性を確保すると共に制動距離を
短縮することができる。勿論、前述のような自動変速機
によるダウンシフトに係る車速やエンジン回転状態は変
化しないから、路面μを問わず，エンジンブレーキによ
る制動効果が損なわれることはない。

【００１４】

【実施例】以下、本発明の制動力制御装置の実施例を図
面を用いて詳細に説明する。図２〜図７は本発明の制動
力制御装置を，その前提である後輪駆動車両に展開した
一実施例を示すものである。本実施例に適用された車両
は後輪駆動の前置きエンジン，所謂ＦＲ車両をベースと
している。図中、１０ＦＬ，１０ＦＲは非駆動輪となる
前左輪，前右輪、１０ＲＬ，１０ＲＲは駆動輪となる後
左輪，後右輪を示す。その基本的な構造を概略説明する
と、機関（エンジン）２０は車両の前方で縦置き，つま
り出力軸が車両の前後方向に一致又はほぼ一致するよう
に配設されており、このエンジン２０の後方には自動変
速機１４，所謂オートマティックトランスミッション
が，図示されないトルクコンバータ等のカップリングを
介して，当該エンジン２０に直列に配設されている。こ
の自動変速機１４は、後述するように車速とエンジン回
転速度とを変数とし、後述するアクセルペダルの踏込み
量，即ちアクセル開度，更に具体的にはスロットルバル
ブの開度（以下，スロットル開度とも記す）をパラメー
タとして，現在車速を満足し且つ当該アクセル開度又は
スロットル開度による運転者の加速又は減速意思を反映
したエンジン回転速度が達成されるように変速比，具体
的にはギヤ比を選択設定する。この自動変速機１４によ
り自動的に選択設定されたギヤ比で適宜減速されたエン
ジン２０の回転駆動力は、車両前後方向又はほぼ前後方
向に向けて配設されたプロペラシャフト２２、後輪差動
装置２４，所謂リヤディファレンシャルを介して後左右
のドライブシャフト１２に伝達され、これらのドライブ
シャフト１２に連結された各後左右輪１０ＲＬ，１０Ｒ
Ｒを回転駆動する。なお、前述のように自動変速機１４
で選択設定されるギヤ比は，主としてエンジン２０の出
力軸回転速度を減速する（所謂オーバドライブギヤ比を
除く）減速比であり、一般に“１”速とか“２”速とか
で表される減速比は，“３”速とか“４”速として表さ
れる減速比に比して，数値的に大きなものであるが、こ
こでは慣例に従って“１”速側の変速比を小さいと表
し、“３”速とか“４”速側の変速比を大きいと表すも
のとする。

【００１５】一方、各前左右輪１０ＦＬ，１０ＦＲには
図示されない転舵装置が連結されている。前記エンジン
２０には、当該エンジン２０の回転数又は回転速度を制
御することによって出力を制御可能とするためのエンジ
ン回転制御装置が設けられている。このエンジン回転制
御装置は、アクセルペダルの踏込み量に応じたスロット
ルバルブの開度（スロットル開度）とは個別に、アイド
ルバルブ開度を調整制御する機能，空燃比を制御する機
能，点火プラグによる点火時期を調整制御する機能，或
いは過給器を搭載する車両にあってはその過給圧を制御
する機能等を備えており、所望とする車速，加速度等に
必要な駆動力をエンジン２０に発揮させることができ
る。その具体的且つ代表的な構成について簡潔に説明す
ると、前記エンジン２０の吸気管路（具体的にはインテ
ークマニホールド）３６には、主としてアクセルペダル
４６の踏込み量に応じて常時閉から開き方向への開度が
調整制御されるスロットルバルブ４４が備えられている
が、このスロットルバルブ４６の開度をスロットルセン
サ４２で検出し、そのスロットル開度検出値からエンジ
ン回転コントロールユニット２１が、運転者の加減速意
思を推定或いは車速の推移を算出して，前述のように図
示されないアイドルバルブ開度，空燃比，点火プラグに
よる点火時期等を調整制御することにより、所望するエ
ンジン２０の回転駆動出力が達成されるようにする。

【００１６】なお、前記アクセルペダル４６には、当該
アクセルペダル４６の踏込み量を検出するアクセルセン
サ４７が備えられており、当該アクセルペダルの踏込み
量に応じたアクセル開度検出値（以下，単にアクセル開
度とも記す）Ｓ_ACC が，後述する制動力コントロールユ
ニット３０に向けて出力される。ちなみに、本実施例に
おいて前記アクセルセンサ４７から出力されるアクセル
開度Ｓ_ACC は、後述するＡ／Ｄ変換器８３でディジタル
変換されたときに，ディジタル値で０／８〜８／８と表
れ、ディジタル値０／８のアクセル開度Ｓ_ACC で全閉状
態を，ディジタル値８／８のアクセル開度Ｓ_ACC で全開
状態を表す。

【００１７】前記自動変速機１４は、所謂既存のものと
同等又はほぼ同等の構成となっており、当該自動変速機
１４には、設定されるギヤ比を選択設定する，所謂シフ
ティング及びそのタイミングを制御するための自動変速
制御装置が設けられている。この自動変速制御装置は、
大まかに自動変速コントロールユニット３４と油圧アク
チュエータユニット３２とから構成されており、自動変
速コントロールユニット３４からの制御信号又は駆動信
号によってアクチュエータユニット３２を駆動し、これ
により自動変速機１４内のギヤ比，即ち変速比は、原理
的に車速センサ２８で検出された車速検出値（以下，単
に車速とも記す）及び前記スロットルセンサ４２で検出
されたスロットル開度を変数とし且つ機関回転速度（エ
ンジン回転速度）に応じた最適な車両減速比が達成され
るように制御される。前記自動変速コントロールユニッ
ト３４は、本実施例では，前記スロットル開度を含めて
前記エンジン回転コントロールユニット２１と相互に情
報の授受を行って、前記エンジン２０及び自動変速機１
４の通常走行時における最適化制御を実施しており、前
記所望とする車速，加速度等に必要な駆動力をエンジン
２０に発揮させるための当該エンジン回転コントロール
ユニット２１の制御内容を受取り、これを効率よく達成
するために必要として当該自動変速コントロールユニッ
ト３４内で算出設定され，制御されるバルブコントロー
ルのための作動流体の各ライン圧，シフトアップ，シフ
トダウンに代表されるシフティングの状態，シフトロッ
ク，各シフトを有効に作動させるクラッチ，及びこれら
のタイミング等の情報を，前記エンジン回転コントロー
ルユニット２１に伝送する。なお、この自動変速機１４
では，所謂１速から４速までの変速比を選択設定可能で
あり、前記自動変速コントロールユニット３４は，現在
選択設定されている変速比１〜４速に相当するギヤ比ｉ
を、後述する前記制動力コントロールユニット３０に伝
達出力する。また、前記車速センサ２８で検出された車
速Ｖ_C も後述する前記制動力コントロールユニット３０
に伝達出力される。

