本发明涉及车辆的制动控制装置，特别是涉及一种以单一的调 节器改变前后轮制动闸的制动力，进行制动控制的装置。

例如，特开平2-234869号公报公开了一种使前后轮制动闸的 制动力可变的制动控制装置。

上述特开平2-234869号公报公开的装置中，由于每一个车轮 闸都需要调节器，故增大了成本及重量，不适用于如踏板式摩托车 等低成本的车辆。

为解决上述问题，本申请人已提出一种装置，它能利用单一的 调节器使前、后轮制动闸的制动力变化(特愿平6-108753号)。但 是，在单纯地由单一的调节器控制前、后轮制动闸的制动力时，前后 轮制动相互影响，不能单独地控制前轮及后轮的打滑率，故，希望实 现这样的控制：使前、后轮的打滑率迅速地收敛于某一适当值。

所以，考虑采用如下的方法，在以前轮及后轮打滑率为坐标轴 的直角坐标系上确定目标打滑率直线，同时，设定目标打滑率直线 的上方侧的制动减力控制区域、以及目标打滑率直线下方侧的制动 增力控制区域，根据前轮及后轮打滑率确定打滑率在上述直角坐标 系上的打滑率当前位置，根据上述位置在那一控制区域来控制调节 器，这样，前轮及后轮打滑率可快速地收敛于适当值。但是，前后两 轮的打滑率从制动减力控制进入到目标打滑率下侧时，直接进行增 力控制，会使打滑率再次变大，妨碍控制的收敛性。

本发明正是鉴于上述问题而作出的发明，其目的是提供一种车 辆的控制装置，该装置不仅以单一的调节器控制前、后轮制动闸的 制动力，而且能使防抱死控制时的控制的收敛性提高。

为达到上述目的，本发明第一方案的制动控制装置，包括安装 于前轮的前轮制动闸、安装于后轮的后轮制动闸、能使前轮及后轮 制动闸的制动力变化的单一的调节器、前轮速度传感器、后轮速度 传感器、控制调节器的动作的控制装置，其特征在于：该控制装置包 括：根据前轮及后轮速度传感器的检测值，计算前轮及后轮打滑率 的打滑率计算单元；在以前轮打滑率和后轮打滑率为坐标轴的直角 坐标系内，确定目标打滑率直线的目标打滑率确定单元，而此处所 说的目标打滑率直线是这样的函数，即随着前轮打滑率的增大，后 轮打滑率减小；判定单元，分别设定目标打滑率直线的上方侧的制 动减力控制区域、目标打滑率直线下方所定幅度的死区、以及该死区下 方侧的制动增力控制区域，同时，由上述打滑率计算单元得到的前 轮及后轮打滑率确定打滑率在上述直角坐标系上的打滑率当前位 置，根据上述位置在那一控制区域来判别制动控制模式；控制量确 定单元，根据该判别单元的判定结果确定调节器的控制量，同时，当 打滑率当前位置位于死区时，设定调节器的控制量为“0”调节器驱 动单元，根据控制量确定单元得到的控制量输出驱动调节器的信 号。

本发明第二方案的车辆的制动控制装置，在第一方案的构成基 础上，在对应于打滑率当前位置偏离制动减力控制区域的非防抱死 制动控制时，上述判别单元使死区的幅度逐渐增大。

本发明第三方案的车辆的制动控制装置，在第一方案的构成基 础上，在打滑率当前位置从制动减力区域进入到目标打滑率直线下 方一侧时，仅在所定的时间内，控制量确定单元根据目标打滑率直 线及打滑率当前位置之间的距离减去死区幅度的值来决定调节器 向制动增力侧的控制量，而经过所定时间后，则设定调节器向制动 增力侧的控制量为一定。

本发明第四方案的车辆的制动控制装置，在第一方案的构成基 础上，调节器具有可以制动的电机，在调节器的控制量为“0”时，调 节器驱动单元向电机施加能耗制动。

按照本发明的第一方案，前轮打滑率和后轮打滑率都为适当值 的目标打滑率直线是这样决定的：前后轮任一方的打滑率下降部分 都由另一方的打滑率的增加来补偿。使前后两轮的打滑率与目标打 滑率直线一致地控制调节器，这样，在前后两轮可得到适当的打滑 率。而且，在目标打滑率直线下方设置死区，在该死区内，调节器的 控制量为“0”，这样，可防止由调节器的辅助力引起的打滑率的增 加，提高防抱死控制的收敛性。

根据本发明的第二方案，死区的幅度在进行防抱死制动控制时 较窄、在非防抱死制动控制时较宽，所以，可以实现防抱死制动控制 时的打滑率的稳定化及非防抱死制动控制时的车体稳定性。此外， 死区幅度的变化缓慢，所以可以抑制随着死区变化的控制的冲击变 大。

