JP3554435B2

JP3554435B2 - Anti-lock brake control device for vehicle

Info

Publication number: JP3554435B2
Application number: JP16766496A
Authority: JP
Inventors: 卓志松任; 淳朗大田; 一彦谷
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 1996-06-27
Filing date: 1996-06-27
Publication date: 2004-08-18
Anticipated expiration: 2016-06-27
Also published as: FR2750384A1; TW358072B; CN1113010C; ITTO970526A1; ES2144346B1; JPH1016746A; IT1292778B1; CN1176199A; ES2144346A1; FR2750384B1; ITTO970526A0

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、一方の座標軸及び他方の座標軸にそれぞれ前輪スリップ率及び後輪スリップ率を取った座標上に目標スリップ率ラインを設定し、該目標スリップ率ラインの原点側及び反原点側にそれぞれブレーキ増力領域及びブレーキ減力領域を画成し、前輪スリップ率及び後輪スリップ率が前記ブレーキ増力領域にあるときにブレーキ力を増力するとともに、前輪スリップ率及び後輪スリップ率が前記ブレーキ減力領域にあるときにブレーキ力を減力する車両のアンチロックブレーキ制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
本出願人は、単一のモジュレータにより前輪ブレーキ及び後輪ブレーキのブレーキ力を変化させ得るようにしたものを既に提案している（特開平７−３１５１９３号公報参照）。しかるに、単一のモジュレータで前輪及び後輪ブレーキのブレーキ力を単純に制御する場合には、前輪及び後輪のブレーキが相互に影響し合うため、前輪及び後輪のスリップ率を独立に制御することはできず、前輪及び後輪のスリップ率を速やかに適切な値に収束させるようにした制御を行うことが望まれる。
【０００３】
そこで本出願人は、単一のモジュレータで前後両輪ブレーキのブレーキ力を制御するようにした上で、前後両輪のスリップ率を速やかに適切な値に収束させ得るようにしたアンチロックブレーキ制御装置を開発した。
【０００４】
上記アンチロックブレーキ制御装置は、図２４に示すように、横軸に前輪スリップ率を取り、縦軸に後輪スリップ率を取った座標上に設定される目標スリップ率ラインが、横軸切片がａ、縦軸切片がｂである直線から構成されおり、その目標スリップ率ラインの下側（原点側）にブレーキ増力領域が画成されており、また上側（反原点側）にブレーキ減力領域が画成されている。そして前後輪のスリップ率が目標スリップ率ラインからブレーキ減力領域側に外れるとブレーキ力を減力するとともに、ブレーキ増力領域側に外れるとブレーキ力を増力することにより、前後輪のスリップ率を目標スリップ率ライン上に収束させている。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、車両を制動すると重心位置に作用する前向きの慣性力によってノーズダイブが発生するため、後輪の接地荷重が減少して後輪スリップ率が増加する。その結果、図２４に矢印Ａで示すようにスリップ状態が目標スリップ率ラインをブレーキ増力領域側からブレーキ減力領域側に移行してしまい、必ずしも必要でないブレーキ減力制御が行われてしまう。これを回避するために目標スリップ率ラインの縦軸切片ｂをｂ′に増加させて破線で示すような目標スリップ率ラインを設定すると、ブレーキ増力領域が全体的に広がるために低摩擦係数路において過剰スリップが発生し易くなる。
【０００６】
またスリップ状態が目標スリップ率ラインをブレーキ増力領域側からブレーキ減力領域側に移行してブレーキ減力制御が実行されるとき、後輪及びエンジン間に配置された自動遠心クラッチが係合したままであると、後輪にエンジンブレーキが作用してブレーキ減力制御を実行しても後輪速度が速やかに回復せず、目標スリップ率への収束が遅れることになる。
【０００７】
本発明は、かかる事情に鑑みてなされたものであり、車両のノーズダイブに伴う後輪スリップ率の増加を考慮することにより、路面摩擦係数の大小に関わらず適切なアンチロック制御を行うとともに、後輪にエンジンブレーキが作用するのを回避して目標スリップ率への収束を速やかに行わせることを目的とする。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、請求項１記載に記載された発明は、一方の座標軸及び他方の座標軸にそれぞれ前輪スリップ率及び後輪スリップ率を取った座標上に目標スリップ率ラインを設定し、該目標スリップ率ラインの原点側及び反原点側にそれぞれブレーキ増力領域及びブレーキ減力領域を画成し、前輪スリップ率及び後輪スリップ率が前記ブレーキ増力領域にあるときにブレーキ力を増力するとともに、前輪スリップ率及び後輪スリップ率が前記ブレーキ減力領域にあるときにブレーキ力を減力する車両のアンチロックブレーキ制御装置において、前記目標スリップ率ラインは、前輪スリップ率が第１基準値より小さい領域において後輪スリップ率が前輪スリップ率に依存しない第２基準値になるスリップ率ラインを有しており、前記第２基準値は、エンジン及び後輪間に介装した自動遠心クラッチが係合解除する後輪速度に対応する後輪スリップ率に略等しく設定されることを特徴とする。
【０００９】
また請求項２に記載された発明は、請求項１の構成に加えて、ブレーキ増力量が抑制されるブレーキ増力抑制領域を、前記ブレーキ増力領域内に前記スリップ率ラインに接して画成したことを特徴とする。
【００１０】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を、添付図面に示した本発明の実施例に基づいて説明する。
【００１１】
図１〜図２４は本発明の一実施例を示すものであり、図１は自動二輪車の全体側面図、図２は図１の２方向矢視図、図３はブレーキ装置の構成図、図４は第１ケーブルダンパの縦断面図、図５は第２ケーブルダンパの縦断面図、図６はアクチュエータの右側面図（図７の６方向矢視図）、図７は図６の７−７線断面図、図８はアクチュエータの左側面図（図７の８方向矢視図）、図９は図７の９−９線断面図、図１０は図７の１０−１０線断面図、図１１は図６の１１−１１線断面図、図１２は図６の１２−１２線断面図、図１３は図８の１３−１３線断面図、図１４は図８の１４−１４線断面図、図１５は連動ブレーキ時の作用説明図、図１７はアンチロックブレーキ時の作用説明図、図１７は作用を説明するグラフ、図１８は作用を説明するタイムチャート、図１９は目標スリップ率ラインを示す図、図２０は高摩擦係数路走行時の作用説明図、図２１は低摩擦係数路走行時の作用説明図、図２２は従来例と本発明との作用の差を説明する図、図２３は自動二輪車のパワーユニットの縦断面図、図２４は従来例の目標スリップ率ラインを示す図である。
【００１２】
図１〜図３に示すように、スイング式のパワーユニットＰを備えたスクータ型自動二輪車Ｖの前輪Ｗ_Ｆには液圧の作用に応じて作動するディスクブレーキである前輪ブレーキＢ_Ｆが第１車輪ブレーキとして装着され、後輪Ｗ_Ｒには作動レバー１の作動量に応じた制動力を発揮する従来周知の機械式後輪ブレーキＢ_Ｒが第２車輪ブレーキとして装着される。また操向ハンドルの左、右両端には握持部２_Ｆ，２_Ｒが設けられ、操向ハンドルの右端部には握持部２_Ｆを握った右手で操作可能な第１ブレーキ操作部材としての第１ブレーキレバー３_Ｆが軸支され、操向ハンドルの左端部には握持部２_Ｒを握った左手で操作可能な第２ブレーキ操作部材としての第２ブレーキレバー３_Ｒが軸支される。
【００１３】
第１ブレーキレバー３_Ｆと前輪ブレーキＢ_Ｆとは、第１ブレーキレバー３_Ｆの操作力を前輪ブレーキＢ_Ｒに伝達可能な第１伝達系４_Ｆを介して連結され、第２ブレーキレバー３_Ｒと後輪ブレーキＢ_Ｒの作動レバー１とは、第２ブレーキレバー３_Ｒの操作力を後輪ブレーキＢ_Ｒに機械的に伝達可能な第２伝達系４_Ｒを介して連結される。しかも両伝達系４_Ｆ，４_Ｒの中間部はアクチュエータ５に連結されており、このアクチュエータ５の作動により前輪ブレーキＢ_Ｆ及び後輪ブレーキＢ_Ｒの制動力を調整可能である。
【００１４】
第１ブレーキレバー３_Ｆとアクチュエータ５とを接続する第１プッシュ・プルケーブル２５_１には第１ケーブルダンパ２４_１が介装され、第２ブレーキレバー３_Ｒとアクチュエータ５とを接続する第２プッシュ・プルケーブル２５_２には第２ケーブルダンパ２４_２が介装される。これらケーブルダンパ２４_１，２４_２は、車体フレームのダウンチューブの右側部及び左側部に配置される。また右側の第１ケーブルダンパ２４_１の上方にはバッテリ５３が配置されるとともに、左側の第２ケーブルダンパ２４_２の上方には電子制御ユニット５２が配置される。
【００１５】
尚、図１及び図２において、符号５６はアクチュエータ５に設けられた後述するマスタシリンダ２６のリザーバ、符号５７はマスタシリンダ２６（図３参照）から前輪ブレーキＢ_Ｆに連なる管路２７の上端に設けられたエア抜き用のブリーダジョイント、符号４５はアクチュエータ５から後輪ブレーキＢ_Ｒに連なる第３プッシュ・プルケーブル、符号５８は燃料タンクである。
【００１６】
次に、図４に基づいて第１ケーブルダンパ２４_１の構造を説明する。
【００１７】
第１プッシュ・プルケーブル２５_１は、第１ブレーキレバー３_Ｆに連なるアウターケーブル２９_１及びアクチュエータ５に連なるアウターケーブル２９_１′内にインナーケーブル３０_１が移動自在に挿通されて成るものである。また第１ケーブルダンパ２４_１は、円筒状に形成されて車体フレームに結合されるダンパケーシング３１と、ダンパケーシング３１内に軸方向相対移動可能に挿入される筒状の可動部材３２と、ダンパケーシング３１内に固定されて可動部材３２が相対的に摺動する筒状の固定部材３３と、ダンパケーシング３１内に軸方向相対移動可能に挿入され、そのフランジ３４ａが可動部材３２のフランジ３２ａに当接する摺動部材３４と、可動部材３２のフランジ３２ａと固定部材３３のフランジ３３ａとの間に縮設された２本のばね３５，３５とを備える。
【００１８】
固定部材３３のフランジ３３ａには一方のアウターケーブル２９_１の端部が固定されるとともに、可動部材３２のフランジ３２ａには他方のアウターケーブル２９_１′の端部が固定される。従って、両ばね３５，３５は、アウターケーブル２９_１，２９_１′を相互に離反させる方向のばね力を発揮する。
【００１９】
ダンパケーシング３１の一端側には、該ダンパケーシング３１の一端から突出した可動部材３２の一端に当接する第１荷重検知スイッチ３８_１が固定されており、第１ブレーキレバー３_Ｆからのブレーキ操作入力が所定荷重範囲にある状態、即ち第１プッシュ・プルケーブル２５_１の牽引に応じて可動部材３２がばね３５，３５を圧縮してストロークすると、そのストロークの所定範囲において第１荷重検知スイッチ３８_１がオンする。
【００２０】
これを更に詳述すると、第１ブレーキレバー３_Ｆの操作力が所定値を越えて増加すると、つまりインナーケーブル３０_１を矢印Ａ方向に引く荷重が所定値を越えて増加すると、両アウターケーブル２９_１，２９_１′を相互に接近させようとする荷重により可動部材３２がばね３５，３５を圧縮しながら固定部材３３に向かって摺動する。その結果、可動部材３２が第１荷重検知スイッチ３８_１の検出子を作動させて該第１荷重検知スイッチ３８_１をオンさせる。
【００２１】
図５に示すように、第２ケーブルダンパ２４_２は前記第１ケーブルダンパ２４_１と基本的に同一の構成を有するものであり、第１ケーブルダンパ２４_１と同一の構成要素に同一の符号を付して図示するのみで詳細な説明を省略する。但し、第２ケーブルダンパ２４_２は摺動部材３４のフランジ３４ａと可動部材３２のフランジ３２ａとの間に２枚の皿ばね３６，３６を配置した点だけが、前記第１ケーブルダンパ２４_１と異なっている。
【００２２】
而して、第２ブレーキレバー３_Ｒが第２プッシュ・プルケーブル２５_２のインナーケーブル３０_２を矢印Ａ方向に引く荷重が所定範囲にあるとき、第２荷重検知スイッチ３８_２がオンする。尚、ばね定数の小さい皿ばね３６，３６で第２荷重検知スイッチ３８_２に荷重を与えているので、入力ストロークが小さいときの荷重変化を大きくし、ケーブルダンパを使用しないときを基準とした荷重ロスを比較的に小さくすることが可能となり、ブレーキ操作フィーリングに違和感を生じることがないように無効ストロークを小さくすることができる。