【００１８】一方、前記各前後左右輪１０ＦＬ〜１０Ｒ
Ｒには，夫々制動装置としてのホイールシリンダ５２Ｆ
Ｌ〜５２ＲＲ及びロータ５３ＦＬ〜５３ＲＲが設けられ
ている。そして、このうち，特に後左右輪の制動装置に
よる当該後左右輪１０ＲＬ，１０ＲＲの制動力は，後左
右輪ホイールシリンダ５２ＲＬ，５２ＲＲへの作動流体
の流体圧（制動圧）を制御する制動力制御装置によって
制御される。この制動力制御装置は、主としてブレーキ
ペダル５０の踏込み量に応じた作動流体圧（マスタシリ
ンダ圧）Ｐ_M を発生するマスタシリンダ５１と，後左右
輪ホイールシリンダ５２ＲＬ，５２ＲＲとの間の液路に
介装されたバルブ折れ点調整プロポーショナルバルブ４
９と、制動力コントロールユニット３０とから構成され
る。このうち、バルブ折れ点調整プロポーショナルバル
ブ４９は、所定のマスタシリンダ圧（単に液圧とも記
す）をバルブ折れ点として，それ以上のマスタシリンダ
圧に対してはフィルタリングを施して増圧傾きを小さく
調整し、これを後左右輪ホイールシリンダ５２ＲＬ，５
２ＲＲの作動流体圧（ホイールシリンダ圧）Ｐ_RL，Ｐ _RR
として供給するが、制動力コントロールユニット３０か
らの駆動信号Ｃ_ACT がアクチュエータであるソレノイド
５８に供給されると，前記バルブ折れ点に相当する液圧
を所定量だけ大きく変更設定するものである。

【００１９】このバルブ折れ点調整プロポーショナルバ
ルブ４９は、従来のロードセンシングプロポーショナル
バルブの輪荷重検出部にアクチュエータを備えたもので
あると考えればよい。このバルブ折れ点調整プロポーシ
ョナルバルブ４９は、具体的には図３のような構成とな
っているが、このうち約図左半部が従来のプロポーショ
ナルバルブに相当し、約図右半部がバルブ折れ点を調整
するアクチュエータに相当する。まず、従来のプロポー
ショナルバルブに相当する構成について簡潔に説明す
る。バルブボディ１０１に形成されているシリンダ室１
０２は，ピストン５７によって図３の下方に相当するマ
スタシリンダ側液室１０３と図３の上方に相当するホイ
ールシリンダ側液室１０４とに区分され、このうちマス
タシリンダ側液室１０３に連通するバルブボディ１０１
の連通孔５４がマスタシリンダ５１の一方の系統に接続
され、ホイールシリンダ側液室１０４に連通するバルブ
ボディ１０１の連通孔５５ＲＬ，５５ＲＲが，夫々後左
右輪ホイールシリンダ５２ＲＬ，５２ＲＲに接続されて
いる。従って、マスタシリンダ側液室１０３内の作動流
体圧が前記マスタシリンダ圧Ｐ_M となり、ホイールシリ
ンダ側液室１０４内の作動流体圧が前記各後左右輪ホイ
ールシリンダ圧Ｐ_RL，Ｐ_RRとなる。なお、マスタシリン
ダ５１の他方の系統は前左右輪ホイールシリンダ５２Ｆ
Ｌ，５２ＦＲに直接的に接続されている。

【００２０】そして、ピストン５７の中央部において，
前記マスタシリンダ側液室１０３からホイールシリンダ
側液室１０４まで貫通する貫通孔１０５内には、その中
間部にボール収納室１０５ａが形成され、このボール収
納室１０５ａには、リターンスプリング１０６によって
常時ホイールシリンダ側液室１０４側に付勢されるボー
ルバルブ５６が内装されており、このボールバルブ５６
が，前記貫通孔１０５に形成されている座面１０８に当
接していない通常時は、当該ボールバルブ５６は，バル
ブボディ１０１から前記貫通孔１０５内に突設されたガ
イド杆１０７に突き当たって停止している。なお、前記
ボールバルブ５６を付勢するリターンスプリング１０６
の付勢力（物理学的な評価としてはバネ定数となろう）
は，比較的小さいものとする。

【００２１】一方、前記シリンダ室１０２の下部，即ち
前記マスタシリンダ側液室１０３には、バルブボディ１
０１を貫通してその外方まで突出するバルブ折れ点調整
用ピストン６３が，当該マスタシリンダ側液室１０３の
内外に向けて摺動可能に設けられている。従って、今，
このバルブ折れ点調整用ピストン６３がマスタシリンダ
側液室１０３の作動流体圧，即ちマスタシリンダ圧Ｐ_M
によって摺動自在であるとすると、当該バルブ折れ点調
整用ピストン６３の受圧面６３ａ面積と前記貫通孔１０
５の断面積との差分だけ、前記ピストン５７のマスタシ
リンダ側液室１０３に形成されたマスタシリンダ圧Ｐ_M
の受圧面１０９は，ホイールシリンダ側液室１０４に形
成されたホイールシリンダ圧Ｐ_RL，Ｐ_RRの受圧面１１０
より広いことになり、ここでは前記バルブ折れ点調整用
ピストン６３の受圧面６３ａ面積と前記貫通孔１０５の
断面積との差を，当該ピストン５７のマスタシリンダ圧
Ｐ _M の受圧面１０９とホイールシリンダ圧Ｐ_RL，Ｐ_RRの
受圧面１１０との受圧面積差と定義する。

【００２２】次に、このバルブ折れ点調整用プロポーシ
ョナルバルブ４９のアクチュエータ部について説明する
と、前記バルブボディ１０１のシリンダ室１０２の側
方，図３においては右側方には、プランジャ５８ａとコ
イル５８ｂとからなるソレノイド５８が組込まれてお
り、そのプランジャ５８ａから突設されたロッド１１１
は，バルブボディ１０１を貫通して図３の上方まで突出
している。そして、前記ソレノイド５８のプランジャ５
８ａ及びロッド１１１は，図３の上下方向に移動可能に
配設されているが、同時にそれらは，リターンスプリン
グ５９によって常時図３の上方に付勢されているから、
前記ソレノイド５８のコイル５８ｂに通電がなく，当該
コイル５８ｂが励磁されていない状態では、前記プラン
ジャ５８ａの上端面１１２が，プランジャ内装孔１１３
の下端面１１４に当接して、当該プランジャ５８ａ及び
ロッド１１１は停止している。一方、コイル５８ｂが通
電によって励磁されると、その励磁力によってプランジ
ャ５８ａは，リターンスプリング５９の付勢力に抗して
図３の下方に引下げられて、所定量だけ移動する。な
お、前記プランジャ５８ａを付勢するリターンスプリン
グ５９の付勢力（バネ定数）は，比較的小さいものであ
るとする。

【００２３】更に、前記ロッド１１１の上端部は，当該
ロッド１１１より図３の右方に設けられた回転軸１１４
を回転中心として回転可能な駆動アーム６０の左端部６
０Ｌに連結され、一方，この駆動アーム６０の右端部６
０Ｒは，引張バネ６１の上端部６１Ｕに連結されてい
る。なお、前記引張バネ６１の付勢力（バネ定数）は比
較的大きなものであるとする。また、前記駆動アーム６
０のうち，前記引張バネ６１との連結点から回転軸１１
４までの距離Ｌ_o を，前記ロッド１１１との連結点から
回転軸１１４までの距離Ｌ_i で除した値を、駆動アーム
比（Ｌ_o ／Ｌ_i ）と定義する。