根据本发明的第三方案，在打滑率当前位置从制动减力区移到 目标打滑率直线下方时，可抑制制动力的增加，避免引起打滑率不 希望的增加。

根据本发明第四方案，使调节器的控制量为“0”时，通过向电机 施加能耗制动，可以更快速地使打滑率收敛。

图1是第一实施例的小型摩托车的侧视图，

图2是图1的摩托车的主视图，

图3是制动装置的总装图，

图4是表示前轮用及后轮用传递系统的调节器的连接部分的 侧视图，

图5是图4的5-5剖视图，

图6是表示衰减机构的构成的剖视图，

图7是图6的7-7的放大剖视图，

图8表示前轮制动操作杆操作时的连动制动特性。

图9表示后轮制动操作杆操作时的连动制动特性。

图10表示控制装置构成的框图。

图11表示行驶信息计算部构成的框图。

图12表示制动状态判定部的构成模式图。

图13是说明制动控制模式判定时的条件A成立条件的时序 图。

图14是说明制动控制模式判定时的条件B成立条件的时序 图。

图15表示根据车体推定速度进行CBS控制时的负载车速修 正系数的设定图。

图16表示目标打滑率线。

图17表示由制动输入模式决定的目标打滑率线的变化。

图18表示ABS控制及非ABS控制时目标打滑率线的变化。

图19是对应车速的目标打滑率线的变化。

图20是死区宽度对应制动控制模式的变化图。

其中的符号表示，45F、45R-前、后轮速度传感器、52-控制量 确定单元、53-调节器驱动单元、61F，61R-打滑率计算单元，64- 作为判定手段的制动输入·控制模式判定单元，66-目标打滑率确 定单元，68-打滑率偏差计算单元，BF，BR-前、后轮闸、C-控制装 置、LF、LR-前、后轮制动操作杠、M-调节器、TF、TR-前、后轮制动 传递系统、WF、WR-前、后轮。

〔实施例〕

下面根据附图说明本发明的实施例

首先，在图1及图2中，摩托车的车体大梁F前部装有头管1，通 过与在用头管1支撑并可操作转向的转向杆2连接的左右一对前 叉管3，将前轮WF悬架于车体大梁F上。在车体大梁F的中间部 分，可摆动地连接着变速箱4，变速箱4中内装有传递来自搭载于 该车体大梁F上的发动机(图中未示)输出的动力的传动装置，后 轮WR可转动地支撑在该变速箱的后面。

在后轮WR上，安装着施加对应于作动杆5R动作量的制动力 的已公知的机械式后轮制动装置BR，在前轮WR上，安装着施加对 应于动作杆5F动作量的制动力的已公知的机械式前轮制动装置 BF。

在连接于转向杆2上的转向手柄6的左右两端安装着把手6L， 6R。在转向手柄6的左端铰支着作为制动装置操作件的后轮制动 装置操作杆LR，该杆用握持把手6L的左手操作，在转向手柄6的 右端铰支着作为制动装置操作件的前轮制动装置操作杆LF，该杆 用握持把手6R的右手操作。

同时参照图3，后轮制动装置的操作杆LR和后轮制动装置BR 的动作杆5R通过把对应于后轮制动装置操作杆LR操作的制动力 机械地传递到后轮制动装置BR的后轮传递系统TR相互连接，前轮 制动装置的操作杆LF和前轮制动装置BF的作动杆5F通过把对应 于前轮制动装置操作杆LF操作的制动力机械地传递到前轮制动装 置BF的前轮传递系统TF相互连接。

后轮用传递系统TR，由一端连接于后轮操作杆LR上的制动索 7R和一端连接于该制动索7R的另一端的衰减机构8R、一端连接于 衰减机构另一端的制动索9R、连接于制动索9R的另一端的传动杆 10R和连接于后轮制动装置BR的作动杆5R及传动杆10R之间的制 动索11R构成。制动索9R、11R这样与传动杆10R连结，即，由对应于 制动索9R的牵引动作的传动杆10R的转动，将牵引力作用于制动 索11R上。前轮用传递系统TF与上述后轮用传递系统TR一样构 成，由一端连接于前轮操作杆LF的制动索7F、一端连接于该制动 索7F的另一端的衰减机构8F、一端连接于衰减机构另一端的制动 索9F和连接于制动索9F的另一端的传动杆10F以及连接于前轮 制动装置BF的作动杆5F和传动杆10F之间的制动索11F构成。

在后轮用传递系统TR中间的传动杆10R及在前轮用传递系统 TF中间的传动杆10F连接着调节器M，此调节器M由行星齿轮机 构14和可正反自由切换转动方向、向行星齿轮机构14输送转动力 的同时，在不通电状态下可自由转动的电机15构成，而且，该电机 可以能耗制动。

一起参照图4及图5，调节器M的箱体16由安装了电机15的 第一箱体17、在电机15对面的与第一箱体17连结的第二箱体18、 在第一箱体17对面的与第二箱体18连结的第三箱体19构成，行 星齿轮机构14装于箱体16内形成的齿轮箱21中，前后轮用传递 系统TR、TF中间的传动杆10R、10F装于形成在第三箱体19和与第 三箱体19结合的盖20之间的作动室22内，并可转动。又，电机15 的输出轴23伸入齿轮箱21内，电机15与箱体16的第一箱体17 结合。

行星齿轮机构14包括恒星齿轮24、齿圈25及支撑与恒星齿 轮24及齿圈25啮合的多个行星齿轮26的托架34。后轮用传递系 统TR的传动杆10R与齿圈25联接，前轮用传递系统TF的传动杆 10F与行星托架34联接，电机15的输出轴23与恒星齿轮24联接。

在箱体16的第一箱体17上，可转动地支撑着具有与电机15 的输出轴23平行的轴线的、配置于齿轮室21中的回转轴27的一 端，该回转轴27的另一端伸进作动室22，并贯通第三箱体19且可 转动。在回转轴27的齿轮室21内的中间部分设置了沿半径方向向 外鼓出的凸缘部27a，在该凸缘部27a和第一箱体17之间的回转 轴27上安装着恒星齿轮24和与安装在电机15的输出轴23上的 驱动齿轮28啮合的、与恒星齿轮24固定联结的从动齿轮29，恒星 齿轮24和从动齿轮29可与转轴27作相对转动。因此，电机15通 过驱动齿轮28及从动齿轮29联接于恒星齿轮24。