【００２３】
次に、図６〜図１０に基づいてアクチュエータ５の構造を説明する。
【００２４】
アクチュエータ５は、第１遊星ギヤ機構６_１と、第２遊星ギヤ機構６_２と、サンギヤ制動手段としての電磁ブレーキ７と、正逆回転自在なモータ８とを備える。
【００２５】
アクチュエータ５のケーシング９は、モータ８が取付けられる第１ケース部材１０と、第１ケース部材１０に結合されるとともに、モータ８の回転軸線と同一軸線上で電磁ブレーキ７が取付けられる第２ケース部材１１とから構成される。電磁ブレーキ７の回転軸７ａ及びモータ８の回転軸８ａは同軸上に配置され、且つそれらの端部において相互に突き合わさる。
【００２６】
第１遊星ギヤ機構６_１はモータ８の回転軸８ａの外周に配置されており、モータ８の回転軸８ａの端部外周を囲繞する第１リングギヤ１６_１と、モータ８の回転軸８ａの端部に形成された第１サンギヤ１７_１と、第１リングギヤ１６_１及び第１サンギヤ１７_１に噛合する複数の第１遊星ギヤ１８_１，１８_１…と、それらの第１遊星ギヤ１８_１，１８_１…をそれぞれ回転自在に支承する第１遊星キャリア１９_１とを備える。而して、モータ８を駆動すると第１遊星ギヤ機構６_１の第１サンギヤ１７_１を回転駆動することができる。
【００２７】
第２遊星ギヤ機構６_２は、電磁ブレーキ７の回転軸７ａの端部外周を囲繞する第２リングギヤ１６_２と、電磁ブレーキ７の回転軸７ａの端部に形成された第２サンギヤ１７_２と、第２リングギヤ１６_２及び第２サンギヤ１７_２に噛合する複数の第２遊星ギヤ１８_２，１８_２…と、それらの第２遊星ギヤ１８_２，１８_２…をそれぞれ回転自在に支承する第２遊星キャリア１９_２とを備える。而して、電磁ブレーキ７は第２遊星ギヤ機構６_２の第２サンギヤ１７_２の回転を制動・停止することができる。
【００２８】
第１リングギヤ１６_１及び第２リングギヤ１６_２は同一部材であり、第１遊星ギヤ１８_１，１８_１…及び第２遊星ギヤ１８_２，１８_２…によって半径方向に位置決めされた状態で、第１遊星キャリア１９_１及び第２遊星キャリア１９_２間に相対回転自在に挟持される。第１、第２リングギヤ１６_１，１６_２を同一部材とすることにより、部品点数の削減を図るとともに、アクチューエタを小型化することができる。
【００２９】
電磁ブレーキ７の回転軸７ａ及びモータ８の回転軸８ａの前方に、それら回転軸７ａ，８ａと平行に第１制御軸２０_１及び第２制御軸２０_２が配置される。第１制御軸２０_１の内端には筒状部が形成されており、この筒状部の内周に第２制御軸２０_２の内端の外周が相対回転自在に嵌合することにより、第１制御軸２０_１及び第２制御軸２０_２は第１、第２遊星ギヤ機構６_１，６_２の軸線に対して平行な共通の軸線上に同軸に配置される。
【００３０】
図７及び図９から明らかなように、第１制御軸２０_１には第１制御部材としての第１セクタギヤ４８_１が固定され、この第１セクタギヤ４８_１は第１遊星キャリア１９_１に一体に設けられた被動ギヤ４９_１に噛合される。また第１制御軸２０_１には後述するマスタシリンダ２６を作動させるピストンノッカー４３が固着される。
【００３１】
マスタシリンダ２６は、アクチュエータ５のケーシング９に固定されるシリンダ体３９と、前面を圧力室４１に臨ませてシリンダ体３９に摺動可能に嵌合されるピストン４０と、圧力室４１に収納されてピストン４０を後方側（図９の右方側）に付勢するばね力を発揮する戻しばね４２とを備え、シリンダ体３９の前端に圧力室４１に通じる管路２７が接続される。
【００３２】
シリンダ体３９の後端から突出するピストン４０の後端部には、前記ピストンノッカー４３が当接する。第１セクタギヤ４８_１が図９に実線で示す位置にあるとき、ピストン４０に設けたカップシール４４はシリンダ体３９に形成したリリーフポート３９ａを開放する位置にあり、第１セクタギヤ４８_１は前記実線位置から反時計方向（ピストン４０を後退させる方向）に鎖線位置まで僅かに回動可能であり、その鎖線位置でストッパ１０ａに当接して回動を規制される。前記実線位置及び鎖線位置間の回動角は、リリーフポート３９ａの位置や各ギヤの加工精度のバラツキを考慮して設定されるもので、第１セクタギヤ４８_１がストッパ１０ａに当接してピストン４０が後退端に達したとき、ピストン１０のカップシール４４がリリーフポート３９ａを確実に開放し、且つカップシール４４がリリーフポート３９ａから大きく後退しないようになっている。
【００３３】
而して、第１制御軸２０_１がピストンノッカー４３でピストン４０を押圧すると、ピストン４０は圧力室４１の容積を縮小する側に作動し、圧力室４１で生じた液圧が管路２７を介して前輪ブレーキＢ_Ｆに作用することになる。
【００３４】
上述したように、第１制御軸２０_１及び第２制御軸２０_２を第１、第２遊星ギヤ機構６_１，６_２の軸線と平行な軸線上に相互に同軸に配置したことにより、両制御軸２０_１，２０_２をそれぞれ異なる軸線上に配置した場合に比べて、アクチュエータ５をコンパクト化することができる。しかも、第１制御軸２０_１に支持した第１セクタギヤ４８_１の回転面と第２制御軸２０_２に支持した第２セクタギヤ４８_２の回転面との間に、第１、第２制御軸２０_１，２０_２と交差するようにマスタシリンダ２６を配置したので、アクチュエータ５内のデッドスペースを有効利用してマスタシリンダ２６をコンパクトにレイアウトすることができる。
【００３５】
図６、図１１及び図１２には、第１ブレーキレバー３_Ｆに連なる第１プッシュ・プルケーブル２５_１と、第１ケース部材１０から外部に延出する第１制御軸２０_１との接続部が示される。第１制御軸２０_１の外周に相対回転自在に嵌合するカラー６１にアッパーアーム６２及びロアアーム６３が溶接されるとともに、第１制御軸２０_１の外周にアジャストアーム６４がボルト６５で固定される。アッパーアーム６２の先端にケーブルジョイント６６を介して第１プッシュ・プルケーブル２５_１が接続される。
【００３６】
ロアアーム６３の先端にピン６７で枢支されたアジャストボルト６８が、アジャストアーム６４の中間部に支持したピン６９を貫通し、その先端にアジャストナット７０が螺合される。アジャストボルト６８の外周に嵌合するコイルスプリング７１が、前記ピン６９をアジャストナット７０の下端に形成した円弧面７０ａに当接させるべく付勢する。
【００３７】
従って、アッパーアーム６２と一体のロアアーム６３はアジャストボルト６８を介してアジャストアーム６４に連結されることになり、第１プッシュ・プルケーブル２５_１によりアッパーアーム６２が回動すると、ロアアアーム６３、アジャストボルト６８及びアジャストアーム６４にを介して第１制御軸２０_１が回転する。そして、アジャストナット７０を半回転ずつ回転させてロアアーム６３とアジャストアーム６４との相対角度を変化させることにより、第１制御軸２０_１の位相を任意に微調整することができる。これにより、第１制御軸２０_１に設けたピストンノッカー４３を、図９に実線で示す位置に微調整することができる。前記アジャストボルト６８及びアジャストナット７０は調整手段を構成する。
【００３８】
図７及び図１０から明らかなように、第２制御軸２０_２には第２制御部材としての第２セクタギヤ４８_２が相対回転自在に支持され、この第２セクタギヤ４８_２は第２遊星キャリア１９_２に一体に設けられた被動ギヤ４９_２に噛合される。第２制御軸２０_２に固定した制御アーム５０の先端の係止部５０ａが、第２セクタギヤ４８_２に形成した長孔４８ａに嵌合する。これら係止部５０ａ及び長孔４８ａはロストモーション機構を構成する。また図１０において、第２セクタギヤ４８_２の時計方向の回動端を規制すべく、第２ケース部材１１に第２セクタギヤ４８_２に当接可能なストッパ１１ａが形成される。
【００３９】
図６、図１３及び図１４には、第２ブレーキレバー３_Ｒに連なる第２プッシュ・プルケーブル２５_２と、第２ケース部材１１から外部に延出する第２制御軸２０_２との接続部が示される。第２制御軸２０_２にボルト７２で固定されたアーム７３に、ピン７４を介して一対のケーブルジョイント７５，７６が枢支される。ケーブルジョイント７５にはアウターケーブル２９_２′及びインナーケーブル３０_２よりなる第２プッシュ・プルケーブル２５_２のインナーケーブル３０_２が接続されるとともに、ケーブルジョイント７６にはアウターケーブル４６及びインナーケーブル４７よりなる第３プッシュ・プルケーブル４５の第３インナーケーブル４７が接続される。
【００４０】
而して、第１ブレーキレバー３_Ｆの操作力を前輪ブレーキＢ_Ｆに伝達する第１伝達系４_Ｆは、第１ケーブルダンパ２４_１を介装した第１プッシュ・プルケーブル２５_１、マスタシリンダ２６及び管路２７から構成され、第２ブレーキレバー３_Ｒの操作力を後輪ブレーキＢ_Ｒに伝達する第２伝達系４_Ｒは、第２ケーブルダンパ２４_２を介装した第２プッシュ・プルケーブル２５_２及び第３プッシュ・プルケーブル４５から構成される。
【００４１】
アクチュエータ５から延出する第２制御軸２０_２の外端には角度センサ５１が固定され、この角度センサ５１によりアクチュエータ５の作動量が検出される。図３に示すように、前輪Ｗ_Ｆには前輪速度センサ５４が、後輪Ｗ_Ｒには後輪速度センサ５５がそれぞれ装着される。ところで、アクチュエータ５における電磁ブレーキ７のオン・オフ作動、並びにモータ８の回転方向及び作動量は、電子制御ユニット５２により制御されるものであり、この電子制御ユニット５２には、第１、第２荷重検知スイッチ３８_１，３８_２、角度センサ５１、前輪速度センサ５４及び後輪速度センサ５５の検出値がそれぞれ入力される。
【００４２】
次に、上述したブレーキ装置を備えた自動二輪車のパワーユニットの構造を説明する。
【００４３】
自動二輪車のパワーユニットＰは、２サイクル単気筒エンジンＥと、伝動ケース８１の内部に収納されたベルト式無段変速機Ｔとを備える。伝動ケース８１の内部に延びるエンジンＥのクランクシャフトはベルト式無段変速機Ｔのドライブシャフト８２を構成しており、そのドライブシャフト８２にベルト式無段変速機Ｔのドライブプーリ８３が支持される。伝動ケース８１の後部にはベルト式無段変速機Ｔのドリブンシャフト８４が支持されており、このドリブンシャフト８４に支持したドリブンプーリ８５と前記ドライブプーリ８３とに無端ベルト８６が巻き掛けられる。伝動ケース８１の後端に支持した後輪Ｗｒの車軸８７は、減速ギヤ列Ｒを介して前記ドリブンシャフト８４に接続される。
【００４４】
ドライブプーリ８３は固定側プーリ半体８３_１と可動側プーリ半体８３_２とを有しており、ドライブシャフト８２の回転数の増加に伴って遠心ウエイト８８に作用する遠心力が増加すると、可動側プーリ半体８３_２が固定側プーリ半体８３_１に接近してドライブプーリ８３の有効半径が増加する。またドリブンプーリ８５は固定側プーリ半体８５_１と、スプリング８９で固定側プーリ半体８５_１に向けて付勢された可動側プーリ半体８５_２とを備えており、前記スプリング８９の弾発力及び無端ベルト８６の張力により、ドライブプーリ８３の有効半径が増加するとドリブンプーリ８５の有効半径が減少し、逆にドライブプーリ８３の有効半径が減少するとドリブンプーリ８５の有効半径が増加し、これによりベルト式無段変速機Ｔの変速比が自動的に変化するようになっている。
【００４５】
ドリブンシャフト８４の端部に設けられた発進用の自動遠心クラッチＣは、ドリブンプーリ８５の回転数の増加に伴って自動的に係合し、ドリブンプーリ８５の回転をドリブンシャフト８４に伝達する。従って、自動二輪車Ｖの発進時にエンジン回転数が増加すると、自動遠心クラッチＣが係合してエンジンＥの駆動力が後輪Ｗｒに伝達される。また制動により後輪速度が低下すると、それに伴ってエンジン回転数が減少し、後輪速度（即ち、エンジン回転数）がクラッチＯＦＦ速度まで低下すると自動遠心クラッチＣの係合が自動的に解除される。
【００４６】
次に、前述の構成を備えた本発明の実施例の作用について説明する。
【００４７】
第１ブレーキレバー３_Ｆあるいは第２ブレーキレバー３_Ｒによるブレーキ操作入力が所定値以下の状態では、アクチュエータ５を作動させずに第１ブレーキレバー３_Ｆあるいは第２ブレーキレバー３_Ｒにより前輪ブレーキＢ_Ｆあるいは後輪ブレーキＢ_Ｒで制動力を得るようにするものであり、第１、第２荷重検知スイッチ３８_１，３８_２がスイッチング作動しないときには、電子制御ユニット５２によりモータ８の作動が停止されるとともに、電磁ブレーキ７がオフ状態、即ち第２サンギヤ１７_２の自由回転を許容する状態とされる。
【００４８】
