JP3632983B2 - Brake control device - Google Patents

Description

また、サイドフォースはタイヤの回転方向とは直交する方向に作用して、車両の進行方向を安定化するためのもので、ここでいうサイドフォース係数μｓは式２を満足している。
サイドフォース ＝ μｓ×Ｗ ・・・（２）
【０００３】
図４４は横軸に車輪のスリップ率λ、縦軸に摩擦係数μ及び式２で示されるサイドフォース係数μｓを示す特性図であり、曲線Ａは摩擦係数μ、曲線Ｂはサイドフォース係数μｓを示している。ここで、λｍａｘは摩擦係数μが最大の時のスリップ率であり、一般に車両の制動動作について、スリップ率がλｍａｘより大きい領域は不安定領域、λｍａｘより小さい領域は安定領域となることが知られている。スリップ率λが１．０の時、車輪がロック状態で、この時サイドフォースが全くなくなり、走行上非常に危険な状態となる。そのような危険な状態を未然に防止するためには、車輪ロックの可能性が生じた時、運転者による制動入力とは無関係に、車輪のスリップ率λが適当な範囲内、例えば１５〜２５％程度の範囲内となるように、車両のブレーキトルクを自動的に制御すれば良いことが知られている。
そこで、車両のブレーキトルクを自動的に制御するための装置として、従来より種々のアンチスキッドブレーキ装置が提案されてきた。しかし、そのいずれもが性能、信頼性、経済性等の面から見て未だ十分なものとは言えない。
【０００４】
これら従来のアンチスキッドブレーキ装置では、車輪の加速度、及び負の加速度である減速度を検出し、その車輪の加減速度の大きさによって、車輪ロックの可能性の有無を判断しつつ、ブレーキトルクを制御するように構成している。ところが、車輪の加減速度のみによって制御する方法では、想定されるあらゆる条件下で、車輪のスリップ率が適切な範囲内になるようにブレーキトルクを制御することは困難である。このため、なんらかの方法で車輪のスリップ率を制御因子に加えたものが例えば特公昭５９ー２０５０８号公報に掲載されている。
図４５は、特公昭５９ー２０５０８号公報に掲載された車両におけるスキッド防止方法を用いた油圧制動装置を作動するための信号処理回路及び論理回路を示すブロック構成図である。図において、１は車体速度推定器、２は基準車輪速度設定器、３は車輪速度検出器、４は車輪減速度検出器、５、６は比較器、７はＡＮＤ，ＯＲ論理回路である。
【０００５】
次に動作について説明する。車体速度推定器１で推定した車体速度の電圧信号を基準車輪速度設定器２に送る。この基準車輪速度設定器２では、車体速度電圧信号に対して予め定めたスリップ率λ０になるような車輪速度を設定し、基準車輪速度信号Ｖｗ１を出力する。一方、車輪速度検出器３で車輪速度信号Ｖｗを出力し、比較器５に入力する。比較器５では、車輪速度信号Ｖｗと基準車輪速度信号Ｖｗ１を比較し、車輪速度信号Ｖｗが基準車輪速度信号Ｖｗ１よりも小さい時のみ、出力信号を発生する。この出力信号はＡＮＤ，ＯＲ論理回路７に入力される。また、車輪減速度検出器４で車輪減速度信号Ｄｗを検出し、予め定められている基準車輪減速度信号Ｄｗ１と共に比較器６に入力する。比較器６では、車輪減速度信号Ｄｗと基準車輪減速度信号Ｄｗ１を比較し、車輪減速度信号Ｄｗが基準車輪減速度信号Ｄｗ１よりも小さい時のみ、出力信号を発生する。この出力信号はＡＮＤ，ＯＲ論理回路７に入力される。
ＡＮＤ，ＯＲ論理回路７では比較回路５，６の結果によって、ブレーキトルクの増減のタイミングを示すパルス信号を出力する。
【０００６】
上記装置では、車輪速度信号Ｖｗと基準車輪速度信号Ｖｗ１を比較すると共に、車輪減速度信号Ｄｗと基準車輪減速度信号Ｄｗ１とを比較し、それら各信号の値の大小関係によってブレーキトルクの制御の態様及び制動力の発生時期を決定するように構成しており、ブレーキトルクの制御を自動的に、しかも正確に行なうことができる。
【０００７】
ところが、上記のブレーキ制御装置では、車輪の加減速度と共に車輪のスリップ率をも制御因子に加えているが、ブレーキトルクの増減のタイミングのみを指示しているものである。即ち、車輪速度や車輪減速度が所定の値に達したり、横切ったタイミングで、ブレーキトルクの変化が起こるよう制御されるため、ブレーキトルクが比較的大きな脈動変化する。このため、制動時に不快な車体振動やブレーキペダルへの細かい反動があって、制動フィーリングが悪いという問題点があった。また、制動時に図４４に示す摩擦係数特性曲線Ａ上の不安定領域と安定領域との間を往復するような制御になるため、最大の減速度を長い時間にわたって維持して、制動距離の短縮化を最大限に行なうことができなかった。
さらに、従来の方法では不安定領域だけでの定常的な制動動作は不可能で、直ちに車輪ロックに陥ってしまっていた。不安定領域における定常的な制動動作は、例えば、車両旋回中に後輪側のサイドフォースを小さくして横方向に滑らせて、旋回を効率的に行なうような時に必要となるものである。
【０００８】
また、近年、車両の走行制御システムにおけるセンサの重要性が高まっている。例えば必要とする情報の微分情報を得てそれに積分処理を施すことにより必要な情報を得ることが考えられる。ブレーキ制御装置において、加速度と速度の検出が必要であるが、従来のブレーキ制御用センサでは、加速度を検出するセンサと速度を検出するセンサとが一体ではないため、別途加速度センサまたは速度センサが必要であった。また、加速度を積分して速度を得ようとすると、出力に大きな誤差を含んでしまうという問題点があった。これは加速度センサの出力には通常ドリフトやＤＣオフセット成分があるためである。
【０００９】
【発明が解決しようとする課題】
従来のブレーキ制御装置は以上のように構成されているので、スリップ率λを制動動作の因子に取り入れてはいるが、制動フィーリングが悪く、スリップ率λを自在に制御していないという問題点があった。また、最大の減速度を長い時間にわたって維持して、制動距離の短縮化を最大限に行なうことができなかった。また、サイドフォースを小さくして後輪の横滑りを利用した効率的な旋回動作を安定して行なうことができなかった。
また、加速度と速度を同時に出力できるブレーキ制御用センサはなかった。
【００１０】
この発明は、上記のような問題点を解消するためになされたもので、車輪のブレーキ液圧力を最適に制御し、スリップ率を自在に制御できるブレーキ制御装置を得ることを目的としている。
【００１１】
【課題を解決するための手段】
この発明の第１の構成に係るブレーキ制御装置は、目標スリップ率を設定するスリップ率設定手段、車輪の回転速度を検出する車輪回転速度検出手段、この車輪回転速度検出手段で検出した車輪回転速度と上記目標スリップ率を用いて、実際の車輪のスリップ率と上記目標スリップ率の偏差を演算するスリップ率偏差演算手段、偏差に応じてブレーキトルク指令値を発生するブレーキトルク指令値演算手段、上記ブレーキトルク指令値に応じてブレーキトルクを発生するブレーキトルク発生手段、及び路面の摩擦係数を検出する摩擦係数検出手段を備え、上記ブレーキトルク指令値演算手段は、スリップ率偏差に比例する項とスリップ率偏差に関係しない項との和を演算してブレーキトルク指令値とし、この演算の際に、摩擦係数検出手段で検出した路面摩擦係数に応じて、スリップ率偏差に比例する項の比例係数を可変にしたものである。
【００１４】
また、本発明の第２の構成に係るブレーキ制御装置は、目標スリップ率を設定するスリップ率設定手段、車輪の回転速度を検出する車輪回転速度検出手段、この車輪回転速度検出手段で検出した車輪回転速度と上記目標スリップ率を用いて、実際の車輪のスリップ率と上記目標スリップ率の偏差を演算するスリップ率偏差演算手段、偏差に応じてブレーキトルク指令値を発生するブレーキトルク指令値演算手段、上記ブレーキトルク指令値に応じてブレーキトルクを発生するブレーキトルク発生手段、及び路面の摩擦係数を検出する摩擦係数検出手段を備え、上記ブレーキトルク指令値演算手段は、スリップ率偏差に比例する項とスリップ率偏差に関係しない項との和を演算してブレーキトルク指令値とし、この演算の際に、摩擦係数検出手段で検出した路面摩擦係数に応じて、スリップ率偏差に関係しない項の値を可変にしたものである。
【００１５】
また、本発明の第３の構成に係るブレーキ制御装置は、目標スリップ率を設定するスリップ率設定手段、車輪の回転速度を検出する車輪回転速度検出手段、この車輪回転速度検出手段で検出した車輪回転速度と上記目標スリップ率を用いて、実際の車輪のスリップ率と上記目標スリップ率の偏差を演算するスリップ率偏差演算手段、偏差に応じてブレーキトルク指令値を発生するブレーキトルク指令値演算手段、上記ブレーキトルク指令値に応じてブレーキトルクを発生するブレーキトルク発生手段、及び車輪の回転の加減速度を出力する車輪回転加減速度出力手段を備え、上記ブレーキトルク指令値演算手段は、車輪回転加減速度出力手段で出力した車輪回転加減速度に比例する項と、スリップ率偏差に比例する項と、ブレーキトルクに比例する項との和を演算してブレーキトルク指令値とするように構成したものである。
【００２０】
【作用】
第１の構成におけるブレーキ制御装置では、摩擦係数検出手段で検出した摩擦係数に応じてブレーキトルク指令値のスリップ率偏差に比例する項の比例係数を補正し、種々の路面に対して制動動作の安定化を計る。
【００２４】
また、第２の構成におけるブレーキ制御装置では、摩擦係数検出手段で検出した摩擦係数に応じてブレーキトルク指令値のスリップ率偏差に関係しない項の値を補正し、種々の路面に対して制動動作の安定化を計る。
【００２５】
また、第３の構成におけるブレーキ制御装置では、車輪回転加減速度出力手段で車輪の回転の加減速度を出力し、ブレーキトルク指令値演算手段で、車輪回転加減速度出力手段で出力した車輪回転加減速度に比例する項と、スリップ率偏差に比例する項と、ブレーキトルクに比例する項との和に応じてブレーキトルク指令値を演算してブレーキトルク指令値を補正し、種々の路面に対して制動動作の安定化を計る。
【００３０】
【実施例】
以下、この発明に係る動作理論について説明する。一般に任意のスリップ率に安定に制御できるかどうかは、ある任意の目標スリップ率λ０の周りで線形化した微分方程式を導き、その解が発散するかそれともある定常値になるかを調べることにより判定できる。まず、関連する変数を目標スリップ率λ０からの偏差（△をつけて表す）で表し、それらに関する微分方程式を導く。各変数の偏差は式３で示される。
△λ ＝λ−λ０ …（３．ａ）
△Ｖｗ＝Ｖｗ−Ｖｗ０ …（３．ｂ）
△Ｖ ＝Ｖ−Ｖ０ …（３．ｃ）
△Ｔｂ＝Ｔｂ−Ｔｂ０ …（３．ｄ）
ここで、λ ；実際のスリップ率
λ０ ；目標スリップ率
Ｖｗ ；実際の車輪回転速度
Ｖｗ０；平衡状態での車輪回転速度で時間ｔの関数
Ｖ ；実際の車体速度
Ｖ０ ；平衡状態での車体速度で時間ｔの関数
Ｔｂ ；実際のブレーキトルク
Ｔｂ０；平衡状態でのブレーキトルクで時間ｔの関数
（＝μ（λ０）ｒＷ―ＪｄＶｗ０／ｄｔ）
である。この場合の平衡状態における量は、目標のスリップ率を維持している時の各状態量の平均値と見なされる量である。
【００３１】
車両と車輪の挙動を表すものとして、一輪モデルについての下式が一般によく用いられている。
Ｊｄω／ｄｔ＝μ（λ）ｒＷ−Ｔｂ …（４．ａ）
ｍａ ＝−μ（λ）Ｗ …（４．ｂ）
ここで、ａはＶの時間微分を示し、ｄω／ｄｔはＶｗの時間微分、Ｊは車輪の等価慣性モーメント、μは路面との摩擦係数で、一例として湿ったアスファルト路面での例を示すと、図４４のＡで示される曲線になる。また、Ｗは車輪にかかる重量、ｍは車体の質量である。
また、式１より△λは式５で表される。
【００３２】
【数１】

【００３３】
式５を微分し、式１、式３、式４を用いて、式６が得られる。
Ｖ０（ｔ）×ｄ△λ／ｄｔ ＋ ＫＧ△λ＝△Ｔｂ／Ｊ ・・・（６）
ただし、
Ｋ＝［ｄμ／ｄλ（ｍｒ^２ ／Ｊ＋１−λ０）−μ０］
で、Ｇは重力の加速度である。
式６の特徴は△λの一階微分の係数Ｖ０（ｔ）が時間ｔの関数になっていることと、△λにかかる係数Ｋは定数となっていることである。また、ブレーキトルクＴｂは強制外力と見なせる。微分方程式６で表される△λの挙動を考える。今、Ｖ０（ｔ）を定数Ｖ０とし、△Ｔｂ＝１のステップ関数に対する△λの時間変化の様子を見る。Ｖ０を定数と考えればよく知られた一次遅れの微分方程式になっており（厳密に言えばＶ０が時変であっても、時変係数をもつ一階線形微分方程式であって厳密解の得られることが知られている）、その解は式７で与えられる。
【００３４】
△λ＝（ｒ／Ｊ）×［１−ｅｘｐ｛−ｔ／（Ｖ０／ＫＧ）｝］・・・（７）
これを図示すると、図４６のようになる。図において、横軸は時間ｔ、縦軸は△λを示し、実線はＶ０／ＫＧ＞０，点線はＶ０／ＫＧ＜０の場合である。
Ｖ０／ＫＧ＞０の場合、時間が十分に経てば、一定値ｒ／Ｊに収束するので、λはλ＝λ０＋ｒ／Ｊに収束し、△λは安定であることがわかる。即ち、一次遅れの系では時定数Ｖ０／ＫＧが正の数なら安定であり、負の数であれば不安定になる。この安定、不安定の限界値は図４４で示すようにλ＝λｍａｘである。
【００３５】
ここで、強制外力である制御入力Ｔｂを適当な値に決定すれば、△λを安定にし、任意の目標スリップ率にスリップ率を制御できる。例えば本来不安定であるλｍａｘになるように制御すれば、最小の停止距離を得ることが可能になる。
そこで、ブレーキトルクＴｂをα（負の実数）を用いて、式８のように制御するとする。
△Ｔｂ＝（ＪαＧ／ｒ）△λ ・・・（８）
式８を式６に代入し、△λについて解くことにより、ブレーキトルク△Ｔｂの時間的挙動は、式９で表される。
【００３６】
【数２】