又，在作动室22内的回转轴27的端部固定着传动杆10F，在此 传动杆10F和上述凸缘27a之间，配置着同轴包围回转轴27的圆 筒30，在该圆筒30及回转轴27之间安装着轴承31。且在圆筒30 的作动室22侧端部固定着传动杆10R，在圆筒30的齿轮室21侧端 部固定着齿圈25。因而，传动杆10R通过圆筒30与齿圈25联结。而 且，在齿圈25与传动杆10R之间，安装着与圆筒30同轴的圆筒形 的衬套32，在该衬套32和第三箱体19之间安装了轴承33。

再者，在固定了传动杆10F的回转轴27的凸缘部27a上，固定 着行星托架34。因而，传动杆10F通过回转轴27与行星托架34联 结。

在图6及图7中，衰减机构8R是由以基端侧连接后轮制动装 置操作杆LR侧的制动索7R的操作侧部件36和以基端侧连接后轮 制动装置BR侧的制动索9R的作动侧部件37之间安装的减振弹簧 38构成的。

操作侧部件36为棒状，在其前端部一体设计了沿半径方向向 外突出的支撑部36a。作动侧件37是使支撑部36a可滑动地嵌入 的带底圆筒，在该作动件37的一前端侧，可滑动地嵌入中心部有 套筒39a的圆形座板39，操作侧部件36穿过套筒39a并可沿轴向 作相对移动。而且，在作动件37内支撑件36a及座板39之间压缩 了一根减振弹簧38，为限制座板39朝远离支撑件36a的方向移 动，在作动件37的端面嵌入了止动轮40。

作动侧件37可滑动地置于外壳41内，制动索7R可移动地穿 过外壳41的一端，并与操作件36连接。制动索9R可移动地穿过外 壳41的另一端，与作动侧件37连接。而且，将减振弹簧的荷重 设置成由后轮制动装置操作杆LR的一般制动操作输入不使衰减 机构8R压缩的程度。

衰减机构8F具有与上述衰减机构8R同样的构成，并被设置于 制动索7F及制动索9F之间。

如图1及图2所示，车架F的前部被前罩板12覆盖，上述两衰 减机构8F、8R和调节器M由前罩板12覆盖，由车架F固定支撑， 特别是将调节器M置于由前罩板12形成的支撑板12a的下方并 安装到车架F上。

在此类制动装置中，当在不进行后轮制动操作杆LR的制动操 作状态下，只进行前轮制动操作杆LF的制动操作时，则行星托架 34转动，虽然通过前轮用传递系统TF传递的制动操作力使前轮制 动装置BF发生制动动作，但在电机15处于未通电状态时，因恒星 齿轮24自由转动，后轮制动装置BR仍处于非动作状态。而当电机 15反转时，因恒星齿轮24和行星托架34同向转动，故齿圈25反 转，后轮制动装置BR动作的同时，前轮制动装置BF上从电机15得 到辅助力。

即，如图8所示，在前轮制动操作杆的操作力上增加伴随着电 机15的动作产生的辅助力的制动力由前轮制动装置BF发挥出来 的同时，伴随电机15的动作的连动的制动力在后轮制动装置BR得 到发挥，得到如图中直线A所示的以向量值表示的合力。

此时，把从恒星齿轮24的输入到齿圈25的输出的减速比定为 iR，从恒星齿轮24的输入到行星齿轮26的输出的减速比定为iC， 齿圈25的齿数定为ZR，恒星齿轮24的齿数定为ZS时，表示辅助 力的直线的斜率tanθ用下面的第(1)～第(3)式决定。

tanθ＝iR/iC…………(1)

iR＝ZR/ZS……………(2)

iC＝(ZR+ZS)/ZS………(3)

再设电机15的输出力矩为T，从电机15到恒星齿轮24的减 速比为iS时，可用(T×iS×ZR/ZS)得到后轮制动力，用〔T×iS× (ZR+ZS)/ZS〕得到前轮制动力中的辅助力。

与此相反，在不进行前轮制动装置的操作杆LF的制动操作的 状态下，只进行后轮制动装置的操作杆LR的制动操作的状态，当使 电机15动作时，如图9所示，则在后轮制动装置的操作杆LR的制 动操作力上增加伴随着电机15的动作而产生的辅助力的制动力通 过后轮制动装置BR发挥的同时，伴随电机15的动作的连动的制动 力在前轮制动装置BF得到发挥。

判断出后轮WR及前轮WF中任何一个发生车轮抱死的可能性 增大时，使电机15朝与连动制动时相反向地转动，使恒星齿轮24 朝与制动增力时相反地正向转动。因此，行星齿轮26…一面使齿圈 25朝减少后轮制动装置BR的制动力的方向转动，由来自齿圈25 的反力，行星托架34也朝减少前轮制动装置BF的制动力的方向转 动。此结果，减少后轮WR及前轮WF的制动力，可避免要进入抱死 制动状态的车轮陷入抱死状态。在这样的防抱死控制时，在恢复制 动力时，使电机反转。