このような状態で、第１ブレーキレバー３_Ｆのみをブレーキ操作したときには、第１プッシュ・プルケーブル２５_１の牽引に伴う第１制御軸２０_１の回動によりマスタシリンダ２６から液圧が出力され、その液圧が管路２７を経て前輪ブレーキＢ_Ｆに作用することにより、前輪ブレーキＢ_Ｆで制動力が発揮されることになる。この際、第１制御軸２０_１に入力された回動力が第１セクタギヤ４８_１から被動ギヤ４９_１を経て第１遊星キャリア１９_１に伝達される。
【００４９】
しかるに、モータ８が停止状態にあって第１サンギヤ１７_１が停止しており、また第２ブレーキレバー３_Ｒが非ブレーキ操作状態にあることに伴い第２遊星ギヤ機構６_２の第２遊星キャリア１９_２も停止しているので、第１遊星キャリア１９_１の回転が第１遊星ギヤ１８_１，１８_１…、第１、第２リングギヤ１６_１，１６_２及び第２遊星ギヤ１８_２，１８_２…を経て第２サンギヤ１７_２に伝達され、該第２サンギヤ１７_２を空転させることになる。従って、モータ８及び電磁ブレーキ７が作動しない限り、第１ブレーキレバー３_Ｆの操作により後輪ブレーキＢ_Ｒが作動することはない。
【００５０】
また、モータ８及び電磁ブレーキ７が作動しない状態で第２ブレーキレバー３_Ｒのみをブレーキ操作したときには、第２伝達系４_Ｒによる機械的なブレーキ操作力伝達により後輪ブレーキＢ_Ｒで制動力が発揮される。このとき、第２プッシュ・プルケーブル２５_２の牽引により第２制御軸２０_２が回動しても、モータ８が停止状態にあって第１サンギヤ１７_１が停止しており、また第１ブレーキレバー３_Ｆが非ブレーキ操作状態にあることに伴い第１遊星ギヤ機構６_１の第１遊星キャリア１９_１も停止しているため、第１、第２リングギヤ１６_１，１６_２は第１遊星ギヤ１８_１，１８_１…を介して回転不能に固定されている。従って、第２遊星キャリア１９_２の回転は第２遊星ギヤ１８_２，１８_２を経て第２サンギヤ１７_２に伝達され、該第２サンギヤ１７_２を空転させることになる。従って、モータ８及び電磁ブレーキ７が作動しない限り、第２ブレーキレバー３_Ｒの操作により前輪ブレーキＢ_Ｆが作動することはない。
【００５１】
第１ブレーキレバー３_Ｆあるいは第２ブレーキレバー３_Ｒによるブレーキ操作入力が所定値以上となったときには、アクチュエータ５を作動せしめて前輪ブレーキＢ_Ｆ及び後輪ブレーキＢ_Ｒを連動、作動させるようにするものであり、第１、第２荷重検知スイッチ３８_１，３８_２がスイッチング作動したときには、電子制御ユニット５２によりモータ８が作動されるとともに、電磁ブレーキ７がオン状態、即ち第２サンギヤ１７_２が制動される。
【００５２】
ここで、第２ブレーキレバー３_Ｒを所定値以上の操作力でブレーキ操作したときを想定すると、図１５に示すように、電磁ブレーキ７で第２サンギヤ１７_２を制動した状態でモータ８を回転駆動すると、第１遊星キャリア１９_１及び第２遊星キャリア１９_２は相互に逆方向に回転駆動され、第２遊星キャリア１９_２と一体の被動ギヤ４９_２により第２セクタギヤ４８_２が図１５の時計方向に駆動される。しかしながら、第２セクタギヤ４８_２はストッパ１１ａとの当接により回転を規制されているため、その反力で回転する第１遊星キャリア１９_１により第１被動ギヤ４９_１を介して第１セクタギヤ４８_１が図１５の反時計方向に回転する。その結果、マスタシリンダ２６が作動してブレーキ油圧を発生し、このブレーキ油圧で前輪ブレーキＢ_Ｆが作動する。
【００５３】
このとき、制御アーム５０の係止部５０ａが第２セクタギヤ４８_２の長孔４８ａに遊嵌しているため、アクチュエータ５の作動に伴う第２セクタギヤ４８_２の回転は、第２ブレーキレバー３_Ｒの操作に基づく第２制御軸２０_２の回転に影響を及ぼすことがない。而して、前輪ブレーキＢ_Ｆ及び後輪ブレーキ_Ｒの連動作動中、第２制御軸２０_２の回転角を検出する角度センサ５１の出力に基づいてアクチュエータ５の作動が制御される。
【００５４】
これを図１７に基づいて更に説明すると、第２ブレーキレバー３_Ｒを操作すると先ず後輪ブレーキＢ_Ｒが第２プッシュ・プルケーブル２５_２及び第３プッシュ・プルケーブル４５を介して作動し、後輪Ｗ_Ｒのブレーキ力が立ち上がる。第２ブレーキレバー３_Ｒを操作荷重が増加して第２ケーブルダンパ２４_２の第２荷重検知スイッチ３８_２がオンすると、アクチュエータが５が作動して前輪ブレーキＢ_Ｆが作動する。その結果、ブレーキ力の配分は理想配分線に沿うように折れ曲がる。
【００５５】
このとき、制御アーム５０の係止部５０ａと第２セクタギヤ４８_２の長孔４８ａとからなるロストモーション機構が存在しないと仮定すると、アクチュエータ５の作動後の後輪Ｗ_Ｒのブレーキ力は、ライダーによる第２ブレーキレバー３_Ｒからの入力分に、アクチュエータ５の作動による増加分（図１７の斜線部分）を付加したものとなり、破線で示すように後輪Ｗ_Ｒのブレーキ力が過剰になって理想配分線から大きく外れてしまい、後輪Ｗ_Ｒのロック傾向が強まる可能性がある。しかしながら実際には、後輪Ｗ_Ｒのブレーキ力はライダーによる入力分だけであるため、アクチュエータ５の作動量を適宜設定して前輪Ｗ_Ｆのブレーキ力を調整することにより、理想配分線に近いブレーキ力配分特性を容易に得ることができ、しかもブレーキフィーリングの向上にも寄与することができる。
【００５６】
次に、アンチロックブレーキ制御を行う場合について説明する。
【００５７】
前輪速度センサ５４及び後輪速度センサ５５の出力に基づいて車輪がロック傾向になったことが検出されると、電子制御ユニット５２は電磁ブレーキ７をオン状態にするとともにモータ８を上記連動作動時とは逆方向に作動せしめる。そうすると、図１６に示すように第１遊星キャリア１９_１及び第２遊星キャリア１９_２は相互に逆方向に、且つ前述した連動作動時とは逆方向に回転駆動され、第１セクタギヤ４８_１が図１６の時計方向に、また第２セクタギヤ４８_２が反時計方向に駆動される。このとき、第１セクタギヤ４８_１の回転は直接第１制御軸２０_１に伝達され、第１制御軸２０_１を前輪Ｗ_Ｆのブレーキ力を弱める方向に回転させるとともに、第２セクタギヤ４８_２の回転はその長孔４８ａの端部に制御アーム５０の係止部５０ａが当接することにより第２制御軸２０_２に伝達され、第２制御軸２０_２を後輪Ｗ_Ｒのブレーキ力を弱める方向に回転させる。
【００５８】
而して、車輪のスリップ率に応じてアクチュエータ５のモータ８を正逆転してブレーキ力を増減することにより、車輪のロックを効果的に回避するアンチロックブレーキ制御を行うことができる。
【００５９】
しかも第１、第２伝達系４_Ｆ，４_Ｒにおいて、アクチュエータ５と第１、第２ブレーキレバー３_Ｆ，３_Ｒとの間には、第１、第２ケーブルダンパ２４_１，２４_２がそれぞれ介設されており、アンチロックブレーキ制御における制動力再増力時には、モータ８を非作動状態とすることによりそれらのケーブルダンパ２４_１，２４_２で蓄えられた反発力を利用することが可能となり、またアンチロックブレーキ制御実行中に第１ブレーキレバー３_Ｆあるいは第２ブレーキレバー３_Ｒにアクチュエータ５側からの力が直接作用することを回避して、良好な操作フィーリングを得ることができる。
【００６０】
ところで、本実施例のアクチュエータ５は、マスタシリンダ２６に接続された第１セクタギヤ４８_１の回動範囲を規制するストッパ１０ａ（図９参照）を設けたことにより、以下のような効果を得ることができる。
【００６１】
図１８において、例えば前輪Ｗ_Ｆの速度が車体速度よりも所定値を越えて低下するとアンチロックブレーキ制御が開始され、アクチュエータ５の作動により第１セクタギヤ４８_１の回転角がブレーキ力を抜く方向に減少し、それに伴って前輪Ｗ_Ｆのブレーキ力も減少する。第１セクタギヤ４８_１の回転角の減少に伴ってマスタシリンダ２６のピストン４０がピストンノッカー４３に追従して後退し、図９においてカップシール４４がリリーフポート３９ａを開放した直後、第１セクタギヤ４８_１がストッパ１０ａに当接して回動を規制される。
【００６２】
このとき、前記ストッパ１０ａが存在しないと仮定すると、図１８に破線で示すように第１セクタギヤ４８_１は更に回動して第１ブレーキレバー３_Ｆのレバー反力も大きく増加し、レバーフィーリングを低下させることになる。しかも、アクチュエータ５を作動させて第１セクタギヤ４８_１をブレーキ力が増加する方向に回動させたとき、ピストン４０のカップシール４４がリリーフポート３９ａを閉塞して圧力室４１にブレーキ油圧が発生するタイミングが遅れ、応答性が低下することになる。
【００６３】
しかるに、本実施例のごとく、ピストン４０を後退させる方向への第１セクタギヤ４８_１の回動をストッパ１０ａで規制することにより、ブレーキ力を再び増加させるべくアクチュエータ５の作動に伴って第１セクタギヤ４８_１が駆動されたとき、ピストン４０を速やかに前進させてブレーキ油圧を発生させ、応答性の低下を回避することができる。
【００６４】
次に、図１９〜図２２に基づいてアンチロックブレーキ制御の具体的内容を更に説明する。
【００６５】
図１９のグラフは、横軸に前輪スリップ率λ_Ｆを取り、縦軸に後輪スリップ率λ_Ｒを取った直交座標上に太い実線で示す目標スリップ率ラインＬ_１，Ｌ_２，Ｌ_３を設定したもので、その目標スリップ率ラインＬ_１，Ｌ_２，Ｌ_３の内側（原点側）にブレーキ増力領域Ａ_１が設定され、外側（反原点側）にブレーキ減力領域Ａ_２が設定される。前輪スリップ率λ_Ｆ及び後輪スリップ率λ_Ｒは前輪速度センサ５４で検出した前輪速度Ｖ_Ｆ及び後輪速度センサ５５で検出した後輪速度Ｖ_Ｒから算出されるもので、非駆動輪速度である前輪速度Ｖ_Ｆから推定した推定車体速度Ｖ_Ｆ′を用いて、例えば次のように算出される。
【００６６】
前輪スリップ率λ_Ｆ＝（Ｖ_Ｆ′−Ｖ_Ｆ）／Ｖ_Ｆ′ …（１）
後輪スリップ率λ_Ｒ＝（Ｖ_Ｆ′−Ｖ_Ｒ）／Ｖ_Ｆ′ …（２）
上式に基づいて算出した前輪スリップ率λ_Ｆ及び後輪スリップ率λ_Ｒが図１９の直交座標上で目標スリップ率ラインＬ_１，Ｌ_２，Ｌ_３の内側のブレーキ増力領域Ａ_１にあれば、車両のスリップ状態が小さいとしてアクチュエータ５のモータ８を一方向に回転駆動し、前輪ブレーキＢ_Ｆ及び後輪ブレーキＢ_Ｒのブレーキ力を共に増加させることにより、車両のスリップ状態を目標スリップ率ラインＬ_１，Ｌ_２，Ｌ_３上に移動させる。また前輪スリップ率λ_Ｆ及び後輪スリップ率λ_Ｒが目標スリップ率ラインＬ_１，Ｌ_２，Ｌ_３の外側のブレーキ減力領域Ａ_２にあれば、車両のスリップ状態が大きいとしてアクチュエータ５のモータ８を逆方向に回転駆動し、前輪ブレーキＢ_Ｆ及び後輪ブレーキＢ_Ｒのブレーキ力を共に減少させることにより、車両のスリップ状態を目標スリップ率ラインＬ_１，Ｌ_２，Ｌ_３上に移動させる。
【００６７】
目標スリップ率ラインＬ_１，Ｌ_２，Ｌ_３は、第１目標スリップ率ラインＬ_１、第２目標スリップ率ラインＬ_２及び第３目標スリップ率ラインＬ_３の３本のラインから構成される。
【００６８】
第１目標スリップ率ラインＬ_１は、直交座標の第１象限の前輪スリップ率λ_Ｆが第１基準値ｆｒｍｄａより大きい領域（λ_Ｆ＞ｆｒｍｄａ）に設定される右下がりのラインであり、このライン上ではλ_Ｒ＝−ａλ_Ｆ＋ｂ（ａ＞０，ｂ＞０）が成立する。即ち、第１目標スリップ率ラインＬ_１上では、前輪スリップ率λ_Ｆが増加すれば後輪スリップ率λ_Ｒが減少し、前輪スリップ率λ_Ｆが減少すれば後輪スリップ率λ_Ｒが増加するため、前輪Ｗ_Ｆ及び後輪Ｗ_Ｒのトータルのスリップ率が一定に保持される。
【００６９】
前記第１目標スリップ率ラインＬ_１の下方には破線で示す第１目標スリップ率ラインＬ_１′が平行に設定されており、両第１目標スリップ率ラインＬ_１，Ｌ_１′の間が不感帯とされる。車両のスリップ状態がブレーキ増力領域Ａ_１からブレーキ減力領域Ａ_２に移行する場合には第１目標スリップ率ラインＬ_１が基準となるが、ブレーキ減力領域Ａ_２からブレーキ増力領域Ａ_２に移行する場合には第１目標スリップ率ラインＬ_１′が基準となる。このように、不感帯ではブレーキ増力方向への制御が停止されるので、アンチロックブレーキ制御時におけるブレーキ増力制御により前後輪スリップ率λ_Ｆ，λ_Ｒが不所望に大きくなるのを防止し、過剰スリップの収束を速めることができる。
【００７０】
第２目標スリップ率ラインＬ_２は、直交座標の第１象限の前輪スリップ率λ_Ｆ＜ｆｒｍｄａの領域における横軸と平行なライン（λ_Ｒ＝ｒｒｍｄａ０）であって、前記ｒｒｍｄａ０は、制動時に後輪速度が減少して前記自動遠心クラッチＣの係合が解除されるときの後輪スリップ率λ_Ｒと略等しい値に設定される。第２目標スリップ率ラインＬ_２は後輪速度Ｖ_Ｒの時間微分値である後輪加速度ｄＶ_Ｒ／ｄｔ＝Ｒｒｗに応じて減少側に移動する。即ち、後輪加速度Ｒｒｗ≧０のときの２目標スリップ率ラインＬ_２はλ_Ｒ＝ｒｒｍｄａ０であり、後輪加速度Ｒｒｗが負値であって後輪速度Ｖ_Ｒが減少傾向（ロック傾向）にあるときには、第２目標スリップ率ラインＬ_２′は前記第２目標スリップ率ラインＬ_２よりも下方（原点側）のλ_Ｒ＝ｒｒｍｄａに移動する。この第２基準値ｒｒｍｄａは次式により決定される。
