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JP3905196B2 - Fluid control device - Google Patents

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JP3905196B2
JP3905196B2 JP31477097A JP31477097A JP3905196B2 JP 3905196 B2 JP3905196 B2 JP 3905196B2 JP 31477097 A JP31477097 A JP 31477097A JP 31477097 A JP31477097 A JP 31477097A JP 3905196 B2 JP3905196 B2 JP 3905196B2
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Description

【０００１】
【発明が属する技術分野】
本発明は、制御弁の作動特性を取得する作動特性取得装置、その作動特性取得装置を含む制御弁検査装置、および作動特性取得装置を含む流体制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
特開平４─２４３６５８号公報には、液体の圧力を励磁電流に応じた大きさに制御可能な液圧制御弁が記載されている。この種の液圧制御弁を制御することにより液圧を制御する液圧制御装置においては、一般に励磁電流と流体の制御液圧との関係（作動特性の一例）が予め記憶されており、その記憶された作動特性に基づいて励磁電流が決定される。液圧制御弁すべてが同じ作動特性を有することを前提として一律の制御が行われるのである。
しかし、個々の液圧制御弁には作動特性のバラツキがあり、これを無視し得ない場合がある。構成部材の寸法誤差，弾性部材のばね定数のバラツキ等に起因する作動特性のバラツキがあり、励磁電流が同じであっても制御液圧が同じになるとは限らないのである。それにもかかわらず、すべての液圧制御弁が一律に制御されると、所望の液圧制御精度が得られない事態が発生する場合がある。
以上は、液体の圧力を励磁電流に応じた大きさに制御する液圧制御弁について説明したが、液体の流量を励磁電流に応じた大きさに制御する流量制御弁に関しても同様のことが言える。また、流体が液体ではなく気体である場合でも同様である。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題，解決手段，作用および効果】
そこで、本発明の課題は、制御弁各々の作動特性を取得可能にすることである。
本発明によれば、下記各態様の流体制御装置等が得られる。各態様はそれぞれ項に分け、項番号を付し、必要に応じて他の項の番号を引用して請求項と同じ形式で記載する。各項に記載の特徴を組み合わせて採用することの可能性を明示するためである。
(１)車両上において流体の圧力と流量との少なくとも一方を制御する流体制御装置であって、
流体の圧力と流量との少なくとも一方を供給電力に応じた大きさに制御可能な制御弁と、
その制御弁の作動特性を記憶する記憶部と、
前記制御弁の実際の作動特性である個別作動特性を、前記流体制御装置が前記車両に搭載された後に自動で取得し、その取得した個別作動特性を前記記憶部に記憶されている作動特性に代えて自動で記憶させる作動特性取得装置と、
前記作動特性取得装置によって記憶部に記憶させられた前記個別作動特性に基づいて前記制御弁への供給電力を制御する供給電力制御手段と
を含むとともに、それら制御弁，記憶部，作動特性取得装置および供給電力制御手段のすべてが前記車両に設けられたことを特徴とする流体制御装置（請求項１）。
本項に記載の流体制御装置においては、制御弁個々について作動特性を取得し、取得した作動特性（以下、個別取得作動特性と称する）に基づいて制御弁が制御されるため、すべての制御弁が一律の作動特性に基づいて制御される場合に比較して、流体圧力あるいは流体流量の制御精度を向上させることができる。
制御弁の作動特性は、制御弁の本来の目的である作動が不要である時期に取得されるようにしたり、制御弁が本来の目的である制御作動を行っている間に取得されるようにしたりすることができる。制御弁の本来の作動が不要である時期に制御弁の作動特性が取得されるようにする場合には、制御弁を作動特性の取得に適した形態で作動させることが可能である。制御弁が本来の制御作動を行っている間に作動特性が取得されるようにする場合には、供給電力の変化勾配を通常制御中における場合より小さくすることが望ましい場合が多い。例えば、作動特性が、流体が流れ始めた状態と供給電力とに基づいて取得される場合には、流体が流れ始める状態を精度よく検出するために供給電力を急変させるより漸変させる方がよいのである。作動特性を取得する具体的な方法については、実施形態において詳述する。
(２)前記作動特性取得装置が、前記車両の停止中と、前記制御弁の制御中との少なくとも一方において、前記個別作動特性を自動で取得する手段を含む (1) 項に記載の流体制御装置（請求項２）。
(３)前記制御弁が、前記車両の車輪の回転を抑制する液圧ブレーキの液圧を制御可能なものであり、前記作動特性取得装置が、前記液圧ブレーキとパーキングブレーキとの両方が作用中である状態において、前記個別作動特性を自動で取得する手段を含む (1) 項または (2) 項に記載の流体制御装置（請求項３）。
( ４ ) 前記制御弁が、前記車両の液圧ブレーキ装置のホイールシリンダの液圧を制御可能なものであり、前記供給電力制御手段が、前記制御弁への供給電力を制御することにより、実際のホイールシリンダ液圧を目標液圧に近づける手段を含み、前記作動特性取得装置が、前記制御弁への供給電力が、前記実際のホイールシリンダ液圧を目標液圧に近づける手段によって制御されている場合に、前記個別作動特性を自動で取得する手段を含む (1) 項ないし (3) 項のいずれか１つに記載の流体制御装置（請求項４）。