【００３７】
ここで、△λｉは制御を始める時点でのスリップ率のλ０からの偏差を表し、Ｖｉは制御を始める時点での車体の対地速度を示す。また、βはβ＝（Ｋ／α）／μ０で定義され、前述の不安定な領域ではＫ＜０なので、βは必ず正の数となる。
【００３８】
式９を図示すると、図４７のように表される。図において、横軸は時間（ｔ），縦軸は△Ｔｂを示す。また、実線は△λｉ＜０の場合であり、点線は△λｉ＞０の場合である。まず、△λｉ＞０の場合について説明する。△λｉ＝λｉ−λ０＞０であるので、制御を始める時のスリップ率λｉが目標とするスリップ率λ０より大きくなっていることを意味している。即ち、このままではスリップ率は１に達し、車輪はロックする領域である。制御を始める時のスリップ率は目標とするスリップ率より大きいため、大きく負のブレーキトルクを与える。ここで、負のブレーキトルク△Ｔｂというのは目標のスリップ率λ０を与えるブレーキトルクＴｂ０より小さな値のブレーキトルクという意味である。このようにブレーキトルク△Ｔｂを与えることにより、次の時点ではスリップ率は少し目標スリップ率λ０に近づく。従って△λは△λｉよりも少し小さくなり、これに応じて△Ｔｂも少し小さくする。これを繰り返すことにより、△Ｔｂは図４７の点線に示すように時間的に減り、目標のスリップ率λ０に収束させ、制御することができる。
【００３９】
△λｉ＜０の場合も同様に図４７の実線に示すように、最終的には目標のスリップ率λ０に収束させることができる。このように、ブレーキトルクを実際のスリップ率と目標スリップ率との偏差に比例して制御することにより、目標スリップ率に安定して収束させることができるのである。
以下、実際の実施例についてさらに詳しく説明する。
【００４０】
実施例１．
以下、この発明の実施例１を図について説明する。図１はこの発明の実施例１に係るブレーキ制御装置を示すブロック構成図である。図において、１１は目標スリップ率λ０を設定する目標スリップ率設定手段、１２は実際の車輪のスリップ率を演算するスリップ率演算手段、１３は目標スリップ率と演算したスリップ率の偏差を演算するスリップ率偏差演算手段、１４は偏差に応じてブレーキトルク指令値を発生するブレーキトルク指令値演算手段、１５はブレーキトルク指令値に応じてブレーキトルクを発生するブレーキトルク発生手段、１６は車輪の回転速度を検出する車輪回転速度検出手段、１７は車輪及び車体からなる車両である。
【００４１】
車輪回転の周速度を表す車輪回転速度Ｖｗ、車輪の回転軸が路面に対して移動する対地速度である車輪速度Ｖ、車体速度Ｖｂがある。ここでは、車体速度はほぼ車輪速度と同一であるとみなし、Ｖで表すことにする。
目標スリップ率設定手段１１は、目標スリップ率λ０として、ブレーキペダルが踏込まれていない時、λ０＝０に設定し、ブレーキペダルが踏込まれた時、λ０＝０．１５を設定する。
また、車輪回転速度検出手段１６は例えば車輪の軸に装着されており、車輪回転速度に応じてパルスを発生するものや、タコジェネレータのように車輪回転速度に応じた電圧を発生するもので車輪回転速度を検出する。
次にスリップ率演算手段１２の処理について説明する。スリップ率は式１のように表される。この実施例では精度良く計測が困難な車体速度Ｖのかわりに、車輪回転速度Ｖｗを用いて疑似的に車体速度Ｖ’を演算し、式１によってスリップ率を求める。図２は横軸に時間（ｔ）、縦軸に速度を示す特性図で、ｔ０はブレーキペダル踏込み開始の時間、実線Ｖｗは車輪回転速度検出手段１６で検出した車輪回転速度、破線Ｖ’は疑似車体速度である。即ち、車輪回転速度Ｖｗを入力し、車輪の回転減速度Ｄｗ｛車輪回転速度Ｖｗの減少する時間変化率＝−（ｄ／ｄｔ）Ｖｗ｝が所定値Ｄ０、例えば１．１Ｇ（Ｇは重力加速度＝９．８ｍ／ｓ^２ ）を越えた時から車体速度は−１．０Ｇの減速度で減速するものとし、常に車輪回転速度Ｖｗ以上であるという条件を満たすように車体速度Ｖ’を算出すると、図２に破線で示すものとなる。これを式１に代入してスリップ率λを得る。
【００４２】
スリップ率偏差演算手段１３ではスリップ率λと目標スリップ率λ０の偏差△λ＝λ−λ０を演算する。ブレーキトルク指令値演算手段１４では、ブレーキトルク指令値［Ｔｂ］を式１０に従って演算する。式１０によれば、ブレーキトルク指令値［Ｔｂ］はスリップ率偏差に比例する項とスリップ率偏差に関係しない項の和で表されている。
［Ｔｂ］＝（ＪαＧ／ｒ）△λ＋［Ｔｂ０］ ・・・（１０）
式１０において、αは負の実数、［Ｔｂ０］は制御開始時のブレーキトルクのオフセット値である。
目標スリップ率設定手段１１，スリップ率演算手段１２，スリップ率偏差演算手段１３，及びブレーキトルク指令値演算手段１４は、車輪回転速度Ｖｗ，スリップ率λなどを表す各信号をディジタル量で扱うならば、ディジタル式のマイクロコンピュータを中心としたディジタル回路で容易に実現できる。また、これらの各信号をアナログ量で扱う場合、アナログ式の演算回路で容易に実現できる。
【００４３】
ブレーキトルク発生手段１５はブレーキトルク指令値［Ｔｂ］に応じて、車両１７の車輪の回転を減速させる実動ブレーキトルクＴｂを発生させるものである。このブレーキトルク発生手段１５の構成についてさらに詳しく説明する。
図３はブレーキトルク発生手段１５の構成の一例を示すブロック構成図である。図において、２１は［Ｔｂ］→［Ｐｂ］変換テーブル、２２はブレーキ液圧制御信号発生回路、２３はブレーキアクチュエータ、２４はブレーキ液圧導管、２５はブレーキ液圧センサ、２６は車輪に連結するホイールシリンダ、２７はブレーキ液圧制御動作判定手段、２８はブレーキペダル、２９はマスタシリンダ、３０はブレーキペダルセンサである。
【００４４】
ブレーキトルク発生手段１５はブレーキトルク指令値演算手段１４から出力されるブレーキトルク指令値［Ｔｂ］を入力し、［Ｔｂ］→［Ｐｂ］変換テーブル２１で、ブレーキトルク指令値［Ｔｂ］をブレーキ液圧指令値［Ｐｂ］に変換する。この実施例では、例えば、ブレーキトルク指令値［Ｔｂ］とブレーキ液圧指令値［Ｐｂ］とはほぼ比例関係にあるとしている。ブレーキ液圧指令値［Ｐｂ］はブレーキ液圧制御信号発生回路２２に入力され、ブレーキ液圧センサ２５からの出力信号であるブレーキ液圧Ｐｂがブレーキ液圧指令値［Ｐｂ］に追従して一致するように、ブレーキ液圧発生制御手段であるブレーキアクチュエータ２３に制御信号を送出する。この時、ブレーキ液圧制御動作のＯＮ，ＯＦＦ信号をブレーキ液圧制御動作判定手段２７より入力し、ＯＮの時のみブレーキアクチュエータ２３に制御信号を送出する。
【００４５】
ブレーキアクチュエータ２３ではブレーキ液圧制御信号発生回路２２からの制御信号により、車輪の回転を摩擦によって止めるためのブレーキ液圧Ｐｂを発生する。このブレーキアクチュエータ２３の詳しいブロック構成の一例を図４に示す。ポンプ３１により油槽３２から吸上げられた後加圧された制御油は油路３３及び蓄圧器３４を経て電磁コイルより切換制御されるインレットバルブ３５の入口側ポートに送られる。これと共に、インレットバルブ３５の出口側ポートはブレーキ液圧導管２４を介してホイールシリンダ２６に連通している。また、電磁コイルにより切換制御されるアウトレットバルブ３６の入口側ポートはブレーキ液圧導管２４を介してホイールシリンダ２６に連通しており、出口側ポートは油槽３２に連通している。３７は圧力検出型の方向性ダイオードである。
【００４６】
インレットバルブ３５を、図４において右側位置に切換えられた状態に保持すれば、ホイールシリンダ２６はポンプ３１及び蓄圧器３４から遮断され、インレットバルブ３５が左側位置に切換えられた状態に保持すれば、ポンプ３１から送られた制御油は蓄圧器３４、インレットバルブ３５を経てホイールシリンダ２６に送られ、ブレーキ液圧Ｔｂを発生する。また、アウトレットバルブ３６を、図４において左側位置に切換えられた状態に保持すれば、ホイールシリンダ２６はアウトレットバルブ３６を介して油槽３２内に開放され、アウトレットバルブ３６が右側位置に切換えられた状態に保持すれば、ホイールシリンダ２６は油槽３２から遮断される。ブレーキ液圧制御信号発生回路２２からの制御信号により電磁コイルを作動して、インレットバルブ３５及びアウトレットバルブ３６を切換えれば、ホイールシリンダ２６へのブレーキ液圧Ｐｂを制御できる。
【００４７】
ブレーキ液圧制御動作判定手段２７は、車輪回転速度検出手段１６で検出した車輪回転速度Ｖｗとブレーキペダルセンサ３０で検出したブレーキペダル踏込み信号を入力し、車輪の回転減速度Ｄｗ｛車輪回転速度Ｖｗの減少する時間変化率＝−（ｄ／ｄｔ）Ｖｗ｝が所定値Ｄ０、例えば１．１Ｇを越えており、かつブレーキペダル２８の踏込みがあった時、ブレーキ液圧制御動作をＯＮとし、ブレーキペダル２８の踏込みがなくなった時、ブレーキ液圧制御動作をＯＦＦとする判定を行なう。この判定結果はブレーキ液圧制御信号発生回路２２に出力される。マスタシリンダ２９はブレーキペダル２８の踏込み力をブレーキ液圧力に変換するものである。
【００４８】
ここで、ブレーキ液圧導管２４はブレーキアクチュエータ２３で発生した油圧をホイールシリンダ２６に導くものであり、この導管２４はできる限り短いほうが好ましく、実際のブレーキ液圧Ｐｂとブレーキ液圧指令値［Ｐｂ］とがよく追従するように制御される。
【００４９】
ブレーキ液圧制御信号発生回路２２のさらに詳しい動作を以下に示す。ブレーキ液圧偏差△Ｐｂ＝ブレーキ液圧Ｐｂ−ブレーキ液圧指令値［Ｐｂ］を演算し、この演算結果に応じてブレーキアクチュエータ２３にブレーキ液圧増大パルス信号Ｍｂ，ブレーキ液圧保持パルス信号Ｍｈ，ブレーキ液圧減少パルス信号Ｍｌを出力する。例えばブレーキ液圧偏差△Ｐｂを−△Ｐｂ２〜△Ｐｂ１になるように制御する時は、△Ｐｂ＞△Ｐｂ１の時ブレーキ液圧減少パルス信号Ｍｌを出力し、△Ｐｂ＜−△Ｐｂ２の時ブレーキ液圧増大パルス信号Ｍｂを出力し、−△Ｐｂ２≦△Ｐｂ≦△Ｐｂ１の時ブレーキ液圧保持パルス信号Ｍｈを出力する。出力するパルス幅［Ｍｂ］，［Ｍｌ］は式１１で表される。
【００５０】
［Ｍｂ］＝ｋ１△Ｐｂ＋［Ｍｂ０］
［Ｍｌ］＝ｋ２△Ｐｂ＋［Ｍｌ０］ ・・・（１１）
ｋ１，ｋ２ ；比例係数
［Ｍｂ０］，［Ｍｌ０］；パルス幅のオフセットバイアス
【００５１】
この実施例によれば、ブレーキトルク指令値［Ｔｂ］をスリップ率偏差に応じて［Ｔｂ］＝（ＪαＧ／ｒ）（λ−λ０）＋［Ｔｂ０］になるようにし、実際のブレーキトルクをその指令値［Ｔｂ］に追従させることによって、任意のスリップ率に安定に制御できる。
【００５２】
なお、上記実施例において、ブレーキアクチュエータ２３はＯＮ，ＯＦＦによる制御であるがこれに限るものではなく、バルブの開度がリニアに変えられるリニアソレノイドを用いることもできる。また、目標スリップ率は０．１５に限るものではないが、常識的には０．１〜０．２５程度に設定するのが望ましい場合が多い。
【００５３】
実施例２．
図５はこの発明の実施例２に係るブレーキ制御装置を示すブロック構成図である。図において、１８は車体速度検出手段で、例えば櫛形フィルタやドップラ効果を利用して車両１７の車体の対地速度を検出する。また、これらの車体速度検出手段は非常に高価なため、車体の加速度を検出し、この出力を積分することで車体速度を検出しても良い。
【００５４】
実施例１では精度良く計測が困難な車体速度Ｖのかわりに、車輪回転速度Ｖｗを用いて図２に示すように疑似的に車体速度Ｖ’を演算していた。これに対し、この実施例では車体速度検出手段１８を備え、実際の車体速度Ｖを検出する。スリップ率演算手段１２では、車体速度検出手段１８で検出した車体速度Ｖと車輪回転速度検出手段１６で検出した車輪回転速度Ｖｗを用いて式１によってスリップ率を求める。その他の装置の動作は実施例１と同様、ブレーキトルク指令値［Ｔｂ］をスリップ率偏差に応じて［Ｔｂ］＝（ＪαＧ／ｒ）△λ＋［Ｔｂ０］になるようにし、実際のブレーキトルクをその指令値［Ｔｂ］に追従させることによって、任意のスリップ率に安定に制御する。
【００５５】
上記のようにこの実施例では実際の車体速度を検出しているので、実施例１よりも精度良く実際のスリップ率を演算することができ、精度の良い制御ができる。車体の加速度から車体速度を検出する場合でも、図２で説明した疑似車体速度よりは精度の良いものが得られる。
【００５６】
実施例３．
実施例１，２ではスリップ率λと目標スリップ率λ０を共に演算しておき、これらの数値からスリップ率偏差△λ＝λ−λ０を演算している。これに対し、実施例３では実際のスリップ率λを演算するのではなく、目標スリップ率λ０と車輪回転速度Ｖｗから直接スリップ率偏差△λを演算する。
図６はこの発明の実施例３に係るブレーキ制御装置を示すブロック構成図である。このスリップ率偏差演算手段１３は、車輪回転速度検出手段１６で検出した車輪回転速度Ｖｗと、目標スリップ率設定手段１１で設定した目標スリップ率λ０を入力し、実際の車輪のスリップ率と目標スリップ率の偏差を演算し、出力する。
【００５７】
スリップ率偏差演算手段１３における演算の一例について説明する。式５のように表される△λの右辺において、第１項と第２項の大きさを比較すると圧倒的に第１項が大きく、例えば第１項は第２項の５０倍くらいの大きさになる。従って、△λは下式１２で求めても性能的に全く問題はない。
△λ＝（−ｒ／Ｖ０）×Ｖｗ＋１−λ０ ・・・（１２）
例えば平衡状態での車体速度Ｖ０を式１３の演算で近似して車体速度を推定すれば、制御動作の始まりの時刻における車輪回転速度Ｖｗｉで△λを演算することができる。
Ｖ０＝Ｖｗｉ−μ０Ｇｔ ・・・（１３）
ここで、μ０は目標スリップ率λ０に制御できた場合の路面との摩擦係数であり、あらかじめ設定しておく。
【００５８】
従って、スリップ率偏差演算手段１３では式１３の演算を行って車体速度の推定値Ｖ０を求め、この値と目標スリップ率設定手段１１で設定した目標スリップ率λ０と車輪回転速度検出手段１６で検出した車輪回転速度Ｖｗを式１２に代入して△λを演算する。この後の各部装置の動作は実施例１と同様、ブレーキトルク指令値［Ｔｂ］をスリップ率偏差に応じて［Ｔｂ］＝（ＪαＧ／ｒ）△λ＋［Ｔｂ０］になるようにし、実際のブレーキトルクをその指令値［Ｔｂ］に比例させることによって、任意のスリップ率に安定に制御できる。
なお、制御動作の始まりのタイミングはブレーキトルク発生手段１５のブレーキ液圧制御動作判定手段２７で検出でき、これをスリップ率偏差演算手段１３に入力する。
上記のように、この実施例では、直接スリップ率を求めるのではなく、スリップ率偏差演算手段１３で、車輪回転速度Ｖｗ，車体速度Ｖ０の推定値，目標スキップ率λ０からスリップ率偏差を演算しているので、高価な車体速度検出手段を必要とせず安価なブレーキ制御装置が得られる効果がある。
【００５９】
もちろん実施例２に示したように車体速度検出手段１８を設けて、制御動作の始まりの時刻における車体速度Ｖｉを検出し、式１３のＶｗｉの代わりに用いれば、さらに精度のよいブレーキ制御装置が得られる効果があることは言うまでもない。
【００６０】
実施例４．
図７はこの発明の実施例４に係るブレーキ制御装置を示すブロック構成図である。図において、１９は車体速度比較手段で、検出した車体速度または推定した車体速度と予め設定した車体速度Ｖｅを比較する。２０は第２ブレーキ制御手段で、車輪回転速度の加減速度に応じてブレーキ油圧を電気的に制御する。実施例４は実施例２のブレーキ制御装置を第１ブレーキ制御装置とし、この構成に車体速度比較手段１９と、第１ブレーキ制御装置とは異なるブレーキ制御アルゴリズムを用いる第２ブレーキ制御手段２０を設けたものを示している。第２ブレーキ制御装置２０は、例えば、従来装置で説明したような、車輪回転速度の加減速度に応じてブレーキ油圧を電気的に制御を行なうものである。
【００６１】
次にこの実施例の動作について説明する。車体速度検出手段１８で検出した車体速度Ｖがあらかじめ設定している車体速度Ｖｅよりも大きいかどうかを車体速度比較手段１９で比較する。この結果、車体速度Ｖが設定車体速度Ｖｅよりも大きい時、実施例２と同様の制御動作によって車体速度Ｖと車輪回転速度Ｖｗによってスリップ率を演算し、スリップ率偏差λ−λ０を演算し、ブレーキトルク指令値［Ｔｂ］を演算してブレーキを制御する。
車体速度比較手段１９による比較の結果、車体速度Ｖが設定車体速度Ｖｅよりも小さい時は、第２ブレーキ制御装置２０により車輪回転速度Ｖｗだけを用いた制御を行なう。
【００６２】
車体速度比較手段１９は例えばマイクロプロセッサによって実現が容易であり、ＲＯＭにあらかじめ設定車体速度Ｖｅを記憶させておけばよい。設定車体速度Ｖｅは例えば１０ｋｍ／ｈを設定している。
一般に、車体速度検出手段１８は精度よく車体速度Ｖを検出するのはたいへんに困難で、実際に検出した値が小さければ小さいほどその相対誤差は大きくなる。車体速度検出手段１８が、例えばフルスケールで１００ｋｍ／ｈで１０％（１０ｋｍ／ｈ）の誤差を持つとする。検出値がフルスケールの時その１０％の誤差を持ち得るので、検出値が１０ｋｍ／ｈである時、その持ち得る誤差は１０ｋｍ／ｈとなる。即ち、検出速度の１００％ということになる。車体速度検出手段１８はこのようにフルスケールに対して誤差が規定されるため、検出値が小さくなればその値が持ち得る誤差は大きくなる。
従ってこの実施例では、車体速度が１０ｋｍ／ｈ程度の小さな値になり、大きな誤差を持つと考えられる場合、第２ブレーキ制御手段２０で車輪回転速度のみを用いた制御を行なえば、車体速度が持つ誤差の影響を除去することができ、精度の良いブレーキ制御装置が得られる。
【００６３】
なお、上記実施例では設定車体速度Ｖｅを１０ｋｍ／ｈとしたが、これに限るものではなく、車体速度検出手段１８の誤差の影響にを防止することを考慮して、任意に設定すれば良い。
また、第２ブレーキ制御装置２０は、車輪回転速度のみを用いた制御を行なうものとしたが、これに限るものではなく、車体速度検出手段１８の検出値を用いずに制御するものなら、どのようなものでも良い。
また、この実施例では実施例２で示したブレーキ制御装置に車体速度比較手段１９と第２ブレーキ制御手段２０を設けたものを示したが、実施例１のように車体速度の推定値Ｖ’を用いて制御するものにおいて、車体速度の推定値Ｖ’を得た時に設定車体速度Ｖｅと比較し、車体速度の推定値Ｖ’が設定車体速度Ｖｅよりも小さい場合は、車体速度の推定値Ｖ’を用いずに制御する第２ブレーキ制御手段で制御するようにすれば良い。
【００６４】
実施例５．
図８はこの発明の実施例５に係るブレーキトルク指令値演算手段の処理の流れを示すフローチャートである。このブレーキトルク指令値演算手段は実施例１〜実施例４のいずれにも適用できる。
ＳＴ１ではスリップ率偏差演算手段１３から△λ（＝λ−λ０）を入力する。次にＳＴ２でスリップ率偏差△λにフィルタ演算を施して△λ＊ を演算する。このフィルタ演算はスリップ率偏差に対して高周波で減衰の大きなものが望ましい。
【００６５】
次にフィルタ演算について説明する。いま、時刻ｎにおけるスリップ率偏差の演算値を△λ（ｎ）とし、その次の時刻ｎ＋１でのスリップ率偏差の演算値を△λ（ｎ＋１）とした時、式１４で表されるフィルタ演算処理を考える。式１４において、Ｃは０＜Ｃ＜１の定数で、右辺の△λ（ｎ＋１）は実際のスリップ率偏差、左辺の△λ（ｎ＋１）＊ はフィルタ演算処理の結果演算されるスリップ率偏差の値を表している。
【００６６】
△λ（ｎ＋１）＊ ＝Ｃ×△λ（ｎ）＊ ＋（１−Ｃ）×△λ（ｎ＋１）・・・（１４）
【００６７】
このようなフィルタ演算処理を施せば、フィルタ処理結果が一次遅れの結果になり、即ち入力の周波数が高い場合は出力が減衰し、低い場合は入力が出力にそのまま出ることになる。そのカットオフ周波数はＣの値とサンプリングの周期、一般には制御周期によって任意の値に設定することができる。Ｃが０に近くなるほどカットオフ周波数が大きくなり、Ｃが１に近くなるほどカットオフ周波数は小さくなる。もし、Ｃ＝０とすれば、△λ（ｎ）＊ ＝△λ（ｎ）となりフィルタ出力は入力に等しくなり、カットオフ周波数＝∞になる。
【００６８】
この後、ＳＴ３でスリップ偏差△λ＊ に応じてブレーキトルク指令値［Ｔｂ］を演算し、ＳＴ４でブレーキトルク指令値［Ｔｂ］をブレーキトルク発生手段１５に出力する。
【００６９】
車輪回転速度や車体速度を検出する際に、ノイズやブレーキトルク発生手段１５の出力に加わる外乱、例えばエンジンブレーキや車軸を伝わってくる他の車輪からのブレーキトルクが影響を及ぼし、正確に検出できないこともある。外乱として、車輪回転速度や車体速度の検出に入ってくるノイズを△Ｎｄとし、エンジンブレーキや車軸を伝わってくる他の車輪からのブレーキトルクを△Ｔｄとし、式８を表すと、式１５のようになる。
△Ｔｂ＝Ｊ／ｒ｛αＧ（△λ＋△Ｎｄ）＋△Ｔｄ｝ ・・・（１５）
【００７０】
式１５から、スリップ率を任意の目標値になるように安定に制御し、かつブレーキトルク外乱△Ｔｄの影響を防止するためには、αを十分大きくしなければならない。一方、検出ノイズ△Ｎｄの影響を防止するためには、αを十分小さくしなければならない。そこで、式８におけるαに△λのフィルタ処理により導入される周波数特性が入るものとして考えると、この矛盾を解決できるものである。即ち、ノイズ△Ｎｄが存在する周波数領域は比較的高いのに対し、スリップ率の目標値やブレーキトルク外乱△Ｔｄの存在する周波数領域は比較的低い。このため、上記に述べたようなフィルタ処理を行なえば、低い周波数領域では△λ＊ ＝△λとなり、αとしては実効的に大きな値になる。また、高い周波数領域では△λ＊ →０となるので、αとしては実効的に小さな値になる。
この時、その境界を示す周波数はカットオフ周波数によって任意に設定でき、式１４における定数Ｃの設定によってカットオフ周波数を任意に変えることができる。
【００７１】
このように、この実施例によれば、スリップ率演算にフィルタ処理を施すことにより、ノイズの影響を低減でき、さらにブレーキトルク外乱の影響も低減でき、より安定して任意の目標値にスリップ率を制御できるブレーキ制御装置が得られる。
【００７２】
なお、フィルタ演算はここで示したものに限るものではなく、ＦＩＲフィルタやＩＩＲフィルタを用いても、任意の周波数特性を持つフィルタを構成することが可能である。
また、上記実施例ではブレーキトルク指令値演算手段１４でスリップ率偏差にフィルタ処理を施しているが、スリップ率偏差演算手段１３で行なっても良い。また、独立にフィルタ処理を施すフィルタ処理手段を、スリップ率偏差演算手段１３とブレーキトルク指令値演算手段１４の間に設け、スリップ率偏差演算手段１３から出力されるスリップ率偏差を入力してフィルタ演算処理し、新たなスリップ率偏差としてブレーキトルク指令値演算手段１４に出力するように構成してもよい。
【００７３】
実施例６．
図９はこの発明の実施例６に係るブレーキ制御装置を示すブロック構成図である。図において、４０は路面の摩擦係数μを検出する摩擦係数検出手段である。他の各部において、実施例１と同一符号は同一、または相当部分を示す。また、図１０は摩擦係数検出手段４０の一例を示す構成図である。図において、４１は超音波発生器、４２は路面１００に向けて超音波を送信する送信器、４３は路面１００から乱反射されてくる超音波を受信する受信器、４４は受信した信号を増幅する増幅回路、４５はＡＭ検波回路、４６はローパスフィルタ回路である。
【００７４】
次にこの実施例の動作について説明する。超音波発生器４１で発生した超音波を走行中の路面１００に対して送信器４２から送信する。この超音波は路面１００で乱反射され、この乱反射波は受信器４３で受信される。増幅回路４４，ＡＭ検波回路４５，及びローパスフィルタ回路４６により乱反射波の信号強度を検出する。この信号強度から路面の粗さがわかる。路面の粗さと摩擦係数μとは強い相関があり、例えば、図１１に示すように関係付けることができる。図１１において、横軸は車速Ｖ（Ｋｍ／ｈ）、縦軸は反射信号強度（ｄＢ）を示し、領域Ａは低摩擦係数の路面、領域Ｂは中摩擦係数の路面、領域Ｃは高摩擦係数の路面を表している。
【００７５】
図１２は摩擦係数μに対するスリップ率偏差のフィードバックゲインの一例を示すグラフである。領域Ａ，Ｂ，Ｃは図１１に対応するものである。このような関係に基づいて得られたフィードバックゲインを式１０におけるαとして、ブレーキトルク指令値［Ｔｂ］を演算する。この後の動作は実施例１と同様である。
【００７６】
このように、スリップ率偏差に応じてブレーキトルク指令値［Ｔｂ］を演算する際、摩擦係数検出手段４０によって検出した摩擦係数μが大きい時にはフィードバックゲインαの絶対値を大きく設定し、小さい時にはフィードバックゲインαの絶対値を小さく設定する。これにより、目標スリップ率へのサーボ制御性能が向上し、種々の路面に対して制御動作が安定化し、ブレーキ液圧の変動巾が小さくなる。従って、広い範囲の路面条件において、減速動作が滑らかでフィーリングの良いものとなり、制動動作が短縮化される。
【００７７】
実施例７．
実施例１では、ブレーキトルク指令値演算手段１４において、ブレーキトルク指令値［Ｔｂ］を式１０に基いて演算している。図１３は横軸にスリップ率λ，縦軸にブレーキトルクＴｂを示す特性図である。図において、λ０は目標スリップ率、Ｔｂ０は制御動作開始時のブレーキトルクのオフセット値である。また、曲線Ｄ，曲線Ｅは異なる摩擦係数を持つ路面１，路面２におけるμ（λ）ｒＷを示している。また、直線Ｆはこの特性図上での制御動作点を示すもの（Ｔｂ動作線）である。この特性図上で制御動作について説明すると下記のようになる。
ブレーキトルクのオフセット値Ｔｂ０が実際の路面における摩擦係数に相当するブレーキトルクより小さい時、制御の平衡点は、目標スリップ率λ０より小さいλ２近傍になってしまう。また、逆にブレーキトルクのオフセット値Ｔｂ０が実際の路面における摩擦係数に相当するブレーキトルクより大きい時、制御の平衡点は、目標スリップ率λ０より大きいλ１近傍になってしまう。このずれはフィードバックゲインαが大きいほど小さくなるが（Ｔｂ動作線の傾きがαに比例する）、このフィードバックゲインαを大きくすると、制御系の遅れにより、不安定になり、スリップ率λが目標スリップ率λ０近傍で振動してしまうことがある。
【００７８】
実施例６では、スリップ率偏差に応じてブレーキトルク指令値［Ｔｂ］を演算する際、摩擦係数検出手段４０によって検出した摩擦係数μに応じてフィードバックゲインαを設定している。これに対し、この実施例では、摩擦係数検出手段４０によって検出した摩擦係数μに応じて、制御動作開始時のブレーキトルクのオフセット値［Ｔｂ０］を設定する。この設定したオフセット値［Ｔｂ０］を用いて式１０に基づき、ブレーキトルク指令値［Ｔｂ］を演算する。この実施例の場合は、フィードバックゲインαの値を例えば―１００として固定している。
【００７９】
図１４は摩擦係数μに対する制御動作開始時のブレーキトルクのオフセット値［Ｔｂ０］の一例を示すグラフである。領域Ａ，Ｂ，Ｃは図１１に対応するものである。このような関係に基づいて得られたオフセット値を式１０における［Ｔｂ０］として、ブレーキトルク指令値［Ｔｂ］を演算する。このあとの動作は実施例１と同様である。
【００８０】
このように、スリップ率偏差に応じてブレーキトルク指令値［Ｔｂ］を演算する際、摩擦係数検出手段４０によって検出した摩擦係数μが大きい時にはオフセット値を大きく設定し、小さい時にはオフセット値を小さく設定する。これにより、目標スリップ率へのサーボ制御性能が向上し、種々の路面に対して制御動作が安定化し、ブレーキ液圧の変動巾が小さくなる。従って、広い範囲の路面条件において、減速動作が滑らかでフィーリングの良いものとなり、制動動作が短縮化される。
【００８１】
実施例８．
実施例１に対して、この実施例ではブレーキトルク指令値演算手段１４において、スリップ率偏差△λからブレーキトルク指令値［Ｔｂ］を計算する式をＰＩＤ制御にする。即ち、式１６に基いてブレーキトルク指令値［Ｔｂ］を演算している。
［Ｔｂ］＝［Ｔｂ０］＋（ＪαＧ／ｒ）△λ＋βΣ△λ＋γｄ△λ／ｄｔ・・・（１６）
β：積分ゲイン
γ：微分ゲイン
【００８２】
式１６を用いることにより、積分項の働きによって、スリップ率の平衡点のずれをなくすことができ、かつ微分項の働きによって、目標スリップ率への応答性を速めることができる。
【００８３】
実施例９．
図１５は、この発明の実施例９によるブレーキ制御装置を示すブロック構成図である。図において、５２は車輪回転加減速度出力手段で、以下、ｄＶｗ／ｄｔ演算手段と記す。実施例７，８では摩擦係数検出手段４０で実際の摩擦係数を計測して制御しているのであるが、この実施例は摩擦係数を計測せずに制御を行なう。
式１を微分して式４を代入すれば、式１７が得られる。