【００７１】
ｒｒｍｄａ＝ｒｒｍｄａ０−Ｋ×｜Ｒｒｗ｜ …（３）
ｒｒｍｄａ０；正の定数
Ｋ；正の係数
｜Ｒｒｗ｜；負値である後輪速度の絶対値
而して、後輪加速度Ｒｒｗ≧０のとき、第２目標スリップ率ラインＬ_２′＝Ｌ_２は最も上方に位置しており、後輪加速度Ｒｒｗ＜０のときは、その絶対値｜Ｒｒｗ｜の大きさに応じて下方に移動する。従って、後輪Ｗ_Ｒのロック傾向が強まる低摩擦係数路ほど、第２目標スリップ率ラインＬ_２′は下方に移動する。
【００７２】
また、車両のスリップ状態がブレーキ減力領域Ａ_２からブレーキ増力領域Ａ_１に移行すると、第２目標スリップ率ラインＬ_２′は第２目標スリップ率ラインＬ_２に向けて所定の速度で上方に移動する。この第２目標スリップ率ラインＬ_２′の上方への移動速度は図２０及び図２１において傾きαの破線で示されており、この傾きαは高摩擦係数路におけるブレーキ増力時の後輪速度Ｖ_Ｒの減少率よりも僅かに小さく設定されており（図２０参照）、また低摩擦係数路におけるブレーキ増力時の後輪速度Ｖ_Ｒの減少率よりもかなり小さく設定されている（図２１参照）。
【００７３】
第３目標スリップ率ラインＬ_３は、直交座標上において前輪スリップ率λ_Ｆが１基準値ｆｒｍｄａに等しくなるライン（λ_Ｆ＝ｆｒｍｄａ）上に設定されており、前記第１目標スリップ率ラインＬ_１及び第２目標スリップ率ラインＬ_２を相互に接続する。
【００７４】
尚、ブレーキ増力領域Ａ_１の左上端部、即ち第２目標スリップ率ラインＬ_２、第３目標スリップ率ラインＬ_３及び縦軸によって囲まれた部分にブレーキ増力抑制領域Ａ_１′が画成される。ブレーキ増力抑制領域Ａ_１′はブレーキ増力領域Ａ_１の一部であって、前輪スリップ率λ_Ｆ及び後輪スリップ率λ_Ｒがブレーキ増力抑制領域Ａ_１′にあればブレーキ増力が行われるが、そのブレーキ増力量はブレーキ増力領域Ａ_１の他の部分（つまり、ブレーキ増力抑制領域Ａ_１′でない部分）のブレーキ増力量に比べて小さく設定されている。具体的には、図１９に示すように、ブレーキ増力抑制領域Ａ_１′内で後輪スリップ率λ_Ｒが増加するに伴い、ブレーキ増力量がゼロに向けてリニアに減少するように設定されている。第２目標スリップ率ラインＬ_２が図１９上で上下に移動すれば、それに伴ってブレーキ増力抑制領域Ａ_１′も上下に移動する。
【００７５】
而して、後輪スリップ率λ_Ｒが第２目標スリップ率ラインＬ_２をブレーキ減力領域Ａ_２側からブレーキ増力抑制領域Ａ_１′側に越えたとき、ブレーキ力が急激に増加して後輪スリップ率λ_Ｒが不所望に大きくなるのをブレーキ増力抑制領域Ａ_１′により防止し、過剰スリップの収束を速めることができる。
【００７６】
さて、ブレーキ増力制御により前輪Ｗ_Ｆ及び後輪Ｗ_Ｒのブレーキ力を増加させると、車両の重心位置に作用する前向きの慣性力によって前輪Ｗ_Ｆの接地荷重が増加して前輪スリップ率σ_Ｆが減少する一方、後輪Ｗ_Ｒの接地荷重が減少して後輪スリップ率σ_Ｒが増加する。その結果、図１９の前輪スリップ率σ_Ｆが小さい領域（σ_Ｆ＜ｆｒｍｄａ）において、摩擦係数が大きい路面であるにも関わらず、車両のスリップ状態がブレーキ増力領域Ａ_１側からブレーキ減力領域Ａ_２側に簡単に移行してしまい、必ずしも必要のないブレーキ減力制御が行われる可能性がある。
【００７７】
しかしながら、前述したように路面摩擦係数が大きい場合には後輪Ｗ_Ｒが比較的にロックし難いために負値である後輪加速度Ｒｒｗの絶対値｜Ｒｒｗ｜が小さくなり、その結果、第２目標スリップ率ラインＬ_２′は、最も上方の第２目標スリップ率ラインＬ_２の近傍に留まって第１目標スリップ率ラインＬ_１の延長線よりも上方に位置することになる。これにより、車両のスリップ状態はブレーキ増力領域Ａ_１からブレーキ減力領域Ａ_２側に移行し難くなり、必ずしも必要のないブレーキ減力制御が行われる不具合が回避される。
【００７８】
一方、路面摩擦係数が小さい場合には後輪Ｗ_Ｒがロックし易いために負値である後輪加速度Ｒｒｗの絶対値｜Ｒｒｗ｜が大きくなり、第２目標スリップ率ラインＬ_２′は大きく下方に移動することになる。その結果、車両のスリップ状態はブレーキ増力領域Ａ_１側からブレーキ減力領域Ａ_２側に移行し易くなり、ブレーキ減力制御が速やかに行われて後輪Ｗ_Ｒのロックが未然に回避される。
【００７９】
図２０及び図２１において、破線は前輪スリップ率σ_Ｆが小さい領域（σ_Ｆ＜ｆｒｍｄａ）における目標スリップ率ライン（但し、図１９における後輪スリップ率から、前輪速度Ｖ_Ｆに応じて算出した後輪速度Ｖ_Ｒに換算されている）を示しており、この目標スリップ率ラインを後輪速度Ｖ_Ｒが上から下に横切るとブレーキ減力領域Ａ_２に入ってブレーキ減力制御が行われ、これと同時に目標スリップ率ラインがＬ_２からＬ_２′に移動する。また目標スリップ率ラインを後輪速度Ｖ_Ｒが下から上に横切ると、ブレーキ増力領域Ａ_１に入ってブレーキ増力制御が行われる。ブレーキ減力領域Ａ_２からブレーキ増力領域Ａ_１に移行したとき、目標スリップ率ラインはＬ_２′からＬ_２に一気に復帰せず、前述したように傾きαを以て第２目標スリップ率ラインＬ_２まで緩やかに復帰する。
【００８０】
而して、図２０及び図２１において、後輪速度Ｖ_Ｒが最初に目標スリップ率ラインＬ_２を横切るときの速度は、前述した自動遠心クラッチＣが係合解除される後輪速度（クラッチＯＦＦ速度）に略等しく設定されているため、後輪速度Ｖ_Ｒが最初に目標スリップ率ラインＬ_２を横切って最初の減力領域Ａ_２に入ったとき、後輪速度Ｖ_Ｒが即座に増加せずに減少側にオーバーシュートして必ず前記クラッチＯＦＦ速度を下回り、これにより自動遠心クラッチＣが係合解除される。このようにして自動遠心クラッチＣが係合解除されると、スロットル開度を増加させない限り自動遠心クラッチＣが再係合することはなく、後輪ＷｒとエンジンＥとが切り離されて該後輪Ｗｒにエンジンブレーキが作用しなくなる。
【００８１】
以上のように、最初の減力領域Ａ_２に入ったとき自動遠心クラッチＣが係合解除して後輪Ｗｒにエンジンブレーキが作用しなくなるため、図２０及び図２１に太い実線で示すように、後輪速度は速やかに増加に転じて短時間で目標スリップ率ラインに収束する。最初の減力領域Ａ_２に入ったとき自動遠心クラッチＣが係合解除しないと仮定すると、エンジンＥに接続されたままの後輪Ｗｒにはエンジンブレーキが作用するために、図２０及び図２１に太い鎖線で示すように、後輪速度Ｖ_Ｒの復帰が遅れて目標スリップ率ラインに速やかに収束することができなくなる。
【００８２】
また図２２から明らかなように、仮にブレーキ減力領域Ａ_２からブレーキ増力領域Ａ_１に移行したときに目標スリップ率ラインをＬ_２′からＬ_２に一気に復帰させた場合（一点鎖線参照）、それに続くブレーキ増力領域Ａ_１からブレーキ減力領域Ａ_２への移行はｐ点において行われる。一方、本発明の如く目標スリップ率ラインをＬ_２′からＬ_２に向けて徐々に復帰させた場合（破線参照）、ブレーキ増力領域Ａ_１からブレーキ減力領域Ａ_２への移行はｐ′点において行われる。これにより、ブレーキ減力領域Ａ_２へ移行するタイミングを早めて過剰スリップの発生を防止し、安定性の高いアンチロックブレーキ制御を行うことが可能となる。
【００８３】
以上、本発明の実施例を詳述したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。
【００８４】
例えば、実施例ではトランスミッションとしてベルト式無段変速機Ｔを例示したが、本発明は自動遠心クラッチＣを備えたトランスミッションであれば、他の任意のトランスミッションを備えた車両に対して適用することができる。また自動遠心クラッチＣを設ける位置も実施例に限定されず、エンジンＥ及び後輪Ｗｒ間の任意の位置に設けることができる。
【００８５】
【発明の効果】
以上のように請求項１記載に記載された発明によれば、目標スリップ率ラインが、前輪スリップ率が第１基準値より小さい領域において後輪スリップ率が前輪スリップ率に依存しない第２基準値になるスリップ率ラインを有するので、制動時に車両の慣性力によって後輪の接地荷重が減って後輪スリップ率が増加しても、前記第２基準値の設定によりスリップ状態が前記目標スリップ率ラインをブレーキ増力領域側からブレーキ減力領域側に越え難くなり、これにより必ずしも必要のないブレーキ減力制御が行われるのを回避することができる。また第２基準値を自動遠心クラッチが係合解除する後輪速度に対応する後輪スリップ率に略等しく設定したので、ブレーキ減力制御が行われるときに必ず自動遠心クラッチを係合解除し、これにより後輪にエンジンブレーキが作用しないようにして目標スリップ率への収束を速やかに行わせることができる。
【００８６】
また請求項２に記載された発明によれば、ブレーキ増力量が抑制されるブレーキ増力抑制領域を、ブレーキ増力領域内にスリップ率ラインに接して画成したので、スリップ状態が目標スリップ率ラインをブレーキ減力領域側からブレーキ増力領域側に越えたとき、ブレーキ力が急激に増加して後輪スリップ率が不所望に大きくなるのを防止し、過剰スリップの収束を速めることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】自動二輪車の全体側面図
【図２】図１の２方向矢視図
【図３】ブレーキ装置の構成図
【図４】第１ケーブルダンパの縦断面図
【図５】第２ケーブルダンパの縦断面図
【図６】アクチュエータの右側面図（図７の６方向矢視図）
【図７】図６の７−７線断面図
【図８】アクチュエータの左側面図（図７の８方向矢視図）
【図９】図７の９−９線断面図
【図１０】図７の１０−１０線断面図
【図１１】図６の１１−１１線断面図
【図１２】図６の１２−１２線断面図
【図１３】図８の１３−１３線断面図
【図１４】図８の１４−１４線断面図
【図１５】連動ブレーキ時の作用説明図
【図１６】アンチロックブレーキ時の作用説明図
【図１７】作用を説明するグラフ
【図１８】作用を説明するタイムチャート
【図１９】目標スリップ率ラインを示す図
【図２０】高摩擦係数路走行時の作用説明図
【図２１】低摩擦係数路走行時の作用説明図
【図２２】従来例と本発明との作用の差を説明する図
【図２３】自動二輪車のパワーユニットの縦断面図
【図２４】従来例の目標スリップ率ラインを示す図
【符号の説明】
Ａ_１ブレーキ増力領域
Ａ_１′ ブレーキ増力抑制領域
Ａ_２ブレーキ減力領域
Ｃ自動遠心クラッチ
Ｅエンジン
ｆｒｍｄａ第１基準値
ｒｒｍｄａ第２基準値
Ｌ_１第１目標スリップ率ライン（目標スリップ率ライン）
Ｌ_２第２目標スリップ率ライン（目標スリップ率ライン）
Ｌ_３第３目標スリップ率ライン（目標スリップ率ライン）
Ｗｒ後輪
λ_Ｆ前輪スリップ率
λ_Ｒ後輪スリップ率[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
According to the present invention, a target slip rate line is set on coordinates obtained by taking a front wheel slip rate and a rear wheel slip rate on one coordinate axis and the other coordinate axis, respectively, and brakes are provided on the origin side and the anti-origin side of the target slip rate line, respectively. When the front wheel slip ratio and the rear wheel slip ratio are in the brake boost region, the brake force is increased, and the front wheel slip ratio and the rear wheel slip ratio are defined in the brake power reduction region. The present invention relates to an anti-lock brake control device for a vehicle, which reduces a braking force when the vehicle is in the state described above.