( ５ ) 前記作動特性取得装置が、前記ホイールシリンダの液圧の増圧制御中あるいは減圧制御中に、前記個別作動特性を自動で取得する手段を含む (4) 項に記載の流体制御装置（請求項５）。
( ６ ) 前記制御弁が、 (a) 弁座，その弁座に対して接近・離間可能な弁子および前記弁子を弁座に近づける向きに弾性力を付与するスプリングを含むシーティング弁と、 (b) 供給電 力に応じた電磁駆動力を、前記弁子を弁座から離間させる向きに付与するソレノイドとを含み、前記弁子を前記弁座から離間させる向きに、前後の差圧に応じた差圧作用力が作用する状態で設けられたものであり、前記作動特性取得装置が、前記制御弁における実際の前後の差圧と、前記制御弁が実際に閉状態から開状態に切り換えられたときの供給電力との関係である個別作動特性を取得するものであり、その個別作動特性を取得する場合に、取得しない場合より、前記制御弁が閉状態から開状態に切り換えられるまでの間、前記供給電力の増加勾配を小さくする制御部を含む (1) 項ないし (5) 項のいずれか１つに記載の流体制御装置（請求項６）。
( ７ ) 前記作動特性取得装置が、前記車両の停止中と前記制御弁の制御中との少なくとも一方の場合であって、かつ、前記制御弁について前回個別作動特性が取得されてから設定時間が経過した後に、その制御弁の個別作動特性を自動で取得する手段を含む (1) 項ないし (6) 項のいずれか１つに記載の流体制御装置（請求項７）。
( ８ ) 前記作動特性取得装置が、前記取得された個別作動特性が、前記記憶部に記憶されている標準特性で決まる基準領域内にある場合に、前記記憶部に記憶された標準特性をそのままとし、前記基準領域内にない場合に、前記記憶部に前記個別作動特性を前記標準特性に代えて記憶させる手段を含む (1) 項ないし (7) 項のいずれか１つに記載の流体制御装置（請求項８）。
( ９ ) 前記作動特性取得装置が、今回取得した個別作動特性が、前記記憶部に記憶されている前回の個別作動特性で決まる基準領域内にある場合に、前記記憶部に記憶されている前回の個別作動特性をそのままとし、前記基準領域内にない場合に、前記記憶部に前記今回の個別作動特性を前回の個別作動特性に代えて記憶させる手段を含む請求項１ないし７のいずれか１つに記載の流体制御装置（請求項９）。
作動特性取得装置は、(10) 項ないし (17)項に記載の作動特性取得装置とすることができる。
( １０ )流体の圧力と流量との少なくとも一方を供給電力に応じた大きさに制御する制御弁の実際の作動特性を取得する作動特性取得装置であって、
前記制御弁における流体の流れ状態を取得する流れ状態取得装置と、
その流れ状態取得装置によって取得された流れ状態と前記供給電力とに基づいて前記作動特性を取得する作動特性取得手段と
を含むことを特徴とする作動特性取得装置。
本項に記載の作動特性取得装置においては、制御弁各々についての作動特性が、制御弁における流体の流れ状態と供給電力とに基づいて取得される。制御弁は個々にバラツキがあり、作動特性が同じであるとは限らないため、個別取得作動特性に応じた制御を行えば、作動特性が一律であると見なして制御を行う場合に比較して、流体の圧力または流量の制御精度を向上させることができる。また、後述するように、個別取得作動特性に基づいて制御弁の適否を判定し、不適当な制御弁を廃棄し、あるいは直して使用し、あるいは特別な制御を行って使用すれば、複数の制御弁の群全体としての信頼性を向上させることができる。
ここにおいて、制御弁は流量制御弁であっても、圧力制御弁であってもよく、シーティング弁であっても、スプール弁であってもよい。
また、流れ状態取得装置は、流体が一定の流量で流れていることを取得する定常流れ状態取得装置を含むものであっても、流体の流量が変化したこと（流れ始めたこと，流れが停止したことを含む）を取得する過渡流れ状態取得装置を含むものであってもよい。流れ状態取得装置は、流体の流量や流量変化量を取得する流量取得装置や流量変化量取得装置を含むものであってもよい。さらに、制御弁の両側における圧力，圧力変化，圧力差，圧力差変化等を取得する圧力取得装置，圧力変化取得装置，圧力差取得装置，圧力差変化取得装置等を含むものとすることも可能である。特に、制御弁の高圧側と低圧側とのいずれか一方の側の圧力が一定の場合には、他方の側の圧力を検出すれば、流体の流れ状態を検出することができるため、その他方の側の圧力を検出する圧力検出装置を流れ状態取得装置とすることもできる。
作動特性は、例えば、設定流量の流体が流れている状態とその状態における供給電力とに基づいて取得したり、流体が流れ始める状態とその状態における供給電力とに基づいて取得したりすることができる。制御弁が、シーティング弁を含むものであり、弁子に作用する差圧作用力と、供給電力に応じた電磁駆動力との合力が、スプリングの弾性力より大きくなると、流体が流れさせられる場合には、この流体が流れ始めた状態における、差圧と供給電力との関係を作動特性とすることができる。
本項に記載の作動特性取得装置は、制御弁を含む装置内に設けても、装置外の製造工場等に設けてもよい。装置内に設ければ、制御弁の作動特性を所望の時期に取得することが可能となる。例えば、作動特性が経時的に変化しても、その変化後の作動特性を取得することができるのであり、変化後の作動特性に基づいて制御弁を制御すれば、圧力制御精度または流量制御精度を向上させることができる。また、作動特性取得装置を装置外に設ける場合には、例えば、制御弁を装置に組み付ける前に各々の作動特性を取得することができる。この場合には、制御弁を装置に組み付ける前に、個別取得作動特性に基づいて制御弁の適否を判定することが可能となる。