调节器M中的电机15的动作由电子控制装置C(参照图3)控 制。检测后轮制动装置操作杆LR的操作输入的后轮用行程传感器 44R，检测前轮制动装置操作杆LF的操作输入的前轮用行程传感器 44F，检测后轮WR转速的后轮转速传感器45R及检测前轮WF转速 的前轮转速传感器45F，检测前轮制动操作杆LF的操作的前轮用 制动开关47F，检测后轮制动操作杆LR的操作的后轮用制动开关 47R，检测车体加减速的加减速度传感器48的检测值分别输入此电 子控制装置中，电子控制装置C根据这些检测值控制电机15的动 作。

再者，如图6所示，行程传感器44R、44F有检测元件49，安装 在衰减机构8R、8F的壳体41上。另一方面，在衰减机构8F、8R的壳 体41及作动侧件37的侧面设置了沿座板39的移动方向延伸的切缝 41a、37a，在座板39上一体地设计了从该切缝41a、37a外向外壳 41的外面伸出的与上述检测元件49接触的被检测件39b，行程传 感器44R、44F安装于壳体41上，根据对应于后轮及前轮制动装置 操作杆LR、LF的操作的上述被检测件39b的移动，使检测元件49 被收缩。

图10中，控制装置C包括行驶信息计算部50、制动状态判断 部51、控制量确定单元52、调节器驱动单元53。上述行驶信息计算 部根据前轮速度传感器45F、后轮速度传感器45R、前轮用制动开关 47F、后轮用制动开关47R、以及加、减速传感器48的检测值来得到 行驶信息；制动状态判断部51根据上述行驶信息计算部得到的行 驶信息以及前轮用行程传感器44F、后轮用行程传感器44R、前轮用 制动开关47F及后轮用制动开关的检测值判断制动状态；控制量确 定单元52根据该制动状态判断部51的判断结果确定调节器M中 电机15的控制量；调节器驱动装置53根据控制量确定单元52得 到的控制量输出驱动电机15的信号。

图11中，在行驶信息计算部50中，得到作为行驶信息的前轮 速度VWF、后轮速度VWR、前轮加·减速度ωWF、后轮加·减速度 ωWR、前轮打滑率λWF、后轮打滑率λWR、以及推定车速VR。而且，行 驶信息计算部50包括：由前轮速度传感器45F的输出信号计算前 轮速度VWF的前轮速度计算单元55F、由后轮速度传感器45R的输 出信号计算后轮速度VWR的后轮速度计算单元55R、将加、减速度 传感器48得到的模拟信号转换成数字信号的A/D变换器56、在两 制动开关47F、47R的至少一个检测出制动操作时输出高水平信号 的“或”门电路57、根据A/D变换器56及或门57的输出信号判断 车体是否处于加、减速状态的加、减速判别单元58、根据作为从动 轮速度的前轮速度VWF和数字化的车体加、减速度Gx以及加减速 判别单元58的判别结果来计算推定车速的推定车速计算单元59、 对前轮速度计算单元55F得到的前轮速度VWF进行微分以求得前 轮加速度ωWF的微分单元60F、对后轮速度计算单元55R得到的后 轮速度VWR进行微分以求得后轮加速度ωWF的微分单元60R、根据 推定车速和前轮速度VWF计算前轮打滑率λWF的打滑率计算单元 61F、根据推定车速和后轮速度VWR计算后轮打滑率λWR的打滑率 计算手段61R。

加减速判别单元58，在车体加、减速度Gx的绝对值|Gx|超过 所定值α(|Gx|＞α)时，或在“或”门57的输出为高水平时，判断车 辆处于加、减速状态。

在由加、减速判别单元58判定车体处于非加、减速状态时，推 定车速计算单元59根据本次得到的前轮速度VWF(n)和上次以计算 得到的推定车速VR(n-1)的比较结果，按下述方法求得推定车速 VRn。即，

当VWF(n)＞VR(n-1)时，

  VR(n)＝VR(n-1)+G1×t

当VWF(n)＜VR(n-1)时，

  VR(n)＝VR(n-1)-G2×t

当VWF(n)＝VR(n-1)时，

  VR(n)＝VR(n-1)

上述等式中，G1(＞0)是一定的加速度，G2(＜0)是一定的减速 度，t是计算周期。

当由加、减速判别手段58判定车体处于加、减速状态时，推定 车速计算单元59以下式计算推定车速。 $V_{R\left(n\right)}=V_{R(n-1)}+\int \mathrm{Gxdt}$

再者，打滑率计算单元61F、61R分别以λWF＝(VR-VWF)/VR、 λWR＝(VR-VWR)/VR计算出前轮及后轮打滑率λWF、λWR。

图12中，制动状态判定部51包括制动控制可否判断单元63、 作为判定单元的制动输入·控制模式判定单元64、修正系数设定 单元65、目标打滑率确定单元66、打滑率修正单元67、打滑率偏差 计算单元68。

制动控制可否判断单元63是用于判定是否可以进行由电机 15的动作控制产生的防抱死制动控制(ABS控制)及制动增力控制 (CBS)的。由行驶信息计算部50得到的推定车速VR、前轮速度VWF 及后轮速度VWR输入到该制动控制可否判断单元63。

而且，在前轮速度VWF及后轮速度VWR同时达到设定值VABSH 以上(VWF≥VABSH且VWR≥VABSH时，制动控制可否判断单元63输 出表示可以进行ABS控制的ON信号，但当车体速度VR未达到设 定成小于上述设定值VABSH的设定值VABSL(VR＜VABSL)时，它输出 不能进行ABS控制的OFF信号。此外，在数据输入初始状态下，由 制动控制可否判断单元63输出不能进行ABS控制的OFF信号。