[0002]
[Prior art]
The present applicant has already proposed a device in which the braking force of the front wheel brake and the rear wheel brake can be changed by a single modulator (see Japanese Patent Application Laid-Open No. 7-315193). However, when the brake force of the front wheel and the rear wheel brake is simply controlled by a single modulator, the brakes of the front wheel and the rear wheel interact with each other, so that the slip ratios of the front wheel and the rear wheel are independently controlled. It is not possible to do so, and it is desired to perform control to quickly converge the slip ratios of the front wheels and the rear wheels to appropriate values.
[0003]
Therefore, the present applicant has developed an anti-lock brake control device that controls the braking force of the front and rear wheel brakes with a single modulator, and then allows the slip ratio of the front and rear wheels to quickly converge to an appropriate value. developed.
[0004]
As shown in FIG. 24, the anti-lock brake control device has a target slip rate line set on coordinates where the horizontal axis represents the front wheel slip rate and the vertical axis represents the rear wheel slip rate, and the horizontal axis intercept is a, a vertical axis intercept is composed of a straight line b, a brake boosting area is defined below the target slip ratio line (origin side), and a brake reducing area is defined above (anti-origin side). Is defined. When the slip ratio of the front and rear wheels deviates from the target slip ratio line toward the brake reduction region, the braking force is reduced, and when the slip ratio deviates from the target brake ratio region, the braking force is increased. It converges on the slip rate line.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, when the vehicle is braked, a nose dive is generated by a forward inertial force acting on the position of the center of gravity, so that the ground contact load on the rear wheels is reduced and the rear wheel slip ratio is increased. As a result, as shown by the arrow A in FIG. 24, the slip state shifts the target slip ratio line from the brake increasing area to the brake reducing area, and the brake reducing control that is not always necessary is performed. To avoid this, increasing the vertical intercept b of the target slip rate line to b 'and setting the target slip rate line as shown by the broken line, the brake boosting area is widened as a whole, so that in the low friction coefficient road, Excessive slip is likely to occur.
[0006]
Also, when the slip state shifts the target slip rate line from the brake increasing area to the brake reducing area and the brake reducing control is executed, the automatic centrifugal clutch disposed between the rear wheel and the engine remains engaged. In this case, even if the engine brake acts on the rear wheels to execute the brake depressurization control, the rear wheel speed does not recover quickly, and the convergence to the target slip ratio is delayed.
[0007]
The present invention has been made in view of such circumstances, and by performing an appropriate anti-lock control regardless of the magnitude of the road surface friction coefficient by considering the increase in the rear wheel slip rate due to the nose dive of the vehicle, It is an object of the present invention to prevent an engine brake from acting on a rear wheel and to quickly converge to a target slip ratio.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
To achieve the above object, the invention described in claim 1 sets a target slip rate line on coordinates obtained by taking a front wheel slip rate and a rear wheel slip rate on one coordinate axis and the other coordinate axis, respectively. A brake boosting area and a brake depressing area are defined on the origin side and the anti-origin side of the target slip rate line, respectively, and the brake force is increased when the front wheel slip rate and the rear wheel slip rate are in the brake boosting area. An antilock brake control device for a vehicle that reduces a braking force when a front wheel slip ratio and a rear wheel slip ratio are in the brake reduction region, wherein the target slip ratio line is such that the front wheel slip ratio is higher than a first reference value. In a small region, the rear wheel slip ratio has a second reference value that does not depend on the front wheel slip ratio. 2 reference value, characterized in that the automatic centrifugal clutch interposed between the engine and the rear wheels is substantially equal to the wheel slip rate after corresponding to the wheel speed after the disengagement.
[0009]
According to a second aspect of the present invention, in addition to the configuration of the first aspect, a brake boost suppression area in which a brake boost amount is suppressed is defined in the brake boost area in contact with the slip ratio line. It is characterized.
[0010]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described based on examples of the present invention shown in the accompanying drawings.
[0011]
1 to 24 show an embodiment of the present invention. FIG. 1 is an overall side view of a motorcycle, FIG. 2 is a view in the direction of arrow 2 in FIG. 1, and FIG. 4 is a longitudinal sectional view of the first cable damper, FIG. 5 is a longitudinal sectional view of the second cable damper, FIG. 6 is a right side view of the actuator (a view in the direction of arrow 6 in FIG. 7), and FIG. 8 is a left side view of the actuator (viewed in the direction of arrow 8 in FIG. 7), FIG. 9 is a sectional view taken along line 9-9 in FIG. 7, FIG. 10 is a sectional view taken along line 10-10 in FIG. 11 is a sectional view taken along line 11-11 of FIG. 6, FIG. 12 is a sectional view taken along line 12-12 of FIG. 6, FIG. 13 is a sectional view taken along line 13-13 of FIG. 8, and FIG. 15 and FIG. 15 are explanatory diagrams of the operation at the time of the interlocking brake, FIG. 17 is an explanatory diagram of the operation at the time of the antilock brake, FIG. 17 is a graph illustrating the operation, and FIG. FIG. 19 is a diagram showing a target slip ratio line, FIG. 20 is an explanatory diagram of operation when traveling on a road with a high friction coefficient, FIG. 21 is an explanatory diagram of operation when traveling on a road with a low friction coefficient, and FIG. FIG. 23 is a view for explaining a difference in operation from the invention, FIG. 23 is a longitudinal sectional view of a power unit of a motorcycle, and FIG. 24 is a view showing a target slip rate line of a conventional example.
[0012]
As shown in FIGS. 1 to 3, a front wheel W of a scooter type motorcycle V equipped with a swing type power unit P _F Is a front wheel brake B which is a disc brake which operates in response to the action of hydraulic pressure. _F Is mounted as the first wheel brake, and the rear wheel W _R Is a mechanical well-known rear wheel brake B which exerts a braking force according to the amount of operation of the operating lever 1. _R Is mounted as a second wheel brake. There are two grips on both left and right sides of the steering wheel. _F , 2 _R Is provided at the right end of the steering handle. _F Brake lever 3 as a first brake operating member that can be operated with the right hand holding the handle _F The steering handle is provided at the left end of the steering handle. _R Brake lever 3 as a second brake operating member that can be operated with the left hand holding the handle _R Is supported.
[0013]
1st brake lever 3 _F And front wheel brake B _F Is the first brake lever 3 _F Of front wheel brake B _R Transmission system 4 that can transmit to _F And the second brake lever 3 _R And rear wheel brake B _R Operating lever 1 is the second brake lever 3 _R Rear wheel brake B _R Transmission system 4 capable of mechanical transmission to the motor _R Are connected via. Moreover, both transmission systems 4 _F , 4 _R Is connected to the actuator 5, and the operation of the actuator 5 causes the front wheel brake B _F And rear wheel brake B _R Can be adjusted.
[0014]
1st brake lever 3 _F First push-pull cable 25 connecting the actuator and the actuator 5 ₁ Has the first cable damper 24 ₁ And the second brake lever 3 _R Push-pull cable 25 connecting the actuator and the actuator 5 ₂ Has a second cable damper 24 ₂ Is interposed. These cable dampers 24 ₁ , 24 ₂ Are arranged on the right and left sides of the down tube of the vehicle body frame. The first cable damper 24 on the right side ₁ A battery 53 is disposed above the second cable damper 24 on the left side. ₂ An electronic control unit 52 is arranged above the electronic control unit.
[0015]
1 and 2, reference numeral 56 denotes a reservoir of the master cylinder 26 described later provided in the actuator 5, and reference numeral 57 denotes a front wheel brake B from the master cylinder 26 (see FIG. 3). _F A bleeder joint for air release provided at the upper end of the conduit 27 connected to the _R A reference numeral 58 denotes a fuel tank.
[0016]
Next, the first cable damper 24 will be described with reference to FIG. ₁ The structure of will be described.
[0017]
First push-pull cable 25 ₁ Is the first brake lever 3 _F Outer cable 29 connected to ₁ And the outer cable 29 connected to the actuator 5 ₁ 'Inside the inner cable 30 ₁ Are movably inserted. Also, the first cable damper 24 ₁ A damper casing 31 formed in a cylindrical shape and coupled to the vehicle body frame, a cylindrical movable member 32 inserted into the damper casing 31 so as to be relatively movable in the axial direction, and a movable fixed to the damper casing 31. A cylindrical fixing member 33 in which the member 32 relatively slides, a sliding member 34 which is inserted into the damper casing 31 so as to be relatively movable in the axial direction, and a flange 34a of which is in contact with the flange 32a of the movable member 32; There are provided two springs 35, 35 contracted between a flange 32a of the movable member 32 and a flange 33a of the fixed member 33.
[0018]
One outer cable 29 is attached to the flange 33a of the fixing member 33. ₁ Is fixed, and the other outer cable 29 is attached to the flange 32 a of the movable member 32. ₁ 'Is fixed at the end. Therefore, both springs 35, 35 are connected to the outer cable 29. ₁ , 29 ₁ ′ Exert a spring force in a direction to separate them from each other.
[0019]
On one end side of the damper casing 31, a first load detection switch 38 abutting on one end of the movable member 32 protruding from one end of the damper casing 31. ₁ Is fixed, and the first brake lever 3 _F Is in a predetermined load range, that is, the first push-pull cable 25 ₁ When the movable member 32 compresses the springs 35 and 35 in accordance with the traction, the first load detection switch 38 is moved within a predetermined range of the stroke. ₁ Turns on.
[0020]
More specifically, the first brake lever 3 _F When the operating force of the inner cable 30 exceeds a predetermined value, ₁ When the load pulling in the direction of arrow A increases beyond a predetermined value, both outer cables 29 ₁ , 29 ₁ The movable member 32 slides toward the fixed member 33 while compressing the springs 35, 35 due to the load that causes the '′ to approach each other. As a result, the movable member 32 moves to the first load detection switch 38. ₁ Of the first load detection switch 38 ₁ Turn on.