( １１ )前記制御弁が、電磁力付与装置を含み、その電磁力付与装置への供給電力により開状態にされるものであり、
前記流れ状態取得装置が、前記制御弁の高圧側と低圧側とのいずれか一方に設けられた圧力センサを含み、その圧力センサによって検出された圧力が設定量以上変化した場合に、その制御弁において、流体の流れが始まったことと流れが停止したこととの少なくとも一方を取得するものであり、
前記作動特性取得手段が、前記流れ状態取得装置によって取得された前記少なくとも一方とその少なくとも一方が取得された時点の前記供給電力とに基づいて前記作動特性を取得するものである(10)項に記載の作動特性取得装置。
( １２ )前記制御弁が、弁座と、その弁座に対して接近・離間可能な弁子と、その弁子にその弁子を前記弁座に接近させる向きの弾性力を付与するスプリングと、供給電力に応じた電磁駆動力を弁子に弁子が弁座から離間する向きに付与する開弁力付与装置とを備えたシーティング弁を含むとともに、その制御弁が、その制御弁の高圧側と低圧側との差圧に応じた差圧作用力が、前記弁子に、その弁子を前記弁座から離間させる向きに作用する状態で設けられ、前記作動特性取得手段が、前記供給電力を変化させ、前記シーティング弁において流体が流れ始めた時点における前記供給電力と前記差圧との関係を前記作動特性として取得するものである(10) 項または (11) 項に記載の作動特性取得装置。
( １３ )前記制御弁が、弁座と、その弁座に対して接近・離間可能な弁子と、その弁子にその弁子を前記弁座に接近させる向きの弾性力を付与するスプリングと、供給電力に応じた電磁駆動力を弁子に弁子が弁座から離間する向きに付与する開弁力付与装置とを含み、前記供給電力の制御により、前記弁子の弁座に対する離間距離を制御可能なシーティング弁を含む(10) 項ないし (12) 項のいずれか１つに記載の作動特性取得装置。
制御弁の高圧側と低圧側との差圧に応じた差圧作用力が、弁子を弁座から離間させる向きに作用する場合には、この差圧作用力と電磁駆動力との和がスプリングの弾性力より大きい間、弁子は弁座から離間させられる。この場合における離間距離は、差圧作用力と、電磁駆動力と、スプリングの弾性力との関係で決まり、その離間距離に応じた開口面積（流路面積）で流体の流れが許容されることになる。供給電力に応じた電磁駆動力が大きい場合は、差圧作用力が小さくても、弁子は弁座から離間させられ、流体の流れが許容される。差圧作用力が大きい場合は、電磁駆動力が小さくても、弁子を弁座から離間させることができる。
ここで、作動特性を、シーティング弁において流体が流れ始めた状態における、差圧と供給電力との関係とすることができ、この流体を流れ始めさせるのに必要な供給電力を最小開弁電力と称することができる。
また、制御弁を、弁座と、その弁座に対して接近・離間可能な弁子と、その弁子を弁座に接近させる向きに供給電力に応じた電磁駆動力を付与する閉弁力付与装置とを含むシーティング弁を含むものとすることもできる。弁子に作用する差圧作用力が電磁駆動力より大きい間、弁子が弁座から離間させられる。この制御弁に、さらに、弁子を弁座に接近させる向きの弾性力を付与するスプリング等の弾性部材を設けた場合には、差圧作用力が、弾性部材の弾性力と電磁駆動力との合力より大きい間、弁子が弁座から離間させられることになる。
( １４ )前記作動特性取得手段が、前記シーティング弁において、前記差圧が互いに異なる大きさである場合の、前記流体が流れ始めた時点における前記差圧と前記供給電力との複数の組を前記作動特性として取得するものである(12) 項または (13) 項に記載の作動特性取得装置。
( １５ )前記制御弁が、軸方向に延びる弁孔の内周面の軸方向に隔たった位置に２つ以上のポートが開口させられた制御弁本体と、その制御弁本体の弁孔に摺動可能に嵌合され、前記ポート間の流体の流れを許容する許容位置と、流体の流れを阻止する阻止位置とに移動可能なスプールと、そのスプールに供給電力に応じた電磁駆動力を付与する電磁駆動力付与装置と、スプールに電磁駆動力とは逆向きに弾性力を付与する弾性部材と前記２つのポートの少なくとも一方の圧力に基づく圧力作動力をスプールに電磁駆動力とは逆向きに付与する圧力作動力付与装置との少なくとも一方とを含み、前記供給電力を制御することにより前記スプールの移動距離を制御し、前記流体の流れ状態を制御するスプール弁を含む(10) 項または (11)項に記載の作動特性取得装置。
スプールは上記弾性力と圧力作動力との少なくとも一方と電磁駆動力とによって移動させられ、その移動距離に応じた流れ状態で流体が流れさせられる。
上記圧力作動力付与装置を、スプールに、複数のポートのうちの制御ポートの圧力である制御圧力に応じた制御圧作動力を付与する制御圧作動力付与装置を含むものとすることができ、この場合には、スプールが、制御圧作動力と、電磁駆動力との関係で移動させられ、制御圧力が制御されることになる。また、スプールに電磁駆動力とは逆向きに弾性力を付与する弾性部材が設けられた場合には、電磁駆動力と弾性力との関係でスプールが移動させられることになる。スプールに電磁駆動力，弾性力，圧力作動力の３つが付与される場合には、これら３つの関係でスプールが移動させられる。この場合、弾性力と圧力作動力とが共に電磁駆動力と逆向きであることは不可欠ではなく、少なくとも一方が逆向きであればよい。さらに、上記３力以外の力が付与されてもよい。