今、ｄλ／ｄｔ＝α（λ―λ０）という系を考え、これを解くと、式１８になる。
【００８４】
【数３】

【００８５】
式１８はλ（ｔ）はスリップ率の初期値λ（０）から目標スリップ率λ０に時定数１／（―α）（秒）で収束することを意味している。
つまり、式１７の左辺をｄλ／ｄｔ＝α（λ―λ０）と置き換えてＴｂを求める演算式とし、演算されたＴｂを指令値［Ｔｂ］として制御すれば、この制御装置は目標スリップ率λ０に制御できる。
【００８６】
即ち、式１９で演算される［ Ｔｂ ］に制御すれば良い。

式１９における第２項は他の項に比較して十分に小さいので、無視することができる。第２項を無視した上式１９に式４．ａを適用し、μ（λ）ｒＷの項を消去すれば、式２０が得られる。

式２０は、車輪回転加減速度ｄＶｗ／ｄｔと車輪慣性モーメントＪの積、前回の制御周期におけるブレーキトルク指令値 ［ Ｔｂ ］（ｎ−１）、及びスリップ率偏差λ―λ０に応じて今回の制御周期のブレーキトルク指令値［ Ｔｂ ］（ｎ）を演算する式である。ここでいう制御周期は、ブレーキ制御装置においてブレーキトルク指令値を更新して発生する周期のことである。
【００８７】
図１６はこの実施例に係るブレーキトルク演算手段１４の処理を示すフローチャートである。ＳＴ６でスリップ率偏差演算手段１３からスリップ率偏差λ―λ０を入力する。次にＳＴ７でｄＶｗ／ｄｔ演算手段５２からｄＶｗ／ｄｔを入力する。これらの演算値と、前回の制御周期におけるブレーキトルク指令値［ Ｔｂ ］（ｎ―１）を式１９に代入して今回のブレーキトルク指令値［ Ｔｂ ］（ｎ）を演算するこの演算値をブレーキトルク発生手段１５に出力すると共に、今回のブレーキトルク指令値を記憶しておく。この今回のブレーキトルク指令値は、次回の制御周期における演算に用いる。
【００８８】
このように、ある制御周期におけるブレーキトルクの指令値を、前回の制御周期におけるブレーキトルクの指令値を用いて演算しているので、例えば非凍結路面から凍結路面に変化した場合のように、路面摩擦係数μが急変した場合、逐次、路面反力トルクに相当する項Ｊ（ｄＶｗ／ｄｔ）／ｒ＋ ［ Ｔｂ ］ （ｎ−１）が演算されるので、目標スリップ率と実際に制御された平衡状態でのスリップ率との差を小さくできる。
また、ある制御周期におけるブレーキトルクの指令値を演算する際、前回の制御周期におけるブレーキトルクの指令値を用いる代わりにブレーキ液圧センサやブレーキトルクセンサで検出した、ブレーキトルクに相当する値を用いて、式２０の［ Ｔｂ ］（ｎ−１）に代入しても良い。
【００８９】
実施例１０．
一般に、ブレーキの制御では車輪と路面との摩擦係数の最大値が得られるスリップ率に制御するのが望ましい。このため、車輪と路面との摩擦係数を検出することが必要になる。この実施例は、車輪と路面との摩擦係数μが最大になる時期を検出する最大摩擦係数検出手段を備えたものである。
図１７はこの発明の実施例１０に係るブレーキ制御装置を示すブロック構成図である。図において、５０は目標スリップ率設定手段、５１はブレーキ液圧検出手段、５２はｄＶｗ／ｄｔ演算手段、５３は最大摩擦係数検出手段であり、ブレーキ液圧と車輪の回転の加減速度から、車輪と路面との摩擦係数が最大になる時期を検出する。
【００９０】
ｒω＝Ｖｗなので、式４を変形すると、式２１のようになる。
Ｊ（ｄＶｗ／ｄｔ）／ｒ ＋ Ｔｂ ＝ μ（λ）ｒＷ ・・（２１）
この式２１から明らかなように、車輪の回転の加減速度ｄＶｗ／ｄｔとブレーキトルクＴｂを計測すれば、車輪と路面との摩擦係数μを検出できる。しかし、ブレーキトルクＴｂの検出用にブレーキトルク計測器は市販されているが、非常に高価であり、車両上で用いられるものではない。そこで、ブレーキトルクＴｂがブレーキ液圧力Ｐｂと比例関係にあることを利用し、この実施例では車輪の回転の加減速度ｄＶｗ／ｄｔとブレーキ液圧力Ｐｂを計測し、その和を演算して車輪と路面との摩擦係数μの増減状態を検出している。
【００９１】
ブレーキトルク発生手段１５は詳しくは図３と同様の構成で、ブレーキトルク指令値［Ｔｂ］からの変換値であるブレーキ液圧指令値［Ｐｂ］に追従するようにブレーキ液圧を発生する。ブレーキ液圧検出手段５１は、ドライバがブレーキペダルを操作することにより、ブレーキトルク発生手段１５のマスタシリンダ２９で発生したブレーキ液圧Ｐｂを検出する。これと同時に、ｄＶｗ／ｄｔ演算手段５２は車輪回転速度検出手段１６で検出した車輪回転速度Ｖｗを入力し、その車輪回転の加減速度である時間変化率ｄＶｗ／ｄｔを演算する。
最大摩擦係数検出手段５３では、このブレーキ液圧Ｐｂと車輪回転速度の時間変化率ｄＶｗ／ｄｔを入力し、式２１における左辺を演算する。さらに、式２１の右辺は車輪と路面との摩擦係数μ（λ）と、車輪有効半径ｒ（一定）と、車輪と路面間の垂直荷重Ｗとの積であるが、ｒＷは制動動作中はほぼ一定であることから、左辺の時間的な変動をみて、最大値が得られる時が、最大摩擦係数の発生時期となる。
【００９２】
路面との摩擦係数μが最大になる時期の検出は、具体的には、所定時間を制御周期とし、例えば２０ｍｓの制御周期毎に式２１の左辺を演算し、前回の制御周期時の演算値と比較すれば、検出できる。
但し、車輪回転速度Ｖｗ＞０の範囲で式２０の左辺が最大になる時期を探索しなければならない。この範囲内で検出できない場合は、Ｖｗの時間変化率ｄＶｗ／ｄｔ＝−１Ｇ（Ｇは重力加速度）になった時点で、これを代替する。
【００９３】
目標スリップ率設定手段５０では、最大摩擦係数検出手段５３で摩擦係数が最大になる時期の検出信号を入力する。さらに、この時のスリップ率λをスリップ率演算手段１２より入力し、目標スリップ率λ０に設定する。ただし、その設定の範囲は０．０５〜０．５の範囲に限定するのが望ましい。
実施例１では目標スリップ率λ０を予め０．１５程度で固定して設定したが、この実施例では車輪と路面との摩擦係数の最大値が得られるスリップ率に制御できる。
【００９４】
実施例１１．
この実施例は実施例１０におけるブレーキ液圧検出手段５１で検出されるブレーキ液圧に対し、フィルタ演算を行うブレーキ液圧フィルタ処理手段を備えたものである。図１８は実施例１１に係るブレーキ液圧フィルタ処理手段の処理の流れを示すフローチャートである。
ＳＴ１０ではブレーキ液圧検出手段５１からＰｂを入力する。次にＳＴ１１でブレーキＰｂにフィルタ演算を施してＰｂ＊ を演算する。
【００９５】
次にフィルタ演算について説明する。いま、時刻ｎにおけるブレーキ液圧の演算値をＰｂ（ｎ）とし、その次の時刻ｎ＋１でのブレーキ液圧の演算値をＰｂ（ｎ＋１）とした時、式２２で表されるフィルタ演算処理を考える。式２２において、Ｃは０＜Ｃ＜１の定数で、右辺のＰｂ（ｎ＋１）は実際のブレーキ液圧、左辺のＰｂ（ｎ＋１）＊ はフィルタ演算処理の結果演算されるブレーキ液圧の値を表している。
【００９６】
Ｐｂ（ｎ＋１）＊ ＝Ｃ×Ｐｂ（ｎ）＊ ＋（１−Ｃ）×Ｐｂ（ｎ＋１）・・・（２２）
【００９７】
このようなフィルタ演算処理を施せば、フィルタ処理結果が一次遅れの結果になる。一般に、ブレーキトルクＴｂ（ｎ）はブレーキ液圧Ｐｂ（ｎ）の一次遅れに近い特性であることが知られている。これはブレーキ液圧を瞬時に上げても実際のブレーキトルクは必ずしもすぐには立ち上がらず、遅れてゆっくりと立ち上がることから明らかである。
従ってフィルタ中のＣを適当に設定することにより、Ｐｂ（ｎ）＊ はブレーキトルクＴｂ（ｎ）を正確に与えることになる。このため、ＳＴ１２では、フィルタ処理したＰｂ（ｎ）＊ を最大摩擦係数検出手段５３に出力してこの値を用いれば、実施例１０のフィルタ処理を行なわない場合に比べ、さらに精度よく路面の摩擦係数が最大になる時期を検出でき、ブレーキ制御の信頼性を向上することができる。
【００９８】
なお、フィルタ演算はここで示したものに限るものではなく、ＦＩＲフィルタやＩＩＲフィルタを用いても、任意の周波数特性を持つフィルタを構成することが可能である。
また、独立にフィルタ処理を施すフィルタ処理手段を、ブレーキ液圧検出手段５１と最大摩擦係数検出手段５３の間に設け、ブレーキ液圧検出手段５１から出力されるブレーキ液圧を入力してフィルタ演算処理し、新たなブレーキ液圧として最大摩擦係数検出手段５３に出力するように構成したが、これに限るものではない。
例えば、ブレーキ液圧検出手段５１でフィルタ処理を施してもよく、最大摩擦係数検出手段５３で行なっても良い。
【００９９】
実施例１２．
図１９はこの発明の実施例１２に係るブレーキ制御装置を示すブロック構成図である。図において、実施例１と同一符号は同一、または相当部分を示す。さらに、５５は電流指令値演算手段で、ブレーキトルク指令値［Ｔｂ］から、リニア制御バルブ５６の電磁ソレノイドに供給する電気信号、例えば電流指令値を演算する。リニア制御バルブ５６は、電流指令値に応じたブレーキ液圧を発生する。５７はリニア制御バルブ５６を駆動する電磁ソレノイド、５８はブレーキ液圧の導通の切換えバルブ、５９はブレーキ液圧導管で、マスタシリンダ２９からのブレーキ液圧を切換えバルブ５８に導く。マスタシリンダ２９は、ブレーキペダル２８の操作によってブレーキ液圧を発生するものである。６０はブレーキ液圧によって作動するホイールシリンダ、６１は切換えバルブ５８の出力となるブレーキ液圧をホイールシリンダ６０に導く導管、６２は車輪である。
【０１００】
また、図２０は実施例１２に係るリニア制御バルブ５６の特性の一例を示す図である。横軸に電磁ソレノイドへの平均供給電流の平均値（Ａ）、縦軸に出力ブレーキ液圧（ｋｇ／ｃｍ^２ ）を示す。電流をパルス幅変調制御（以下、ＰＷＭと記す）で制御して供給する場合は、ＯＮ時間のデューティ比が平均値となる。
【０１０１】
電流指令値演算手段５５は、ブレーキトルク指令値演算手段１４からブレーキトルク指令値［Ｔｂ］を入力する。このブレーキトルク指令値［Ｔｂ］から、リニア制御バルブ５６の電磁ソレノイド５７に供給する電流指令値を演算し、リニア制御バルブ５６に出力する。この時、電流をＰＷＭで制御して供給する。次に、リニア制御バルブ５６は、図２０に示すように、電流指令値に応じたブレーキ液圧を発生する。
これと同時に、運転者がブレーキペダル２８を操作して、マスタシリンダ２９を介してブレーキ液圧が発生したとする。切換えバルブ５８では、リニア制御バルブ５６から発生するブレーキ液圧と、マスタシリンダ２９から発生するブレーキ液圧との圧力差に応じて、ブレーキ導管６１へのブレーキ液圧をこの２つのブレーキ液圧の高いほうに切りかえる。そして、この高いほうのブレーキ液圧が導管６１を介してホイールシリンダ６０に導かれ、車輪６２を制動する。
【０１０２】
このように構成すれば、ホイールシリンダ６０に印加されるブレーキ液圧を検出しなくても、リニア制御バルブ５６に供給する電流値によって、ブレーキトルク指令値［Ｔｂ］に相当するブレーキ液圧を自由に操作することができる。図２１はＰＷＭ制御で電流を供給したリニア制御バルブ５６の時間に対する動作を示す波形図である。図において、横軸は時間（ｓｅｃ）、縦軸は圧力（ｋｇｆ／ｃｍ^２ ）及び供給電流（Ａ）を示し、波形ａは供給電流、曲線ｂはアキュームレータ圧力、曲線ｃはホイールシリンダ圧力である。図から明らかなように、供給電流に対して発生するブレーキ液圧のリニア性や応答性も、ブレーキトルク指令値［Ｔｂ］に対する追従性能を十分に満たしている。
【０１０３】
このように実施例１２では、リニア制御バルブを用いて電気信号に応じたブレーキ液圧を発生するように構成しており、ブレーキトルク指令値に対する追従性能が良くなるので、制御動作が安定し、ブレーキ液圧の変動巾が小さくなる。従って、車両としての動きは減速動作が滑らかでフィーリングの良いものとなり、制動距離も短縮化される。
【０１０４】
実施例１３．
図２２はこの発明の実施例１３に係るブレーキ制御装置を示すブロック構成図である。図において、６５は目標スリップ率設定手段、６６はハンドルの舵角δを検出する舵角検出手段、６７は車両のヨーレートｙを検出するヨーレート検出手段である。他の各部において、実施例１と同一符号は同一、または相当部分を示す。
図２３は実施例１３に係る目標スリップ率設定手段６５のさらに詳しい構成を示す説明図であり、６５ａは目標スリップ率設定部、６５ｂは目標スリップ率補正部である。目標スリップ率補正部６５ｂは、舵角δまたはヨーレートｙに応じて目標スリップ率設定部６５ａで設定したスリップ率λ０を補正してスリップ率λ０を出力する。
【０１０５】
舵角検出手段６６としては、一例として、特開昭５５ー１５６８０３号公報に開示されるようにポテンショメータタイプのセンサを車両のステアリングのコラムシャフトに取り付けて、ステアリング操舵角に応じた電圧信号を出力するものがある。
【０１０６】
車両が進路を変更する場合、通常車両は水平面内で回頭（車両自体の回転運動）しながら進行することにより達成されるが、車両の重心とともに移動する座標上で見ると、車両の重心を中心として、回転運動を行なっている。これがヨー運動であり、この時の回転角速度がヨーレートである。ヨーレートの検出には、例えば特開平２ー２９８８１２号公報に記載された振動ジャイロ等を用いることにより、実現できる。
図２４はヨーレート検出手段の一例として振動ジャイロを示すブロック構成図である。図において、６７７は振動体で、例えばエリンバ、鉄ーニッケル合金などの金属からなる圧電材料で形成されている。駆動用端子６７７ａと帰還用端子６７７ｂとに帰還ループとしての発振回路６７０が接続される。従って、この振動ジャイロ６７は自励振駆動される。振動体６７７は図面に向かって横方向に振動し、検出用端子６７７ｃ、６７７ｄから出力信号が得られる。検出用端子６７７ｃ，６７７ｄは差動増幅回路６７２の反転入力端及び非反転入力端に接続されている。この差動増幅回路６７２の出力端は同期検波回路６７４の入力端に接続され、同期検波回路６７４には位相回路６７６を介して発振回路６７０が接続されている。この場合、位相回路６７６は、検出用端子６７７ｃ，６７７ｄ間の出力差の正側、または負側の信号が同期検波回路６７４の出力端から得られるように調整されている。さらに、同期検波回路６７４の出力端は、そこからの信号を整流するために、直流増幅回路６７８の入力端に接続される。
この振動ジャイロ６７を車両の剛体部分に設置すれば図２５に示すようにヨーレートに比例した電圧の信号出力が直流増幅回路６７８の出力端から得られる。図２５は横軸にヨーレート（ｄｅｇ／ｓｅｃ）、縦軸に出力電圧（Ｖ）を示したものである。
【０１０７】
目標スリップ率設定手段６５の目標スリップ率補正部６５ｂでは、目標スリップ率設定部６５ａで設定したλ０に対し、舵角検出手段６６の出力信号δ、またはヨーレート検出手段６７の出力信号ｙに応じて、補正係数ｋを決定し、（１−ｋ）×λ０を補正後の目標スリップ率λ０として、スリップ率偏差演算手段１３に送出する。
補正係数ｋの決定方法の一例を舵角δに関しては図２６、ヨーレートｙに関しては図２７に示す。図２６は、横軸に舵角δ（゜）、縦軸に補正係数ｋを示すグラフであり、図２７は、横軸にヨーレートｙ、縦軸に後輪の補正係数ｋｒを示すグラフである。
【０１０８】
また、図２８は、横軸にヨーレートの時間変化率ｄｙ／ｄｔ、縦軸に後輪の補正係数ｋｒを示すグラフである。このように、ヨーレートｙの変化度合（ｄｙ／ｄｔ）に応じて後輪側の目標スリップ率λ０の補正を行なっても良い。
【０１０９】
また、別の補正方法として、舵角δとヨーレートｙの両方の信号に応じて、補正を行う例を示す。図２９は、横軸に舵角δ、縦軸にヨーレートｙを示すグラフである。この補正方法は、舵角δとヨーレートｙの両方に応じて、前輪側の目標スリップ率の補正係数ｋｆと後輪側の目標スリップ率の補正係数ｋｒを決定し、それぞれの車輪における目標スリップ率λ０の補正を行なう。グラフにおける領域Ｇでは後輪側の補正を行ない、境界線ａから離れるに従って、補正係数ｋｒが大きくなるように設定する。また領域Ｈでは後輪側の補正係数Ｋｒはそのままで、前輪側の補正を行ない、境界線ｂから離れるに従って、補正係数ｋｆが大きくなるように設定している。
【０１１０】
このように実施例１３では、舵角δやヨーレートｙに応じて目標スリップ率λ０を設定しなおしているので、車両の走行が直進状態とそうでない状態とで、目標スリップ率λ０を変更することができる。このため、車両の進路変更運動と減速運動とを同時に行なわなければならない時、タイヤにかかる横力と制動力のバランス調整が可能となり、操舵性能を向上できると共に、安定した制動動作を実現できる。
【０１１１】
なお、上記実施例では舵角検出手段６６とヨーレート検出手段６７の両方を備えているが、どちらか一方でも、車両の走行が直進状態とそうでない状態とで、目標スリップ率λ０を変更することができる。
【０１１２】
実施例１４．
図３０はこの発明の実施例１４に係るブレーキ制御装置を示すブロック構成図である。図において、６８はブレーキトルク指令値演算手段であり、上記実施例と同様、ブレーキトルク発生手段１５で発生させるべきブレーキトルク指令値［Ｔｂ］を演算する。ここで、実施例１〜１３はスリップ率偏差△λに比例する項を用いて演算しているが、この実施例では摩擦係数特性上の動作線に応じてブレーキトルク指令値を演算する様に構成している。なお、スリップ率演算手段１２，ブレーキトルク発生手段１５は実施例１〜１３で用いたものと同様である。
【０１１３】
また、通常のブレーキ制御装置では、運転者がブレーキを操作して作用したブレーキ液圧Ｐｂが路面と車輪との摩擦によって発生することができる制動力に比べて過大であることを検出し、ブレーキ制御動作を開始している。ブレーキ液圧Ｐｂが過大であることは、車輪加速度ｄＶｗ／ｄｔやスリップ率λから検出している。これに対し、この実施例では運転者のブレーキ操作に関係なく自動的にブレーキ制御を行う。即ち、最大摩擦係数μｍａｘを検出するまでは最大摩擦係数μｍａｘに相当するブレーキトルクＴｂよりも大きなブレーキトルク指令値［Ｔｂ］を発生させる。最大摩擦係数μｍａｘを検出した後は最大摩擦係数μｍａｘと最大摩擦係数が検出された時のスリップ率λｍａｘに基づいて、スリップ率と摩擦係数の特性面上での動作線を設定する。そして、制御周期毎にスリップ率λを検出して、設定した上記動作線に応じて演算したブレーキトルク指令値［Ｔｂ］を発生させる。このようにブレーキ制御装置を構成すれば、例えば衝突を回避するなどの、緊急事態の際に制動距離を最小にするように動作できる。
【０１１４】
この実施例では、ブレーキトルク指令値を式２３，式２４を用いて演算する。
Ｔｂ＝μＡ （λ）ｒＷ ・・・（２３）
Ｔｂ＝μＢ （λ）ｒＷ ・・・（２４）
ただし、μＡ （λ）は最大摩擦係数μｍａｘを検出する前の摩擦係数特性上での動作線であり、μＢ （λ）は最大摩擦係数μｍａｘを検出した後、検出した最大摩擦係数μｍａｘと最大摩擦係数を検出した時のスリップ率λｍａｘに基づいて設定する摩擦係数特性上での動作線である。この動作線μＢ （λ）については後でより詳しく説明する。
【０１１５】
図３１，図３２はそれぞれ横軸にスリップ率λ、縦軸に摩擦係数μを示すグラフである。図３１はブレーキ制御動作を開始してから、路面の最大摩擦係数を検出するまでの制御の様子を説明するための図であり、図３２は路面の最大摩擦係数を検出してからの制御の様子を説明するための図である。図において、実線Ｇは実路面の摩擦係数の一例を示す曲線であり、破線Ｈは動作線μＡ （λ）であり、破線Ｉは動作線μＢ （λ）である。この動作線に相当するブレーキトルクをブレーキトルク指令値［Ｔｂ］として発生する。
【０１１６】
図３３は実施例１４によるブレーキ制御装置の主な処理を示すフローチャートで、特にブレーキトルク指令値演算手段６８の処理を示している。このフローチャートに基づいてブレーキ制御動作を述べる。
ブレーキ制御動作が開始されると、ＳＴ１３で式２３の動作線μＡ （λ）として図３１の破線Ｈで示す特性を設定する。ＳＴ１４では制御周期毎にスリップ率を検出し、式２３によりブレーキトルク指令値［Ｔｂ］を演算する。ＳＴ１５ではこのブレーキトルク指令値［Ｔｂ］をブレーキトルク発生手段１５に出力する。ブレーキトルク発生手段１５ではこのブレーキトルク指令値［Ｔｂ］に応じてブレーキトルクを発生する。
【０１１７】
この時のμＡ （λ）を、破線Ｈで示すように摩擦係数μの最大値１．０よりも大きい値、例えば１．２程度に設定し、式２３のブレーキトルク指令値に従って制御動作が行なわれると、スリップ率λは最大摩擦係数μｍａｘを発生するスリップ率以上の状態になる。
【０１１８】
ＳＴ１６では、最大摩擦係数検出手段５３１で最大摩擦係数μｍａｘを検出するため、制御周期毎に摩擦係数μを求め、１回前の制御周期における摩擦係数と今回の制御周期における摩擦係数を記憶すると共に、スリップ率λも記憶する。摩擦係数μは、例えば一輪モデルについての式４で演算することができる。即ち、実施例１０の図１７に示すようにブレーキ液圧検出手段５１，車輪回転速度検出手段１６，及びｄＶｗ／ｄｔ演算手段５２を設けて、式４のＪｄω／ｄｔ＝μ（λ）ｒＷ−Ｔｂより、Ｔｂ＋Ｊ（ｄＶｗ／ｄｔ）／ｒを演算して得ることができる。また、車体加速度検出手段を設け、式４のｍａ＝−μ（λ）Ｗより、−ｍａ／Ｗを演算して得ることもできる。
【０１１９】
最大摩擦係数検出手段５３１では今回と１回前の制御周期における摩擦係数μを記憶しており、これらを比較することにより、摩擦係数μが最大値を越え、減少し始めたのを検出できる。この摩擦係数μが減少し始める前の摩擦係数μを最大摩擦係数μｍａｘとする（ＳＴ１７）。ＳＴ１７の結果を受けて、最大摩擦係数μｍａｘを検出するまで、ＳＴ１４〜ＳＴ１７を繰り返して、式２３によってブレーキトルクを演算し、この値でブレーキ制御する。
【０１２０】
ＳＴ１７で最大摩擦係数μｍａｘを検出した後ＳＴ１８に進み、記憶しておいた最大摩擦係数μｍａｘとその時のスリップ率λｍａｘに基づき、式２４の摩擦係数特性上での動作線μＢ （λ）として図３２の破線Ｉで示す特性を設定する。そして、この後はＳＴ１９で制御周期毎にスリップ率λを検出し、式２４によりブレーキトルク指令値［Ｔｂ］を演算する。ＳＴ２０では、ブレーキトルク指令値［Ｔｂ］をブレーキトルク発生手段１５に出力する。ブレーキトルク発生手段１５ではこのブレーキトルク指令値［Ｔｂ］に応じてブレーキトルクを発生する。ＳＴ２１ではブレーキ制御を終了するため、例えば車両が停止したかどうかを車速から検出している。車両が停止するまで、ＳＴ１９，ＳＴ２０を繰り返す。処理中、ＳＴ１４〜ＳＴ１６，ＳＴ１９とＳＴ２０のステップは１制御周期の処理である。
なお、設定した動作線μＢ （λ）において、λ≦λｍａｘでは傾きを０とし（Ｉａ）、λ＞λｍａｘでは傾きを−１としている（Ｉｂ）。このようにμＢ （λ）を設定したので、図３２の斜線で示す部分、即ちブレーキトルクＴｂと路面反力トルクμ（λ）Ｗｒとの差によって車輪速が加減速され、スリップ率はλｍａｘ近傍に制御される。例えばスリップ率がλ１ にある場合、車輪減速度はｄω／ｄｔ＝μ１ Ｗｒ−μｍａｘＷｒ＜０となり、車輪速は急激に減速する。同様に、スリップ率がλ２ にある場合、急激に加速する。その結果最終的にはλｍａｘの近傍に収束する。
【０１２１】
上記で明らかなように、破線Ｉで示す動作線μＢ （λ）は全領域で摩擦係数μの傾きｄμ／ｄλより小さい必要がある。また、最大摩擦係数を検出する前には曲線Ｇで表す摩擦係数の形状や摩擦係数が最大となるスリップ率はわかっていない。そこで、通常の路面では摩擦係数μが最大となるスリップ率が０．３以下であることを考慮し、目標スリップ率λ０を０．３として特性Ｈを設定している。
【０１２２】
この実施例では、ＳＴ１７で最大摩擦係数検出手段５３１で最大となる摩擦係数を検出することを前提としているが、図３４のような摩擦係数Ｋの路面の場合は、ロックするまで最大摩擦係数が得られない。この様な場合は、例えばスリップ率λ＝０．３における摩擦係数とスリップ率λを最大摩擦係数とその時のスリップ率として記憶し、ＳＴ１８〜ＳＴ２１の処理を行えばよい。
【０１２３】
上記のように検出した最大摩擦係数μｍａｘと最大摩擦係数を検出した時のスリップ率λｍａｘに基づいて摩擦係数特性上での動作線μＢ （λ）を設定し、設定した動作線μＢ （λ）によって、ブレーキトルクを制御するようにしたので、最大摩擦係数が得られるスリップ率に確実に制御でき、制動距離を短縮化できる効果がある。
【０１２４】
実施例１５．
なお、実施例１４においては、式２３，式２４を用いてブレーキトルク指令値を演算したが、最大摩擦係数を検出した後は、最大摩擦係数を検出した時のスリップ率を目標スリップ率に設定して、式２５に基づいてブレーキトルク指令値を演算するようにしても良い。式２５を以下に示す。
Ｔｂ＝μＢ （λ）ｒＷ＋α（λ−λ０） ・・・（２５）
図３５は実施例１５によるブレーキ制御装置の主な処理を示すフローチャートで、特にブレーキトルク指令値演算手段６８の処理を示している。他の各部の構成及び動作は実施例１４と同様である。
図３５のフローチャートに基づいてブレーキ制御動作を述べる。最大摩擦係数を検出するまで、即ちＳＴ１３〜ＳＴ１７は実施例１４と同様、式２３に基づいて制御する。次のステップ１８１では、記憶しておいた最大摩擦係数μｍａｘとその時のスリップ率λｍａｘに基づき、式２５の摩擦係数特性上の動作線μＢ （λ）として、図３２の破線Ｉを設定する。さらに、最大摩擦係数μｍａｘを検出した時のスリップ率λｍａｘを目標スリップ率λ０に設定する。
【０１２５】
ＳＴ１９１では、式２５に基づいてブレーキトルク指令値［Ｔｂ］を演算する。即ち、設定した動作線μＢ （λ）に基づく第１項と、スリップ率偏差△λに比例する第２項の和で、ブレーキトルク指令値［Ｔｂ］を演算する。この後のＳＴ２０，ＳＴ２１は実施例１４と同様である。
【０１２６】
次に図３６を用いて実施例１４との違いを説明する。図３６は横軸にスリップ率、縦軸に摩擦係数を示し、制御動作を説明するための図である。実施例１４でのブレーキトルク指令値をｒＷで除し、摩擦係数相当にしたものをＩ（破線）で示し、この実施例１５でのブレーキトルクの指令値を同様にｒＷで除し、摩擦係数相当にしたものをＪ（一点鎖線）で示す。このＩとＪの差は式２５の第２項に相当するもので、図３６上にはハッチングして示している。実線Ｇは実路面の摩擦係数の一例を示す。実施例１４と同様、目標スリップ率λ０、即ち最大摩擦係数μｍａｘが得られるスリップ率に収束することには変わりない。さらに図３６において、ＩとＪを比較すると、この実施例によるＪの方が目標スリップ率λ０に収束するトルクがハッチングして示す分だけ大きくなり、目標スリップ率への収束が速くなる。
【０１２７】
上記のように検出した最大摩擦係数と最大摩擦係数を検出した時のスリップ率に基づいて設定した摩擦係数特性上の動作線μＢ （λ）に関係する第１項と、スリップ率偏差△λに比例する第２項の和を演算してブレーキトルク指令値［Ｔｂ］としたので、最大摩擦係数が得られるスリップ率に確実に、しかも速やかに制御でき、制動距離をより短縮化できる効果がある。
【０１２８】
実施例１６．
実施例１４では運転者のブレーキ操作に全く関係なく、自動的にブレーキ制御するものを示したが、従来装置のように、運転者がブレーキを操作して作用したブレーキ液圧が過大であることを検出して制御動作を開始してもよい。
図３７は実施例１６によるブレーキ制御装置の主な処理を示すフローチャートで、特にブレーキトルク指令値演算手段６８の処理を示している。このフローチャートに基づいてブレーキ制御動作を述べる。他の各部の構成及び動作は実施例１４と同様である。
【０１２９】
運転者によるブレーキ動作が開始されると、最大摩擦係数検出手段５３１では、１回前の制御周期における摩擦係数と共に記憶する。この時スリップ率λも同時に記憶する（ＳＴ１６）。
ＳＴ１７では最大摩擦係数検出手段５３１で最大摩擦係数を検出したかどうかを判断する。検出していない場合は、ＳＴ１６に戻り、最大摩擦係数を検出するまで繰り返す。検出した後は実施例１４と同様、ＳＴ１８〜ＳＴ２１の処理を行なう。
【０１３０】
上記のように、最大摩擦係数を検出することによって、運転者が操作して作用したブレーキが過大であることが検出され、ブレーキ制御動作を開始するので、路面との摩擦力が最大になる前にブレーキを緩める制御が開始されない。このため、制動性能が高いブレーキ制御装置を実現できる。
【０１３１】
実施例１７．
図３８はこの発明の実施例１７に係るブレーキ制御用センサを示すブロック構成図である。図において、７０は加速度検出部、７１は周波数変調回路、７２は移相相乗型弁別回路、７３は基準正弦波設定部、７４は周期と移相方向の弁別部、７５は速度演算部である。また、図３９は加速度検出部７０をさらに詳しく示す構成図であり、例えばもっとも一般的な振り子型のものである。図において、７６はボディであり、矢印Ｐ方向に往復運動を行なう。７７は質量Ｍの振り子で、ボディ７６とはバネ常数κのビームで結合されている。７８は隙間であり、振子の運動を減衰させる。
【０１３２】
以下、まず加速度検出部７０の動作について説明する。ボディ７６が矢印Ｐ方向に往復運動を行なうと、加速度に比例して振り子７７が図３９の点線で示すように変位ｙだけ変化する。これにより、隙間７８が変化し、その変化を静電容量の変化として検出する。ここで検出した加速度をａ（ｔ）とし、ａ（ｔ）＝０での静電容量値をａ０とすれば、加速度検出部７０で検出する加速度の出力はａ（ｔ）＋ａ０となる。
また、別の検出方法として、振り子７７の根元の部分に歪ゲージを設け、この歪ゲージにより振り子の変位を電気信号に変換して、加速度を検出する方法もある。この場合もａ（ｔ）＝０での歪量をａ０とすれば、上記と同様、加速度検出部７０で検出する加速度の出力はａ（ｔ）＋ａ０となる。
【０１３３】
次に、周波数変調回路７１では、基準正弦波設定部７３で出力された基準正弦波Ｅｓｉｎ（Ωｔ）に対して、加速度ａ（ｔ）に比例した周波数変調（以下、ＦＭと記す）を行う。基準正弦波の角周波数をΩとすれば、角周波数変位△Ωは式２６で表されることになる。
△Ω ＝ ｋ（ａ（ｔ）＋ａ０） ・・・（２６）
ここで、ｋは設計パラメータで、加速度が１Ｇの時に出力する周波数変位に相当する。ＦＭ波ｅ（ｔ）は式２７で表される。Ｅは基準正弦波の振幅である。