[0021]
As shown in FIG. 5, the second cable damper 24 ₂ Is the first cable damper 24 ₁ The first cable damper 24 has basically the same configuration as that of the first cable damper 24. ₁ The same reference numerals are given to the same components as in FIG. However, the second cable damper 24 ₂ The only difference between the first cable damper 24 and the second cable spring is that two disc springs 36 are disposed between the flange 34a of the sliding member 34 and the flange 32a of the movable member 32. ₁ Is different from
[0022]
Thus, the second brake lever 3 _R Is the second push-pull cable 25 ₂ Inner cable 30 ₂ Is in the predetermined range, the second load detection switch 38 ₂ Turns on. The second load detection switch 38 is controlled by the disc springs 36 having a small spring constant. ₂ The load change when the input stroke is small and the load loss relative to when the cable damper is not used can be made relatively small, giving the brake operation a feeling of strangeness. The invalid stroke can be reduced so as not to occur.
[0023]
Next, the structure of the actuator 5 will be described with reference to FIGS.
[0024]
The actuator 5 includes a first planetary gear mechanism 6 ₁ And the second planetary gear mechanism 6 ₂ , An electromagnetic brake 7 as sun gear braking means, and a motor 8 that can rotate forward and reverse.
[0025]
The casing 9 of the actuator 5 is connected to the first case member 10 to which the motor 8 is mounted, and the second case member to which the electromagnetic brake 7 is mounted on the same axis as the rotation axis of the motor 8. And 11. The rotating shaft 7a of the electromagnetic brake 7 and the rotating shaft 8a of the motor 8 are arranged coaxially and abut each other at their ends.
[0026]
First planetary gear mechanism 6 ₁ Is disposed on the outer periphery of the rotating shaft 8a of the motor 8, and the first ring gear 16 surrounding the outer periphery of the end of the rotating shaft 8a of the motor 8 ₁ And a first sun gear 17 formed at the end of the rotation shaft 8a of the motor 8. ₁ And the first ring gear 16 ₁ And the first sun gear 17 ₁ A plurality of first planetary gears 18 meshing with ₁ , 18 ₁ , And their first planetary gears 18 ₁ , 18 ₁ The first planet carrier 19 that rotatably supports each of. ₁ And When the motor 8 is driven, the first planetary gear mechanism 6 ₁ First sun gear 17 ₁ Can be driven to rotate.
[0027]
Second planetary gear mechanism 6 ₂ Is a second ring gear 16 surrounding the outer periphery of the end of the rotating shaft 7a of the electromagnetic brake 7. ₂ And a second sun gear 17 formed at the end of the rotating shaft 7a of the electromagnetic brake 7. ₂ And the second ring gear 16 ₂ And the second sun gear 17 ₂ Plurality of second planetary gears 18 meshing with ₂ , 18 ₂ , And their second planetary gears 18 ₂ , 18 ₂ .. Are rotatably supported on the second planet carrier 19, respectively. ₂ And Thus, the electromagnetic brake 7 is connected to the second planetary gear mechanism 6. ₂ Second sun gear 17 ₂ Can be stopped and braked.
[0028]
First ring gear 16 ₁ And the second ring gear 16 ₂ Are the same members, and the first planetary gears 18 ₁ , 18 ₁ ... and the second planetary gear 18 ₂ , 18 ₂ Are positioned in the radial direction by the first planet carrier 19. ₁ And the second planet carrier 19 ₂ It is sandwiched between them so as to be relatively rotatable. First and second ring gears 16 ₁ , 16 ₂ By using the same member, the number of parts can be reduced, and the size of the actuator can be reduced.
[0029]
A first control shaft 20 is disposed in front of the rotating shaft 7a of the electromagnetic brake 7 and the rotating shaft 8a of the motor 8 in parallel with the rotating shafts 7a, 8a. ₁ And the second control axis 20 ₂ Is arranged. First control axis 20 ₁ A cylindrical portion is formed at the inner end of the second control shaft 20 on the inner periphery of the cylindrical portion. ₂ The outer periphery of the inner end of the first control shaft 20 is relatively rotatably fitted. ₁ And the second control axis 20 ₂ Are the first and second planetary gear mechanisms 6 ₁ , 6 ₂ Are arranged coaxially on a common axis parallel to the axis of.
[0030]
As is clear from FIGS. 7 and 9, the first control shaft 20 ₁ Has a first sector gear 48 as a first control member. ₁ Are fixed, and the first sector gear 48 ₁ Is the first planet carrier 19 ₁ Driven gear 49 provided integrally with ₁ To be engaged. Also, the first control shaft 20 ₁ A piston knocker 43 for operating a master cylinder 26 to be described later is fixed to the piston.
[0031]
The master cylinder 26 is housed in the pressure chamber 41, a cylinder body 39 fixed to the casing 9 of the actuator 5, a piston 40 slidably fitted to the cylinder body 39 with the front surface facing the pressure chamber 41. And a return spring 42 for exerting a spring force for urging the piston 40 rearward (to the right in FIG. 9), and the pipe 27 leading to the pressure chamber 41 is connected to the front end of the cylinder body 39.
[0032]
The piston knocker 43 contacts the rear end of the piston 40 projecting from the rear end of the cylinder body 39. First sector gear 48 ₁ Is in the position shown by the solid line in FIG. 9, the cup seal 44 provided on the piston 40 is in the position to open the relief port 39a formed in the cylinder body 39, and the first sector gear 48 ₁ Is slightly pivotable from the solid line position in a counterclockwise direction (a direction in which the piston 40 is retracted) to a dashed line position, where the dashed line contacts the stopper 10a to restrict the rotation. The rotation angle between the solid line position and the chain line position is set in consideration of the position of the relief port 39a and the variation in processing accuracy of each gear. ₁ When the piston abuts on the stopper 10a and the piston 40 reaches the retreat end, the cup seal 44 of the piston 10 reliably opens the relief port 39a, and the cup seal 44 does not largely retreat from the relief port 39a. .
[0033]
Thus, the first control shaft 20 ₁ Presses the piston 40 with the piston knocker 43, the piston 40 operates to reduce the volume of the pressure chamber 41, and the hydraulic pressure generated in the pressure chamber 41 causes the front wheel brake B _F Will work.
[0034]
As described above, the first control shaft 20 ₁ And the second control axis 20 ₂ To the first and second planetary gear mechanisms 6 ₁ , 6 ₂ Are arranged coaxially with each other on an axis parallel to the axis of ₁ , 20 ₂ Are arranged on different axes, the actuator 5 can be made more compact. Moreover, the first control shaft 20 ₁ First sector gear 48 supported on ₁ Rotating surface and second control shaft 20 ₂ Second sector gear 48 supported on ₂ Between the first and second control shafts 20 ₁ , 20 ₂ Since the master cylinder 26 is disposed so as to intersect with the master cylinder 26, the master cylinder 26 can be laid out compactly by effectively utilizing the dead space in the actuator 5.
[0035]
6, 11 and 12, the first brake lever 3 is shown. _F First push-pull cable 25 connected to ₁ And a first control shaft 20 extending from the first case member 10 to the outside. ₁ Is shown. First control axis 20 ₁ The upper arm 62 and the lower arm 63 are welded to the collar 61 which is rotatably fitted to the outer periphery of the first control shaft 20. ₁ An adjust arm 64 is fixed to the outer periphery of the bracket with bolts 65. The first push-pull cable 25 is connected to the tip of the upper arm 62 via a cable joint 66. ₁ Is connected.
[0036]
An adjustment bolt 68 pivotally supported by a pin 67 at the tip of the lower arm 63 penetrates a pin 69 supported at an intermediate portion of the adjustment arm 64, and an adjustment nut 70 is screwed to the tip. A coil spring 71 fitted on the outer circumference of the adjustment bolt 68 urges the pin 69 to abut on an arcuate surface 70 a formed at the lower end of the adjustment nut 70.
[0037]
Therefore, the lower arm 63 integral with the upper arm 62 is connected to the adjusting arm 64 via the adjusting bolt 68, and the first push-pull cable 25 ₁ When the upper arm 62 rotates, the first control shaft 20 passes through the lower arm 63, the adjustment bolt 68, and the adjustment arm 64. ₁ Rotates. Then, by rotating the adjustment nut 70 by half a turn to change the relative angle between the lower arm 63 and the adjustment arm 64, the first control shaft 20 is rotated. ₁ Can be arbitrarily fine-tuned. Thereby, the first control shaft 20 ₁ Can be finely adjusted to the position shown by the solid line in FIG. The adjusting bolt 68 and the adjusting nut 70 constitute adjusting means.
[0038]
As is apparent from FIGS. 7 and 10, the second control shaft 20 ₂ Has a second sector gear 48 as a second control member. ₂ Are supported rotatably relative to each other, and the second sector gear 48 ₂ Is the second planet carrier 19 ₂ Driven gear 49 provided integrally with ₂ To be engaged. Second control axis 20 ₂ The locking portion 50a at the end of the control arm 50 fixed to the second sector gear 48 ₂ Is fitted in the elongated hole 48a formed in the hole. The locking portion 50a and the long hole 48a constitute a lost motion mechanism. In FIG. 10, the second sector gear 48 ₂ The second sector gear 48 is attached to the second case member 11 to regulate the clockwise rotation end of the second sector gear 48. ₂ A stopper 11a is formed which can be brought into contact with the stopper 11a.
[0039]
FIGS. 6, 13 and 14 show the second brake lever 3. _R Second push / pull cable 25 connected to ₂ And a second control shaft 20 extending from the second case member 11 to the outside. ₂ Is shown. Second control axis 20 ₂ A pair of cable joints 75 and 76 are pivotally supported via pins 74 to an arm 73 fixed to the arm 73 by bolts 72. The outer cable 29 is connected to the cable joint 75. ₂ 'And inner cable 30 ₂ Second push-pull cable 25 ₂ Inner cable 30 ₂ And the third inner cable 47 of the third push-pull cable 45 including the outer cable 46 and the inner cable 47 is connected to the cable joint 76.
[0040]
Thus, the first brake lever 3 _F Of front wheel brake B _F First transmission system 4 for transmitting to _F Is the first cable damper 24 ₁ 1st push-pull cable 25 interposed ₁ , A master cylinder 26 and a pipeline 27, and the second brake lever 3 _R Rear wheel brake B _R Transmission system 4 for transmitting to _R Is the second cable damper 24 ₂ 2nd push-pull cable 25 interposed ₂ And a third push-pull cable 45.
[0041]
Second control shaft 20 extending from actuator 5 ₂ An angle sensor 51 is fixed to the outer end of the actuator, and the amount of operation of the actuator 5 is detected by the angle sensor 51. As shown in FIG. _F The front wheel speed sensor 54 and the rear wheel W _R Are mounted with rear wheel speed sensors 55, respectively. The on / off operation of the electromagnetic brake 7 in the actuator 5 and the rotation direction and amount of operation of the motor 8 are controlled by an electronic control unit 52. The electronic control unit 52 includes first and second Load detection switch 38 ₁ , 38 ₂ , An angle sensor 51, a front wheel speed sensor 54, and a rear wheel speed sensor 55, respectively.
[0042]
Next, the structure of a power unit of a motorcycle including the above-described brake device will be described.
[0043]
The power unit P of the motorcycle includes a two-cycle single-cylinder engine E and a belt-type continuously variable transmission T housed inside a transmission case 81. The crankshaft of the engine E extending inside the transmission case 81 constitutes a drive shaft 82 of the belt-type continuously variable transmission T, and the drive shaft 82 supports a drive pulley 83 of the belt-type continuously variable transmission T. . A driven shaft 84 of the belt-type continuously variable transmission T is supported at a rear portion of the transmission case 81, and an endless belt 86 is wound around a driven pulley 85 supported by the driven shaft 84 and the drive pulley 83. The axle 87 of the rear wheel Wr supported at the rear end of the transmission case 81 is connected to the driven shaft 84 via a reduction gear train R.
[0044]
The drive pulley 83 is a fixed pulley half 83 ₁ And movable pulley half 83 ₂ When the centrifugal force acting on the centrifugal weight 88 increases as the rotation speed of the drive shaft 82 increases, the movable pulley half 83 ₂ Is the fixed pulley half 83 ₁ , The effective radius of the drive pulley 83 increases. The driven pulley 85 is a fixed pulley half 85 ₁ And the fixed pulley half 85 by the spring 89 ₁ Movable pulley half 85 urged toward ₂ When the effective radius of the drive pulley 83 increases due to the elastic force of the spring 89 and the tension of the endless belt 86, the effective radius of the driven pulley 85 decreases, and conversely, the effective radius of the drive pulley 83 decreases. Then, the effective radius of the driven pulley 85 increases, whereby the gear ratio of the belt-type continuously variable transmission T automatically changes.
[0045]
The automatic centrifugal clutch C for starting provided at the end of the driven shaft 84 automatically engages with an increase in the rotation speed of the driven pulley 85, and transmits the rotation of the driven pulley 85 to the driven shaft 84. Accordingly, when the number of engine revolutions increases when the motorcycle V starts, the automatic centrifugal clutch C is engaged, and the driving force of the engine E is transmitted to the rear wheels Wr. When the rear wheel speed decreases due to braking, the engine speed decreases accordingly. When the rear wheel speed (ie, engine speed) decreases to the clutch OFF speed, the engagement of the automatic centrifugal clutch C is automatically released. You.