制御弁装置は、本項に記載のスプール弁を含むものであっても、シーティング弁を含むものであってもよいが、シーティング弁を含むものとすることが望ましい。スプール弁においては遮断状態においても僅かな液漏れが生じ易いが、シーティング弁においては生じないからである。スプール弁を含む制御弁装置が、高圧部としてのマスタシリンダと低圧部としてのホイールシリンダとの間に設けられる場合には、スプール弁における液漏れに起因して、マスタシリンダにおいて加圧ピストンが前進端位置に達するボトミングが生じ、液圧が低下するおそれがある。それに対して、シーティング弁においては実質的な液漏れは生じないため、マスタシリンダとホイールシリンダとの間に設けても、ボトミング発生の恐れがないのである。ただし、スプール弁のバルブクリアランスがごく小さいものとされる等、液漏れが生じ難いものとされれば、マスタシリンダとホイールシリンダとの間に設けても差し支えない。また、高圧部が作動液を圧送するポンプを含む動力液圧源である場合には、スプール弁において液漏れが生じても、高圧源の液圧が低下することはないため、高圧源とホイールシリンダとの間にスプール弁を設けることが可能となる。
( １６ )(10) 項ないし (15) 項のいずれか１つに記載の作動特性取得装置と、
その作動特性取得装置によって取得された作動特性に基づいて前記制御弁の適否を判定する適否判定手段と
を含む制御弁検査装置。
例えば、個別取得作動特性が標準的な作動特性に近い場合には、その制御弁は適当なものであるとすることができる。また、個別取得作動特性が標準的な作動特性に近い場合は、標準的な作動特性をその制御弁の作動特性とすることができる。この標準的な作動特性に近いと判定する範囲は、その制御弁の作動特性を標準的な作動特性と見なして制御を行っても、適当な制御が可能である範囲であり、例えば、図６に示す基準領域とすることができる。それに対して、個別取得作動特性が、標準的な作動特性から遠い場合には、標準的な作動特性に基づく制御を行うことが適当でないため、別の規則に基づいて制御されるようにすることが望ましい。例えば、個別取得作動特性に基づく制御が行われるようにすることができ、すべての制御弁について一律に標準的な作動特性に基づく制御が行われる場合より、液圧制御精度を向上させることができる。このように、個別取得作動特性に基づく制御が行われるようにする必要があるとの判定は、制御弁が不適当であるとの判定と考えることができるが、制御弁を廃棄する必要があるとの判定との比較において、適当であるとの判定と考えることもできる。
本項に記載の制御弁検査装置は、作動特性取得装置と同様に、制御弁が設けられる装置内に設けても、装置外の製造工場等に設けてもよい。装置外に設ければ、制御弁を装置に組み付ける前に適否を判定することが可能となる。個別取得作動特性が標準的な作動特性からやや遠いと判定された場合には、装置に組み付けられた場合に、標準的な作動特性に近いと判定された制御弁とは異なる規則で制御されるようにすることができる。また、個別取得作動特性が標準的な作動特性から著しく遠いと判定された制御弁は廃棄されるようにすることもできる。
( １７ )(16) 項に記載の制御弁検査装置と、
その制御弁検査装置による検査結果に基づいて前記制御弁への供給電力を制御する供給電力制御手段と
を含む流体制御装置。
例えば、個別取得作動特性が標準的な作動特性に近い制御弁については、標準的な作動特性に基づいて制御され、標準的な作動特性から遠い制御弁については、個別取得作動特性に基づいて制御されるようにすることができる。標準的な作動特性に近い制御弁については、その制御弁の個別取得作動特性が標準的な作動特性であると見なすことができるのである。
また、制御弁の検査結果に基づいて供給電力の制御規則を変更すれば、一律の制御規則に従う場合に比較して、流体制御の精度を向上させることができる。制御規則は、制御弁の作動特性に基づく規則であっても、作動特性に基づかない規則であってもよい。このように、制御弁の検査結果に基づいて制御弁の制御規則が変更される場合には、供給電力制御手段に制御規則変更手段が含まれることになる。
(16)項に関して説明したように、制御弁の個別取得作動特性が標準的な作動特性に近いと判定された場合には、標準的な作動特性に基づく制御が行われ、標準的な作動特性から遠い判定された場合には、個別取得作動特性に基づく制御が行われるようにすることも制御規則を変更することの一態様である。
【０００４】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の一実施形態である流体制御装置としての液圧制御装置を備えた液圧ブレーキ装置を図面に基づいて説明する。図１に示す液圧ブレーキ装置は、駆動源として内燃機関と電動モータとを共に含むハイブリッド車両に用いられるものである。本実施形態のハイブリッド車両の制動は、本液圧ブレーキ装置による制動と、図示しない回生制動システムによる回生制動とによって行われる。回生制動システムは、上記電動モータを発電機として機能させ、それによって発生させられた電気エネルギを蓄電装置に蓄積することによって、車両を制動するシステムである。電動モータの回転軸が外部からの力によって強制的に回転させられる際に、電動モータに発生する起電力により蓄電装置を充電すれば、電動モータが上記外部の力に対して負荷となり、制動力が発生する。制動中の車両の運動エネルギの一部が電気エネルギに変換され、蓄電装置内に蓄えられるのであり、このことによって車両を制動し得るのみならず、蓄電装置内の電気的エネルギの消費を低減させることができ、無充電で走行できる距離を延ばすことができる。
【０００５】