ここで、ｖ（ｔ）は加速度ａ（ｔ）を積分して得られるボディ７６の速さである。
【０１３４】
位相相乗型弁別回路７２は、例えば電子回路ＩＩＩ（共立全書）、第１７８頁 に詳しく述べられている。即ち位相相乗型弁別回路７２では、ＦＭ波ｅ（ｔ）を入力し、トランジスタの２乗特性によりｅ（ｔ）の復調を行なう。即ち、ＦＭ波ｅ（ｔ）と基準正弦波設定部７３の基準正弦波の積により、低周波成分（Ｅ^２ ／２）ｓｉｎ｛ｋ（ｖ（ｔ）＋ｖ０）＋ａ０ｔ＋φ｝を切り出すことができる。図４０は交流成分を示すグラフであり、（ａ）は時間ｔに対する加速度ａ（ｔ）であり、（ｂ）は時間ｔに対する低周波成分の波形である。図中、Ｔは周期を示し、これを測定することは可能である。
【０１３５】
周期と移相方向の弁別部７４では式２８に示すように、周期と移相を弁別する。
ｋ［｛ｖ（ｔ）＋Ｔ）＋ｖ０｝−｛ｖ（ｔ）＋ｖ０｝］＝２π・・・（２８）
式２８のように周期と移相方向を弁別すれば、速度は式２９のように演算できる。
ｖ（ｔ＋Ｔ）＝２π／ｋ＋ｖ（ｔ）−ａ０Ｔ ・・・（２９）
ここで、ａ０に相当する周期Ｔ０は２π／（ｋａ０）で表されるので、ｖ（ｔ）に関する漸化式は式３０で表されることになる。
ｖ（ｔ＋Ｔ）＝ｖ（ｔ）＋２π／ｋ×（１−Ｔ／Ｔ０） ・・（３０）
速度演算部７５で、速度ｖ（ｔ）によって変化するＴ毎に式３０によってｖ（ｔ＋Ｔ）を求めていけば、実効的に速度ｖ（ｔ）を求めることができる。
【０１３６】
この実施例におけるブレーキ制御用センサは上記のように加速度と共に速度を出力するので、ブレーキ制御装置で必要な加速度と速度の情報を得ることができ、さらに従来の加速度センサの大きさとほとんど変わらないくらいの小型で実現できるので、車両などの重量的にも容量的にも制限のあるものにでも使用できる。 さらに、この実施例のような構成にすれば、基準正弦波に対して加速度検出部７０で検出した加速度により比例した周波数変調（ＦＭ）を行ない、そのＦＭ波を移相相乗型弁別回路７２で弁別することにより、低周波成分の周期Ｔを得る。この周期Ｔは加速度に依存したものとなり、速度演算部７５で周期Ｔ毎に積算しているので、オフセットやドリフトを低減できる。
また、このブレーキ制御用センサの出力は加速度及び速度共にディジタル出力にしているので、衝撃性ノイズに対する耐性を上げることができる。
また、オフセットは一般に比較的長い時間に渡って一定であることが多い。式２１にはオフセットの対応するＴ０が入っているので、例えば車輪速センサなどで一定速度を検出した時のａ０の値から、Ｔ０＝２π／（ｋａ０）でＴ０を算出できるので、周期Ｔ毎にオフセット補正が可能である。
【０１３７】
実施例１８．
図４１はこの発明の実施例１８に係るブレーキ制御用センサを示すブロック構成図である。図において、７０は実施例１１と同様の加速度検出部、７９はアナログ値をディジタル値に変換するＡ／Ｄ変換部、８０は速度演算部である。
【０１３８】
実施例１７と同様にして加速度検出部７０で検出した加速度を、Ａ／Ｄ変換部７９によってディジタル値に変換し、速度演算部８０に入力する。速度演算部８０では、加速度検出部７０で得られた加速度を積分して速度を得る。この処理手順を図４２のフローチャートに示す。
加速度をサンプリングする間隔である制御周期をδＴとし、ｉ時刻での加速度値をａ（ｉ），ｉ−１時刻での加速度値をａ（ｉ−１）とした時、ｉ時刻での実際の加速度Ａ（ｉ）を式３１で求める（ＳＴ３２）。
Ａ（ｉ）＝Ａ（ｉ−１）＋（ａ（ｉ）−ａ（ｉ−１）） ・・・（３１）
さらに、ｉ時刻での速度Ｖ（ｉ）は式３２で求める（ＳＴ３３）。
Ｖ（ｉ）＝Ｖ（ｉ−１）＋δＴ×Ａ（ｉ） ・・・（３２）
ＳＴ３０，ＳＴ３１では初期処理として、Ａ（ｉ−１），Ｖ（ｉ−１），ａ（ｉ―１）に０を設定する。ＳＴ３４では次回の制御周期のために、今回の各値を記憶しておく。
【０１３９】
実施例１８のように演算して速度を得る時、速度は検出した加速度値ａと制御周期間隔δＴだけから得られ、しかも前制御周期における加速度値との差分を演算することにより、加速度値ａに含まれるドリフトの影響を除去でき、この後の演算では和をとるだけなので、完全にドリフトの影響を除去できる。即ち、一定のドリフトだけがある場合は、上記の演算手順によりドリフトは除去され、演算された速度は真の加速度の積分値となる。もし、ドリフトが時間的に変化する場合、速度は、ドリフトが変化した時の変化分だけの誤差を含むことになり、その分だけ誤差を発生することになる。しかし、この誤差分は非常に小さく、一般には問題とはならない。少なくとも、ドリフトを積分することにより出力が飽和するのに比べると、その誤差は圧倒的に少ない。
Ａ／Ｄ変換部７９と速度演算部８０は、例えば半導体で構成でき、加速度検出部７０の振り子の変位を例えば半導体のストレインゲージで検出すれば、このブレーキ制御用センサをすべて半導体で構成できる。従って、１つのチップの中に組み込むことも可能となり加速度と同時にその積分値である速度が得られ、小型で安価で、かつ積分出力をディジタル出力とすることができるブレーキ制御用センサが得られる。
【０１４０】
【発明の効果】
以上のように、本発明の第１の構成によれば、目標スリップ率を設定するスリップ率設定手段、車輪の回転速度を検出する車輪回転速度検出手段、この車輪回転速度検出手段で検出した車輪回転速度と上記目標スリップ率を用いて、実際の車輪のスリップ率と目標スリップ率の偏差を演算するスリップ率偏差演算手段、偏差に応じてブレーキトルク指令値を発生するブレーキトルク指令値演算手段、上記ブレーキトルク指令値に応じてブレーキトルクを発生するブレーキトルク発生手段、及び路面の摩擦係数を検出する摩擦係数検出手段を備え、ブレーキトルク指令値演算手段は、スリップ率偏差に比例する項とスリップ率偏差に関係しない項との和を演算してブレーキトルク指令値とし、この演算の際に、摩擦係数検出手段で検出した摩擦係数に応じて、スリップ率偏差に比例する項の比例係数を可変にしたことにより、広い範囲の路面条件において任意のスリップ率に安定して制御でき、減速動作が滑らかで、フィーリングのよいブレーキ制御装置が得られる効果がある。
【０１４３】
また、本発明の第２の構成によれば、目標スリップ率を設定するスリップ率設定手段、車輪の回転速度を検出する車輪回転速度検出手段、この車輪回転速度検出手段で検出した車輪回転速度と上記目標スリップ率を用いて、実際の車輪のスリップ率と上記目標スリップ率の偏差を演算するスリップ率偏差演算手段、偏差に応じてブレーキトルク指令値を発生するブレーキトルク指令値演算手段、上記ブレーキトルク指令値に応じてブレーキトルクを発生するブレーキトルク発生手段、及び路面の摩擦係数を検出する摩擦係数検出手段を備え、ブレーキトルク指令値演算手段は、スリップ率偏差に比例する項とスリップ率偏差に関係しない項との和を演算してブレーキトルク指令値とし、この演算の際に、摩擦係数検出手段で検出した摩擦係数に応じて、スリップ率偏差に関係しない項の値を可変にしたことにより、広い範囲の路面条件において任意のスリップ率に安定して制御でき、減速動作が滑らかで、フィーリングのよいブレーキ制御装置が得られる効果がある。
【０１４４】
また、本発明の第３の構成によれば、目標スリップ率を設定するスリップ率設定手段、車輪の回転速度を検出する車輪回転速度検出手段、この車輪回転速度検出手段で検出した車輪回転速度と上記目標スリップ率を用いて、実際の車輪のスリップ率と上記目標スリップ率の偏差を演算するスリップ率偏差演算手段、偏差に応じてブレーキトルク指令値を発生するブレーキトルク指令値演算手段、上記ブレーキトルク指令値に応じてブレーキトルクを発生するブレーキトルク発生手段、及び車輪の回転の加減速度を出力する車輪回転加減速度出力手段を備え、ブレーキトルク指令値演算手段は、車輪回転加減速度出力手段で出力した車輪回転加減速度に比例する項と、スリップ率偏差に比例する項と、ブレーキトルクに比例する項との和に応じてブレーキトルク指令値を演算するように構成したことにより、広い範囲の路面条件において任意のスリップ率に安定して制御でき、減速動作が滑らかで、フィーリングのよいブレーキ制御装置が得られる効果がある。
【図面の簡単な説明】
【図１】この発明の実施例１によるブレーキ制御装置を示すブロック構成図である。
【図２】実施例１に係る車体速度を示す特性図である。
【図３】実施例１に係るブレーキトルク発生手段を示すブロック構成図である。
【図４】実施例１に係るブレーキアクチュエータを示すブロック構成図である。
【図５】この発明の実施例２によるブレーキ制御装置を示すブロック構成図である。
【図６】この発明の実施例３によるブレーキ制御装置を示すブロック構成図である。
【図７】この発明の実施例４によるブレーキ制御装置を示すブロック構成図である。
【図８】この発明の実施例５に係るブレーキトルク指令値演算手段の処理を示すフローチャートである。
【図９】この発明の実施例６によるブレーキ制御装置を示すブロック構成図である。
【図１０】実施例６に係る摩擦係数検出手段４０の一例を示す構成図である。
【図１１】実施例６に係る車速，反射信号強度，摩擦係数の関係を示すグラフである。
【図１２】実施例６に係る摩擦係数μとスリップ率偏差のフィードバックゲインの関係を示すグラフである。
【図１３】この発明の実施例７に係るスリップ率とブレーキトルクの関係を示すグラフである。
【図１４】この発明の実施例７に係る摩擦係数μとオフセット値の関係を示すグラフである。
【図１５】この発明の実施例９によるブレーキ制御装置を示すブロック構成図である。
【図１６】実施例９に係るブレーキトルク演算手段の処理を示すフローチャートである。
【図１７】この発明の実施例１０によるブレーキ制御装置を示すブロック構成図である。
【図１８】この発明の実施例１１に係るブレーキ液圧フィルタ処理手段の処理を示すフローチャートである。
【図１９】この発明の実施例１２によるブレーキ制御装置を示すブロック構成図である。
【図２０】実施例１２に係るリニア制御バルブの特性図である。
【図２１】実施例１２に係り、ＰＷＭ制御で電流供給したリニア制御バルブの時間に対する動作を示す波形図である。
【図２２】この発明の実施例１３によるブレーキ制御装置を示すブロック構成図である。
【図２３】実施例１３に係る目標スリップ率設定手段を示す説明図である。
【図２４】実施例１３に係るヨーレート検出手段を示すブロック構成図である。
【図２５】実施例１３に係るヨーレートと出力信号の関係を示すグラフである。
【図２６】実施例１３に係る目標スリップ率補正部において、舵角δに応じた補正係数ｋの決定方法を示すグラフである。
【図２７】実施例１３に係る目標スリップ率補正部において、ヨーレートｙに応じた補正係数ｋｒの決定方法を示すグラフである。
【図２８】実施例１３に係る目標スリップ率補正部において、ヨーレートの時間変化率ｄｙ／ｄｔに応じた補正係数ｋｒの決定方法を示すグラフである。
【図２９】実施例１３に係る目標スリップ率補正部において、舵角δとヨーレートｙに応じた前輪側の補正係数ｋｆと後輪側の補正係数ｋｒの決定方法を示すグラフである。
【図３０】この発明の実施例１４によるブレーキ制御装置を示すブロック構成図である。
【図３１】実施例１４に係り、最大摩擦係数を検出する前のスリップ率とブレーキトルクの関係を示すグラフである。
【図３２】実施例１４に係り、最大摩擦係数を検出した後のスリップ率とブレーキトルクの関係を示すグラフである。
【図３３】実施例１４に係るブレーキトルク指令値演算手段の処理を示すフローチャートである。
【図３４】路面の摩擦係数の一例を示すグラフである。
【図３５】この発明の実施例１５に係るブレーキトルク指令値演算手段の処理を示すフローチャートである。
【図３６】実施例１５係る制御動作を説明するグラフであり、横軸はスリップ率、縦軸は摩擦係数を示している。
【図３７】この発明の実施例１６に係るブレーキトルク指令値演算手段の処理を示すフローチャートである。
【図３８】この発明の実施例１７によるブレーキ制御用センサを示すブロック構成図である。
【図３９】実施例１７に係る加速度検出部を示す構成図である。
【図４０】実施例１７に係り、交流成分を示すグラフである。
【図４１】この発明の実施例１８によるブレーキ制御用センサを示すブロック構成図である。
【図４２】実施例１８に係る速度演算部の処理手順を示すフローチャートである。
【図４３】一輪モデルを示す説明図である。
【図４４】横軸に車輪のスリップ率λ、縦軸に摩擦係数μ及びサイドフォース係数μｓを示す特性図である。
【図４５】従来装置に係る信号処理回路及び論理回路を示すブロック構成図である。
【図４６】時間に対するスリップ率偏差を示すグラフである。
【図４７】時間に対するブレーキトルク偏差を示すグラフである。
【符号の説明】
１１ 目標スリップ率設定手段
１２ スリップ率演算手段
１３ スリップ率偏差演算手段
１４ ブレーキトルク指令値演算手段
１５ ブレーキトルク発生手段
１６ 車輪回転速度検出手段
１７ 車両
１８ 車体速度検出手段
１９ 車体速度比較手段
２０ 第２ブレーキ制御手段
４０ 摩擦係数検出手段
５０ 目標スリップ率設定手段
５１ ブレーキ液圧検出手段
５２ 車輪回転加減速度出力手段
５３，５３１ 最大摩擦係数検出手段
５５ 電流指令値演算手段
５６ リニア制御バルブ
６０ ホイールシリンダ
６６ 舵角検出手段
６７ ヨーレート検出手段
７０ 加速度検出部
７５ 速度演算部
８０ 速度演算部[0001]
[Industrial application fields]
The present invention relates to a brake control device for preventing skid in a vehicle.In placeIt is related.
[0002]
[Prior art]
At the time of sudden braking of the vehicle, if the braking input to the vehicle is too large, the wheels are locked, and as a result, the braking efficiency is lowered. In addition, the direction stability and steering performance of the vehicle are lost, which is very dangerous. FIG. 43 shows a one-wheel model that takes into account the force applied to one wheel of the vehicle. In the figure, when the wheel advances in the direction of arrow A, Fb is the road surface reaction force, W is the vehicle body weight, Tb is the brake torque, ω is the wheel angular velocity, r is the wheel effective radius, V is the vehicle body speed, and Vw is the wheel rotational peripheral speed. (Hereinafter referred to as wheel rotation speed). At this time, the slip ratio λ is expressed by Equation 1.