关于CBS控制是这样的：当推定车速VR大于设定值VCBSH时 (VR≥VCBSH)，可以进行CBS控制的ON信号由制动控制可否判断 单元输出，当推定车速VR小于设定为设定值VCBSH以下的设定值 VCBSL时，不能进行CBS控制的OFF信号从制动可否判断单元63 输出。此外，在数据输入初始状态下，不能进行CBS控制的OFF信 号从制动控制可否判断单元63输出。

制动输入·控制模式判定单元64根据制动控制可否判断单元 63的判断结果及由打滑率偏差计算单元68得到的打滑率偏差Sλ， 按下表1设定制动控制模式，同时，根据两制动开关47F、47R的输 出信号设定制动输入模式。

                       表1                输入 条件A 条件B 输出 ABS可心  CBS可以 打滑率偏差 控制模式 ON  - Sλ＞0  -  - ABS ON  - Sλ≤0  - 成立 ABS-C ON  - -SλCBS＜Sλ≤0  成立 不成立 CONV -  ON Sλ≤-SλCBS  - 不成立 CBS                除上述条件外  - - OFF

上表1中，SλCBS是打滑率偏差判别值。条件A设定成：如图13 所示，当前轮及后轮制动开关47F、47R的双方或其中任一方持续设 定时间T1以上，检测出制动操作输入时成立。此外，条件B设定成： 如图14所示，当由Sλ＞0变成Sλ≤0的状态时，Sλ≤0的时间小于 设定时间T2时成立。而且，上述打滑率偏差判别值SλCBS在条件B 不成立时，即Sλ≤0的状态超过设定时间T2并持续时，在所定时间 内呈线性变化，从SλCBS1变化到SλCBS2，设定SλCBS1＜SλCBS2。

而且，根据上表1，制动控制可否判断单元63输出的与ABS控 制相关的ON信号被输入到制动输入·控制模式判定单元64的状 态，当Sλ＞0时ABS模式被设定，当变为Sλ≤0的时间为小于设定 时间T2的短时间时，ABS-C模式被设定，而-SλCBS＜Sλ≤0、Sλ≤ 0的时间是大于设定时间T2的长时间时，CONV模式被设定。此 外，从制动控制可否判断单元63输出的与CBS相关的ON信号被 输入到制动输入· 控制模式判定单元64的状态，在Sλ≤- SλCBS、制动操作持续设定时间T1以上时，CBS模式被设定。此外， 除上述ABS、ABS-C、CONV、CBS的各控制模式以外的状态被设 定成OFF模式。而所说的ABS模式是进行由调节器M产生的防 抱死制动控制的制动减力控制，ABS-C是进行由调节器M产生 的防抱死制动控制的制动增力控制，CONV模式是停止由调节器 M产生的控制，CBS模式则是进行由调节器M产生的制动增力控 制。

此外，在前轮用及后轮用制动开关47F、47R的检测信号都为 OFF时，制动输入·制动模式判别单元将制动输入设定为OFF；在 制动开关47F的检测信号为ON而制动开关47R的检测信号为 OFF时，制动输入模式被设定成“前”；在制动开关47R的检测信号 为ON而制动开关信号47F的检测信号为OFF时，制动输入模式 被设定成“后”；当两制动开关47F、47R的检测信号都为OFF时，制 动输入模式被设定成“前后”。

修正系数设定单元65根据制动输入·控制模式判定单元64 的判定结果、推定车速及两行程开关44F、44R的检测值，设定初始 打滑率修正系数KFWF、KFWR、ABS控制时负载系数KDABS、CBS控制 时初始动作系数KCBSI、CBS控制时制动输入量修正系数KCBSST、 CBS控制时负载车速系数KCBSV及CBS控制时负载系数KDCBS。

初始打滑率修正系数KFWF、KFWR在制动模式为ABS模式以外 的状态持续所定时间以上时，KFWF＝KFWF1，KFWR＝KFWR1除此之外 的状态下，KFWF＝KFWF2，KFWR＝KFWR2。且KFWF1＞KWFW2、KFWR1＞ KFWR2。

在制动控制模式变为ABS模式时，ABS控制时负载系数KDABS 设定为初始值KDABSH，同时经过所定时间后使之变化为KDABSL。且 KDABSH＞KDABSL。而当制动控制模式变为ABS-C模式时，保持此时 的ABS控制时的负载系数KDABS，且不对ABS-C模式状态的经过 时间计时。再有，ABS控制时负载系数KDABS，当制动控制模式变为 CONV、CBS及OFF模式时，将被初始化。

当制动控制模式变为CBS模式时，CBS控制时初始动作系数 KCBSI的值在所定时间从0变为1。当制动控制模式为CBS模式以 外的模式时，CBS控制时初始动作系数KCBSI被初始化。

CBS控制时制动输入量修正系数KCBSST，根据两行程传感器 44F、44R的检测值中较大一方的值、即根据从前轮制动操作杆LF 及后轮制动操作杆LR输入的制动操作力中较大一方的制动操作力 来设定，随着制动操作输入变大而变大地被设定。