回生による制動力（回生制動力と称する）の大きさは、常に一定であるわけではない。例えば、車両の走行速度が極めて小さい場合は、回生制動力はほとんど０になる。また、蓄電装置の容量が完全に満たされている場合に、過充電による蓄電装置の劣化を防止するためにエネルギの回生を禁止する制御が行なわれることが多く、回生が禁止されている期間中は回生制動力は０になる。一方、車両の制動力の大きさは、回生制動力の大きさとは直接関係のない操縦者の意図に応じた大きさに制御される必要がある。したがって、液圧ブレーキ装置によって発生させるべき液圧制動力の大きさは、操縦者の意図に応じた所要制動力から回生制動力を減じた大きさとなる。このような液圧ブレーキ装置の制御を回生制動協調制御と称する。所要制動力の大きさは、ブレーキ操作部材の操作力，操作ストローク，操作時間等ブレーキ操作状況から容易に知ることができる。また、回生制動力の大きさに関する情報は回生制動システムから得ることができる。
【０００６】
図３に操縦者の意図に応じた所要制動力と、回生制動システムによる回生制動力と、液圧ブレーキ装置による液圧制動力との関係の一例を概念的に示す。図から明らかなように、ブレーキ操作状況から取得される所要制動力が増大するにつれて、液圧制動力および回生制動力が増大させられる。図においては、回生制動力が液圧制動力よりやや遅れて増大を開始することとされているが、これは不可欠なことではない。回生制動力が先に増大するようにしてもよい。回生制動力が車速等に応じて決まる最大値に達した後は、所要制動力の増大は液圧制動力の増大により実現される。本実施形態においては、回生制動システムが回生制動力をできる限り有効に利用するように構成されているのである。制動が行われれば車速が漸減するため、回生制動力も漸減するのであるが、図は、単純化のために回生制動力が一定であるとして描かれている。車速が小さくなり、所要制動力が減少すれば、回生制動力が減少させられる。車速が小さくなり、電動モータの回転数が小さくなった場合には、大きな回生制動力を得るために多くの電力が必要になったり、回生制動力の制御ハンチングが大きくなったりするため、回生制動力が減少させられ０とされるのである。回生制動力が０にされた後は液圧制動力が所要制動力とほぼ等しい大きさを保って減少することになる。回生制動力が０にされるのは、後述するが、ホイールシリンダの液圧を制御することが不可能となった場合（減圧用リザーバに収容された作動液が多くなり、ホイールシリンダから流出させられた作動液を収容できなくなった場合）もある。
【０００７】
図１に示すように、液圧ブレーキ装置は、マスタシリンダ１２，ポンプ１４，そのポンプ１４から供給される高圧の作動液を蓄積するアキュムレータ１６等を含んでいる。マスタシリンダ１２およびポンプ１４には、マスタリザーバ１８から作動液が供給される。マスタシリンダ１２は、２つの加圧室Ｆ，Ｒを含むものであり、２つの加圧室には、ブレーキペダル１９の踏み込みに応じてほぼ同じ大きさの液圧が発生させられる。加圧室Ｒには、上記ポンプ１４，アキュムレータ１６およびマスタリザーバ１８等を含む定液圧源２０が接続され、ブレーキペダル１９の踏込みに伴って、定液圧源２０から作動液が供給される。それにより、ブレーキペダル１９のストロークを軽減させることが可能となる。
アキュムレータ１６には、ポンプ１４の作動によって、設定圧力範囲（本実施形態においては、１７ＭＰａ〜１８ＭＰａ≒１７４〜１８４ｋｇｆ／ｃｍ2 の範囲）の作動液が常時蓄えられるようにされている。アキュムレータ１６には圧力スイッチ２１ａ，２１ｂが取り付けられている。圧力スイッチ２１ａは、アキュムレータ１６の液圧が上限値より大きくなったことを検出するスイッチであり、圧力スイッチ２１ｂは、下限値より小さくなったことを検出するスイッチである。これら圧力スイッチ２１ａ，２１ｂのＯＮ，ＯＦＦに応じてポンプ１４が起動，停止させられるようになっているのであり、ポンプ１４およびアキュムレータ１６によって、ほぼ一定の液圧が供給可能とされている。
【０００８】
マスタシリンダ１２の加圧室Ｆには液通路２２を介して、左前輪２３のホイールシリンダ２４と、右前輪２５のホイールシリンダ２６とが接続されている。液通路２２には、常開の電磁開閉弁３０，３２が設けられ、ホイールシリンダ２４，２６とマスタリザーバ１８とを接続する液通路４０の途中には、それぞれアンチロック制御用減圧弁としての電磁開閉弁４２，４４が設けられている。
【０００９】
一方、加圧室Ｒには、液通路４８を介して、左後輪４９のホイールシリンダ５０と、右後輪５１のホイールシリンダ５２とが接続されている。液通路４８の途中には、加圧室Ｒ側から順に、リニアバルブ装置５６，アンチロック制御用増圧弁としての電磁開閉弁５８およびプロポーショニングバルブ６０が設けられている。液通路４８の、マスタシリンダ１２とリニアバルブ装置５６との間の部分には液圧センサ６２が、また、リニアバルブ装置５６と電磁開閉弁５８との間の部分には液圧センサ６４が設けられている。液圧センサ６２によって取得される液圧を入力液圧Ｐin，液圧センサ６４によって取得される液圧を出力液圧Ｐout1と称する。これら液圧センサ６２，６４によって、リニアバルブ装置５６の前後の液圧が検出可能とされている。
液圧センサ６２および６４はコントローラ６６に接続されている。コントローラ６６は、後述するが、液圧センサ６４によって検出された出力液圧Ｐout1に基づいてリニアバルブ装置５６を制御する。なお、ホイールシリンダ５０，５２とマスタリザーバ１８とを接続する液通路７０の途中にアンチロック制御用減圧弁としての電磁開閉弁７２が設けられている。
【００１０】
液通路４８のリニアバルブ装置５６と電磁開閉弁５８との間の部分には、液通路７６が接続されている。液通路７６は、リニアバルブ装置５６とホイールシリンダ２４，２６とを接続する通路であり、液通路７６の途中には、常閉の電磁開閉弁８０が設けられている。また、電磁開閉弁８０のホイールシリンダ２４，２６側には、それぞれアンチロック制御用増圧弁としての電磁開閉弁８４，８６が設けられている。