Further, the side force acts in a direction orthogonal to the tire rotation direction to stabilize the traveling direction of the vehicle, and the side force coefficient μs here satisfies the expression (2).
Side force = μs x W (2)
[0003]
FIG. 44 is a characteristic diagram in which the horizontal axis represents the wheel slip ratio λ, the vertical axis represents the friction coefficient μ, and the side force coefficient μs expressed by Equation 2, curve A represents the friction coefficient μ, and curve B represents the side force coefficient μs. Show. Here, λmax is a slip ratio when the friction coefficient μ is maximum, and it is generally known that a region where the slip ratio is larger than λmax is an unstable region, and a region smaller than λmax is a stable region in the braking operation of the vehicle. ing. When the slip ratio λ is 1.0, the wheels are in a locked state. At this time, the side force is completely lost, and the vehicle is in a very dangerous state. In order to prevent such a dangerous state, when the possibility of wheel lock occurs, the wheel slip ratio λ is within an appropriate range, for example, 15 to 25, regardless of the braking input by the driver. It is known that the brake torque of the vehicle may be automatically controlled so as to be within a range of about%.
Therefore, various anti-skid brake devices have been proposed as devices for automatically controlling the brake torque of the vehicle. However, none of these are still sufficient in terms of performance, reliability, economy, and the like.
[0004]
In these conventional anti-skid brake devices, the acceleration of the wheel and the deceleration that is a negative acceleration are detected, and the brake torque is determined while judging the possibility of the wheel lock depending on the magnitude of the acceleration / deceleration of the wheel. It is configured to control. However, in the method of controlling only by the acceleration / deceleration of the wheel, it is difficult to control the brake torque so that the slip ratio of the wheel is within an appropriate range under all assumed conditions. For this reason, for example, Japanese Patent Publication No. 59-20508 discloses a method in which the slip ratio of the wheel is added to the control factor by some method.
FIG. 45 is a block diagram showing a signal processing circuit and a logic circuit for operating a hydraulic braking device using a skid prevention method in a vehicle described in Japanese Patent Publication No. 59-20508. In the figure, 1 is a vehicle body speed estimator, 2 is a reference wheel speed setter, 3 is a wheel speed detector, 4 is a wheel deceleration detector, 5 and 6 are comparators, and 7 is an AND / OR logic circuit.
[0005]
Next, the operation will be described. The vehicle body speed voltage signal estimated by the vehicle body speed estimator 1 is sent to the reference wheel speed setter 2. The reference wheel speed setting device 2 sets a wheel speed so as to achieve a predetermined slip ratio λ0 with respect to the vehicle body speed voltage signal, and outputs a reference wheel speed signal Vw1. On the other hand, a wheel speed signal Vw is output by the wheel speed detector 3 and input to the comparator 5. The comparator 5 compares the wheel speed signal Vw with the reference wheel speed signal Vw1, and generates an output signal only when the wheel speed signal Vw is smaller than the reference wheel speed signal Vw1. This output signal is input to the AND / OR logic circuit 7. Further, the wheel deceleration detector 4 detects the wheel deceleration signal Dw and inputs it to the comparator 6 together with a predetermined reference wheel deceleration signal Dw1. The comparator 6 compares the wheel deceleration signal Dw and the reference wheel deceleration signal Dw1, and generates an output signal only when the wheel deceleration signal Dw is smaller than the reference wheel deceleration signal Dw1. This output signal is input to the AND / OR logic circuit 7.
The AND / OR logic circuit 7 outputs a pulse signal indicating the increase / decrease timing of the brake torque based on the results of the comparison circuits 5 and 6.
[0006]
In the above device, the wheel speed signal Vw and the reference wheel speed signal Vw1 are compared, the wheel deceleration signal Dw and the reference wheel deceleration signal Dw1 are compared, and the brake torque control is performed according to the magnitude relationship between the values of these signals. The mode and the generation time of the braking force are determined, and the brake torque can be controlled automatically and accurately.
[0007]
However, in the brake control device described above, the wheel slip rate is added to the control factor together with the acceleration / deceleration of the wheel, but only the timing of increase / decrease of the brake torque is instructed. In other words, since the brake torque is controlled to change when the wheel speed or the wheel deceleration reaches a predetermined value or crosses, the brake torque changes in a relatively large pulsation. For this reason, there is a problem in that the braking feeling is poor due to unpleasant vehicle body vibration and fine reaction to the brake pedal during braking. In addition, since control is performed so as to reciprocate between the unstable region and the stable region on the friction coefficient characteristic curve A shown in FIG. 44 during braking, the maximum deceleration is maintained for a long time and the braking distance is shortened. It was not possible to maximize the conversion.
Furthermore, in the conventional method, the steady braking operation only in the unstable region is impossible, and the wheel is immediately locked. The steady braking operation in the unstable region is necessary, for example, when the side force on the rear wheel side is reduced and the vehicle is slid laterally while turning the vehicle to efficiently turn.
[0008]
In recent years, the importance of sensors in vehicle travel control systems has increased. For example, it is conceivable to obtain necessary information by obtaining differential information of necessary information and subjecting it to integration processing. In the brake control device, it is necessary to detect acceleration and speed. However, in the conventional brake control sensor, since the sensor for detecting acceleration and the sensor for detecting speed are not integrated, a separate acceleration sensor or speed sensor is required. Met. Further, when integrating the acceleration to obtain the velocity, there is a problem that the output includes a large error. This is because the output of the acceleration sensor usually has a drift and a DC offset component.
[0009]
[Problems to be solved by the invention]
Since the conventional brake control device is configured as described above, the slip ratio λ is taken into the factor of the braking operation, but the braking feeling is poor and the slip ratio λ is not freely controlled. was there. Moreover, the maximum deceleration cannot be maintained for a long time, and the braking distance cannot be shortened to the maximum. Further, it has been impossible to stably perform an efficient turning operation using the side slip of the rear wheel and the side slip of the rear wheel.
There was no brake control sensor that could output acceleration and speed at the same time.
[0010]
thisThe present invention has been made to solve the above-described problems, and an object of the present invention is to obtain a brake control device that can optimally control the brake fluid pressure of the wheel and freely control the slip ratio.
[0011]
[Means for Solving the Problems]
The brake control device according to the first configuration of the present invention includes a slip ratio setting means for setting a target slip ratio, a wheel rotation speed detection means for detecting a wheel rotation speed, and a wheel rotation speed detected by the wheel rotation speed detection means. And slip ratio deviation calculating means for calculating a deviation between the actual wheel slip ratio and the target slip ratio using the target slip ratio, a brake torque command value calculating means for generating a brake torque command value according to the deviation, Brake torque generating means for generating brake torque in accordance with the brake torque command value;And a friction coefficient detecting means for detecting a friction coefficient of the road surface, and the brake torque command value calculating means calculates a brake torque command value by calculating a sum of a term proportional to the slip ratio deviation and a term not related to the slip ratio deviation. In this calculation, the proportional coefficient of the term proportional to the slip ratio deviation was made variable according to the road surface friction coefficient detected by the friction coefficient detecting means.Is.
[0014]
In addition, the first of the present invention2The brake control device according to the configuration includes a slip ratio setting means for setting a target slip ratio, a wheel rotation speed detection means for detecting a wheel rotation speed, a wheel rotation speed detected by the wheel rotation speed detection means, and the target slip ratio. The slip ratio deviation calculating means for calculating the deviation between the actual wheel slip ratio and the target slip ratio, the brake torque command value calculating means for generating the brake torque command value according to the deviation, the brake torque command value The brake torque generating means for generating the brake torque in response to the above and the friction coefficient detecting means for detecting the friction coefficient of the road surface are provided, and the brake torque command value calculating means is not related to the term proportional to the slip ratio deviation and the slip ratio deviation. Is calculated as the brake torque command value, and the road surface friction detected by the friction coefficient detection means is calculated during this calculation. Depending on the coefficient, it is obtained by the value of the term which are not related to the slip rate deviation variable.
[0015]
In addition, the first of the present invention3The brake control device according to the configuration includes a slip ratio setting means for setting a target slip ratio, a wheel rotation speed detection means for detecting a wheel rotation speed, a wheel rotation speed detected by the wheel rotation speed detection means, and the target slip ratio. The slip ratio deviation calculating means for calculating the deviation between the actual wheel slip ratio and the target slip ratio, the brake torque command value calculating means for generating the brake torque command value according to the deviation, the brake torque command value The brake torque generating means for generating the brake torque in response to the above and the wheel rotation acceleration / deceleration output means for outputting the acceleration / deceleration of the rotation of the wheel are provided. The brake torque command value calculation means is a wheel output by the wheel rotation acceleration / deceleration output means. The sum of the term proportional to the rotation acceleration / deceleration, the term proportional to the slip ratio deviation, and the term proportional to the brake torque is calculated. It is obtained by adapted to the brake torque command value to.
[0020]
[Action]
In the brake control device in the first configuration,The proportionality coefficient of the term proportional to the slip ratio deviation of the brake torque command value is corrected according to the friction coefficient detected by the friction coefficient detecting means, and the braking operation is stabilized on various road surfaces.
[0024]
The second2In the brake control device having the configuration described above, the value of the term not related to the slip ratio deviation of the brake torque command value is corrected according to the friction coefficient detected by the friction coefficient detecting means, and the braking operation is stabilized on various road surfaces. measure.
[0025]
The second3In the brake control device in the configuration, the wheel rotation acceleration / deceleration output means outputs the wheel rotation acceleration / deceleration, and the brake torque command value calculation means outputs a term proportional to the wheel rotation acceleration / deceleration output by the wheel rotation acceleration / deceleration output means. The brake torque command value is calculated according to the sum of the term proportional to the slip ratio deviation and the term proportional to the brake torque to correct the brake torque command value, and the braking operation is stabilized for various road surfaces. Measure.
[0030]
【Example】
The operation theory according to the present invention will be described below. In general, whether or not it can be stably controlled to an arbitrary slip ratio is determined by deriving a differential equation linearized around an arbitrary target slip ratio λ0 and examining whether the solution diverges or becomes a steady value. it can. First, a related variable is expressed by a deviation (represented with Δ) from the target slip ratio λ0, and a differential equation related to them is derived. The deviation of each variable is shown in Equation 3.
Δλ = λ-λ0... (3.a)
ΔVw = Vw−Vw0... (3.b)
ΔV = V−V0... (3.c)
ΔTb = Tb−Tb0... (3.d)
Where λ is the actual slip rate
λ0: Target slip ratio
Vw: Actual wheel rotation speed
Vw0: function of time t at wheel speed in equilibrium
V: Actual vehicle speed
V0: body speed at equilibrium and function of time t
Tb: Actual brake torque
Tb0: Brake torque in equilibrium state and function of time t
(= Μ (λ0) rW−JdVw0 / dt)
It is. The amount in the equilibrium state in this case is an amount regarded as an average value of each state amount when the target slip ratio is maintained.
[0031]
In general, the following equation for a single-wheel model is often used to express the behavior of a vehicle and wheels.
Jdω / dt = μ (λ) rW−Tb... (4.a)
ma = −μ (λ) W... (4.b)
Here, a represents the time derivative of V, dω / dt is the time derivative of Vw, J is the equivalent moment of inertia of the wheel, μ is the coefficient of friction with the road surface, and as an example on a wet asphalt road surface, 44 is a curve indicated by A in FIG. W is the weight applied to the wheel, and m is the mass of the vehicle body.
Further, Δλ is expressed by Equation 5 from Equation 1.
[0032]
[Expression 1]

[0033]
Expression 5 is differentiated and Expression 6 is obtained using Expression 1, Expression 3, and Expression 4.
V0 (t) × dΔλ / dt + KGΔλ = ΔTb / J (6)
However,
K = [dμ / dλ (mr²  / J + 1−λ0) −μ0]
G is the acceleration of gravity.
The feature of Equation 6 is that the coefficient V0 (t) of the first derivative of Δλ is a function of time t, and the coefficient K applied to Δλ is a constant. The brake torque Tb can be regarded as a forced external force. Consider the behavior of Δλ represented by the differential equation 6. Now, let V0 (t) be a constant V0 and see how Δλ changes with time for a step function of ΔTb = 1. If V0 is considered as a constant, it becomes a well-known first-order differential equation (strictly speaking, even if V0 is time-varying, it is a first-order linear differential equation having a time-varying coefficient and obtaining an exact solution. The solution is given by Equation 7.
[0034]
Δλ = (r / J) × [1-exp {−t / (V0 / KG)}] (7)
This is illustrated in FIG. In the figure, the horizontal axis indicates time t, the vertical axis indicates Δλ, the solid line indicates V0 / KG> 0, and the dotted line indicates V0 / KG <0.
When V0 / KG> 0, the time converges to a constant value r / J after sufficient time, so that λ converges to λ = λ0 + r / J, and Δλ is stable. That is, in the first-order lag system, the time constant V0 / KG is stable if the number is positive, and unstable if the time constant is negative. The stable and unstable limit value is λ = λmax as shown in FIG.
[0035]
Here, if the control input Tb, which is a forced external force, is determined to an appropriate value, Δλ can be stabilized and the slip ratio can be controlled to an arbitrary target slip ratio. For example, if the control is performed so that λmax is inherently unstable, the minimum stop distance can be obtained.
Therefore, it is assumed that the brake torque Tb is controlled as in Expression 8 using α (negative real number).
ΔTb = (JαG / r) Δλ (8)
By substituting Equation 8 into Equation 6 and solving for Δλ, the temporal behavior of the brake torque ΔTb is expressed by Equation 9.
[0036]
[Expression 2]