如图15所示，CBS控制时负载车速系数KCBSV，随推定车速VR 的变高而变高地被设定。

CBS控制时负载系数KDCBS是根据制动输入·控制模式判定 单元64的制动输入模式的判定结果、即“OFF”、“前”、“后”及“前 后”的各制动输入模式而被设定。

如图16所示，目标打滑率确定单元66在以前轮打滑率及后轮 打滑率为坐标轴的直角坐标中设定目标打滑率线L。

上述的目标打滑率线L定为这样的函数关系：随前轮打滑率 的增大，后轮打滑率降低，例如设定成连接后轮打滑率为0、前轮目 标打滑率为λWFO时的坐标(λWFO，0)和前轮目标打滑率为0、后轮目 标打滑率λWRO时的坐标(0，λWRO)而形成的直线。而且，目标打滑率 直线L的上方侧设定成制动减力控制区域。

且，前轮目标打滑率λWFO和后轮目标打滑率λWRO根据制动输 入模式按下式计算：

(1)制动输入模式：OFF

        λWFO＝(VSRF×KFWF×λFOOFF)/(VR+KVF)

        λWRO＝(VSRR×KFWR×λROOFF)/(VR+KVR)

(2)制动输入模式：前

        λWFO＝(VSRF×KFWF×λFOF)/(VR+KVF)

        λWRO＝(VSRR×KFWR×λROF)/(VR+KVR)

(3)制动输入模式：后

        λWFO＝(VSRF×KFWF×λFOR)/(VR+KVF)

        λWRO＝(VSRR×KFWR×λROR)/(VR+KVR)

(4)制动输入模式：前后

        λWFO＝(VSRF×KFWF×λFOW)/(VR+KVF)

        λWRO＝(VSRR×KFWR×λROW)/(VR+KVR)

上述各式中，VSRF是前轮目标打滑率车速修正系数、VSRR是后 轮目标打滑率车速修正系数、上述的系数为设定值；KVF是前轮打 滑率修正系数、KVR是后轮打滑率修正系数，皆为设定值。

此外，λFOOFF是OFF时的前轮目标打滑率，

        λROOFF是OFF时的后轮目标打滑率，

        λFOF是“前”时的前轮目标打滑率，

        λROF是“前”时的后轮目标打滑率，

        λFOR是“后”时的前轮目标打滑率，

        λROR是“后”时的后轮目标打滑率，

        λFOW是“前后”时的前轮目标打滑率，

        λROW是“前后”时的后轮目标打滑率，

在上述各系数皆为预先设定值。而且，各目标打滑率λFOOFF、 λROOFF、λFOF、λROF、λFOR、λROR、λFOW、λROW都设定成：如图17所示，根 据制动输入模式确定目标打滑率直线，即，在制动输入模式为OFF 时，为只有调节器M产生的辅助力施加在前轮制动闸BF及后轮制 动闸BF上的状态，使制动减力控制区域变狭小地设定目标打滑率 直线LOFF；在制动输入模式为“前”时，除制动操作杆LF产生的操作 力外，前轮制动闸BF上还作用调节器M的辅助力，而后轮制动闸 BR上仅作用调节器M的辅助力，在前轮打滑率一侧，使制动减力 控制区域变大地设定目标打滑率直线LF；在制动输入模式为“后” 时，除制动操作杆LR产生的操作力外，后轮制动闸BR上还作用调 节器M的辅助力，而前轮制动闸BF上仅作用调节器M的辅助力， 在后轮打滑率一侧，使制动减力控制区域变大地设定目标打滑率直 线LR；在制动输入控制模式为“前后”时，除两制动操作杆LF、LR的 操作力外，在两制动闸BF、BR上还作用有调节器M的辅助力，所 以，在前后轮打滑率两侧使制动减力控制区域加大地设定了目标打 滑率LW。

此外，上述各式中的初始打滑率修正系数KFWF、KFWR，在制动 控制模式为ABS模式以外的状态持续所定时间以上时，设定成 KFWF1，KFWR1；而除此之外的状态，即制动控制模式为ABS模式以 及、即使是非ABS模式但该状态为未经过上述所定时间的状态时， 上述打滑率修正系数设定成小于KFWF1、KFWR1的KFWF2、KFWR2。所 以，制动控制模式为非ABS模式时的前轮目标打滑率λWFO及后轮 目标打滑率λWRO比控制模式为ABS时的前轮目标打滑率λWFO及 后轮目标打滑率λWRO设定的要大，这样，如图18所示，制动控制模 式为ABS时的目标打滑率直线LABS与制动控制模式为非ABS时 的目标打滑率直线LNABS相比，被设定成了使制动控制减力区域变 大了。

还有，上述各式中，随推定车速VR变大，上述前轮、后轮目标打 滑率λWFO、λWRO变小。所以，如图19所示，目标打滑确定单元66，使 推定车速VR低时的目标打滑率直线LVL与推定车速高时的目标打 滑率直线LVH相比被设定在减少制动减少控制区域的一侧。

前轮加速度ωWF、后轮加速度ωWR、前轮打滑率λWF、后轮打滑 率λWR由行驶信息计算部输入打滑率修正单元67，该打滑率补上 单元67进行下述的计算：

              λWFX＝λWF-ωWF×KRF

              λWRX＝λWR-ωWR×KRR

上式中，KRF是前轮打滑率修正系数、KRR是后轮打滑率修正 系数，为设定值。而在打滑率修正单元67中，前、后轮打滑率λWFX、 λWRX分别由前、后轮加速度ωWR进行修正。

在设定目标打滑率直线L的直角坐标上、即以前轮打滑率和 后轮打滑率为坐标轴的直角坐标上，由打滑率修正单元67修正的 修正后前、后轮打滑率λWFX、λWRX确定的当前打滑率和上述目标打 滑率直线L之间的距离即为打滑率偏差Sλ，该偏差Sλ由打滑率偏 差计算单元68算出。