液通路７６の、電磁開閉弁８０と電磁開閉弁８４，８６との間の部分には、液圧センサ８８が接続されている。液圧センサ８８による測定結果を、出力液圧Ｐout2とする。出力液圧Ｐout2は、液圧センサ６４の出力が正常か否かの監視に使用される。電磁開閉弁８０が開状態にある場合に、液圧センサ６４により検出された出力液圧Ｐout1の値が出力液圧Ｐout2の値から離れている場合に液圧センサ６４の出力が異常である可能性があると判定されるのである。これは、電磁開閉弁８０が開状態にあれば、液圧センサ６４と液圧センサ８８とが互いに連通した状態となり、液圧センサ６４，８８が共に正常であれば、出力液圧Ｐout1と出力液圧Ｐout2とがほぼ同じになるはずであるからである。本実施形態においては、この判定結果に基づいて操縦者に液圧センサ異常が報知されるが、この報知と共に、あるいは報知に代えて、コントローラ６６によるリニアバルブ装置の制御が禁止されるようにしてもよい。
これら複数の各電磁開閉弁３０，３２，４２，４４，５８，７２，８０，８４および８６のソレノイドは、コントローラ６６からの指令に基づいて制御される。
【００１１】
上記、常開の電磁開閉弁５８をバイパスするバイパス通路の途中には、逆止弁９０が設けられ、電磁開閉弁８４，８６をそれぞれバイパスするバイパス通路の途中には、それぞれ逆止弁９２，９４が設けられている。これらの逆止弁９０，９２および９４は、対応するホイールシリンダからマスタシリンダ１２に向かう作動液の流れは許容するが、その逆向きの流れは阻止する向きに取り付けられている。これら逆止弁９０，９２，９４により、電磁開閉弁５８，８４，８６が閉状態にある場合においてブレーキペダル１９の踏込みが緩められた場合に、ホイールシリンダの作動液をマスタシリンダ１２に早急に戻すことが可能となる。
また、各車輪２３，２５，４９，５１には、これら車輪の回転速度を検出する車輪速センサ１１０〜１１６が設けられている。車輪速センサ１１０〜１１６によって検出された車輪速に基づいて制動スリップ状態等が検出される。
【００１２】
図２は、図１に示したリニアバルブ装置５６の構成を概略的に示す系統図である。リニアバルブ装置５６は、増圧リニアバルブ１５０，減圧リニアバルブ１５２，減圧用リザーバ１５４および逆止弁１５６，１５８を含んでいる。増圧リニアバルブ１５０は、液通路４８の途中に設けられ、減圧リニアバルブ１５２は、液通路４８と減圧用リザーバ１５４とを接続する液通路１６０の途中に設けられている。増圧リニアバルブ１５０をバイパスするバイパス通路の途中には、逆止弁１５６が、ホイールシリンダからマスタシリンダ１２に向かう作動液の流れは許容するが、その逆の流れは阻止する向きに設けられている。減圧リニアバルブ１５２をバイパスするバイパス通路の途中には、逆止弁１５８が減圧用リザーバ１５４からマスタシリンダ１２に向かう作動液の流れは許容するが、その逆の流れは阻止する向きに設けられている。
【００１３】
減圧用リザーバ１５４は、ホイールシリンダから流出させられた作動液を収容するものである。その作動液を収容する液収容室の容積がリザーバ容量であり、リザーバ容量は、減圧用リザーバ１５４が一制動中に収容し得る作動液の最大量と等しくなる。そして、本実施形態においては、リザーバ容量が、ホイールシリンダ２４，２６，５０，５２の容量の和より小さくされている。したがって、前述のように、減圧用リザーバ１５４に収容された作動液量が多くなるとホイールシリンダ液圧を減圧すること、すなわち、制御することが不可能となり、回生制動力が０とされるのである。ここで、ホイールシリンダ２４，２６，５０，５２の容量は、ホイールシリンダが非作動状態から作動状態までに収容し得る作動液の最大量を意味することとする。
【００１４】
増圧リニアバルブ１５０は、シーティング弁１９０と、開弁力付与装置としての電磁付勢装置１９４とを含むものである。シーティング弁１９０は、弁子２００と、弁座２０２と、弁子２００と一体的に移動する被電磁付勢体２０４と、弁子２００が弁座２０２に着座する向きに被電磁付勢体２０４を付勢する付勢手段としての弾性部材としてのスプリング２０６（以下、このスプリング２０６の弁子２００を弁座２０２に着座させる方向の付勢力をスプリングの付勢力と称する）とを含んでいる。また、電磁付勢装置１９４は、ソレノイド２１０と、そのソレノイド２１０を保持する樹脂製の保持部材２１２と、第一磁路形成体２１４と、第二磁路形成体２１６とを含んでいる。ソレノイド２１０の巻線の両端に電圧が印加されると、ソレノイド２１０の巻線に電流が流れ、磁界が形成される。磁束は、その多くが、第一磁路形成体２１４，被電磁付勢体２０４，第二磁路形成体２１６と被電磁付勢体２０４との間のエアギャップおよび第二磁路形成体２１６を通る。ソレノイド２１０の巻線に印加される電圧を変化させれば、被電磁付勢体２０４と第二磁路形成体２１６との間に作用する磁気力も変化する。この磁気力の大きさは、ソレノイド２１０の巻線に印加される電圧の大きさと共に増加し、それら印加する電圧と磁気力との関係は予め知ることができる。したがって、印加電圧をその関係に従って連続的に変化させることにより、被電磁付勢体２０４を付勢する力（上述の磁気力のうちの被電磁付勢体２０４を第二磁路形成体２１６に接近させる方向の力のことであり、以下、電磁駆動力と称する。電磁駆動力は、スプリングの付勢力とは反対向きの力である）の大きさを任意に変更することができる。印加電圧を増大させると、被電磁付勢体２０４に作用する弁子２００を弁座２０２に押し付ける向きの力が小さくなる。なお、被電磁付勢体２０４の第二磁路形成体２１６に対向する面には、係合突部２２０が形成され、それに対する第二磁路形成体２１６の被電磁付勢体２０４に対向する部分には、係合凹部２２２が形成されており、被電磁付勢体２０４と第一磁路形成体２１６との相対位置の変化に応じて係合突部２２０と係合凹部２２２との間の対向部の面積が変化させられる。
【００１５】