【００２４】また、この引張バネ６１の下端部６１Ｌ
は，前記バルブ折れ点調整用ピストン６３より図３の左
方に設けられた回転軸１１５を回転中心として回転可能
な作用アーム６２の右端部６２Ｒに連結されており、当
該作用アーム６２の左方端部中央寄りから上方に向けて
突設された押圧部６２Ｐが前記バルブ折れ点調整用ピス
トン６２の下端部に当接している。なお、前記作用アー
ム６２のうち，前記引張バネ６１との連結点から回転軸
１１５までの距離Ｌ_n を，前記バルブ折れ点調整用ピス
トン６３との当接点から回転軸１１５までの距離Ｌ_f で
除した値を、作用アーム比（Ｌ_n ／Ｌ_f ）と定義する。

【００２５】従って、前記ソレノイド５８のコイル５８
ｂが通電励磁されていない状態では、前記引張バネ６１
のイニシャルロードとしてのプリテンション（初期引張
力）をｆ₀ とすると、前記バルブ折れ点調整用ピストン
６３は、当該引張バネ６１の初期引張力ｆ₀ に前記作用
アーム比（Ｌ_n ／Ｌ_f ）を乗じた下記１式で表される初
期押圧力Ｆ₀ で，常時図３の上方に押し上げられてお
り、実質的に，前記ブレーキペダル５０の踏込みがなく
とも、前記マスタシリンダ側液室１１３の液圧は，当該
初期押圧力Ｆ₀ を当該バルブ折れ点調整用ピストン６３
の受圧面６３ａ面積で除した液圧初期値Ｐ₀ だけ高くな
っている。

【００２６】 Ｆ₀ ＝（Ｌ_n ／Ｌ_f ）・ｆ₀ ……… (1) また、前記ソレノイド５８のコイル５８ｂが通電励磁さ
れると、そのプランジャ５８ａ及びロッド１１１は，リ
ターンスプリング５９の付勢力に抗して図３の下方に移
動されるから、駆動アーム６０は図３の反時計回りに回
転して引張バネ６１は伸び方向に変形する（実際には，
引張バネ６１のバネ定数に応じて駆動アーム６０が回転
しない場合もある）。従って、このプランジャ５８ａ又
はロッド１１１の移動量が，リターンスプリング５９の
付勢力及び引張バネ６１の引張力に応じた所定量ｘで表
されるとすると、引張バネ６１の引張力ｆは前記初期引
張力ｆ₀ よりも，所定量ｘに前記駆動アーム比（Ｌ_o ／
Ｌ_i ）を乗じ，更に引張バネ定数ｋを乗じた値分だけ大
きくなる。従って、前記バルブ折れ点調整用ピストン６
３にかかる押圧力Ｆは，この引張力ｆに前記作用アーム
比（Ｌ_n ／Ｌ_f ）を乗じた下記２式で表される値とな
り、その押圧力増加量ΔＦは下記３式で表される。従っ
て、前記マスタシリンダ側液室１１３の液圧は，前記液
圧初期値Ｐ₀ よりも，当該押圧力増加量ΔＦを当該バル
ブ折れ点調整用ピストン６３の受圧面６３ａ面積で除し
た液圧増加量だけ高くなっている。

【００２７】 Ｆ＝（Ｌ_n ／Ｌ_f ）・ｆ＝Ｆ₀ ＋ΔＦ ……… (2) ΔＦ＝ｋ・（Ｌ_n ／Ｌ_f ）・（Ｌ_o ／Ｌ_i ）・ｘ ……… (3) 従って、今，前記ソレノイド５８が通電励磁されていな
い状態で、ブレーキペダル５０の踏込みがなく，マスタ
シリンダ５１内の図示されないピストンに係る液圧が大
気圧又はほぼ大気圧（便宜上，“０”又はほぼ“０”と
も記す）であっても、実質的なマスタシリンダ圧Ｐ_M は
前記液圧初期値Ｐ₀ であり、前記バルブ折れ点調整プロ
ポーショナルバルブ４９のピストン５７を図３の上方に
押し上げる力は前記初期押圧力Ｆ₀ であるから、この初
期押圧力Ｆ₀ が前記ピストンリターンスプリング１０６
の付勢力よりも大きいとすると，前記ピストン５７は上
方に押し上げられていて、ボールバルブ５６は，図３の
分割左半部に示すように座面１０８から隙間をあけて離
間している。なお、この状態では，前記バルブ折れ点調
整用ピストン６３がピストン５７を直接押圧するように
設定して、結果的に，前記貫通孔１０５が当該バルブ折
れ点調整用ピストン３６により閉塞され且つホイールシ
リンダ側液室１０４の液圧，即ち後左右輪ホイールシリ
ンダ圧Ｐ_RL，Ｐ_RRは実質的に“０”又はほぼ“０”とな
るのが望ましい。

【００２８】この状態からブレーキペダル５０を徐々に
踏込むと，真のマスタシリンダ圧Ｐ _M が高くなるが、こ
のマスタシリンダ圧Ｐ_M が，後段に詳述する或る所定液
圧Ｐ ₁ となるまでは、前記バルブ折れ点調整用ピストン
６３の押圧力Ｆ及びピストン５７のマスタシリンダ圧受
圧面１０９面積とマスタシリンダ圧Ｐ_M との積で表され
るマスタシリンダ圧押圧力が，前記リターンスプリング
１０６の付勢力及びピストン５７のホイールシリンダ圧
受圧面１１０面積とホイールシリンダ圧Ｐ_RL，Ｐ_RRとの
積で表されるホイールシリンダ圧押圧力を上回って、結
果的にボールバルブ５６が，図３の分割左半部に示すよ
うに座面１０８から隙間をあけて離間しているから、当
該マスタシリンダ圧Ｐ_M は前記貫通孔１０５を通じて，
そのままホイールシリンダ圧Ｐ_RL，Ｐ_RRとして供給され
る。

【００２９】一方、マスタシリンダ圧Ｐ_M が前記或る所
定液圧Ｐ₁ となると、前述のようにピストン５７のホイ
ールシリンダ圧受圧面１１０面積は，マスタシリンダ圧
受圧面１０９面積よりも，前記受圧面積差分だけ大きい
ために、前記リターンスプリング１０６の付勢力及び当
該ピストン５７のホイールシリンダ圧受圧面１１０面積
とホイールシリンダ圧Ｐ_RL，Ｐ_RRとの積で表されるホイ
ールシリンダ圧押圧力が，前記バルブ折れ点調整用ピス
トン６３の押圧力Ｆ及びピストン５７のマスタシリンダ
圧受圧面１０９面積とマスタシリンダ圧Ｐ_M との積で表
されるマスタシリンダ圧押圧力と同等又は前者が後者を
上回って、図３の分割右半部に示すようにボールバルブ
５６が座面１０８に当接して貫通孔１０５が遮断閉塞さ
れ、ホイールシリンダ圧Ｐ_RL，Ｐ_RRは，そのときのマス
タシリンダ圧Ｐ_M と釣り合う。