[0046]
Next, the operation of the embodiment of the present invention having the above-described configuration will be described.
[0047]
1st brake lever 3 _F Or the second brake lever 3 _R When the brake operation input by the first brake lever 3 is equal to or less than the predetermined value, the first brake lever 3 _F Or the second brake lever 3 _R Front wheel brake B _F Or rear wheel brake B _R The first and second load detection switches 38 are used to obtain a braking force. ₁ , 38 ₂ Does not perform the switching operation, the operation of the motor 8 is stopped by the electronic control unit 52, and the electromagnetic brake 7 is turned off, that is, the second sun gear 17 ₂ Is allowed to rotate freely.
[0048]
In such a state, the first brake lever 3 _F When only the brake is operated, the first push-pull cable 25 ₁ Control shaft 20 associated with traction ₁ The hydraulic pressure is output from the master cylinder 26 by the rotation of the front wheel brake B via the pipe 27. _F Acting on the front wheel brake B _F Will exert the braking force. At this time, the first control shaft 20 ₁ The rotational power input to the first sector gear 48 ₁ Driven gear 49 ₁ Through the first planet carrier 19 ₁ Is transmitted to
[0049]
However, when the motor 8 is stopped and the first sun gear 17 ₁ Is stopped, and the second brake lever 3 _R Is in the non-braking operation state, the second planetary gear mechanism 6 ₂ Second planet carrier 19 ₂ Is also stopped, the first planet carrier 19 ₁ Of the first planetary gear 18 ₁ , 18 ₁ ..., first and second ring gears 16 ₁ , 16 ₂ And the second planetary gear 18 ₂ , 18 ₂ ... through the second sun gear 17 ₂ To the second sun gear 17 ₂ Will be idle. Therefore, as long as the motor 8 and the electromagnetic brake 7 do not operate, the first brake lever 3 _F Operation of rear wheel brake B _R Does not work.
[0050]
When the motor 8 and the electromagnetic brake 7 do not operate, the second brake lever 3 _R When only the brake is operated, the second transmission system 4 _R Rear brake B by mechanical braking force transmission _R The braking force is exerted. At this time, the second push-pull cable 25 ₂ Of the second control shaft 20 ₂ Is rotated, the motor 8 is stopped and the first sun gear 17 ₁ Is stopped, and the first brake lever 3 _F Is in the non-braking operation state, the first planetary gear mechanism 6 ₁ First planet carrier 19 ₁ Is also stopped, the first and second ring gears 16 ₁ , 16 ₂ Is the first planetary gear 18 ₁ , 18 ₁ Are fixed so that they cannot rotate. Therefore, the second planet carrier 19 ₂ Of the second planetary gear 18 ₂ , 18 ₂ Through the second sun gear 17 ₂ To the second sun gear 17 ₂ Will be idle. Therefore, as long as the motor 8 and the electromagnetic brake 7 do not operate, the second brake lever 3 _R Operation of the front wheel brake B _F Does not work.
[0051]
1st brake lever 3 _F Or the second brake lever 3 _R When the brake operation input by the driver becomes equal to or more than the predetermined value, the actuator 5 is operated and the front wheel brake B _F And rear wheel brake B _R And the first and second load detection switches 38. ₁ , 38 ₂ Is operated, the motor 8 is operated by the electronic control unit 52, and the electromagnetic brake 7 is turned on, that is, the second sun gear 17 ₂ Is braked.
[0052]
Here, the second brake lever 3 _R Assuming that the brake is operated with an operating force equal to or larger than a predetermined value, as shown in FIG. ₂ When the motor 8 is rotationally driven while the first planetary carrier 19 is being braked, ₁ And the second planet carrier 19 ₂ Are driven to rotate in mutually opposite directions, and the second planet carrier 19 is rotated. ₂ Driven gear 49 integral with ₂ The second sector gear 48 ₂ Are driven clockwise in FIG. However, the second sector gear 48 ₂ Is restricted by contact with the stopper 11a, the first planet carrier 19 that rotates by the reaction force ₁ As a result, the first driven gear 49 ₁ Through the first sector gear 48 ₁ Rotates counterclockwise in FIG. As a result, the master cylinder 26 operates to generate a brake oil pressure, and this brake oil pressure _F Operates.
[0053]
At this time, the locking portion 50a of the control arm 50 is ₂ The second sector gear 48 associated with the operation of the actuator 5 because the second sector gear 48 ₂ Rotation of the second brake lever 3 _R Control axis 20 based on the operation of ₂ It does not affect the rotation of. Thus, front wheel brake B _F And rear wheel brake _R During the interlocking operation of the second control shaft 20 ₂ The operation of the actuator 5 is controlled based on the output of the angle sensor 51 that detects the rotation angle of the actuator 5.
[0054]
This will be further described with reference to FIG. _R Is operated, first the rear wheel brake B _R Is the second push-pull cable 25 ₂ And a third push-pull cable 45 to operate the rear wheel W _R The braking force rises. Second brake lever 3 _R The operating load increases and the second cable damper 24 ₂ Second load detection switch 38 ₂ Is turned on, the actuator 5 operates and the front wheel brake B _F Operates. As a result, the distribution of the braking force bends along the ideal distribution line.
[0055]
At this time, the locking portion 50a of the control arm 50 and the second sector gear 48 ₂ Assuming that there is no lost motion mechanism consisting of the long hole 48a of the rear wheel W after the operation of the actuator 5, _R The braking force of the second brake lever 3 _R 17 is added to the input from the controller 5 (the hatched portion in FIG. 17) due to the operation of the actuator 5, and as shown by the broken line, the rear wheel W _R Of the rear wheel W _R May increase the locking tendency. However, actually, the rear wheel W _R Since the braking force of the front wheel W is only the amount input by the rider, the operation amount of the actuator 5 is appropriately set and the front wheel W _F By adjusting the braking force, it is possible to easily obtain a braking force distribution characteristic close to the ideal distribution line, and to contribute to an improvement in brake feeling.
[0056]
Next, the case where antilock brake control is performed will be described.
[0057]
When it is detected that the wheels have a tendency to lock based on the outputs of the front wheel speed sensor 54 and the rear wheel speed sensor 55, the electronic control unit 52 turns on the electromagnetic brake 7 and activates the motor 8 during the above-described interlocking operation. Operate in the opposite direction. Then, as shown in FIG. ₁ And the second planet carrier 19 ₂ Are driven to rotate in opposite directions to each other and in the opposite direction to that during the interlocking operation described above. ₁ Are clockwise in FIG. 16 and the second sector gear 48 ₂ Is driven counterclockwise. At this time, the first sector gear 48 ₁ Rotation of the first control shaft 20 ₁ To the first control shaft 20 ₁ The front wheel W _F And the second sector gear 48 ₂ The rotation of the second control shaft 20 is caused by the engagement of the locking portion 50a of the control arm 50 with the end of the long hole 48a. ₂ To the second control shaft 20 ₂ The rear wheel W _R Rotate in the direction to weaken the brake force.
[0058]
Thus, the anti-lock brake control for effectively avoiding the lock of the wheels can be performed by rotating the motor 8 of the actuator 5 forward or reverse according to the slip ratio of the wheels to increase or decrease the braking force.
[0059]
Moreover, the first and second transmission systems 4 _F , 4 _R , The actuator 5 and the first and second brake levers 3 _F , 3 _R Between the first and second cable dampers 24. ₁ , 24 ₂ When the braking force is re-intensified in the anti-lock brake control, the motor 8 is deactivated so that the cable dampers 24 ₁ , 24 ₂ It is possible to use the repulsive force stored in the first brake lever 3 during execution of the anti-lock brake control. _F Or the second brake lever 3 _R A good operation feeling can be obtained by avoiding that the force from the actuator 5 directly acts on the actuator.
[0060]
By the way, the actuator 5 of the present embodiment includes a first sector gear 48 connected to the master cylinder 26. ₁ The following effects can be obtained by providing the stopper 10a (see FIG. 9) that regulates the rotation range of.
[0061]
In FIG. 18, for example, the front wheel W _F When the speed of the first sector gear 48 becomes lower than the vehicle speed by more than a predetermined value, the antilock brake control is started, and the operation of the actuator 5 causes the first sector gear 48 to rotate. ₁ Rotation angle decreases in the direction to release the braking force, and accordingly, the front wheel W _F The braking force is also reduced. First sector gear 48 ₁ As the rotation angle of the master cylinder 26 decreases, the piston 40 of the master cylinder 26 retreats following the piston knocker 43, and immediately after the cup seal 44 opens the relief port 39a in FIG. ₁ Abuts on the stopper 10a to restrict the rotation.
[0062]
At this time, assuming that the stopper 10a does not exist, as shown by a broken line in FIG. ₁ Is further rotated and the first brake lever 3 _F Also greatly increases the lever reaction force, thereby deteriorating the lever feeling. Moreover, the first sector gear 48 is operated by operating the actuator 5. ₁ Is rotated in the direction of increasing the braking force, the cup seal 44 of the piston 40 closes the relief port 39a, and the timing at which the brake hydraulic pressure is generated in the pressure chamber 41 is delayed, and the responsiveness is reduced.
[0063]
However, as in the present embodiment, the first sector gear 48 in the direction for retracting the piston 40 is used. ₁ Of the first sector gear 48 with the operation of the actuator 5 in order to increase the braking force again by restricting the rotation of the first sector gear 48 by the stopper 10a. ₁ Is driven, the piston 40 is quickly advanced to generate a brake hydraulic pressure, and a decrease in responsiveness can be avoided.
[0064]
Next, the specific contents of the antilock brake control will be further described with reference to FIGS.
[0065]
In the graph of FIG. 19, the horizontal axis represents the front wheel slip ratio λ. _F And the vertical axis represents the rear wheel slip ratio λ _R Target slip ratio line L indicated by a thick solid line on the rectangular coordinates ₁ , L ₂ , L ₃ The target slip rate line L ₁ , L ₂ , L ₃ Area (on the origin side) of the brake booster area A ₁ Is set, and the brake reduction area A ₂ Is set. Front wheel slip ratio λ _F And rear wheel slip ratio λ _R Is the front wheel speed V detected by the front wheel speed sensor 54 _F And the rear wheel speed V detected by the rear wheel speed sensor 55 _R Front wheel speed V, which is a non-driving wheel speed. _F Estimated vehicle speed V _F , And is calculated as follows, for example.
[0066]
Front wheel slip ratio λ _F = (V _F '-V _F ) / V _F '... (1)
Rear wheel slip ratio λ _R = (V _F '-V _R ) / V _F '... (2)
Front wheel slip ratio λ calculated based on the above equation _F And rear wheel slip ratio λ _R Is the target slip ratio line L on the rectangular coordinates in FIG. ₁ , L ₂ , L ₃ Brake boost area A inside ₁ The motor 8 of the actuator 5 is rotated in one direction and the front wheel brake B _F And rear wheel brake B _R By increasing the braking force of the vehicle, the slip state of the vehicle is changed to the target slip ratio line ₁ , L ₂ , L ₃ Move up. Also, the front wheel slip ratio λ _F And rear wheel slip ratio λ _R Is the target slip rate line L ₁ , L ₂ , L ₃ Brake reduction area A outside ₂ , The motor 8 of the actuator 5 is rotationally driven in the reverse direction and the front wheel brake B _F And rear wheel brake B _R , The slip state of the vehicle is reduced to the target slip ratio line L. ₁ , L ₂ , L ₃ Move up.
[0067]
Target slip rate line L ₁ , L ₂ , L ₃ Is the first target slip rate line L ₁ , The second target slip rate line L ₂ And the third target slip rate line L ₃ And three lines.
[0068]
First target slip rate line L ₁ Is the front wheel slip ratio λ in the first quadrant of rectangular coordinates. _F Is larger than the first reference value frmda (λ _F > Frmda), and the line on the lower right is λ _R = -Aλ _F + B (a> 0, b> 0) holds. That is, the first target slip rate line L ₁ Above, the front wheel slip ratio λ _F Increases the rear wheel slip ratio λ _R Decreases and the front wheel slip ratio λ _F Decreases, the rear wheel slip ratio λ _R Increases, the front wheel W _F And rear wheel W _R Is kept constant.
[0069]
The first target slip rate line L ₁ Below the first target slip ratio line L indicated by a broken line ₁ ′ Are set in parallel, and both first target slip ratio lines L ₁ , L ₁ 'Is a dead zone. The vehicle's slip state is in the brake boost area A ₁ From brake reduction area A ₂ To the first target slip rate line L ₁ Is the reference, but the brake reduction area A ₂ From brake boost area A ₂ To the first target slip rate line L ₁ 'Is the reference. As described above, the control in the brake boosting direction is stopped in the dead zone. _F , Λ _R Can be prevented from becoming undesirably large, and the convergence of the excessive slip can be accelerated.