[0037]
Here, Δλi represents the deviation of the slip ratio from λ0 at the start of control, and Vi represents the ground speed of the vehicle body at the start of control. Β is defined as β = (K / α) / μ0, and K <0 in the above-described unstable region, so β is always a positive number.
[0038]
Expression 9 is illustrated as shown in FIG. In the figure, the horizontal axis represents time (t) and the vertical axis represents ΔTb. The solid line is for Δλi <0, and the dotted line is for Δλi> 0. First, a case where Δλi> 0 will be described. Since Δλi = λi−λ0> 0, it means that the slip rate λi at the start of control is larger than the target slip rate λ0. That is, in this state, the slip ratio reaches 1, and the wheel is a locked region. Since the slip ratio at the start of control is larger than the target slip ratio, a large negative brake torque is applied. Here, the negative brake torque ΔTb means a brake torque having a value smaller than the brake torque Tb0 giving the target slip ratio λ0. By applying the brake torque ΔTb in this way, the slip ratio slightly approaches the target slip ratio λ0 at the next time point. Accordingly, Δλ is slightly smaller than Δλi, and ΔTb is also slightly decreased accordingly. By repeating this, ΔTb decreases with time as shown by the dotted line in FIG. 47, and can be converged to the target slip ratio λ0 and controlled.
[0039]
Similarly, when Δλi <0, as shown by the solid line in FIG. 47, the target slip rate λ0 can be finally converged. Thus, by controlling the brake torque in proportion to the deviation between the actual slip ratio and the target slip ratio, the brake torque can be stably converged to the target slip ratio.
Hereinafter, actual examples will be described in more detail.
[0040]
Example 1.
Embodiment 1 of the present invention will be described below with reference to the drawings. 1 is a block diagram showing a brake control apparatus according to Embodiment 1 of the present invention. In the figure, 11 is a target slip ratio setting means for setting a target slip ratio λ0, 12 is a slip ratio calculation means for calculating the slip ratio of an actual wheel, and 13 is a slip for calculating a deviation between the target slip ratio and the calculated slip ratio. Rate deviation calculating means, 14 is a brake torque command value calculating means for generating a brake torque command value according to the deviation, 15 is a brake torque generating means for generating brake torque according to the brake torque command value, and 16 is a rotation speed of the wheel. A wheel rotation speed detecting means 17 for detecting the vehicle, 17 is a vehicle comprising a wheel and a vehicle body.
[0041]
There are a wheel rotation speed Vw that represents a peripheral speed of wheel rotation, a wheel speed V that is a ground speed at which the wheel rotation axis moves with respect to the road surface, and a vehicle body speed Vb. Here, the vehicle body speed is assumed to be substantially the same as the wheel speed, and is represented by V.
The target slip ratio setting means 11 sets λ0 = 0 as the target slip ratio λ0 when the brake pedal is not depressed, and sets λ0 = 0.15 when the brake pedal is depressed.
The wheel rotation speed detecting means 16 is mounted on the wheel shaft, for example, and generates a pulse according to the wheel rotation speed, or generates a voltage according to the wheel rotation speed like a tachometer. Detect the rotation speed.
Next, the processing of the slip ratio calculation means 12 will be described. The slip ratio is expressed as shown in Equation 1. In this embodiment, instead of the vehicle body speed V, which is difficult to measure with high accuracy, the vehicle body speed V ′ is calculated in a pseudo manner using the wheel rotation speed Vw, and the slip ratio is obtained by Equation (1). FIG. 2 is a characteristic diagram in which time (t) is plotted on the horizontal axis and speed is plotted on the vertical axis, t0 is the time when the brake pedal is depressed, the solid line Vw is the wheel rotational speed detected by the wheel rotational speed detecting means 16, and the broken line V ′ is This is the pseudo body speed. That is, the wheel rotation speed Vw is input, and the wheel rotation deceleration Dw {the rate of time change in which the wheel rotation speed Vw decreases = − (d / dt) Vw} is a predetermined value D0, for example, 1.1 G (G is gravity acceleration = 9.8 m / s²  When the vehicle body speed V ′ is calculated so as to satisfy the condition that the vehicle body speed is always greater than or equal to the wheel rotational speed Vw, the vehicle body speed is decelerated with a deceleration of −1.0 G from the time exceeding It will be a thing. By substituting this into Equation 1, the slip ratio λ is obtained.
[0042]
The slip ratio deviation calculating means 13 calculates a difference Δλ = λ−λ0 between the slip ratio λ and the target slip ratio λ0. The brake torque command value calculation means 14 calculates the brake torque command value [Tb] according to Equation 10. According to Equation 10, the brake torque command value [Tb] is represented by the sum of a term proportional to the slip rate deviation and a term not related to the slip rate deviation.
[Tb] = (JαG / r) Δλ + [Tb0] (10)
In Equation 10, α is a negative real number, and [Tb0] iscontrolThis is the brake torque offset value at the start.
The target slip ratio setting means 11, the slip ratio calculation means 12, the slip ratio deviation calculation means 13, and the brake torque command value calculation means 14 can handle the signals representing the wheel rotational speed Vw, the slip ratio λ, etc. as digital quantities. It can be easily realized by a digital circuit centered on a digital microcomputer. Further, when these signals are handled in analog quantities, they can be easily realized with an analog arithmetic circuit.
[0043]
The brake torque generating means 15 generates an actual brake torque Tb that decelerates the rotation of the wheels of the vehicle 17 in accordance with the brake torque command value [Tb]. The configuration of the brake torque generating means 15 will be described in more detail.
FIG. 3 is a block diagram showing an example of the configuration of the brake torque generating means 15. In the figure, 21 is a [Tb] → [Pb] conversion table, 22 is a brake fluid pressure control signal generating circuit, 23 is a brake actuator, 24 is a brake fluid pressure conduit, 25 is a brake fluid pressure sensor, and 26 is connected to a wheel. A wheel cylinder, 27 is a brake fluid pressure control operation determining means, 28 is a brake pedal, 29 is a master cylinder, and 30 is a brake pedal sensor.
[0044]
The brake torque generating means 15 receives the brake torque command value [Tb] output from the brake torque command value calculating means 14 and converts the brake torque command value [Tb] into the brake fluid in the [Tb] → [Pb] conversion table 21. It is converted into a pressure command value [Pb]. In this embodiment, for example, the brake torque command value [Tb] and the brake fluid pressure command value [Pb] are substantially proportional to each other. The brake fluid pressure command value [Pb] is input to the brake fluid pressure control signal generation circuit 22, and the brake fluid pressure Pb, which is an output signal from the brake fluid pressure sensor 25, follows the brake fluid pressure command value [Pb] to match. Thus, a control signal is sent to the brake actuator 23 which is a brake fluid pressure generation control means. At this time, an ON / OFF signal of the brake fluid pressure control operation is input from the brake fluid pressure control operation determination means 27, and a control signal is sent to the brake actuator 23 only when ON.
[0045]
The brake actuator 23 generates a brake fluid pressure Pb for stopping the wheel rotation by friction based on a control signal from the brake fluid pressure control signal generation circuit 22. An example of a detailed block configuration of the brake actuator 23 is shown in FIG. The control oil pressurized after being sucked up from the oil tank 32 by the pump 31 is sent to the inlet side port of the inlet valve 35 that is switched and controlled by the electromagnetic coil through the oil passage 33 and the accumulator 34. At the same time, the outlet side port of the inlet valve 35 communicates with the wheel cylinder 26 via the brake hydraulic pressure conduit 24. Further, the inlet side port of the outlet valve 36 that is switched and controlled by the electromagnetic coil communicates with the wheel cylinder 26 via the brake hydraulic pressure conduit 24, and the outlet side port communicates with the oil tank 32. Reference numeral 37 denotes a pressure detection type directional diode.
[0046]
If the inlet valve 35 is held in the state switched to the right position in FIG. 4, the wheel cylinder 26 is disconnected from the pump 31 and the accumulator 34, and if the inlet valve 35 is held in the state switched to the left position, The control oil sent from the pump 31 is sent to the wheel cylinder 26 through the pressure accumulator 34 and the inlet valve 35 to generate the brake fluid pressure Tb. Further, if the outlet valve 36 is held in the state switched to the left position in FIG. 4, the wheel cylinder 26 is opened into the oil tank 32 via the outlet valve 36, and the outlet valve 36 is switched to the right position. The wheel cylinder 26 is cut off from the oil tank 32. The brake fluid pressure Pb to the wheel cylinder 26 can be controlled by operating the electromagnetic coil by the control signal from the brake fluid pressure control signal generating circuit 22 and switching the inlet valve 35 and the outlet valve 36.
[0047]
The brake fluid pressure control operation determination means 27 inputs the wheel rotation speed Vw detected by the wheel rotation speed detection means 16 and the brake pedal depression signal detected by the brake pedal sensor 30, and the wheel rotation deceleration Dw {wheel rotation speed Vw Change rate of time = − (d / dt) Vw} exceeds a predetermined value D0, for example, 1.1 G, and when the brake pedal 28 is depressed, the brake fluid pressure control operation is turned ON, the brake When the pedal 28 is no longer depressed, it is determined to turn off the brake fluid pressure control operation. This determination result is output to the brake fluid pressure control signal generation circuit 22. The master cylinder 29 converts the depression force of the brake pedal 28 into brake fluid pressure.
[0048]
Here, the brake fluid pressure conduit 24 guides the hydraulic pressure generated by the brake actuator 23 to the wheel cylinder 26, and this conduit 24 is preferably as short as possible. The actual brake fluid pressure Pb and the brake fluid pressure command value [Pb ] Is controlled so as to follow well.
[0049]
A more detailed operation of the brake fluid pressure control signal generation circuit 22 will be described below. Brake fluid pressure deviation ΔPb = brake fluid pressure Pb−brake fluid pressure command value [Pb] is calculated, and a brake fluid pressure increasing pulse signal Mb, brake fluid pressure holding pulse signal Mh, The brake fluid pressure decrease pulse signal Ml is output. For example, when controlling the brake fluid pressure deviation ΔPb to be −ΔPb2 to ΔPb1, the brake fluid pressure decreasing pulse signal M1 is output when ΔPb> ΔPb1, and the brake is applied when ΔPb <−ΔPb2. The hydraulic pressure increase pulse signal Mb is output, and the brake hydraulic pressure holding pulse signal Mh is output when −ΔPb2 ≦ ΔPb ≦ ΔPb1. The output pulse widths [Mb] and [Ml] are expressed by Equation 11.
[0050]
[Mb] = k1ΔPb + [Mb0]
[Ml] = k2ΔPb + [M10] (11)
k1, k2; proportionality factor
[Mb0], [M10]; Pulse width offset bias
[0051]
According to this embodiment, the brake torque command value [Tb] is set to [Tb] = (JαG / r) (λ−λ0) + [Tb0] according to the slip ratio deviation, and the actual brake torque is By following the command value [Tb], it is possible to stably control to an arbitrary slip ratio.
[0052]
In the above embodiment, the brake actuator 23 is controlled by ON and OFF. However, the present invention is not limited to this, and a linear solenoid in which the valve opening degree can be changed linearly can also be used. The target slip ratio is not limited to 0.15, but it is often desirable to set the target slip ratio to about 0.1 to 0.25.
[0053]
Example 2
FIG. 5 is a block diagram showing a brake control device according to Embodiment 2 of the present invention. In the figure, reference numeral 18 denotes a vehicle body speed detecting means for detecting the ground speed of the vehicle body of the vehicle 17 using, for example, a comb filter or a Doppler effect. Since these vehicle body speed detection means are very expensive, the vehicle body speed may be detected by detecting the acceleration of the vehicle body and integrating the output.
[0054]
In the first embodiment, instead of the vehicle body speed V, which is difficult to measure with high accuracy, the vehicle body speed V ′ is calculated in a pseudo manner as shown in FIG. 2 using the wheel rotation speed Vw. In contrast, in this embodiment, the vehicle body speed detecting means 18 is provided to detect the actual vehicle speed V. In the slip ratio calculation means 12, the slip ratio is obtained by Equation 1 using the vehicle body speed V detected by the vehicle body speed detection means 18 and the wheel rotation speed Vw detected by the wheel rotation speed detection means 16. As in the first embodiment, the operation of the other devices is such that the brake torque command value [Tb] is set to [Tb] = (JαG / r) Δλ + [Tb0] according to the slip ratio deviation, and the actual brake torque is By following the command value [Tb], it is stably controlled to an arbitrary slip ratio.
[0055]
As described above, since the actual vehicle speed is detected in this embodiment, the actual slip ratio can be calculated with higher accuracy than in the first embodiment, and control with high accuracy can be performed. Even when the vehicle body speed is detected from the acceleration of the vehicle body, a higher accuracy than the pseudo vehicle body speed described in FIG. 2 can be obtained.
[0056]
Example 3
In the first and second embodiments, both the slip ratio λ and the target slip ratio λ0 are calculated, and the slip ratio deviation Δλ = λ−λ0 is calculated from these numerical values. In contrast, in the third embodiment, the actual slip ratio λ is not calculated, but the slip ratio deviation Δλ is directly calculated from the target slip ratio λ0 and the wheel rotational speed Vw.
6 is a block diagram showing a brake control apparatus according to Embodiment 3 of the present invention. The slip ratio deviation calculating means 13 inputs the wheel rotational speed Vw detected by the wheel rotational speed detecting means 16 and the target slip ratio λ0 set by the target slip ratio setting means 11, and the actual slip ratio and target slip of the wheel are input. Calculate and output the rate deviation.
[0057]
An example of calculation in the slip ratio deviation calculation means 13 will be described. On the right side of Δλ expressed as Equation 5, when the magnitudes of the first and second terms are compared, the first term is overwhelmingly large. For example, the first term is about 50 times larger than the second term. It will be. Therefore, there is no problem in terms of performance even if Δλ is obtained by the following expression 12.
Δλ = (− r / V0) × Vw + 1−λ0 (12)
For example, if the vehicle body speed V0 is estimated by approximating the vehicle body speed V0 in the equilibrium state by the calculation of Expression 13,WheelΔλ can be calculated from the rotational speed Vwi.
V0 = Vwi−μ0Gt (13)
Here, μ0 is a friction coefficient with the road surface when the target slip ratio λ0 can be controlled, and is set in advance.
[0058]
Therefore, the slip ratio deviation calculating means 13 calculates the estimated value V0 of the vehicle body speed by calculating Expression 13, and this value and the target slip ratio λ0 set by the target slip ratio setting means 11 and the wheel rotational speed detecting means 16 are detected. Δλ is calculated by substituting the wheel rotational speed Vw thus obtained into Equation 12. Subsequent operations of the respective devices are the same as in the first embodiment so that the brake torque command value [Tb] is set to [Tb] = (JαG / r) Δλ + [Tb0] according to the slip ratio deviation, and the actual brake By making the torque proportional to the command value [Tb], it can be stably controlled to an arbitrary slip ratio.
The start timing of the control operation can be detected by the brake fluid pressure control operation determining means 27 of the brake torque generating means 15 and this is input to the slip ratio deviation calculating means 13.
As described above, in this embodiment, the slip ratio deviation is not calculated directly, but the slip ratio deviation calculating means 13 calculates the slip ratio deviation from the estimated value of the wheel rotational speed Vw, the vehicle body speed V0, and the target skip ratio λ0. Therefore, there is an effect that an inexpensive brake control device can be obtained without requiring an expensive vehicle body speed detecting means.
[0059]
Of course, as shown in the second embodiment, if the vehicle body speed detection means 18 is provided to detect the vehicle body speed Vi at the start time of the control operation and use it instead of Vwi in the equation 13, a more accurate brake control device can be obtained. Needless to say, there is an effect to be obtained.
[0060]
Example 4
7 is a block diagram showing a brake control apparatus according to Embodiment 4 of the present invention. In the figure, reference numeral 19 denotes a vehicle body speed comparing means for comparing the detected vehicle body speed or the estimated vehicle body speed with a preset vehicle body speed Ve. A second brake control means 20 electrically controls the brake hydraulic pressure in accordance with the acceleration / deceleration of the wheel rotation speed. In the fourth embodiment, the brake control device of the second embodiment is used as a first brake control device, and the vehicle body speed comparison means 19 and the second brake control means 20 using a brake control algorithm different from the first brake control device are provided in this configuration. Is shown. For example, the second brake control device 20 electrically controls the brake hydraulic pressure in accordance with the acceleration / deceleration of the wheel rotation speed as described in the conventional device.
[0061]
Next, the operation of this embodiment will be described. The vehicle body speed comparison means 19 compares whether or not the vehicle body speed V detected by the vehicle body speed detection means 18 is greater than a preset vehicle body speed Ve. As a result, when the vehicle body speed V is larger than the set vehicle body speed Ve, the slip ratio is calculated by the vehicle body speed V and the wheel rotation speed Vw by the same control operation as in the second embodiment, and the slip ratio deviation λ−λ0 is calculated. A brake torque command value [Tb] is calculated to control the brake.
When the vehicle speed V is smaller than the set vehicle speed Ve as a result of the comparison by the vehicle speed comparison means 19, the second brake control device 20 performs control using only the wheel rotation speed Vw.
[0062]
The vehicle body speed comparison means 19 can be easily realized by, for example, a microprocessor, and the set vehicle body speed Ve may be stored in advance in the ROM. The set vehicle body speed Ve is set to 10 km / h, for example.
In general, it is very difficult for the vehicle body speed detection means 18 to accurately detect the vehicle body speed V, and the smaller the actually detected value, the greater the relative error. Assume that the vehicle body speed detection means 18 has an error of 10% (10 km / h) at 100 km / h, for example, at full scale. Since the detected value can have an error of 10% when it is full scale, when the detected value is 10 km / h, the possible error is 10 km / h. That is, 100% of the detection speed. Since the vehicle speed detection means 18 has an error with respect to the full scale in this way, the error that the value can have increases as the detection value decreases.
Therefore, in this embodiment, when the vehicle body speed becomes a small value of about 10 km / h and is considered to have a large error, if the second brake control means 20 performs control using only the wheel rotation speed, the vehicle body speed is reduced. The effect of the error that it has can be removed, and a highly accurate brake control device can be obtained.
[0063]
In the above-described embodiment, the set vehicle body speed Ve is set to 10 km / h. However, the present invention is not limited to this, and may be arbitrarily set in consideration of preventing the influence of the error of the vehicle body speed detection means 18. .
Further, the second brake control device 20 performs control using only the wheel rotational speed, but is not limited to this, and any control can be used without using the detection value of the vehicle body speed detection means 18. Something like that.
Further, in this embodiment, the brake control device shown in the second embodiment is provided with the vehicle body speed comparison means 19 and the second brake control means 20, but as in the first embodiment, an estimated value V ′ of the vehicle body speed is shown. When the estimated value V ′ of the vehicle body speed is obtained, it is compared with the set vehicle speed Ve. When the estimated vehicle speed V ′ is smaller than the set vehicle speed Ve, the estimated value of the vehicle speed is obtained. Control may be performed by the second brake control means that controls without using V ′.
[0064]
Embodiment 5 FIG.
FIG. 8 is a flowchart showing the flow of processing of the brake torque command value calculating means according to the fifth embodiment of the present invention. This brake torque command value calculation means can be applied to any of the first to fourth embodiments.
In ST1, Δλ (= λ−λ0) is input from the slip ratio deviation calculating means 13. Next, in ST2, a filter operation is performed on the slip ratio deviation Δλ to calculate Δλ *. It is desirable that this filter calculation has high attenuation at a high frequency with respect to the slip ratio deviation.
[0065]
Next, filter calculation will be described. Now, when the calculated value of the slip rate deviation at time n is Δλ (n) and the calculated value of the slip rate deviation at the next time n + 1 is Δλ (n + 1), the filter calculation represented by Expression 14 Think about processing. In Expression 14, C is a constant of 0 <C <1, the right side Δλ (n + 1) is the actual slip rate deviation, and the left side Δλ (n + 1) * is the slip rate deviation calculated as a result of the filter calculation process. Represents a value.
[0066]
Δλ (n + 1) * = C × Δλ (n) * + (1-C) × Δλ (n + 1) (14)
[0067]
If such a filter calculation process is performed, the result of the filter process is a first-order lag result, that is, the output is attenuated when the input frequency is high, and the input is directly output to the output when the input frequency is low. The cut-off frequency can be set to an arbitrary value depending on the value of C and the sampling period, generally the control period. The cut-off frequency increases as C approaches 0, and the cut-off frequency decreases as C approaches 1. If C = 0, Δλ (n) * = Δλ (n) and the filter output is equal to the input, and the cutoff frequency = ∞.
[0068]
Thereafter, the brake torque command value [Tb] is calculated in accordance with the slip deviation Δλ * in ST3, and the brake torque command value [Tb] is output to the brake torque generating means 15 in ST4.
[0069]
When detecting the wheel rotation speed and the vehicle body speed, noise and disturbance applied to the output of the brake torque generating means 15, for example, brake torque from other wheels transmitted through the engine brake and axle, have an influence and cannot be detected accurately. Sometimes. As a disturbance, the noise that enters the detection of the wheel rotation speed and the vehicle body speed is ΔNd, and the brake torque from the other wheels transmitted through the engine brake and the axle is ΔTd. It becomes like this.
ΔTb = J / r {αG (Δλ + ΔNd) + ΔTd} (15)
[0070]
From Equation 15, in order to stably control the slip ratio to an arbitrary target value and to prevent the influence of the brake torque disturbance ΔTd, α must be made sufficiently large. On the other hand, in order to prevent the influence of the detection noise ΔNd, α must be made sufficiently small. Therefore, if the frequency characteristic introduced by the filter processing of Δλ is included in α in Equation 8, this contradiction can be solved. That is, the frequency region where the noise ΔNd exists is relatively high, while the frequency region where the target value of the slip ratio and the brake torque disturbance ΔTd exist is relatively low. Therefore, if the filter processing as described above is performed, Δλ * = Δλ in the low frequency region, and α is effectively a large value. Further, since Δλ * → 0 in a high frequency region, α is effectively a small value.
At this time, the frequency indicating the boundary can be arbitrarily set by the cutoff frequency, and the cutoff frequency can be arbitrarily changed by setting the constant C in Expression 14.
[0071]
As described above, according to this embodiment, by performing filter processing on the slip ratio calculation, it is possible to reduce the influence of noise, further reduce the influence of brake torque disturbance, and more stably to an arbitrary target value. A brake control device can be obtained.
[0072]
Note that the filter operation is not limited to that shown here, and a filter having an arbitrary frequency characteristic can be configured even if an FIR filter or an IIR filter is used.
In the above embodiment, the brake torque command value calculation means 14 filters the slip ratio deviation. However, the slip ratio deviation calculation means 13 may perform the filtering process. Further, a filter processing means for independently performing a filter process is provided between the slip ratio deviation calculating means 13 and the brake torque command value calculating means 14, and the slip ratio deviation output from the slip ratio deviation calculating means 13 is input as a filter. A calculation process may be performed and output to the brake torque command value calculation means 14 as a new slip ratio deviation.
[0073]
Example 6
FIG. 9 is a block diagram showing a brake control apparatus according to Embodiment 6 of the present invention. In the figure, reference numeral 40 denotes a friction coefficient detecting means for detecting the friction coefficient μ of the road surface. In other parts, the same reference numerals as those in the first embodiment denote the same or corresponding parts. FIG. 10 is a block diagram showing an example of the friction coefficient detecting means 40. In the figure, 41 is an ultrasonic generator, 42 is a transmitter that transmits ultrasonic waves toward the road surface 100, 43 is a receiver that receives ultrasonic waves that are irregularly reflected from the road surface 100, and 44 is for amplifying the received signal. An amplifier circuit, 45 is an AM detection circuit, and 46 is a low-pass filter circuit.
[0074]
Next, the operation of this embodiment will be described. The ultrasonic wave generated by the ultrasonic generator 41 is transmitted from the transmitter 42 to the traveling road surface 100. This ultrasonic wave is irregularly reflected by the road surface 100, and this irregularly reflected wave is received by the receiver 43. The signal intensity of the irregularly reflected wave is detected by the amplifier circuit 44, the AM detection circuit 45, and the low-pass filter circuit 46. From this signal intensity, the roughness of the road surface is known. There is a strong correlation between the road surface roughness and the friction coefficient μ, and can be related, for example, as shown in FIG. In FIG. 11, the horizontal axis indicates the vehicle speed V (Km / h), the vertical axis indicates the reflected signal intensity (dB), the region A is a road surface with a low friction coefficient, the region B is a road surface with a medium friction coefficient, and the region C is a high friction. It represents the road surface of the coefficient.
[0075]
FIG. 12 is a graph showing an example of feedback gain of slip ratio deviation with respect to the friction coefficient μ. Regions A, B, and C correspond to FIG. The brake torque command value [Tb] is calculated with the feedback gain obtained based on such a relationship as α in Equation 10. The subsequent operation is the same as in the first embodiment.
[0076]
Thus, when calculating the brake torque command value [Tb] according to the slip ratio deviation, the absolute value of the feedback gain α is set large when the friction coefficient μ detected by the friction coefficient detecting means 40 is large, and when it is small, the feedback is performed. Set the absolute value of gain α small. As a result, the servo control performance to the target slip ratio is improved, the control operation is stabilized for various road surfaces, and the fluctuation range of the brake hydraulic pressure is reduced. Therefore, in a wide range of road surface conditions, the deceleration operation is smooth and feels good, and the braking operation is shortened.
[0077]
Example 7
In the first embodiment, the brake torque command value calculation means 14 calculates the brake torque command value [Tb] based on Equation 10. FIG. 13 is a characteristic diagram showing the slip ratio λ on the horizontal axis and the brake torque Tb on the vertical axis. In the figure, λ0 is the target slip ratio, and Tb0 is the brake torque offset value at the start of the control operation. Curves D and E show μ (λ) rW on road surface 1 and road surface 2 having different friction coefficients. A straight line F indicates a control operation point on this characteristic diagram (Tb operation line). The control operation will be described on the characteristic diagram as follows.
When the brake torque offset value Tb0 is smaller than the brake torque corresponding to the friction coefficient on the actual road surface, the control equilibrium point is in the vicinity of λ2, which is smaller than the target slip ratio λ0. Conversely, when the brake torque offset value Tb0 is greater than the brake torque corresponding to the actual friction coefficient on the road surface, the control equilibrium point is in the vicinity of λ1, which is greater than the target slip ratio λ0. This deviation decreases as the feedback gain α increases.(Tb operating line slope is proportional to α)When the feedback gain α is increased, the control system becomes unstable due to a delay in the control system, and the slip ratio λ may vibrate in the vicinity of the target slip ratio λ0.
[0078]
In the sixth embodiment, when the brake torque command value [Tb] is calculated according to the slip ratio deviation, the feedback gain α is set according to the friction coefficient μ detected by the friction coefficient detecting means 40. On the other hand, in this embodiment, the brake torque offset value [Tb0] at the start of the control operation is set according to the friction coefficient μ detected by the friction coefficient detecting means 40. A brake torque command value [Tb] is calculated based on Equation 10 using the set offset value [Tb0]. In the case of this embodiment, the value of the feedback gain α is fixed as, for example, −100.
[0079]
FIG. 14 is a graph showing an example of an offset value [Tb0] of the brake torque at the start of the control operation with respect to the friction coefficient μ. Regions A, B, and C correspond to FIG. The brake torque command value [Tb] is calculated using the offset value obtained based on such a relationship as [Tb0] in Equation 10. The subsequent operation is the same as in the first embodiment.
[0080]
Thus, when calculating the brake torque command value [Tb] according to the slip ratio deviation, the offset value is set large when the friction coefficient μ detected by the friction coefficient detecting means 40 is large, and the offset value is set small when it is small. To do. As a result, the servo control performance to the target slip ratio is improved, the control operation is stabilized for various road surfaces, and the fluctuation range of the brake hydraulic pressure is reduced. Therefore, in a wide range of road surface conditions, the deceleration operation is smooth and feels good, and the braking operation is shortened.
[0081]
Example 8 FIG.
In contrast to the first embodiment, in this embodiment, the brake torque command value calculation means 14 uses PID control as an equation for calculating the brake torque command value [Tb] from the slip ratio deviation Δλ. That is, the brake torque command value [Tb] is calculated based on Expression 16.
[Tb] = [Tb0] + (JαG / r) Δλ + βΣΔλ + γdΔλ / dt (16)
β: integral gain
γ: Differential gain
[0082]
By using Expression 16, the slip of the equilibrium point of the slip ratio can be eliminated by the action of the integral term, and the response to the target slip ratio can be accelerated by the action of the differential term.
[0083]
Example 9
FIG. 15 is a block diagram showing a brake control apparatus according to Embodiment 9 of the present invention. In the figure, reference numeral 52 denotes a wheel rotation acceleration / deceleration output means, hereinafter referred to as dVw / dt calculation means. In the seventh and eighth embodiments, the actual friction coefficient is measured and controlled by the friction coefficient detecting means 40, but in this embodiment, the control is performed without measuring the friction coefficient.
If Expression 1 is differentiated and Expression 4 is substituted, Expression 17 is obtained.

Now, when a system of dλ / dt = α (λ−λ0) is considered and solved, Equation 18 is obtained.
[0084]
[Equation 3]

[0085]
Equation 18 means that λ (t) converges from the initial value λ (0) of the slip ratio to the target slip ratio λ0 with a time constant 1 / (− α) (seconds).
That is, if the left side of Equation 17 is replaced with dλ / dt = α (λ−λ0) to obtain Tb, and the calculated Tb is controlled as the command value [Tb], the control device can achieve the target slip ratio λ0. Can be controlled.
[0086]
That is, it is calculated by Equation 19[ Tb ]It is sufficient to control.