【００３０】この状態から，マスタシリンダ圧Ｐ_M が前
記或る所定液圧Ｐ₁ を越えて更に増圧すると、ミクロ時
系列的に，一旦，前記バルブ折れ点調整用ピストン６３
の押圧力Ｆ及びマスタシリンダ圧押圧力が，前記リター
ンスプリング１０６の付勢力及びホイールシリンダ圧押
圧力を上回って、ピストン５７が図３の上方に移動され
て，前記ボールバルブ５６が座面１０８から離間して隙
間ができるため、当該マスタシリンダ圧Ｐ_M は少しだけ
ホイールシリンダ圧Ｐ_RL，Ｐ_RRを増圧するが、前記ホイ
ールシリンダ圧受圧面１１０面積とマスタシリンダ圧受
圧面１０９面積との受圧面積差により、再び前記リター
ンスプリング１０６の付勢力及びホイールシリンダ圧押
圧力が，前記バルブ折れ点調整用ピストン６３の押圧力
Ｆ及びマスタシリンダ圧押圧力を上回って、ピストン５
７が図３の下方に移動されて，前記ボールバルブ５６が
座面１０８に当接するため、貫通孔１０５は再び遮断閉
塞されて，ホイールシリンダ圧Ｐ_RL，Ｐ_RRは，そのとき
のマスタシリンダ圧Ｐ_M と釣り合い、以後、マスタシリ
ンダＰ_M の増圧と共に，これを繰り返してホイールシリ
ンダ圧Ｐ_RL，Ｐ_RRは，その増圧傾きを小さくして少しず
つ増圧する。以上より、前記或る所定液圧をバルブ折れ
点として、このバルブ折れ点以上のマスタシリンダ圧Ｐ
_M に対し，ホイールシリンダ圧Ｐ_RL，Ｐ_RRの増圧傾きを
決定するのは、前記ホイールシリンダ圧受圧面１１０面
積とマスタシリンダ圧受圧面１０９面積との受圧面積差
であることが分かる。

【００３１】一方、前記或る所定液圧Ｐ₁ について考察
すると、マスタシリンダ圧Ｐ_M が当該或る所定液圧Ｐ₁
まで増圧したときに初めて，前記バルブ折れ点調整用ピ
ストン６３の押圧力Ｆ及びピストン５７のマスタシリン
ダ圧受圧面１０９面積とマスタシリンダ圧Ｐ_M との積で
表されるマスタシリンダ圧押圧力が，前記リターンスプ
リング１０６の付勢力及びピストン５７のホイールシリ
ンダ圧受圧面１１０面積とホイールシリンダ圧Ｐ_RL，Ｐ
_RRとの積で表されるホイールシリンダ圧押圧力に釣り合
うと考え、更に前記貫通孔１０５の内径，即ち断面積
も，ピストン５７の外径も一定であるとし、一旦，バル
ブ折れ点調整用ピストン６３の存在を無視すると、実質
的にマスタシリンダ圧Ｐ_M を受圧する受圧面積とホイー
ルシリンダ圧Ｐ_RL，Ｐ_RRを受圧する受圧面積とは同等で
あるはずであるから、このときバランスするのは、前記
バルブ折れ点調整用ピストン６３の押圧力Ｆと，リター
ンスプリング１０６の付勢力及び前記受圧面積差にホイ
ールシリンダ圧Ｐ_RL，Ｐ_RRを乗じた押圧力とであると考
えられる。従って、前記或る所定液圧Ｐ₁ は，前記バル
ブ折れ点調整用ピストン６３の押圧力Ｆからリターンス
プリング１０６の付勢力を減じた値を前記受圧面積差で
除した圧力であることが分かる。

【００３２】ところが、前記バルブ折れ点調整用ピスト
ン６３の押圧力Ｆは，前記ソレノイド５８が通電励磁さ
れていない初期押圧力Ｆ₀ よりも通電励磁されている押
圧力Ｆの方が，前記押圧力増加量ΔＦだけ大きいため
に、前記或る所定液圧Ｐ₁ は，当該ソレノイド５８を通
電励磁するか否かで，当該押圧力増加量ΔＦを前記受圧
面積差で除した液圧差ΔＰが生じ、従ってこの液圧差Δ
Ｐの設定は，前記受圧面積差を始め，引張バネ６１のバ
ネ定数ｋ，駆動アーム６０の駆動アーム比（Ｌ_o／
Ｌ_i ），作用アーム６２の作用アーム比（Ｌ_n ／
Ｌ_f ），プランジャ５８ａ及びロッド１１１の移動量
ｘ，即ちソレノイド５８の励磁力等の変数があることが
分かる。

【００３３】一方、前記制動力コントロールユニット３
０は、図４に示すように、前記車速センサ２８で検出さ
れた車速Ｖ_C をディジタル値に変換するＡ／Ｄ変換器８
２と、前記アクセルセンサ４７で検出されたアクセル開
度Ｓ_ACC をディジタル値に変換するＡ／Ｄ変換器８３
と、各Ａ／Ｄ変換器８２，８３の変換出力信号及び前記
自動変速コントロールユニット３４との相互通信機能で
通信されるギヤ比ｉ及び前記ブレーキスイッチ４５のブ
レーキ信号Ｓ_BRK が入力されるマイクロコンピュータ８
４と、このマイクロコンピュータ８４から出力されるソ
レノイド制御アナログ信号Ｓ_ACT を，前記バルブ折れ点
調整プロポーショナルバルブ４９のソレノイド駆動信号
Ｃ_ACT に変換する駆動回路８５とを備えており、この駆
動回路８５から出力されるソレノイド駆動信号Ｃ_ACT に
より，前記バルブ折れ点調整プロポーショナルバルブ４
９のソレノイド５８がＯＮ／ＯＦＦ制御される。

【００３４】ここで、制動力コントロールユニット３０
内のマイクロコンピュータ８４は、少なくとも各種の信
号整合機能を有する入力インタフェース回路８４ａ、Ｄ
／Ａ変換機能を始めとする各種の信号整合機能を有する
出力インタフェース回路８４ｂ、演算処理装置８４ｃ及
び記憶装置８４ｄを備え、前記演算処理装置８４ｃは，
後述する図７の演算処理等に従って、前記ブレーキスイ
ッチ４５からのブレーキ信号Ｓ_BRK がＯＮ状態を示す論
理値“１”のときであって且つアクセルセンサ４７から
のアクセル開度Ｓ_ACC が全閉状態を示すディジタル値０
／８であり、しかも前記車速センサ２８からの車速Ｖ_C
が予め設定された低速走行状態を示す所定車速値Ｖ_C0以
下であり且つ自動変速コントロールユニット３４からの
ギヤ比ｉが“１”速を示すギヤ比ｉ₁ であるときに、論
理値“１”のソレノイド制御信号Ｓ_ACT を駆動回路８５
に出力することで，前記バルブ折れ点調整プロポーショ
ナルバルブ４９のソレノイド５８を通電励磁し、以上の
条件が全て満足されないときには、論理値“０”のソレ
ノイド制御信号Ｓ_ACT を駆動回路８５に出力すること
で，前記バルブ折れ点調整プロポーショナルバルブ４９
のソレノイド５８の通電励磁を解除し、これにより前述
のようにバルブ折れ点調整プロポーショナルバルブ４９
のバルブ折れ点を調整制御して，後左右輪ホイールシリ
ンダ圧Ｐ_RL，Ｐ _RRを制御することにより、当該後左右輪
１０ＲＬ，１０ＲＲの制動力を調整制御する。