当调节器M的构成确定，随该调节器M的动作产生的前轮制 动闸BF、及后轮制动闸BR的制动力变化比例，即前轮指标滑率及 后轮打滑率的变化比例，如图16所示的那样，由具有一定角度β的 方向确定，上述打滑率偏差Sλ沿直线LC的方向被计算。

即，设定tagβ＝γ时，打滑率偏差Sλ由下式计算： $\mathrm{S\lambda }=\frac{{\lambda }_{\mathrm{WRO}}{\lambda }_{\mathrm{WFX}}+{\lambda }_{\mathrm{WFO}}\times {\lambda }_{\mathrm{WRX}}-{\lambda }_{\mathrm{WRO}}\times {\lambda }_{\mathrm{WFO}})\sqrt{1+{\gamma }^2}}{(\gamma \times {\lambda }_{\mathrm{WFO}}+{\lambda }_{\mathrm{WRO}})}$

上式求得的打滑率偏差Sλ的正负为：如图16的位置A所示 的那样，打滑率当前位置在制动减力控制区域即超过目标打滑率直 线L的位置时的状态下为“+”；反之，如图16的位置B所示的那 样，打滑率当前位置在非制动减力控制区域即处在目标打滑率直线 L之下的状态时为“-”。此打滑率偏差Sλ被输入制动输入·控制 模式判定单元64，作为判定制动控制模式时的判定因素之一来使 用。

再次参照图10，由制动状态判定部51得到的制动控制模式、 各修正系数KDABS、KCBSI、KCBSST、KCBSV、KDCBS及打滑率偏差Sλ被输 入到控制量确定单元52中。而在控制量确定单元52中，根据各制 动控制模式、由调节器M中的电机15产生的负载DUTY及转向， 如下地确定：

(1)制动控制模式：ABS

         DUTY＝Sλ×KDABS+ODABS(ODABS：设定偏值)。

         转向：正转

此ABS模式中，如上式所示，DUTY由打滑率偏差Sλ和ABS 控制时负载系数KDABS的乘积确定，而且，在ABS控制时负载系数 KDABS设定成变为ABS控制模式时的初始值KDABSH，并经过预定时 间逐渐减小到KDABS，所以，ABS控制模式初期，DUTY设定的较 大。

(2)制动控制模式：ABS-C

       DUTY＝(|Sλ|-SλCBS)×KCBSV×KDCBS+ODCBS

       (ODCBS：设定偏值)

       转向：逆转

此ABS-C模式，即打滑率偏差Sλ从Sλ＜0的状态变化为Sλ ≤0时，Sλ＜0的时间未达到规定时间T2的状态下，如上式所示， DUTY由打滑率偏差Sλ的绝对值和打滑率偏差判别值的差来确 定。

(3)制动控制模式：CBS

          DUTY＝CBSDO×KCBSV×KDCBS×KCBSI×KCBSST+ODCBS；

          (CBSDO：固定负载)

          转向：逆转

在此CBS模式下，即实施制动增力控制时的DUTY，如上式所 示为定值。调节器M在制动增力侧施加一定的辅助力。并且，CBS 控制时初期动作系数KCBSI，在制动控制模式变成为CBS模式时，其 值从0经所定时间变化为1，调节器M施加的辅助力经所定时间逐 渐增加到所定值。此外，CBS控制时负载车速系数KCBSV设定成随 推定车速VR的增高而变大，调节器M施加的辅助力随车体速度的 增加而变大。再者，CBS控制时负载系数KDCBS根据“OFF”，“前”、 “后”、“前后”各制动输入模式而设定，使调节器M施加的辅助力根 据制动操作状态而变化。

(4)制动控制模式：CONV

         DUTY＝0，最好对电机15产生制动。

在制动控制模式为CONV模式时，即打滑率变化Sλ从Sλ＞0 变为Sλ≤0的状态时，该状态持续所定时间T2的情况下，当打滑率 偏差Sλ位于(-SλCBS≤Sλ≤0)的范围时，不进行由调节器M产生 的制动控制。如图20所示，目标打滑率直线L的下方，宽度为SλCBS 的范围内被设定成死区。此死区的下方为制动增力区域。此死区的 宽度，即打滑率偏差判定值SλCBS在制动控制模式变为CONV模式 后的所定时间内，从SλCBS1到SλCBS2变大地变化，该判定值SλCBS在 制动控制模式为ABS控制模式及ABS-C控制模式时，即进行防 抱死控制模式时狭窄，而非防抱死制动控制模式时较宽地被设定。

下面说明本实施例的作用。前轮打滑率及后轮打滑率都为适当 值的目标打滑率直线L被设定成图16所示直线，由于与目标打滑 率直线L一致地控制前轮制动闸BF及后轮制动闸BR的制动力， 因此，不仅由单一的调节器M控制前轮制动闸BF及后轮制动闸 BR，而且可以使前后两轮的打滑率稳定地收敛于目标打滑率。而 且，在以前轮和后轮打滑率为纵横坐标的直角坐标系中，目标打滑 率直线L呈现前轮打滑率增大，后轮打滑率减少的函数关系，前后 轮任一方的打滑率下降部分都由另一方的打滑率的增加来补偿。故 可以确保车体持续稳定，达到充分地减速。