The second term in Equation 19 is sufficiently small compared to the other terms and can be ignored.The above equation 19 is ignored when the second term is ignored. aApplying and eliminating the μ (λ) rW term yields Equation 20.

Equation 20 is the product of wheel rotation acceleration / deceleration dVw / dt and wheel inertia moment J, and brake torque in the previous control cycle.Command value [ Tb ](N-1) and the brake torque command value of the current control cycle according to the slip ratio deviation λ-λ0[ Tb ]This is an expression for calculating (n). The control cycle here is a cycle generated by updating the brake torque command value in the brake control device.
[0087]
FIG. 16 is a flowchart showing the processing of the brake torque calculating means 14 according to this embodiment. In ST6, slip ratio deviation λ-λ0 is input from slip ratio deviation calculating means 13. Next, dVw / dt is inputted from the dVw / dt calculation means 52 in ST7. These calculated values and the brake torque command value in the previous control cycle[ Tb ]Substituting (n-1) into Equation 19 for the current brake torque command value[ Tb ]The calculated value for calculating (n) is output to the brake torque generating means 15 and the current brake torque command value is stored. The current brake torque command value is used for calculation in the next control cycle.
[0088]
Thus, since the command value of the brake torque in a certain control cycle is calculated using the command value of the brake torque in the previous control cycle, for example, the road surface is changed from a non-frozen road surface to a frozen road surface. When the friction coefficient μ changes suddenly, the road surfaceReaction torqueA term corresponding toJ (dVw / dt) / r + [ Tb ] (N-1)Therefore, the difference between the target slip ratio and the slip ratio in the actually controlled equilibrium state can be reduced.
Also, when calculating the brake torque command value in a certain control cycle, instead of using the brake torque command value in the previous control cycle, the value corresponding to the brake torque detected by the brake fluid pressure sensor or brake torque sensor is used. Equation 20[ Tb ]You may substitute in (n-1).
[0089]
Example 10
In general, it is desirable to control the brake to a slip ratio that provides the maximum value of the friction coefficient between the wheel and the road surface. For this reason, it is necessary to detect the friction coefficient between the wheel and the road surface. This embodiment includes a maximum friction coefficient detecting means for detecting a time when the friction coefficient μ between the wheel and the road surface becomes maximum.
FIG. 17 is a block diagram showing a brake control apparatus according to Embodiment 10 of the present invention. In the figure, 50 is a target slip ratio setting means, 51 is a brake fluid pressure detecting means, 52 is a dVw / dt calculating means, and 53 is a maximum friction coefficient detecting means. From the brake fluid pressure and the acceleration / deceleration of wheel rotation, The time when the coefficient of friction between the road and the road surface becomes maximum is detected.
[0090]
Since rω = Vw, when Equation 4 is transformed, Equation 21 is obtained.
J (dVw / dt) / r + Tb = μ (λ) rW (21)
As is apparent from Equation 21, if the acceleration / deceleration speed dVw / dt of the wheel rotation and the brake torque Tb are measured, the friction coefficient μ between the wheel and the road surface can be detected. However, although a brake torque measuring instrument is commercially available for detecting the brake torque Tb, it is very expensive and is not used on a vehicle. Therefore, utilizing the fact that the brake torque Tb is proportional to the brake fluid pressure Pb, in this embodiment, the acceleration / deceleration speed dVw / dt of the wheel rotation and the brake fluid pressure Pb are measured, and the sum is calculated to An increase / decrease state of the friction coefficient μ with the road surface is detected.
[0091]
Specifically, the brake torque generating means 15 has the same configuration as that shown in FIG. 3 and generates a brake fluid pressure so as to follow a brake fluid pressure command value [Pb] that is a converted value from the brake torque command value [Tb]. The brake fluid pressure detecting means 51 detects the brake fluid pressure Pb generated in the master cylinder 29 of the brake torque generating means 15 when the driver operates the brake pedal. At the same time, the dVw / dt calculation means 52 inputs the wheel rotation speed Vw detected by the wheel rotation speed detection means 16 and calculates the time change rate dVw / dt which is the acceleration / deceleration speed of the wheel rotation.
The maximum friction coefficient detecting means 53 inputs the brake fluid pressure Pb and the time change rate dVw / dt of the wheel rotation speed, and calculates the left side in Equation 21. Further, the right side of Equation 21 is the product of the friction coefficient μ (λ) between the wheel and the road surface, the wheel effective radius r (constant), and the vertical load W between the wheel and the road surface, where rW is during the braking operation. Since it is almost constant, when the maximum value is obtained by looking at the temporal variation on the left side, the generation time of the maximum friction coefficient is obtained.
[0092]
Specifically, the detection of the time when the friction coefficient μ with the road surface becomes the maximum is calculated with a predetermined time as a control period, for example, the left side of Equation 21 is calculated every control period of 20 ms, and the calculated value at the previous control period Can be detected.
However, it is necessary to search for the time when the left side of Expression 20 is maximum in the range of the wheel rotation speed Vw> 0. If it cannot be detected within this range, it is replaced when the time change rate of Vw becomes dVw / dt = -1G (G is gravitational acceleration).
[0093]
In the target slip ratio setting means 50, a detection signal at a time when the friction coefficient becomes maximum is inputted by the maximum friction coefficient detection means 53. Further, the slip ratio λ at this time is input from the slip ratio calculation means 12 and set to the target slip ratio λ0. However, the setting range is desirably limited to a range of 0.05 to 0.5.
In the first embodiment, the target slip ratio λ0 is fixed and set to about 0.15 in advance. However, in this embodiment, the slip ratio can be controlled so as to obtain the maximum value of the friction coefficient between the wheel and the road surface.
[0094]
Example 11
This embodiment is provided with a brake fluid pressure filter processing means for performing a filter operation on the brake fluid pressure detected by the brake fluid pressure detecting means 51 in the embodiment 10. FIG. 18 is a flowchart showing the flow of processing of the brake fluid pressure filter processing means according to the eleventh embodiment.
In ST10, Pb is input from the brake fluid pressure detecting means 51. Next, in ST11, filter calculation is performed on the brake Pb to calculate Pb *.
[0095]
Next, filter calculation will be described. Now, assuming that the calculated value of the brake fluid pressure at time n is Pb (n) and the calculated value of the brake fluid pressure at the next time n + 1 is Pb (n + 1), the filter calculation processing represented by Expression 22 is performed. Think. In Equation 22, C is a constant of 0 <C <1, Pb (n + 1) on the right side is the actual brake fluid pressure, and Pb (n + 1) * on the left side is the value of the brake fluid pressure calculated as a result of the filter calculation process. Represents.
[0096]
Pb (n + 1) * = C × Pb (n) * + (1−C) × Pb (n + 1) (22)
[0097]
When such a filter calculation process is performed, the filter process result becomes a first-order lag result. In general, it is known that the brake torque Tb (n) has a characteristic close to the first order lag of the brake fluid pressure Pb (n). This is clear from the fact that the actual brake torque does not necessarily rise immediately even if the brake fluid pressure is increased instantaneously, but rises slowly with a delay.
Therefore, by appropriately setting C in the filter, Pb (n) * accurately gives the brake torque Tb (n). Therefore, in ST12, if the filtered Pb (n) * is output to the maximum friction coefficient detecting means 53 and this value is used, the friction of the road surface is more accurately compared to the case where the filtering process of the tenth embodiment is not performed. The time when the coefficient becomes maximum can be detected, and the reliability of brake control can be improved.
[0098]
Note that the filter operation is not limited to that shown here, and a filter having an arbitrary frequency characteristic can be configured even if an FIR filter or an IIR filter is used.
Further, a filter processing means for performing the filter processing independently is provided between the brake fluid pressure detecting means 51 and the maximum friction coefficient detecting means 53, and the filter operation is performed by inputting the brake fluid pressure output from the brake fluid pressure detecting means 51. However, the present invention is not limited to this.
For example, the filter processing may be performed by the brake fluid pressure detecting means 51 or the maximum friction coefficient detecting means 53.
[0099]
Example 12
FIG. 19 is a block diagram showing a brake control apparatus according to Embodiment 12 of the present invention. In the figure, the same reference numerals as those in the first embodiment denote the same or corresponding parts. Further, 55 is a current command value calculation means for calculating an electric signal, for example, a current command value, supplied to the electromagnetic solenoid of the linear control valve 56 from the brake torque command value [Tb]. The linear control valve 56 generates a brake fluid pressure corresponding to the current command value. 57 is an electromagnetic solenoid for driving the linear control valve 56, 58 is a brake hydraulic pressure conduction switching valve, 59 is a brake hydraulic pressure conduit, and guides the brake hydraulic pressure from the master cylinder 29 to the switching valve 58. The master cylinder 29 generates brake fluid pressure by operating the brake pedal 28. Reference numeral 60 denotes a wheel cylinder operated by the brake hydraulic pressure, 61 denotes a conduit for guiding the brake hydraulic pressure as an output of the switching valve 58 to the wheel cylinder 60, and 62 denotes a wheel.
[0100]
FIG. 20 is a diagram illustrating an example of characteristics of the linear control valve 56 according to the twelfth embodiment. The horizontal axis represents the average value of the average supply current to the electromagnetic solenoid (A), and the vertical axis represents the output brake fluid pressure (kg / cm²  ). When the current is controlled and supplied by pulse width modulation control (hereinafter referred to as PWM), the duty ratio of the ON time becomes an average value.
[0101]
The current command value calculation means 55 receives the brake torque command value [Tb] from the brake torque command value calculation means 14. From this brake torque command value [Tb], a current command value to be supplied to the electromagnetic solenoid 57 of the linear control valve 56 is calculated and output to the linear control valve 56. At this time, the current is controlled by PWM and supplied. Next, as shown in FIG. 20, the linear control valve 56 generates a brake fluid pressure according to the current command value.
At the same time, it is assumed that the driver operates the brake pedal 28 and brake fluid pressure is generated via the master cylinder 29. In the switching valve 58, the brake fluid pressure to the brake conduit 61 is set to the two brake fluid pressures according to the pressure difference between the brake fluid pressure generated from the linear control valve 56 and the brake fluid pressure generated from the master cylinder 29. Switch to the higher one. Then, the higher brake fluid pressure is guided to the wheel cylinder 60 via the conduit 61 to brake the wheel 62.
[0102]
With this configuration, the brake fluid pressure corresponding to the brake torque command value [Tb] can be freely set by the current value supplied to the linear control valve 56 without detecting the brake fluid pressure applied to the wheel cylinder 60. Can be operated. FIG. 21 is a waveform diagram showing an operation with respect to time of the linear control valve 56 to which a current is supplied by PWM control. In the figure, the horizontal axis is time (sec), and the vertical axis is pressure (kgf / cm²  ) And the supply current (A), the waveform a is the supply current, the curve b is the accumulator pressure, and the curve c is the wheel cylinder pressure. As is apparent from the figure, the linearity and responsiveness of the brake fluid pressure generated with respect to the supply current sufficiently satisfy the follow-up performance with respect to the brake torque command value [Tb].
[0103]
As described above, in the twelfth embodiment, the brake fluid pressure corresponding to the electric signal is generated using the linear control valve, and the follow-up performance with respect to the brake torque command value is improved, so that the control operation is stabilized, The fluctuation range of the brake fluid pressure is reduced. Therefore, the movement as a vehicle has a smooth decelerating action and good feeling, and the braking distance is shortened.
[0104]
Example 13
FIG. 22 is a block diagram showing a brake control apparatus according to Embodiment 13 of the present invention. In the figure, 65 is a target slip ratio setting means, 66 is a steering angle detection means for detecting the steering angle δ of the steering wheel, and 67 is a yaw rate detection means for detecting the yaw rate y of the vehicle. In other parts, the same reference numerals as those in the first embodiment denote the same or corresponding parts.
FIG. 23 is an explanatory diagram showing a more detailed configuration of the target slip ratio setting means 65 according to the thirteenth embodiment. 65a is a target slip ratio setting section, and 65b is a target slip ratio correction section. The target slip ratio correction unit 65b corrects the slip ratio λ0 set by the target slip ratio setting unit 65a according to the steering angle δ or the yaw rate y, and outputs the slip ratio λ0.
[0105]
As an example of the steering angle detection means 66, a potentiometer type sensor is attached to a column shaft of a vehicle steering as disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 55-156803, and a voltage signal corresponding to the steering angle is output. There is something to do.
[0106]
When the vehicle changes its course, the vehicle is usually achieved by turning in a horizontal plane (rotational movement of the vehicle itself), but when viewed on coordinates that move with the center of gravity of the vehicle, the center of gravity of the vehicle is centered. As a rotational movement. This is the yaw motion, and the rotational angular velocity at this time is the yaw rate. The detection of the yaw rate can be realized by using, for example, a vibration gyro described in JP-A-2-298812.
FIG. 24 is a block diagram showing a vibration gyro as an example of the yaw rate detection means. In the figure, reference numeral 677 denotes a vibrating body, which is formed of a piezoelectric material made of a metal such as Elinba or iron-nickel alloy. An oscillation circuit 670 as a feedback loop is connected to the drive terminal 677a and the feedback terminal 677b. Therefore, the vibration gyro 67 is driven by self-excitation. The vibrating body 677 vibrates laterally as viewed in the drawing, and an output signal is obtained from the detection terminals 677c and 677d. The detection terminals 677c and 677d are connected to the inverting input terminal and the non-inverting input terminal of the differential amplifier circuit 672. The output terminal of the differential amplifier circuit 672 is connected to the input terminal of the synchronous detection circuit 674, and the oscillation circuit 670 is connected to the synchronous detection circuit 674 via the phase circuit 676. In this case, the phase circuit 676 is adjusted so that a signal on the positive side or the negative side of the output difference between the detection terminals 677c and 677d can be obtained from the output terminal of the synchronous detection circuit 674. Furthermore, the output terminal of the synchronous detection circuit 674 is connected to the input terminal of the DC amplifier circuit 678 in order to rectify the signal therefrom.
If this vibration gyro 67 is installed in a rigid body portion of the vehicle, a signal output of a voltage proportional to the yaw rate can be obtained from the output terminal of the DC amplification circuit 678 as shown in FIG. FIG. 25 shows the yaw rate (deg / sec) on the horizontal axis and the output voltage (V) on the vertical axis.
[0107]
The target slip ratio correction unit 65b of the target slip ratio setting means 65 responds to the output signal δ of the steering angle detection means 66 or the output signal y of the yaw rate detection means 67 with respect to λ0 set by the target slip ratio setting section 65a. The correction coefficient k is determined, and (1−k) × λ0 is sent to the slip ratio deviation calculating means 13 as the corrected target slip ratio λ0.
An example of a method for determining the correction coefficient k is shown in FIG. 26 for the steering angle δ and in FIG. 27 for the yaw rate y. 26 is a graph showing the steering angle δ (°) on the horizontal axis and the correction coefficient k on the vertical axis, and FIG. 27 is a graph showing the yaw rate y on the horizontal axis and the rear wheel correction coefficient kr on the vertical axis. .
[0108]
FIG. 28 is a graph in which the horizontal axis indicates the time rate of change dy / dt of the yaw rate and the vertical axis indicates the rear wheel correction coefficient kr. As described above, the target slip ratio λ0 on the rear wheel side may be corrected according to the degree of change (dy / dt) in the yaw rate y.
[0109]
As another correction method, an example in which correction is performed in accordance with signals of both the steering angle δ and the yaw rate y will be described. FIG. 29 is a graph showing the steering angle δ on the horizontal axis and the yaw rate y on the vertical axis. In this correction method, a correction coefficient kf for the target slip ratio on the front wheel side and a correction coefficient kr for the target slip ratio on the rear wheel side are determined according to both the steering angle δ and the yaw rate y, and the target slip ratio for each wheel is determined. λ0 is corrected. In the region G in the graph, the rear wheel side correction is performed, and the correction coefficient kr is set to increase as the distance from the boundary line a increases. In the region H, the correction coefficient Kr on the rear wheel side is kept as it is, the correction on the front wheel side is performed, and the correction coefficient kf is set to increase as the distance from the boundary line b increases.
[0110]
Thus, in the thirteenth embodiment, since the target slip ratio λ0 is reset according to the steering angle δ and the yaw rate y, the target slip ratio λ0 is changed depending on whether the vehicle travels straight or not. Can do. For this reason, when it is necessary to simultaneously perform the course changing movement and the deceleration movement of the vehicle, it is possible to adjust the balance between the lateral force and the braking force applied to the tire, thereby improving the steering performance and realizing a stable braking operation.
[0111]
In the above embodiment, both the rudder angle detecting means 66 and the yaw rate detecting means 67 are provided. However, in either case, the target slip ratio λ0 is changed depending on whether the vehicle is traveling straight or not. Can do.
[0112]
Example 14
FIG. 30 is a block diagram showing a brake control apparatus according to Embodiment 14 of the present invention. In the figure, reference numeral 68 denotes a brake torque command value calculation means, which calculates a brake torque command value [Tb] to be generated by the brake torque generation means 15 as in the above embodiment. Here, in Examples 1 to 13, the calculation is performed using a term proportional to the slip ratio deviation Δλ. In this example, the brake torque command value is calculated according to the operation line on the friction coefficient characteristic. It is composed. The slip ratio calculating means 12 and the brake torque generating means 15 are the same as those used in the first to thirteenth embodiments.
[0113]
Further, in a normal brake control device, it is detected that the brake hydraulic pressure Pb applied by the driver operating the brake is excessive as compared with the braking force that can be generated by the friction between the road surface and the wheel, Control action has started. It is detected from the wheel acceleration dVw / dt and the slip ratio λ that the brake fluid pressure Pb is excessive. In contrast, in this embodiment, brake control is automatically performed regardless of the driver's brake operation. That is, a brake torque command value [Tb] larger than the brake torque Tb corresponding to the maximum friction coefficient μmax is generated until the maximum friction coefficient μmax is detected. After detecting the maximum friction coefficient μmax, an operating line on the characteristic surface of the slip ratio and the friction coefficient is set based on the maximum friction coefficient μmax and the slip ratio λmax when the maximum friction coefficient is detected. Then, the slip ratio λ is detected for each control cycle, and the brake torque command value [Tb] calculated according to the set operation line is generated. If the brake control device is configured in this way, it can operate so as to minimize the braking distance in the event of an emergency, such as avoiding a collision.
[0114]
In this embodiment, the brake torque command value is calculated using Equations 23 and 24.
Tb = μA (λ) rW (23)
Tb = μB (λ) rW (24)
However, μA (λ) is an operation line on the friction coefficient characteristics before detecting the maximum friction coefficient μmax, and μB (λ) is the detected maximum friction coefficient μmax and the maximum friction after detecting the maximum friction coefficient μmax. It is an operation line on the friction coefficient characteristic set based on the slip ratio λmax when the coefficient is detected. The operation line μB (λ) will be described in detail later.
[0115]
31 and 32 are graphs in which the horizontal axis represents the slip ratio λ and the vertical axis represents the friction coefficient μ. FIG. 31 is a diagram for explaining the state of control from the start of the brake control operation to the detection of the maximum friction coefficient of the road surface, and FIG. 32 of the control after the detection of the maximum friction coefficient of the road surface. It is a figure for demonstrating a mode. In the figure, a solid line G is a curve showing an example of a friction coefficient of an actual road surface, a broken line H is an operation line μA (λ), and a broken line I is an operation line μB (λ). A brake torque corresponding to this operation line is generated as a brake torque command value [Tb].
[0116]
FIG. 33 is a flowchart showing the main processing of the brake control apparatus according to the fourteenth embodiment, and particularly shows the processing of the brake torque command value calculating means 68. The brake control operation will be described based on this flowchart.
When the brake control operation is started, the characteristic indicated by the broken line H in FIG. 31 is set as the operation line μA (λ) of Expression 23 in ST13. In ST14, the slip ratio is detected for each control cycle, and the brake torque command value [Tb] is calculated by Equation 23. In ST15, the brake torque command value [Tb] is output to the brake torque generating means 15. The brake torque generating means 15 generates a brake torque according to the brake torque command value [Tb].
[0117]
At this time, μA (λ) is set to a value larger than the maximum value 1.0 of the friction coefficient μ as shown by a broken line H, for example, about 1.2, and the control operation is performed according to the brake torque command value of Expression 23. As a result, the slip ratio λ becomes equal to or greater than the slip ratio that generates the maximum friction coefficient μmax.
[0118]
In ST16, in order to detect the maximum friction coefficient μmax by the maximum friction coefficient detection means 531, the friction coefficient μ is obtained for each control cycle, and the friction coefficient in the previous control cycle and the friction coefficient in the current control cycle are stored. The slip ratio λ is also stored. The friction coefficient μ can be calculated by, for example, Expression 4 for the single wheel model. That is, as shown in FIG. 17 of the tenth embodiment, the brake fluid pressure detecting means 51, the wheel rotational speed detecting means 16, and the dVw / dt calculating means 52 are provided, and Jdω / dt = μ (λ) rW− From Tb, Tb + J (dVw / dt) / r can be calculated and obtained. Further, it is also possible to provide a vehicle body acceleration detection means and calculate −ma / W from ma = −μ (λ) W in Expression 4.
[0119]
The maximum coefficient of friction detection means 531 stores the coefficient of friction μ in the current and previous control cycles, and by comparing these, it can be detected that the coefficient of friction μ exceeds the maximum value and begins to decrease. The friction coefficient μ before the friction coefficient μ starts to decrease is set as the maximum friction coefficient μmax (ST17). In response to the result of ST17, until the maximum friction coefficient μmax is detected, ST14 to ST17 are repeated, the brake torque is calculated by Expression 23, and the brake is controlled by this value.
[0120]
After detecting the maximum friction coefficient μmax in ST17, the process proceeds to ST18. Based on the stored maximum friction coefficient μmax and the slip ratio λmax at that time, an operation line μB (λ) on the friction coefficient characteristic of Expression 24 is shown in FIG. The characteristic indicated by the broken line I is set. Thereafter, at ST19, the slip ratio λ is detected for each control cycle, and the brake torque command value [Tb] is calculated by Expression 24. In ST20, the brake torque command value [Tb] is output to the brake torque generating means 15. The brake torque generating means 15 generates a brake torque according to the brake torque command value [Tb]. In ST21, in order to end the brake control, for example, it is detected from the vehicle speed whether the vehicle has stopped. Steps ST19 and ST20 are repeated until the vehicle stops. During the process, steps ST14 to ST16, ST19 and ST20 are processes of one control cycle.
In the set operation line μB (λ), the slope is 0 (Ia) when λ ≦ λmax, and the slope is −1 when λ> λmax (Ib). Since μB (λ) is set in this way, the portion indicated by the oblique lines in FIG. 32, that is, the brake torque Tb and the road surface reaction force torque μ (λ)WrThe wheel speed is accelerated / decelerated due to the difference between and the slip ratio is controlled in the vicinity of λmax. For example, when the slip ratio is λ1, the wheel deceleration is dω / dt = μ1.Wr-ΜmaxWr<0, and the wheel speed decelerates rapidly. Similarly, when the slip ratio is at λ2, it accelerates rapidly. As a result, it finally converges in the vicinity of λmax.
[0121]
As apparent from the above, the operation line μB (λ) indicated by the broken line I needs to be smaller than the slope dμ / dλ of the friction coefficient μ in the entire region. Further, before detecting the maximum friction coefficient, the shape of the friction coefficient represented by the curve G and the slip ratio at which the friction coefficient is maximized are not known. Therefore, considering that the slip ratio at which the friction coefficient μ is maximum is 0.3 or less on a normal road surface, the characteristic H is set with the target slip ratio λ0 being 0.3.
[0122]
In this embodiment, it is assumed that the maximum friction coefficient is detected by the maximum friction coefficient detection means 531 in ST17. However, in the case of the road surface with the friction coefficient K as shown in FIG. I can't get it. In such a case, for example, the friction coefficient at the slip ratio λ = 0.3 and the slip ratio λ may be stored as the maximum friction coefficient and the slip ratio at that time, and the processes of ST18 to ST21 may be performed.
[0123]
Based on the detected maximum friction coefficient μmax and the slip ratio λmax when the maximum friction coefficient is detected, an operation line μB (λ) on the friction coefficient characteristics is set, and the set operation line μB (λ) is used. Since the brake torque is controlled, it is possible to surely control the slip ratio so that the maximum friction coefficient is obtained, and the braking distance can be shortened.
[0124]
Example 15.
In Example 14, the brake torque command value was calculated using Expressions 23 and 24. After detecting the maximum friction coefficient, the slip ratio when the maximum friction coefficient is detected is set as the target slip ratio. Then, the brake torque command value may be calculated based on Expression 25. Equation 25 is shown below.
Tb = μB (λ) rW + α (λ−λ0) (25)
FIG. 35 is a flowchart showing the main processing of the brake control apparatus according to the fifteenth embodiment, and particularly shows the processing of the brake torque command value calculating means 68. The configuration and operation of the other parts are the same as those in the fourteenth embodiment.
The brake control operation will be described based on the flowchart of FIG. Until the maximum friction coefficient is detected, that is, ST13 to ST17 are controlled based on Expression 23 as in the case of the fourteenth embodiment. In the next step 181, the broken line I in FIG. 32 is set as the operation line μB (λ) on the friction coefficient characteristic of Expression 25 based on the stored maximum friction coefficient μmax and the slip ratio λmax at that time. Further, the slip ratio λmax when the maximum friction coefficient μmax is detected is set to the target slip ratio λ0.
[0125]
In ST191, a brake torque command value [Tb] is calculated based on Expression 25. That is, the brake torque command value [Tb] is calculated by the sum of the first term based on the set operation line μB (λ) and the second term proportional to the slip ratio deviation Δλ. Subsequent ST20 and ST21 are the same as in Example 14.
[0126]
Next, differences from the embodiment 14 will be described with reference to FIG. FIG. 36 is a diagram for explaining the control operation, with the horizontal axis indicating the slip ratio and the vertical axis indicating the friction coefficient. The brake torque command value in the fourteenth embodiment is divided by rW and the friction coefficient equivalent is indicated by I (broken line), and the brake torque command value in the fifteenth embodiment is similarly divided by rW to obtain the friction coefficient. The equivalent is indicated by J (dashed line). This difference between I and J corresponds to the second term of Equation 25.HatchShow. A solid line G shows an example of a friction coefficient of an actual road surface. Similar to the fourteenth embodiment, the target slip ratio λ0, that is, the maximum friction coefficient μmax converges to the slip ratio that can be obtained. Further, in FIG. 36, when I is compared with J, the torque of J according to this embodiment converges to the target slip ratio λ0.HatchIt becomes larger by the indicated amount, and the convergence to the target slip rate becomes faster.
[0127]
The first term related to the operating line μB (λ) on the friction coefficient characteristic set based on the maximum friction coefficient detected as described above and the slip ratio when the maximum friction coefficient is detected, and the slip ratio deviation Δλ Since the brake torque command value [Tb] is calculated by calculating the sum of the proportional second terms, the slip ratio at which the maximum friction coefficient can be obtained can be reliably and quickly controlled, and the braking distance can be further shortened. .
[0128]
Example 16
In the fourteenth embodiment, the brake control is automatically performed regardless of the driver's brake operation. However, as in the conventional device, the brake fluid pressure applied by the driver operating the brake is excessive. May be detected to start the control operation.
FIG. 37 is a flowchart showing the main processing of the brake control apparatus according to the sixteenth embodiment, and particularly shows the processing of the brake torque command value calculating means 68. The brake control operation will be described based on this flowchart. The configuration and operation of the other parts are the same as those in the fourteenth embodiment.
[0129]
When the driver starts braking, the maximum friction coefficient detection means531Then, it memorize | stores with the friction coefficient in the control period of 1 time before. At this time, the slip ratio λ is also stored simultaneously (ST16).
In ST17, the maximum friction coefficient detecting means 531Maximum friction coefficientDetermine whether it was detected. If not detected, the process returns to ST16 and repeats until the maximum friction coefficient is detected. After the detection, the processing of ST18 to ST21 is performed as in the case of the fourteenth embodiment.
[0130]
As described above, by detecting the maximum friction coefficient, it is detected that the brake operated by the driver is excessive, and the brake control operation is started. Therefore, before the frictional force with the road surface becomes maximum, The control to release the brake is not started. For this reason, a brake control device with high braking performance can be realized.
[0131]
Example 17.
FIG. 38 is a block diagram showing a brake control sensor according to Embodiment 17 of the present invention. In the figure, 70 is an acceleration detection unit, 71 is a frequency modulation circuit, 72 is a phase shift synergistic discrimination circuit, 73 is a reference sine wave setting unit, 74 is a discrimination unit for period and phase shift direction, and 75 is a speed calculation unit. . FIG. 39 is a block diagram showing the acceleration detecting unit 70 in more detail, for example, the most common pendulum type. In the figure, 76 is a body that reciprocates in the direction of arrow P. 77 is a pendulum having a mass M, and is coupled to the body 76 by a beam having a spring constant κ. Reference numeral 78 denotes a gap that attenuates the motion of the pendulum.
[0132]
Hereinafter, the operation of the acceleration detection unit 70 will be described first. When the body 76 reciprocates in the direction of arrow P, the pendulum 77 changes by a displacement y in proportion to the acceleration, as indicated by the dotted line in FIG. As a result, the gap 78 changes, and the change is detected as a change in capacitance. If the detected acceleration is a (t) and the capacitance value at a (t) = 0 is a0, the output of the acceleration detected by the acceleration detector 70 is a (t) + a0.
As another detection method, there is a method in which a strain gauge is provided at the base portion of the pendulum 77 and the displacement of the pendulum is converted into an electric signal by the strain gauge to detect acceleration. Also in this case, if the strain amount at a (t) = 0 is set to a0, the output of the acceleration detected by the acceleration detection unit 70 is a (t) + a0 as described above.
[0133]
Next, the frequency modulation circuit 71 performs frequency modulation (hereinafter referred to as FM) proportional to the acceleration a (t) on the reference sine wave Esin (Ωt) output from the reference sine wave setting unit 73. If the angular frequency of the reference sine wave is Ω, the angular frequency displacement ΔΩ is expressed by Equation 26.
ΔΩ = k (a (t) + a0) (26)
Here, k is a design parameter and corresponds to the frequency displacement output when the acceleration is 1G. The FM wave e (t) is expressed by Equation 27. E is the amplitude of the reference sine wave.