【００３５】前記記憶装置８４ｄは、演算処理装置８４
ｃの演算処理に必要な処理プログラムや制御マップを予
め記憶していると共に、演算処理装置８４ｃとの相互通
信機能によって当該演算処理装置８４ｃの処理結果を逐
次記憶し、また記憶されている種々の上方を演算処理装
置８４ｃのバッファ等の逐次記憶装置に伝送する。次
に、前記制動力コントロールユニット３０のマイクロコ
ンピュータ８４で実行される制動力制御の基本原理につ
いて説明する。

【００３６】まず、本実施例のプロポーショナルバルブ
４９は，前述のようにバルブ折れ点に相当するマスタシ
リンダ圧Ｐ_M ，即ち前記或る所定液圧Ｐ₁ を任意に設定
変更可能なのであるが、ここではこのバルブ折れ点に相
当するマスタシリンダ圧Ｐ_Mを任意には設定変更できな
い，従来のプロポーショナルバルブについて考察してみ
る。また、前述のように積載可能重量の大きい車両で採
用されているロードセンシングプロポーショナルバルブ
は，単に前記バルブ折れ点に相当するマスタシリンダ圧
Ｐ_M を後輪荷重の大きさに応じて変化させるものである
ため、その詳細な説明を省略する。このバルブ折れ点に
相当するマスタシリンダ圧Ｐ_M （＝或る所定液圧Ｐ₁ ）
と，マスタシリンダ圧Ｐ_M と等価である前輪ホイールシ
リンダ圧Ｐ_F とにより、前輪ホイールシリンダ圧Ｐ_F と
後輪ホイールシリンダ圧Ｐ_R とは，図５の細い実線ｄで
示すように，バルブ折れ点に相当する或る所定液圧Ｐ₁
までは同等に増圧するが、それよりマスタシリンダ圧Ｐ
_M ，即ち前輪ホイールシリンダ圧Ｐ_F が増圧すると，後
輪ホイールシリンダ圧Ｐ_R は増圧傾きを小さくして増圧
する。従って、当該車両における前輪制動力Ｆ_F と後輪
制動力Ｆ_R との理想制動力配分が，図５の太い一点鎖線
で表れるものであるとし、前輪ホイールシリンダ圧Ｐ_F
による前輪制動力Ｆ_F の出力特性，即ちゲイン特性が図
５の細い実線ｂであり、後輪ホイールシリンダ圧Ｐ_R に
よる後輪制動力Ｆ_R の出力特性，即ちゲイン特性が図５
の細い実線ｃであるとき、図５の細い実線ａで示すよう
に前記バルブ折れ点に相当する通常時制動力折れ点にお
ける前輪制動力Ｆ_F は折れ点前輪制動力Ｆ_F01 となり，
後輪制動力Ｆ_R は折れ点後輪制動力Ｆ_R01 となり、この
通常時制動力折れ点を越えるマスタシリンダ圧Ｐ_M ，即
ち前輪制動力Ｆ_F の増加に対して、後輪制動力Ｆ_R は，
それよりも小さな増加傾きで増加する。ここで、前記前
後輪制動力特性は，前述のように当該路面μをパラメー
タとして考察することができるから、当該路面μにおけ
る制動力の流れは，図５に細い矢印で示すように，まず
通常時制動力折れ点までは前輪制動力Ｆ_F も後輪制動力
Ｆ_R もブレーキペダルの踏込み量，即ちマスタシリンダ
圧Ｐ_M の増圧量に応じて同等又はほぼ同等に増加し、こ
の通常時制動力折れ点を越えてからは前輪制動力Ｆ_F は
ブレーキペダルの踏込み量，即ちマスタシリンダ圧Ｐ_M
の増圧量に応じて同等又はほぼ同等に増加するのに対し
て後輪制動力Ｆ_R はそれよりも小さい増加傾きで増加
し、やがて前記当該路面μパラメータ曲線との交点で通
常時前輪ロック点となって前輪のロックにより前輪制動
力Ｆ_F が飽和するから、後輪制動力Ｆ_R は，前記当該路
面μパラメータ曲線に沿って増加し、やがて当該路面μ
パラメータ曲線と理想制動力配分曲線との交点で後輪ロ
ック点となって後輪がロックする。従って、少なくとも
通常時前輪ロック点で前輪がロックする或いはロック傾
向となっても，後輪ロック点になるまで後輪はロックし
ない或いはロック傾向とならないから、走行安定性は向
上することが分かる。なお、前記後輪ロック点における
後輪ホイールシリンダ圧Ｐ_R は通常時後輪ロックホイー
ルシリンダ圧Ｐ_R0となるから、このとき必要な前輪ホイ
ールシリンダ圧Ｐ_F （マスタシリンダ圧Ｐ_M ）は通常時
前輪ロックホイールシリンダ圧Ｐ_F0となる。また本来
は、車両に応じた前記理想制動力配分曲線があって、こ
れに前後輪制動力特性曲線を近づけるように，前記通常
時制動力折れ点やそれ以後の後輪制動力増加傾きを設定
し、これと各輪の制動力ゲイン特性とから前後輪ホイー
ルシリンダ圧特性曲線を設定し、そのバルブ折れ点や後
輪ホイールシリンダ圧の増加傾きに応じて，前述したプ
ロポーショナルバルブの各変数を設定すべきであること
も理解できよう。

【００３７】一方、アクセルペダルを踏込んでいないと
き，即ち前記アクセルセンサ４７によるアクセル開度Ｓ
_ACC がディジタル値０／８であるときのエンジン回転速
度Ｎ _E とエンジン出力軸トルクとの相関は図６ａのよう
に表れ、具体的にエンジン回転速度Ｎ_E が所定エンジン
回転速度値Ｎ_E0より大きいときは，バックトルクとして
負の出力軸トルクが発生するが、エンジン回転速度Ｎ_E
が当該所定エンジン回転速度値Ｎ_E0以下のときは，正の
出力軸トルクが発生する。

【００３８】また、自動変速機では、制動中のようにア
クセルペダルの踏込みがない状態で車速が減速している
ときには，エンジンブレーキによる制動効果を得るため
にエンジンの回転状態がより低い状態で変速比が小さく
なるようにギヤ比を選定してダウンシフトしてゆくか
ら、これを前記エンジン回転速度−エンジン出力軸トル
ク特性と重ね合わせると、アクセル開度０／８のときの
車速と駆動輪への駆動トルクとの相関は，図６ｂのよう
に表れる。即ち、本実施例の車両では、車速Ｖ_Cが所定
車速値Ｖ_C0より大きいときには，駆動輪である後輪１０
ＲＬ，１０ＲＲに負の駆動トルクが付与されて，所謂エ
ンジンブレーキによる制動効果が得られるが、車速Ｖ_C
が当該所定車速値Ｖ_C0以下で且つ１速が選定されている
ときには，当該駆動輪である後輪１０ＲＬ，１０ＲＲに
正の駆動トルクが付与されることになって，制動力はそ
の分だけ小さくなることが予想される。ここでは、前述
と同様に，このアクセルオフのときの正の駆動トルクを
クリープトルクＴ_D と表し、特に車速Ｖ_C の低下に伴っ
て発生するクリープトルクＴ_D の最大値を最大クリープ
トルクＴ_DMAXと称することにする。