[0070]
Second target slip rate line L ₂ Is the front wheel slip ratio λ in the first quadrant of rectangular coordinates. _F <Lines (λ) parallel to the horizontal axis in the region of frmda _R = Rrmda0), and the rrmda0 is a rear wheel slip ratio λ when the rear wheel speed decreases during braking and the automatic centrifugal clutch C is disengaged. _R Is set to a value approximately equal to. Second target slip rate line L ₂ Is the rear wheel speed V _R Rear wheel acceleration dV which is the time differential value of _R It moves to the decreasing side according to / dt = Rrw. That is, the two target slip ratio lines L when the rear wheel acceleration Rrw ≧ 0 ₂ Is λ _R = Rrmda0, the rear wheel acceleration Rrw is a negative value, and the rear wheel speed V _R Is in a decreasing tendency (locking tendency), the second target slip ratio line L ₂ ′ Is the second target slip rate line L ₂ Λ below (on the origin side) _R = Rrmda. This second reference value rrmda is determined by the following equation.
[0071]
rrmda = rrmda0−K × | Rrw | (3)
rrmda0; positive constant
K: positive coefficient
| Rrw |; absolute value of rear wheel speed that is a negative value
Thus, when the rear wheel acceleration Rrw ≧ 0, the second target slip ratio line L ₂ '= L ₂ Is located at the uppermost position, and moves downward according to the magnitude of its absolute value | Rrw | when the rear wheel acceleration Rrw <0. Therefore, the rear wheel W _R The second target slip rate line L ₂ 'Move downward.
[0072]
Further, when the vehicle is in the slip state in the brake reduction area A ₂ From brake boost area A ₁ The second target slip rate line L ₂ 'Is the second target slip rate line L ₂ To move upward at a predetermined speed. This second target slip rate line L ₂ 20 and 21 are indicated by broken lines with a slope α in FIG. 20 and FIG. _R (See FIG. 20), and the rear wheel speed V when the brake is increased on the low friction coefficient road. _R (See FIG. 21).
[0073]
Third target slip rate line L ₃ Is the front wheel slip ratio λ in rectangular coordinates _F Is equal to one reference value frmda (λ _F = Frmda) and the first target slip ratio line L ₁ And the second target slip rate line L ₂ Are connected to each other.
[0074]
Note that the brake boost area A ₁ , Ie, the second target slip rate line L ₂ , The third target slip rate line L ₃ And the area surrounded by the vertical axis is the brake boost suppression area A ₁ 'Is defined. Brake boost suppression area A ₁ 'Is the brake boost area A ₁ And the front wheel slip ratio λ _F And rear wheel slip ratio λ _R Is brake increase suppression area A ₁ ′, The brake boost is performed, but the brake boost amount is in the brake boost area A ₁ Other parts (that is, the brake boost suppression area A ₁ This is set to be smaller than the brake boosting amount of the part other than '). Specifically, as shown in FIG. ₁ ′ Within the rear wheel slip ratio λ _R Is set so that the brake boost amount decreases linearly toward zero as the value increases. Second target slip rate line L ₂ Moves up and down on FIG. 19, the brake increase suppression area A ₁ 'Also move up and down.
[0075]
Thus, the rear wheel slip ratio λ _R Is the second target slip rate line L ₂ The brake reduction area A ₂ Brake increase suppression area A from the side ₁ ', The braking force suddenly increases and the rear wheel slip ratio λ _R Is undesirably large in the brake boost suppression area A ₁ ', And the convergence of excessive slip can be accelerated.
[0076]
Now, the front wheel W _F And rear wheel W _R Increases the braking force of the front wheels W due to the forward inertial force acting on the position of the center of gravity of the vehicle. _F Front wheel slip ratio σ _F Decreases while the rear wheel W _R The rear wheel slip ratio σ _R Increase. As a result, the front wheel slip ratio σ in FIG. _F Is small (σ _F <Frmda), the vehicle is in the slipping state in the brake boosting region A despite the road surface having a large friction coefficient. ₁ Brake reduction area A from the side ₂ Side, the braking force reduction control that is not always necessary may be performed.
[0077]
However, as described above, when the road surface friction coefficient is large, the rear wheel W _R Is relatively hard to lock, the absolute value | Rrw | of the rear wheel acceleration Rrw, which is a negative value, becomes smaller, and as a result, the second target slip ratio line L ₂ ′ Is the uppermost second target slip rate line L ₂ In the vicinity of the first target slip ratio line L ₁ Will be located above the extension of. As a result, the vehicle is in the slip state in the brake boosting region A. ₁ From brake reduction area A ₂ Side, it is difficult to shift to the side, and the problem that the brake reduction control that is not always necessary is performed is avoided.
[0078]
On the other hand, when the road surface friction coefficient is small, the rear wheel W _R Is easy to lock, the absolute value | Rrw | of the rear wheel acceleration Rrw, which is a negative value, increases, and the second target slip ratio line L ₂ 'Will move largely downward. As a result, the vehicle is in the slip state in the brake boosting region A. ₁ Brake reduction area A from the side ₂ To the rear wheel W. _R Lock is avoided beforehand.
[0079]
20 and 21, the broken line indicates the front wheel slip ratio σ. _F Is small (σ _F <Frmda), the target slip ratio line (however, from the rear wheel slip ratio in FIG. 19, the front wheel speed V _F Rear wheel speed V calculated according to _R The target slip ratio line is set to the rear wheel speed V. _R When crossing from top to bottom, brake reduction area A ₂ And the brake reduction control is performed. At the same time, the target slip rate line ₂ To L ₂ Move to '. The target slip ratio line is set to the rear wheel speed V. _R Crosses from bottom to top, brake boost area A ₁ And the brake boost control is performed. Brake reduction area A ₂ From brake boost area A ₁ The target slip rate line is L ₂ 'To L ₂ And the second target slip ratio line L with the inclination α as described above. ₂ Return slowly until
[0080]
20 and 21, the rear wheel speed V _R Is the target slip rate line L ₂ Is set substantially equal to the rear wheel speed (clutch OFF speed) at which the automatic centrifugal clutch C is disengaged, so that the rear wheel speed V _R Is the target slip rate line L ₂ A across the first reduction zone A ₂ The rear wheel speed V _R Does not increase immediately but overshoots on the decreasing side and always falls below the clutch OFF speed, whereby the automatic centrifugal clutch C is disengaged. When the automatic centrifugal clutch C is disengaged in this way, the automatic centrifugal clutch C does not re-engage unless the throttle opening is increased, and the rear wheel Wr and the engine E are disconnected and the rear wheel Wr is disengaged. The engine brake does not act on Wr.
[0081]
As described above, the first reduction area A ₂ Since the automatic centrifugal clutch C is disengaged and the engine brake does not act on the rear wheel Wr when the vehicle enters the rear wheel speed, as shown by the thick solid line in FIGS. It converges on the target slip rate line in time. First reduction area A ₂ Assuming that the automatic centrifugal clutch C is not disengaged when the vehicle enters the state, the engine brake acts on the rear wheel Wr that is still connected to the engine E. , Rear wheel speed V _R Is delayed and cannot quickly converge on the target slip rate line.
[0082]
Further, as is apparent from FIG. ₂ From brake boost area A ₁ The target slip rate line ₂ 'To L ₂ At a stretch (see the dashed line), the brake boost area A ₁ From brake reduction area A ₂ The transition to is performed at point p. On the other hand, as in the present invention, the target slip rate line is set to L ₂ 'To L ₂ , The brake is gradually increased (see the broken line). ₁ From brake reduction area A ₂ Is performed at point p '. As a result, the brake reduction area A ₂ It is possible to prevent the occurrence of excessive slip and to perform highly stable antilock brake control by advancing the timing of shifting to (1).
[0083]
Although the embodiments of the present invention have been described in detail, various design changes can be made in the present invention without departing from the gist thereof.
[0084]
For example, in the embodiment, the belt-type continuously variable transmission T is illustrated as the transmission. However, the present invention can be applied to a vehicle including any other transmission as long as the transmission includes the automatic centrifugal clutch C. it can. Further, the position where the automatic centrifugal clutch C is provided is not limited to the embodiment, and may be provided at an arbitrary position between the engine E and the rear wheel Wr.
[0085]
【The invention's effect】
As described above, according to the first aspect of the present invention, the target slip rate line is set so that the rear wheel slip rate does not depend on the front wheel slip rate in a region where the front wheel slip rate is smaller than the first reference value. Even if the rear wheel slip rate increases due to the inertial force of the vehicle during braking and the rear wheel slip rate increases due to the inertia force of the vehicle, the slip state is set to the target slip rate line by setting the second reference value. From the brake increasing area to the brake reducing area, it is possible to prevent the unnecessary brake reduction control from being performed. Also, since the second reference value is set to be substantially equal to the rear wheel slip ratio corresponding to the rear wheel speed at which the automatic centrifugal clutch is disengaged, the automatic centrifugal clutch is always disengaged when the brake reduction control is performed, As a result, convergence to the target slip ratio can be promptly performed by preventing the engine brake from acting on the rear wheels.
[0086]
According to the second aspect of the present invention, since the brake boosting suppression region in which the brake boosting amount is suppressed is defined in the brake boosting region in contact with the slip ratio line, the slip state corresponds to the target slip ratio line. When the braking force exceeds the braking force decreasing region to the braking force increasing region, the braking force is prevented from sharply increasing and the rear wheel slip ratio is prevented from becoming undesirably large, and the convergence of the excessive slip can be accelerated.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an overall side view of a motorcycle.
FIG. 2 is a view in the direction of arrows in FIG. 1;
FIG. 3 is a configuration diagram of a brake device.
FIG. 4 is a longitudinal sectional view of a first cable damper.
FIG. 5 is a longitudinal sectional view of a second cable damper.
6 is a right side view of the actuator (a view in the direction of arrow 6 in FIG. 7).
FIG. 7 is a sectional view taken along line 7-7 of FIG. 6;
8 is a left side view of the actuator (a view as seen in the direction of arrow 8 in FIG. 7).
FIG. 9 is a sectional view taken along line 9-9 in FIG. 7;
FIG. 10 is a sectional view taken along line 10-10 of FIG. 7;
FIG. 11 is a sectional view taken along line 11-11 of FIG. 6;
FIG. 12 is a sectional view taken along line 12-12 of FIG. 6;
FIG. 13 is a sectional view taken along line 13-13 of FIG. 8;
FIG. 14 is a sectional view taken along line 14-14 of FIG. 8;
FIG. 15 is an explanatory diagram of an operation at the time of interlocking braking.
FIG. 16 is an explanatory diagram of an operation at the time of an antilock brake.
FIG. 17 is a graph illustrating an operation.
FIG. 18 is a time chart illustrating an operation.
FIG. 19 is a view showing a target slip ratio line.
FIG. 20 is an explanatory diagram of an operation when traveling on a road with a high friction coefficient.
FIG. 21 is an explanatory diagram of an operation when traveling on a road with a low friction coefficient.
FIG. 22 is a view for explaining a difference in operation between the conventional example and the present invention.
FIG. 23 is a longitudinal sectional view of a power unit of a motorcycle.
FIG. 24 is a diagram showing a target slip ratio line of a conventional example.
[Explanation of symbols]
A ₁ Brake boost area
A ₁ ′ Brake boost suppression area
A ₂ Brake reduction area
C Automatic centrifugal clutch
E engine
frmda 1st reference value
rrmda second reference value
L ₁ 1st target slip rate line (target slip rate line)
L ₂ Second target slip rate line (target slip rate line)
L ₃ Third target slip rate line (target slip rate line)
Wr rear wheel
λ _F Front wheel slip rate
λ _R Rear wheel slip rate

Claims

Target slip rate lines (L ₁ , L ₂ , L ₃ ) are set on coordinates obtained by taking the front wheel slip rate (λ _F ) and the rear wheel slip rate (λ _R ) on one coordinate axis and the other coordinate axis, respectively. A brake increasing area (A ₁ ) and a brake reducing area (A ₂ ) are defined on the origin side and the non-origin side of the target slip rate lines (L ₁ , L ₂ , L ₃ ), respectively, and the front wheel slip rate (λ _F) ) And the rear wheel slip ratio (λ _R ) are in the brake boosting region (A ₁ ), the braking force is increased, and the front wheel slip ratio (λ _F ) and the rear wheel slip ratio (λ _R ) are reduced. An anti-lock brake control device for a vehicle that reduces a braking force when in a force region (A ₂ )
The target slip rate lines (L ₁ , L ₂ , L ₃ ) are such that the rear wheel slip rate (λ _R ) is equal to the front wheel slip rate (λ) in a region where the front wheel slip rate (λ _F ) is smaller than the first reference value (frmda). _F ) has a slip ratio line (L ₂ ) that is independent of a second reference value (rrrmda) that does not depend on the engine (E) and the rear wheel (Wr). An anti-lock brake control device for a vehicle, wherein the rear wheel slip ratio (λ _R ) corresponding to the rear wheel speed at which the mounted automatic centrifugal clutch (C) is disengaged is set substantially equal to the rear wheel slip ratio (λ _R ).

The brake boost suppression area (A ₁ ′) in which a brake boost amount is suppressed is defined in the brake boost area (A ₁ ) in contact with the slip rate line (L ₂ ). 2. The anti-lock brake control device for a vehicle according to claim 1.