Here, v (t) is the speed of the body 76 obtained by integrating the acceleration a (t).
[0134]
The phase synergistic discrimination circuit 72 is described in detail in, for example, Electronic Circuit III (Kyoritsu Zensho), page 178. That is, the phase synergistic discrimination circuit 72 receives the FM wave e (t) and demodulates e (t) by the square characteristic of the transistor. That is, the low frequency component (E) is calculated by the product of the FM wave e (t) and the reference sine wave of the reference sine wave setting unit 73.²  / 2) sin {k (v (t) + v0) + a0t + φ} can be cut out. FIG. 40 is a graph showing an alternating current component, where (a) shows acceleration a (t) with respect to time t, and (b) shows a waveform of a low frequency component with respect to time t. In the figure, T indicates a period, which can be measured.
[0135]
The period and phase shift direction discriminating unit 74 discriminates the period and the phase shift as shown in Expression 28.
k [{v (t) + T) + v0} − {v (t) + v0}] = 2π (28)
If the period and the phase shift direction are discriminated as shown in Equation 28, the speed can be calculated as shown in Equation 29.
v (t + T) = 2π / k + v (t) −a0T (29)
Here, since the period T0 corresponding to a0 is represented by 2π / (ka0), the recurrence formula for v (t) is represented by Expression 30.
v (t + T) = v (t) + 2π / k × (1−T / T0) (30)
If the speed calculation unit 75 obtains v (t + T) by Equation 30 for every T that changes depending on the speed v (t), the speed v (t) can be obtained effectively.
[0136]
Since the brake control sensor in this embodiment outputs the speed together with the acceleration as described above, the information on the acceleration and speed necessary for the brake control device can be obtained, and the size of the conventional acceleration sensor is almost the same. Since it can be realized with a small size, it can be used for a vehicle or the like that is limited in weight and capacity. Further, according to the configuration of this embodiment, frequency modulation (FM) proportional to the acceleration detected by the acceleration detector 70 is performed on the reference sine wave, and the FM wave is converted by the phase-shifting synergistic discrimination circuit 72. By discriminating, the period T of the low frequency component is obtained. The period T depends on the acceleration, and since the speed calculation unit 75 integrates the period T every period T, offset and drift can be reduced.
Further, since the output of the brake control sensor is a digital output for both acceleration and speed, the resistance to impact noise can be increased.
Also, the offset is generally constant over a relatively long time. Since T0 corresponding to the offset is included in Equation 21, for example, T0 can be calculated from T0 = 2π / (ka0) from the value of a0 when a constant speed is detected by a wheel speed sensor or the like. Offset correction is possible.
[0137]
Example 18
FIG. 41 is a block diagram showing a brake control sensor according to Embodiment 18 of the present invention. In the figure, reference numeral 70 denotes an acceleration detection unit similar to that of the eleventh embodiment, 79 denotes an A / D conversion unit that converts an analog value into a digital value, and 80 denotes a speed calculation unit.
[0138]
The acceleration detected by the acceleration detector 70 is converted into a digital value by the A / D converter 79 in the same manner as in the seventeenth embodiment, and is input to the speed calculator 80. The speed calculator 80 integrates the acceleration obtained by the acceleration detector 70 to obtain a speed. This processing procedure is shown in the flowchart of FIG.
When the control cycle, which is an interval for sampling acceleration, is δT, the acceleration value at i time is a (i), and the acceleration value at i-1 time is a (i-1), the actual value at i time The acceleration A (i) is obtained by Expression 31 (ST32).
A (i) = A (i-1) + (a (i) -a (i-1)) (31)
Further, the speed V (i) at the i time is obtained by Expression 32 (ST33).
V (i) = V (i−1) + δT × A (i) (32)
In ST30 and ST31, 0 is set to A (i-1), V (i-1), and a (i-1) as initial processing. In ST34, the current values are stored for the next control cycle.
[0139]
When the speed is obtained by calculation as in the eighteenth embodiment, the speed is obtained only from the detected acceleration value a and the control cycle interval δT, and by calculating the difference between the acceleration value in the previous control cycle, the acceleration value a The effects of drift included in the above can be eliminated, and only the sum is taken in the subsequent calculations, so that the effects of drift can be completely eliminated. That is, when there is only a certain drift, the drift is removed by the above calculation procedure, and the calculated speed becomes an integral value of the true acceleration. If the drift changes with time, the speed includes an error corresponding to the change when the drift changes, and an error is generated accordingly. However, this error is very small and generally not a problem. The error is overwhelmingly less than at least the output is saturated by integrating the drift.
The A / D conversion unit 79 and the speed calculation unit 80 can be made of, for example, semiconductors. If the displacement of the pendulum of the acceleration detection unit 70 is detected by, for example, a semiconductor strain gauge, all of the brake control sensors can be made of semiconductors. Accordingly, it is possible to incorporate the sensor into a single chip, and it is possible to obtain a brake control sensor that can obtain a speed that is an integral value at the same time as acceleration, that is small and inexpensive, and that can provide an integral output as a digital output.
[0140]
【The invention's effect】
As described above, according to the first configuration of the present invention, the slip ratio setting means for setting the target slip ratio, the wheel rotation speed detection means for detecting the wheel rotation speed, and the wheel detected by the wheel rotation speed detection means. Using the rotational speed and the target slip ratio, a slip ratio deviation calculating means for calculating a deviation between the actual wheel slip ratio and the target slip ratio, a brake torque command value calculating means for generating a brake torque command value according to the deviation, Brake torque generating means for generating brake torque in accordance with the brake torque command value;And a friction coefficient detecting means for detecting the friction coefficient of the road surface, and the brake torque command value calculating means calculates a sum of a term proportional to the slip ratio deviation and a term not related to the slip ratio deviation to obtain a brake torque command value. In this calculation, the proportional coefficient of the term proportional to the slip ratio deviation is made variable according to the friction coefficient detected by the friction coefficient detecting means, so that the slip ratio can be stabilized to an arbitrary value in a wide range of road surface conditions. Control, smooth deceleration, good feelingThere is an effect that a brake control device can be obtained.
[0143]
In addition, the first of the present invention2With this configuration, the slip ratio setting means for setting the target slip ratio, the wheel rotation speed detection means for detecting the wheel rotation speed, the wheel rotation speed detected by the wheel rotation speed detection means and the target slip ratio are used. Slip ratio deviation calculating means for calculating a deviation between the actual wheel slip ratio and the target slip ratio, a brake torque command value calculating means for generating a brake torque command value according to the deviation, and a brake according to the brake torque command value Brake torque generating means for generating torque and friction coefficient detecting means for detecting the friction coefficient of the road surface, and the brake torque command value calculating means is a sum of a term proportional to the slip ratio deviation and a term not related to the slip ratio deviation. Is calculated as a brake torque command value, and the slip is determined according to the friction coefficient detected by the friction coefficient detection means at the time of this calculation. By making the value of the term not related to the deviation variable, it is possible to stably control to an arbitrary slip ratio in a wide range of road surface conditions, and there is an effect that a brake control device having a smooth feeling and a good feeling can be obtained. .
[0144]
In addition, the first of the present invention3With this configuration, the slip ratio setting means for setting the target slip ratio, the wheel rotation speed detection means for detecting the wheel rotation speed, the wheel rotation speed detected by the wheel rotation speed detection means and the target slip ratio are used. Slip ratio deviation calculating means for calculating a deviation between the actual wheel slip ratio and the target slip ratio, a brake torque command value calculating means for generating a brake torque command value according to the deviation, and a brake according to the brake torque command value Brake torque generating means for generating torque and wheel rotation acceleration / deceleration output means for outputting acceleration / deceleration of wheel rotation are provided, and the brake torque command value calculation means is adapted to the wheel rotation acceleration / deceleration output by the wheel rotation acceleration / deceleration output means. Depending on the sum of the proportional term, the term proportional to the slip ratio deviation, and the term proportional to the brake torque, With the arrangements so as to calculate a value, a wide range can be stably controlled to an arbitrary slip ratio in road surface conditions, deceleration is smooth, the effect of feeling good brake control device is obtained.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a block diagram showing a brake control device according to Embodiment 1 of the present invention.
FIG. 2 is a characteristic diagram showing a vehicle body speed according to the first embodiment.
FIG. 3 is a block diagram showing a brake torque generating means according to the first embodiment.
FIG. 4 is a block configuration diagram illustrating a brake actuator according to the first embodiment.
FIG. 5 is a block diagram showing a brake control device according to Embodiment 2 of the present invention.
FIG. 6 is a block diagram showing a brake control device according to Embodiment 3 of the present invention.
FIG. 7 is a block diagram showing a brake control device according to Embodiment 4 of the present invention.
FIG. 8 is a flowchart showing processing of a brake torque command value calculating means according to Embodiment 5 of the present invention.
FIG. 9 is a block diagram showing a brake control device according to Embodiment 6 of the present invention.
FIG. 10 is a configuration diagram illustrating an example of a friction coefficient detection unit 40 according to a sixth embodiment.
FIG. 11 is a graph showing the relationship between vehicle speed, reflected signal intensity, and friction coefficient according to Example 6;
12 is a graph showing a relationship between a friction coefficient μ and a feedback gain of slip ratio deviation according to Example 6. FIG.
FIG. 13 is a graph showing a relationship between a slip ratio and a brake torque according to Example 7 of the present invention.
FIG. 14 is a graph showing a relationship between a friction coefficient μ and an offset value according to Example 7 of the present invention.
FIG. 15 is a block diagram showing a brake control apparatus according to Embodiment 9 of the present invention.
FIG. 16 is a flowchart illustrating processing of a brake torque calculating unit according to the ninth embodiment.
FIG. 17 is a block diagram showing a brake control apparatus according to Embodiment 10 of the present invention.
FIG. 18 is a flowchart showing processing of a brake hydraulic pressure filter processing means according to Embodiment 11 of the present invention.
FIG. 19 is a block diagram showing a brake control apparatus according to Embodiment 12 of the present invention.
20 is a characteristic diagram of the linear control valve according to Example 12. FIG.
FIG. 21 is a waveform chart showing an operation with respect to time of the linear control valve to which current is supplied by PWM control according to the twelfth embodiment.
FIG. 22 is a block diagram showing a brake control apparatus according to Embodiment 13 of the present invention.
FIG. 23 is an explanatory diagram showing target slip ratio setting means according to the thirteenth embodiment.
FIG. 24 is a block diagram showing a yaw rate detection means according to the thirteenth embodiment.
FIG. 25 is a graph showing a relationship between a yaw rate and an output signal according to Example 13;
FIG. 26 is a graph illustrating a method of determining a correction coefficient k according to the steering angle δ in the target slip ratio correction unit according to the thirteenth embodiment.
FIG. 27 is a graph illustrating a method of determining a correction coefficient kr according to the yaw rate y in the target slip ratio correction unit according to the thirteenth embodiment.
FIG. 28 is a graph illustrating a method of determining a correction coefficient kr according to the time change rate dy / dt of the yaw rate in the target slip ratio correction unit according to the thirteenth embodiment.
FIG. 29 is a graph showing a method of determining a front wheel side correction coefficient kf and a rear wheel side correction coefficient kr according to the steering angle δ and the yaw rate y in the target slip ratio correction unit according to the thirteenth embodiment;
30 is a block diagram showing a brake control apparatus according to Embodiment 14 of the present invention. FIG.
31 is a graph showing a relationship between a slip ratio and a brake torque before detecting a maximum friction coefficient according to Example 14. FIG.
32 is a graph showing the relationship between the slip ratio and the brake torque after detecting the maximum friction coefficient according to Example 14. FIG.
FIG. 33 is a flowchart showing processing of a brake torque command value calculating means according to the fourteenth embodiment.
FIG. 34 is a graph showing an example of a friction coefficient of a road surface.
FIG. 35 is a flowchart showing processing of a brake torque command value calculating means according to Embodiment 15 of the present invention.
FIG. 36 is a graph for explaining a control operation according to the fifteenth embodiment, in which the horizontal axis indicates the slip ratio and the vertical axis indicates the friction coefficient.
FIG. 37 is a flowchart showing processing of a brake torque command value calculating means according to Embodiment 16 of the present invention.
FIG. 38 is a block diagram showing a brake control sensor according to Embodiment 17 of the present invention.
FIG. 39 is a configuration diagram illustrating an acceleration detection unit according to Embodiment 17;
40 is a graph showing alternating current components according to Example 17. FIG.
FIG. 41 is a block diagram showing a brake control sensor according to Embodiment 18 of the present invention.
FIG. 42 is a flowchart illustrating the processing procedure of the speed calculation unit according to the eighteenth embodiment;
FIG. 43 is an explanatory diagram showing a single-wheel model.
FIG. 44 is a characteristic diagram showing the slip ratio λ of the wheel on the horizontal axis and the friction coefficient μ and the side force coefficient μs on the vertical axis.
FIG. 45 is a block configuration diagram showing a signal processing circuit and a logic circuit according to a conventional device.
FIG. 46 is a graph showing slip ratio deviation with respect to time.
FIG. 47 is a graph showing a brake torque deviation with respect to time.
[Explanation of symbols]
11 Target slip ratio setting means
12 Slip rate calculation means
13 Slip rate deviation calculating means
14 Brake torque command value calculation means
15 Brake torque generating means
16 Wheel rotation speed detection means
17 Vehicle
18. Vehicle speed detection means
19 Vehicle speed comparison means
20 Second brake control means
40 Friction coefficient detection means
50 Target slip ratio setting means
51 Brake fluid pressure detection means
52 Wheel rotation acceleration / deceleration output means
53,531 Maximum friction coefficient detection means
55 Current command value calculation means
56 Linear control valve
60 Wheel cylinder
66 Rudder angle detection means
67 Yaw rate detection means
70 Acceleration detector
75 Speed calculator
80 Speed calculator

Claims (3)

A slip ratio setting means for setting a target slip ratio, a wheel rotation speed detection means for detecting the rotation speed of the wheel, and an actual wheel slip using the wheel rotation speed detected by the wheel rotation speed detection means and the target slip ratio. Slip ratio deviation calculating means for calculating a deviation between the target slip ratio and the target slip ratio, brake torque command value calculating means for generating a brake torque command value according to the deviation, and a brake for generating brake torque according to the brake torque command value A torque generation means and a friction coefficient detection means for detecting the friction coefficient of the road surface , and the brake torque command value calculation means calculates a sum of a term proportional to the slip ratio deviation and a term not related to the slip ratio deviation. Brake torque command value, and in this calculation, according to the road surface friction coefficient detected by the friction coefficient detection means, Brake control device being characterized in that the proportional coefficient of term proportional to slip ratio deviation variable. A slip ratio setting means for setting a target slip ratio, a wheel rotation speed detection means for detecting the rotation speed of the wheel, and an actual wheel slip using the wheel rotation speed detected by the wheel rotation speed detection means and the target slip ratio. Slip ratio deviation calculating means for calculating a deviation between the target slip ratio and the target slip ratio, brake torque command value calculating means for generating a brake torque command value according to the deviation, and a brake for generating brake torque according to the brake torque command value And a friction coefficient detecting means for detecting a friction coefficient of the road surface. The brake torque command value calculating means calculates a sum of a term proportional to the slip ratio deviation and a term not related to the slip ratio deviation. Brake torque command value, and according to the road surface friction coefficient detected by the friction coefficient detection means during this calculation, Brake control device being characterized in that the value of the term which are not related to the serial slip rate deviation variable. A slip ratio setting means for setting a target slip ratio, a wheel rotation speed detection means for detecting the rotation speed of the wheel, and an actual wheel slip using the wheel rotation speed detected by the wheel rotation speed detection means and the target slip ratio. Slip ratio deviation calculating means for calculating a deviation between the target slip ratio and the target slip ratio, brake torque command value calculating means for generating a brake torque command value according to the deviation, and a brake for generating brake torque according to the brake torque command value A torque generation means, and a wheel rotation acceleration / deceleration output means for outputting a wheel rotation acceleration / deceleration, wherein the brake torque command value calculation means is proportional to the wheel rotation acceleration / deceleration output by the wheel rotation acceleration / deceleration output means. And the sum of the term proportional to the slip ratio deviation and the term proportional to the brake torque. Brake control equipment, characterized by being configured so as to click command value.

Images