【００３９】ここで、このようなクリープトルクＴ_D が
駆動輪である後輪１０ＲＬ，１０ＲＲに作用すると、後
輪制動力Ｆ_R が当該クリープトルクＴ_D 分だけ小さくな
ることから、前記前後輪制動力特性は，図５に細い二点
鎖線ａ’のように，黒塗りの太い矢印に沿って同図の下
方に移動してしまい、これに伴って後輪制動力ゲイン特
性も，図５に細い二点鎖線ｃ’のように，黒塗りの太い
矢印に沿って同図の下方に移動してしまう。従って、当
然の如く，前記当該路面μパラメータ曲線と前記クリー
プ時前後輪制動力特性曲線との交点であるクリープ時前
輪ロック点Ａで前輪１０ＦＬ，１０ＦＲがロックする或
いはロック傾向となってから，後輪ロック点で後輪１０
ＲＬ，１０ＲＲがロックする或いはロック傾向となるま
でに必要な制動力の増加量が大きくなる。また、当然の
如く，後輪ロック点における後輪ホイールシリンダ圧Ｐ
_R は，図５に示すように前記通常時後輪ロックホイール
シリンダ圧Ｐ_R0より大きいクリープ時後輪ロックホイー
ルシリンダ圧Ｐ_R1となる。ところが、このクリープ時後
輪ロックホイールシリンダ圧Ｐ_R1が前記通常時バルブ折
れ点に相当する前記或る所定液圧Ｐ₁ より大きいとする
と、前記クリープ時後輪ロックホイールシリンダ圧Ｐ_R1
の通常時後輪ロックホイールシリンダ圧Ｐ_R0からの増圧
量を得るためには，マスタシリンダ圧Ｐ_M を大幅に増圧
する必要があると考えられ、実質的に，当該クリープ時
後輪ロックホイールシリンダ圧Ｐ_R1における当該マスタ
シリンダ圧Ｐ_M と等価な前輪ホイールシリンダ圧Ｐ
_F は，図５の黒塗りの矢印に沿って前記通常時前輪ロッ
クホイールシリンダ圧Ｐ_F0よりも遙に大きなクリープ時
Ａ前輪ロックホイールシリンダ圧Ｐ_F01 となり、例えば
氷雪路面等の低μ路面では前輪１０ＦＬ，１０ＦＲが既
にロックする或いはロック傾向であるのに対して，ブレ
ーキペダル５０を少しばかり踏み増ししても後輪１０Ｒ
Ｌ，１０ＲＲの制動力はさほど増加せず、結果的に舵取
り効果が低下しているのに制動距離を短縮することがで
きないことなどが想定される。また、この傾向は、後輪
１０ＲＬ，１０ＲＲのグリップ力が大きい状態，具体的
には氷雪路面で、後輪１０ＲＬ，１０ＲＲにのみスタッ
ドレスタイヤ等のグリップ力の大きいタイヤを装着して
いるとか，後輪１０ＲＬ，１０ＲＲにのみチェーンを装
着しているといった状況で顕著となる。

【００４０】そこで、本発明では，前述のようにクリー
プトルクＴ_D が駆動輪である後輪１０ＲＬ，１０ＲＲに
作用していると考えられる状況下で、前記バルブ折れ点
に相当する所定液圧Ｐ₁ を大きな所定液圧（Ｐ₁ ）に設
定変更し、これにより通常時バルブ折れ点から図５に白
抜きの太い矢印で示すようにクリープ時バルブ折れ点を
上昇させ、前後輪ホイールシリンダ圧特性を，図５の太
い実線ｆのように変更設定できるようにする。なお、本
実施例では，前記バルブ折れ点調整プロポーショナルバ
ルブ４９のピストン５７の受圧面積差が変わらないた
め、当該クリープ時バルブ折れ点以上のマスタシリンダ
圧Ｐ_M 又は前輪ホイールシリンダ圧Ｐ_F に対する後輪ホ
イールシリンダ圧Ｐ_R の増圧傾きは変わらない。従っ
て、これによるクリープ時制動力折れ点の前輪制動力Ｆ
_F は，図５に示すようにクリープ時折れ点前輪制動力Ｆ
_F1まで増加し、またクリープ時制動力折れ点の後輪制動
力Ｆ_Rもクリープ時折れ点後輪制動力Ｆ_R1まで増加する
ために、このクリープ時の前後輪制動力特性は，図５の
太い実線ｅのように制動力折れ点が上昇する。

【００４１】従って、前記当該路面μパラメータ曲線と
この変更設定されたクリープ時前後輪制動力特性曲線と
の交点であるクリープ時前輪ロック点Ｂは，少なくとも
前記クリープ時前輪ロック点Ａより上昇するため、当該
クリープ時前輪ロック点Ｂで前輪１０ＦＬ，１０ＦＲが
ロックする或いはロック傾向となってから，後輪ロック
点で後輪１０ＲＬ，１０ＲＲがロックする或いはロック
傾向となるまでに必要な制動力の増加量は、バルブ折れ
点又は制動力折れ点を変更設定する以前よりも小さくな
ることが想定される。また、後輪ロック点における後輪
ホイールシリンダ圧Ｐ_R が前記クリープ時後輪ロックホ
イールシリンダ圧Ｐ_R1であることは変わらないが、この
クリープ時後輪ロックホイールシリンダ圧Ｐ_R1における
当該マスタシリンダ圧Ｐ_M と等価な前輪ホイールシリン
ダ圧Ｐ_F は，図５の白抜きの太い矢印のように前記クリ
ープ時Ａ前輪ロックホイールシリンダ圧Ｐ_F01 よりも小
さなクリープ時Ｂ前輪ロックホイールシリンダ圧Ｐ_F1と
なるから、例えば前記氷雪路面等の低μ路面で前輪１０
ＦＬ，１０ＦＲが既にロックする或いはロック傾向であ
るのに対して，ブレーキペダル５０を少しばかり踏み増
ししても後輪１０ＲＬ，１０ＲＲの制動力はさほど増加
しないという問題を抑制防止でき、結果的に舵取り効果
と共に制動距離の短縮が可能であろうと想定される。な
お、バルブ折れ点の変更設定量に相当する所定液圧Ｐ₁
の増圧量，即ち前記液圧差ΔＰは、前述のようにバルブ
折れ点調整プロポーショナルバルブ４９の引張バネ６１
のバネ定数ｋ，駆動アーム６０の駆動アーム比（Ｌ_o ／
Ｌ_i ），作用アーム６２の作用アーム比（Ｌ_n ／
Ｌ_f ），プランジャ５８ａ及びロッド１１１の移動量
ｘ，即ちソレノイド５８の励磁力等を変数として適宜選
定することができるが、これは所望する前記クリープ時
Ｂ前輪ロックホイールシリンダ圧Ｐ_F1の大きさやクリー
プトルクＴ_D の大きさ等に応じて設定すべきものであ
り、ここではクリープトルクＴ_D を前記最大クリープト
ルクＴ_DMAXに設定して，前記各変数を設定した。