被電磁付勢体２０４と第二磁路形成体２１６とによって形成される磁路の磁気抵抗は、被電磁付勢体２０４と第二磁路形成体２１６との軸方向の相対的な位置に依存して変化する。具体的には、被電磁付勢体２０４と第二磁路形成体２１６との軸方向の相対位置が変化すれば、被電磁付勢体２０４の嵌合突部２２０と第二磁路形成体２１６の嵌合凹部２２２との微小間隙を隔てて互いに対向する円筒面（嵌合突部２２０の外周面と嵌合凹部２２２の内周面とのうち互いに対向する部分）の面積が変化する。もし、被電磁付勢体２０４と第二磁路形成体２１６とが単純に端面同士で微小間隙を隔てて対向しているのであれば、被電磁付勢体２０４と第二磁路形成体２１６との軸方向の距離の減少、すなわち接近に伴って磁気抵抗が加速度的に減少し、両者の間に作用する磁気力が加速度的に増大する。それに対し、本実施形態の増圧リニアバルブ１５０においては、被電磁付勢体２０４と第二磁路形成体２１６との接近に伴って、嵌合突部２２０と嵌合凹部２２２との上記円筒面の面積が増加し、この円筒面を通る磁束が増加する一方、被電磁付勢体２０４の端面と第二磁路形成体２１６の端面とのエアギャップを通る磁束が減少する。その結果、ソレノイド２１０に印加される電圧がそれほど大きくない範囲内において一定であれば、被電磁付勢体２０４を第二磁路形成体２１６方向へ付勢する磁気力（電磁駆動力）が、被電磁付勢体２０４と第二磁路形成体２１６との軸方向の相対的な位置に関係なくほぼ一定となる。一方、スプリング２０６による被電磁付勢体２０４を第二磁路形成体２１６から離間する方向へ付勢する付勢力（スプリングの付勢力）は、被電磁付勢体２０４と第二磁路形成体２１６との接近に伴って増大する。したがって、高圧側ポート２２６の液圧と低圧側ポート２２７の液圧との液圧差に基づく付勢力（この液圧差に応じて作用する作用力を、差圧作用力と称する）が作用していない状態では、被電磁付勢体２０４の第二磁路形成体２１６方向への移動が、上記スプリング２０６の付勢力と電磁駆動力とが等しくなることにより停止することとなる。
【００１６】
図４に示すように、増圧リニアバルブ１５０の弁子２００には、スプリング２０６の付勢力Ｆp ，差圧作用力Ｆd ，電磁駆動力Ｆs が作用し、差圧作用力Ｆd と電磁駆動力Ｆs との和が、スプリングの付勢力Ｆp より大きくなると弁子２００が弁座２０２から離間させられる。電磁駆動力Ｆs が０の場合には、差圧作用力Ｆd がスプリングの付勢力Ｆp より大きくなれば離間させられるが、この時の増圧リニアバルブ１５０の液圧差は、本実施形態においては、約３ＭＰａ（約３０．６ｋｇｆ／ｃｍ2 ）とされている。
【００１７】
図５（ａ）には、増圧リニアバルブ１５０における電磁駆動力Ｆs に対応した印加電圧Ｖa と差圧作用力Ｆd に対応した液圧差ΔＰinとの関係が示されている。印加電圧Ｖa は、増圧リニアバルブ１５０の前後における液圧差ΔＰin( ΔＰin＝Ｐin−Ｐout1) が生じている場合における最小開弁電圧である。図に示すように、液圧差ΔＰin（差圧作用力）が大きい場合は印加電圧Ｖa （電磁駆動力）が小さくても開弁させることが可能である。この最小開弁電圧と差圧との関係が、作動特性の一例である。本実施形態においては、作動特性が、増圧リニアバルブ１５０に一定の差圧が生じている状態において、印加電圧を漸増させて、作動液が流れ始めた状態における印加電圧と、前記差圧との関係とされるのであり、作動液が流れ始める状態と印加電圧とに基づいて取得される。ここで、上述のように、液圧差ΔＰinは液圧センサ６２，６４によってそれぞれ検出された入力液圧と出力液圧との差であるため、マスタシリンダ液圧が一定である場合には、出力液圧が大きくなれば、作動液が流れ始めたとすることができる。この場合には、出力液圧が変化させられれば、液圧差ΔＰinも変化させられることになるため、液圧差に基づいて作動液の流れ状態が検出されることと同じである。
【００１８】
減圧リニアバルブ１５２についても同様に、弁子２００には、スプリング２２４の付勢力Ｆp ，減圧リニアバルブ前後における液圧差ΔＰout （ΔＰout ＝Ｐout1−Ｐres ）に応じた差圧作用力Ｆd ，電磁駆動力Ｆs が作用する。また、減圧リニアバルブ１５２の開弁圧は、１８ＭＰａ（≒１８４ｋｇｆ／ｃｍ2 。定液圧源２０により供給される作動液の最大液圧）よりも大きくされている。スプリング２２４による付勢力が、スプリング２０６によるそれよりも大きく（約６倍）されているのである。減圧リニアバルブ１５２における弁子２００に作用する作動液の液圧の最大値は、ポンプ１４により供給され、また、アキュムレータ１６に蓄えられる最大の液圧である。したがって、操縦者の踏力による液圧がこの最大液圧を上回って、減圧リニアバルブ１５２の開弁圧を上回ることは事実上ないと考えてよい。
【００１９】
図５（ｂ）には、同様に、減圧リニアバルブ１５２における最小開弁電圧Ｖr と液圧差ΔＰout ( ΔＰout ＝Ｐout1−Ｐres)との関係である作動特性が示されている。図に示すように、減圧リニアバルブ１５２の前後における液圧差ΔＰout が大きい場合は小さい場合より印加電圧Ｖr が小さくても開弁させることができる。ここで、液圧差は、ホイールシリンダ側液圧と減圧用リザーバ側液圧との差であるが、減圧用リザーバ１５４側の液圧はほぼ大気圧で一定であるため、ホイールシリンダ側液圧と同じ大きさとなる。そのため、ホイールシリンダ側液圧が小さくなれば、作動液が流れ始めたことがわかる。また、液圧差に基づいて流れ始めたことを検出することも可能である。
【００２０】
一方、液通路２２には液圧センサ２２８（図１参照）が接続されており、加圧室Ｆの液圧が検出される。加圧室Ｆの液圧は、運転者の意図する目標制動力に対応する液圧とすることができる。また、液通路２２には、ストロークシミュレータ２３０が接続され、電磁開閉弁３０および３２が共に閉状態とされた状態においてブレーキペダル１９のストロークが殆ど０になることが回避される。