在进行制动减力控制时，根据目标打滑率直线L和当前前后 两轮打滑率表示的位置之间的距离，即打滑率偏差Sλ进行调节器 M中的电机15的动作控制，所以可很快收敛于目标打滑率。而且， 在ABS控制模式，即制动减力控制初期，调节器M的控制量即电 机15的DUTY设定的较大，所以，在打滑率急剧增大的防抱死制动 控制初期，采取进行较大的制动减力控制，可以防止产生较大打滑 率。

如图19所示的那样，目标打滑率直线L是随车体速度降低而 向减少制动减力区域的一侧变化的，由此可以避免低速行驶时所不 希望进行的制动减力控制，(这种低速行驶常常由路面凹凸不平引 起车轮速度变化较大。)但在高速行驶时则可以实现快速制动减力 控制。

还有，如图18所示的那样，目标打滑率直线L设成在非制动减 力控制时向着比制动减力控制时减小制动减力区域一侧变化，这 样，在车轮速度的变化量大的路面状况不好下行驶时，不易进入制 动减力控制状态，但一旦进入制动减力控制状态后，则可以重视车 体稳定性、使制动减力控制持续到打滑率更低状态。

而且，从制动减力控制变成非制动减力控制时的目标打滑率直 线L的变化是在变为非制动减力控制状态的时间持续大于所定时 间以后进行的，所以，即使在防抱死控制开始初期增力时产生过调 节，也可以避免防抱死制动控制中断，防止防抱死制动控制的发散。

还有，如图17所示，根据两制动操作杆LF，LR的操作状况设定 目标打滑率直线，可根据由驾驶者的制动操作输入和调节器M的 辅助力的组合在前后两轮得到适当的打滑率。

计算制动减力控制时的目标打滑率直线L和打滑率当前位置 之间的距离，即计算打滑率偏差时，计算是沿着由调节器M的动作 产生的前轮及后轮打滑率的变化比例的方向进行的，这样，伴随调 节器M的动作的目标打滑率的收敛性可进一步被提高。

在从防抱死制动控制进入非防抱死制动控制时，Sλ≤0的时间 小于所定时间T2的状态的ABS-C模式下，根据打滑偏差率Sλ的 绝对值和打滑率偏差判别值之差确定DUTY，在此后的制动增力控 制时，调节器M中电机15的控制量(DUTY)被设定为定值。所以， 从防抱死制动控制进入非防抱死制动控制时，可抑制制动力增加， 避免出现不希望的打滑率增大。还有，在制动增力控制时，在前、后 轮打滑率较小的状态下，避免调节器M的辅助力增大到不必要程 度，防止车体减速度增大到不希望的程度。

制动增力控制是在制动操作输入持续时间大于所定时间T1时 进行的，在往往需要防抱死制动控制的短时间内的急刹车时，即使 前轮及后轮的打滑率从制动增力控制区域进入到制动减力控制区 域，调节器M中的电机15的动作方向也不从制动增力动作方向 (反转方向)转换到制动减力动作方向(正转方向)，可以快速实现防 抱死制动控制。

在制动增力控制时，由调节器M施加的辅助力逐渐增大到一 定值，这样，在进行制动增力控制时可以提高驾驶者的控制。还有， 根据推定车速VR确定调节器M的辅助力，这样，可以得到与车辆 行驶速度相应的车体减速度，根据制动输入模式确定调节器M产 生的辅助力，这样便可以得到满足驾驶者意图的车体减速度。

再者，目标打滑率直线L和制动增力控制区域之间设定死区， 由于在此死区内停止了由调节器M产生的朝着制动增力方向的控 制，所以，前后两轮的打滑率不会因在实施防抱死制动控制时调节 器M的辅助力而大到不希望的程度，可以加速向目标打滑率线L 的收敛。这时，通过对电机15进行发电制动(能耗制动)，可更有效 地向目标打滑率直线L收敛。

死区的幅度即打滑率偏差判别值SλCBS在进行防抱死制动控 制时较窄、在非防抱死制动控制时较宽，所以，可以实现防抱死制动 控制时的打滑率的稳定化，且可以实现非防抱死制动控制时的车体 稳定性。此外，死区幅度的变化缓慢，所以可以抑制随着死区变化的 控制的冲击变化。

上面详细说明了本发明的实施例，但本发明不限于上述实施 例，只要不超出本权利要求的内容，本发明可有各种各样的设计上 的变化。

按照本发明的第一方案，前轮打滑率和后轮打滑率都为适当值 的目标打滑率直线是这样决定的：前后轮任一方的打滑率下降部分 都由另一方的打滑率的增加来补偿。使前后两轮的打滑率与目标打 滑率直线一致地控制调节器，这样，在前后两轮可得到适当的打滑 率。而且，在目标打滑率直线下方设置死区，在该死区内，调节器的 控制量为“0”，这样，可防止由调节器的辅助力引起的打滑率的增 加，提高防抱死控制的收敛性。

根据本发明的第二方案，死区的幅度在进行防抱死制动控制时 较窄、在非防抱死制动控制时较宽，所以，可以实现防抱死制动控制 时的打滑率的稳定化及非防抱死制动控制时的车体稳定性。此外， 死区幅度的变化缓慢，所以可以抑制随着死区变化的控制的冲击变 大。

根据本发明的第三方案，在打滑率当前位置从制动减力区移到 目标打滑率直线下方时，可抑制制动力的增加，避免引起打滑率不 希望的增加。

根据本发明第四方案，使调节器的控制量为“0”时，通过向电机 施加能耗制动，可以更快速地使打滑率收敛。