【００４２】それでは次に、前記発明原理に基づいてク
リープトルクの作用時に前後輪ホイールシリンダ圧特性
を変更設定することで，前後輪制動力特性を設定変更す
るために、前記制動力コントロールユニット３０のマイ
クロコンピュータ８４で実行される演算処理を図７のフ
ローチャートに従って説明する。なお、特に記憶データ
や算出データの授受のためのステップは設けていない
が、この演算処理で算出されるデータは前記記憶装置８
４ｃに随時更新され、当該演算処理の実行開始と共に，
それらの最新データが演算処理装置８４ｃのバッファ等
に伝送されるものとする。また、本実施例では，ブレー
キペダル５０は踏込まれているが，アクセルペダル４６
も踏込まれているような場合は、運転者が何らかの危険
回避操作をしている可能性があるとして，前記前後輪ホ
イールシリンダ圧特性の変更設定制御を行わないことと
した。

【００４３】この演算処理は、例えば前記マイクロコン
ピュータ８４の演算処理装置８４ｃにおいて、例えば５
msec. 程度の所定時間ΔＴ毎にタイマ割込み処理によっ
て実行され、まずステップＳ１で前記ブレーキセンサ４
５からのブレーキ信号Ｓ_BRKを読込む。次にステップＳ
２に移行して、前記ステップＳ１で読込まれたブレーキ
信号Ｓ _BRK が踏込み状態を示す論理値“１”であるか否
かを判定し、当該ブレーキ信号Ｓ_BRK が論理値“１”で
ある場合にはステップＳ３に移行し、そうでない場合に
はステップＳ４に移行する。

【００４４】前記ステップＳ３では、前記アクセルセン
サ４７で検出されたアクセル開度Ｓ _ACC を読込んでから
ステップＳ５に移行する。前記ステップＳ５では、前記
ステップＳ３で読込まれたアクセル開度Ｓ_ACC がディジ
タル値０／８であるか否かを判定し、当該アクセル開度
Ｓ_ACC がディジタル値０／８である場合にはステップＳ
６に移行し、そうでない場合には前記ステップＳ４に移
行する。

【００４５】前記ステップＳ６では、前記車速センサ２
８で検出された車速Ｖ_C を読込んでからステップＳ７に
移行する。前記ステップＳ７では、前記ステップＳ６で
読込まれた車速Ｖ_C が前記所定車速値Ｖ_C0以下であるか
否かを判定し、当該車速Ｖ_C が所定車速値Ｖ_C0以下であ
る場合にはステップＳ８に移行し、そうでない場合には
前記ステップＳ４に移行する。

【００４６】前記ステップＳ８では、自動変速コントロ
ールユニット３４からのギヤ比ｉを読込んでからステッ
プＳ９に移行する。前記ステップＳ９では、前記ステッ
プＳ８で読込まれたギヤ比ｉが前記１速ギヤ比ｉ₁ であ
るか否かを判定し、当該ギヤ比ｉが１速ギヤ比ｉ₁ であ
る場合にはステップＳ１０に移行し、そうでない場合に
は前記ステップＳ４に移行する。

【００４７】そして、前記ステップＳ４では、バルブ折
れ点上昇に相当するソレノイド制御信号Ｓ_ACT を論理値
“０”に設定してからステップＳ１１に移行する。一
方、前記ステップＳ１０では、バルブ折れ点上昇に相当
するソレノイド制御信号Ｓ_ACT を論理値“１”に設定し
てから前記ステップＳ１１に移行する。前記ステップＳ
１１では、前記ステップＳ４又はステップＳ１０で設定
されたソレノイド制御信号Ｓ_ACT を，前記バルブ折れ点
調整プロポーショナルバルブ４９のソレノイド５８に向
けて出力してから、メインプログラムに復帰する。

【００４８】この演算処理によれば、ブレーキ信号Ｓ
_BRK が，ブレーキペダル５０の踏込み状態を示す論理値
“１”であり且つアクセル開度Ｓ_ACC が，アクセルペダ
ル４６の全閉状態を示すディジタル値０／８であるとき
にステップＳ６に移行し、車速Ｖ_C が前記所定車速値Ｖ
_C0以下であり且つギヤ比ｉが１速ギヤ比ｉ₁ であると
き，即ち前記図６ｂでクリープトルクＴ_D が発生する条
件が全て満足されたときにのみ、ステップＳ１０に移行
してソレノイド制御信号Ｓ_ACT が“１”に設定され、次
いでステップＳ１１でこのソレノイド制御信号Ｓ_ACT が
駆動回路８５を経て，バルブ折れ点調整プロポーショナ
ルバルブ４９のソレノイド５８に出力される。従って、
この時点でソレノイド５８のコイル５８ｂが通電励磁さ
れ、前述のようにバルブ折れ点調整用ピストン６３の押
圧力Ｆが押圧力増加量ΔＦだけ大きくなり、その結果，
前記バルブ折れ点に相当する所定液圧Ｐ₁ が前記最大ク
リープトルクＴ_DMAXに応じた液圧差ΔＰだけ大きくな
る。従って、前述のように後輪ロック点におけるクリー
プ時後輪ロックホイールシリンダ圧Ｐ_R1を得るための前
輪ホイールシリンダ圧Ｐ_F ，即ちマスタシリンダ圧Ｐ_M
は、前記クリープ時Ａ前輪ロックホイールシリンダ圧Ｐ
_F01 よりも小さなクリープ時Ｂ前輪ロックホイールシリ
ンダ圧Ｐ_F1となり、しかも前記液圧差ΔＰが，想定され
る最大クリープトルクＴ_DMAXであるために、これよりも
小さなクリープトルクＴ_D に応じて達成されるクリープ
時Ｂ前輪ロックホイールシリンダ圧よりも，本実施例の
クリープ時Ｂ前輪ロックホイールシリンダ圧Ｐ_F1は小さ
な液圧値となるから、当該路面μでの前記クリープ時後
輪ロックホイールシリンダ圧Ｐ_R1が，クリープ時バルブ
折れ点に相当する所定液圧（Ｐ₁ ）を越えている場合に
も、ブレーキペダル５０の比較的小さな踏み増し量でク
リープ時Ｂ前輪ロックホイールシリンダ圧Ｐ_F1となるマ
スタシリンダ圧Ｐ_M を達成でき、従って後輪１０ＲＬ，
１０ＲＲの制動効率，即ち後輪のブレーキの効きが向上
する。

【００４９】従って、本実施例の制動力制御装置によれ
ば、例えば前記氷雪路面等の低μ路面で前輪１０ＦＬ，
１０ＦＲが既にロックする或いはロック傾向となって
も，ブレーキペダル５０を少しばかり踏み増しすれば後
輪１０ＲＬ，１０ＲＲがロックする或いはロック傾向と
なるから、この閾値よりもやや小さい程度のブレーキペ
ダル５０の踏込み量近傍で制動力を制御すれば，最大の
制動効果を得て制動距離を短縮することができ、またこ
れ以下のブレーキペダル５０の踏込み量近傍で制動力を
制御すれば，舵取り効果を損なうことなく制動距離を確
保することができる。

【００５０】以上より本実施例の制動力制御装置のうち
の前記車速センサ２８及び図７の演算処理のステップＳ
６及びステップＳ７が，本発明の制動力制御装置の低速
走行検出手段に相当し、以下同様に，前記自動変速コン
トロールユニット３４及び図７の演算処理のステップＳ
８及びステップＳ９が小変速比検出手段に相当し、前記
図７の演算処理全体及び制動力コントロールユニット３
０が所定流体圧値制御手段に相当し、前記バルブ折れ点
調整プロポーショナルバルブ４９のソレノイド５８が所
定流体圧値調整手段に相当し、前記バルブ折れ点調整プ
ロポーショナルバルブ４９そのものが後輪制動圧調整装
置に相当する。

【００５１】なお、上記実施例においては、クリープト
ルク発生時に増圧側に変更設定されるバルブ折れ点の液
圧差ΔＰを最大クリープトルクＴ_DMAXに応じて一定値と
したが、前記図６ｂのように検出される車速Ｖ_C からク
リープトルクＴ_D の現在値が算出又は推定できるから、
このクリープトルクＴ_D の現在値に応じてバルブ折れ点
の液圧差ΔＰを設定し、このバルブ折れ点の液圧差ΔＰ
が達成できるようにアクチュエータであるソレノイド５
８の制御量を調整出力することも勿論可能であり、具体
的にはアクチュエータであるソレノイド５８の駆動をチ
ョッピング制御して，その制御信号をデューティ比制御
することなどで達成できる。

【００５２】また、上記実施例においては、クリープト
ルクが発生する条件として自動変速機で選定される変速
比が１速である場合を想定したが、車両特性によって
は，例えば２速でもクリープトルクが発生することもあ
り得るから、当該クリープトルク発生条件としての変速
比は，当該車両特性に応じて適宜選定すべきであること
は言うまでもない。

【００５３】また、上記実施例においては、車速Ｖ_C を
変速機の出力軸回転速度を変換して検出したが、この車
速は，例えばアンチスキッド制御装置等で用いられる車
輪速から変換された疑似車速等の真の車体速（或いはそ
れに近い車体速）を用いることも勿論可能である。但
し、自動変速機においては，一般に前記変速機の出力軸
回転速度を変換して得られる車速をもって変速比制御を
行っているため、前記図６ｂのクリープトルク発生車速
と真の車体速との相関に注意する必要がある。

【００５４】また、上記実施例においては、ブレーキペ
ダルが踏込まれ且つアクセルペダルが踏込まれていない
状態でのみ，前記バルブ折れ点に相当する液圧を増圧側
に変更設定することとしたが、本発明の制動力制御装置
では，これらの前提条件は，基本的に必ずしも必要とし
ない。また、上記実施例においては、コントロールユニ
ット３０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、これに限定されるものではなく、関
数発生器、演算回路等の電子回路を組み合わせて構成す
ることもできる。

【００５５】

【発明の効果】以上説明したように、本発明の制動力制
御装置によれば、後輪制動圧調整装置の所定流体圧値を
可変調整制御することにより、クリープトルクが後輪に
付与されたときに，当該後輪がロックするために必要な
マスタシリンダ圧等の流体圧発生装置での流体圧を小さ
くすることができるから、後輪の制動力を高めて車両全
体の制動効果が向上し、従って制動距離を短縮可能であ
ると共に，これよりも小さな制動力では前輪による舵取
り効果を確保することができる。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の制動力制御装置の概要を示す基本構成
図である。

【図２】本発明の制動力制御装置を，その前提である後
輪駆動車両に展開した一実施例を示す概略構成図であ
る。

【図３】図２に示すバルブ折れ点調整プロポーショナル
バルブの一例を示す説明図である。

【図４】図２に示す制動力コントロールユニットの一例
を示すブロック図である。

【図５】図３に示すバルブ折れ点調整プロポーショナル
バルブによる前後輪ホイールシリンダ圧と前後輪制動力
との相関説明図である。

【図６】図２の車両における出力説明図であり、（ａ）
はアクセルオフのエンジン回転速度とエンジン出力軸ト
ルクとの相関説明図，（ｂ）はアクセルオフの車速と駆
動トルクとの相関説明図である。

【図７】図２の制動力コントロールユニットで実行され
る制動力制御のための演算処理のフローチャートであ
る。

【符号の説明】

１０FL，１０FRは前輪（非駆動輪） １０RL，１０RRは後輪（駆動輪） １４は自動変速機 ２０はエンジン ２１はエンジン回転コントロールユニット ２８は車速センサ（低車速検出手段） ３０は制動力コントロールユニット ３４は自動変速コントロールユニット ４２はスロットルセンサ ４４はスロットルバルブ ４５はブレーキセンサ ４６はアクセルペダル ４７はアクセルセンサ ４９はバルブ折れ点調整プロポーショナルバルブ ５０はブレーキペダル ５１はブレーキマスターシリンダ ５２FL〜５２RRはホイールシリンダ ５６はボールバルブ ５７はピストン ５８はソレノイド ６１は引張バネ ６３はバルブ折れ点調整用ピストン ８４はマイクロコンピュータ

フロントページの続き (56)参考文献 特開 平６−32217（ＪＰ，Ａ) 特開 平４−39133（ＪＰ，Ａ) 特開 平５−147521（ＪＰ，Ａ) 特開 昭63−227454（ＪＰ，Ａ) 実開 昭64−21054（ＪＰ，Ｕ) 実開 昭63−58058（ＪＰ，Ｕ) (58)調査した分野(Int.Cl.⁷，ＤＢ名) B60T 8/00 - 8/96

Claims (2)

(57)【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 少なくともアクセルペダルの操作量に応
   じた回転駆動力を出力する機関と、少なくとも車速に応
   じた変速比を設定して当該変速比で前記機関の回転駆動
   力を変換する自動変速機と、前記自動変速機で変換され
   た前記機関の回転駆動力を後輪に伝達する後輪駆動力伝
   達装置とを備えた車両にあって、少なくともブレーキペ
   ダルの操作量に応じた制動用作動流体圧を発生する流体
   圧発生装置と、前記流体圧発生装置で発生した制動用作
   動流体圧が所定の流体圧値以上となったときに，後輪の
   制動力が理想制動力配分より小さくなるように，当該制
   動用作動流体圧を小さく調整して当該後輪の制動用シリ
   ンダに供給する後輪制動圧調整装置とを備えた制動力制
   御装置において、前記後輪制動圧調整装置は、前記所定
   の流体圧値を制御信号に応じて調整可能な所定流体圧値
   調整手段を備え、車両が所定の車速以下で低速走行して
   いることを検出する低速走行検出手段と、前記自動変速
   機で設定された変速比が小さい変速比であることを検出
   する小変速比検出手段と、前記低速走行検出手段で検出
   された低速走行検出値及び前記小変速比検出手段で検出
   された小変速比検出値に応じて，前記所定流体圧値調整
   手段で調整される所定の流体圧値を所定量だけ大きく設
   定する制御信号を出力する所定流体圧値制御手段とを備
   えたことを特徴とする制動力制御装置。
2. 【請求項２】 前記所定流体圧値制御手段で，所定の流
   体圧値を大きく設定する所定量は、クリープトルクに応
   じて設定されることを特徴とする請求項１に記載の制動
   力制御装置。