本液圧制動システムには、ブレーキペダル１９が踏み込まれた状態にあることを検出するブレーキスイッチ２５０および図示しないパーキングブレーキが操作されたことを検出するパーキングスイッチ２５２が設けられている。これらスイッチ２５０，２５２の信号に基づいて車両が停止状態にあるか否かが判定される。
【００２１】
前記コントローラ６６には、上記各液圧センサ６２，６４，８８，２２８、各車輪２３，２５，４９，５１の車輪速度を各々検出する車輪速センサ１１０〜１１６および上記スイッチ２５０，２５２等が接続され、出力部には、リニアバルブ装置５６のソレノイド等が図示しない駆動回路を介して接続されている。また、ＲＯＭには、図９〜図１３のフローチャートで表される制御プログラム、フローチャートの図示は省略するが回生制動協調制御プログラム等複数のプログラム、図５，６のグラフで表されるテーブル等が格納されている。
【００２２】
ブレーキペダル１９が踏み込まれれば、加圧室Ｆ，Ｒにそれぞれほぼ同じ大きさの液圧が発生させられ、ホイールシリンダ２４，２６およびホイールシリンダ５０，５２に供給される。
液圧ブレーキ装置が正常に作動している状態において、回生制動協調制御が行なわれている場合には、電磁開閉弁３０，３２が閉状態、電磁開閉弁８０が開状態とされ、また、他の電磁開閉弁は図１に示した状態とされる。ホイールシリンダ２４，２６への作動液の供給が、マスタシリンダ１２の加圧室Ｆから液通路２２を経て行なわれるのではなく、加圧室Ｒから液通路４８，７６を経て行なわれるのであって、ホイールシリンダ５０，５２と同様にリニアバルブ装置５６によって制御された作動液が供給される。すべてのホイールシリンダの液圧が、リニアバルブ装置５６の増圧リニアバルブ１５０および減圧リニアバルブ１５２の制御により制御されることになる。減圧時においては、ホイールシリンダから作動液が流出させられ、減圧用リザーバ１５４に収容される。
回生制動協調制御とアンチロック制御とが並行して行われる場合には、リニアバルブ装置５６によって制御された液圧に基づいて、電磁開閉弁５８，７２，８４，８６，４２，４４が開状態と閉状態とに切り換えられることにより、ホイールシリンダの液圧が、各車輪２３，２５，４９，５１の制動スリップ状態がほぼ適正状態に保たれるように制御される。
【００２３】
回生制動協調制御においては、リニアバルブ装置５６が、液圧センサ６４によって検出された出力液圧Ｐout1が目標液圧Ｐref に近づくように制御される。増圧リニアバルブ１５０，減圧リニアバルブ１５２の各ソレノイド２１０への印加電圧が制御されるのである。目標液圧Ｐref は液圧センサ２２８の出力値であるマスタシリンダ液圧Ｐmc（操縦者の意志に対応する）から、回生制動による制動力に対応する液圧を減じた値として取得される。
増圧リニアバルブ１５０のソレノイドに印加される電圧Ｖa と減圧リニアバルブ１５２のソレノイドに印加される電圧Ｖr とは、それぞれ、図８に示すように、一定電圧Ｖca，Ｖcrに変化電圧Ｖga，Ｖgrを加えた大きさとされる。変化電圧Ｖga，Ｖgrは、目標液圧Ｐref の変化分に定数ＧＡＩＮa ，ＧＡＩＮr を乗じた大きさとされる。なお、増圧，減圧リニアバルブ１５０，１５２には、制御偏差に応じたＰＩＤ制御が行われるようにしてもよい等、上記制御に限定されるわけではない。印加電圧の決定規則は上記規則に限定されるわけではないのである。増圧制御においては、ホイールシリンダ液圧の増圧につれて液圧差ΔＰinが小さくなるが、さらに、ホイールシリンダ液圧を増圧する必要がある場合には、増圧リニアバルブ１５０を開状態に保たなければならず、前述のように、大きな電圧を印加する必要が生じるのである。減圧リニアバルブ１５２においても同様に、ホイールシリンダ液圧の減圧に伴って液圧差ΔＰout が小さくなるが、さらに減圧する必要がある場合には、減圧リニアバルブ１５２を開状態に保つのに必要な印加電圧は大きくなる。
【００２４】
増圧リニアバルブ１５０に印加される一定電圧Ｖcaは、図５（ａ）のグラフで表されるテーブルに基づいて決定される。増圧制御が開始される場合（直前）は、増圧リニアバルブ１５０のソレノイド２１０への印加電圧は０とされ、閉状態にある。ここで、増圧リニアバルブ１５０を開状態に切り換えるためには、ソレノイド２１０に最小開弁電圧以上の電圧を印加する必要がある。最小開弁電圧の大きさは、増圧制御開始時の液圧差ΔＰin、すなわち、減圧制御終了時における増圧リニアバルブ１５０の液圧差ΔＰinに基づいて決まる。
増圧リニアバルブ１５０のソレノイド２１０への印加電圧を０から増加させると、最小開弁電圧に達するまで閉状態に保たれることになり、増圧遅れが生じる。本実施形態においては、印加電圧Ｖa が、減圧制御終了時の増圧リニアバルブ１５０の前後の液圧差ΔＰinに応じた最小開弁電圧Ｖcaに基づいて決定されるため、増圧遅れを小さくし得る。
減圧リニアバルブ１５２についても同様に、増圧制御が終了した時点における減圧リニアバルブ１５２の前後の液圧差ΔＰout に応じた一定電圧Ｖcrが図５（ｂ）のグラフで表されるテーブルに基づいて決定され、印加電圧Ｖr が一定電圧Ｖcrに基づいて決定されるため、減圧制御開始時に、減圧リニアバルブ１５２が直ちに開状態に切り換えられ、減圧遅れが小さくなる。
【００２５】
このように、リニアバルブ装置５６が、図５のグラフで表されるテーブルに基づいて制御されるのであるが、従来のコントローラにおいては、このテーブルは一律に作成され、ＲＯＭに記憶されていた。しかし、リニアバルブ装置５６の構造上のバラツキ，経時変化等によって、差圧と最小開弁電圧との関係が異なり、一律に作成された標準テーブルに基づく制御が行われると、リニアバルブ装置５６の制御を良好に行うことができない場合があり、液圧制御精度が低下させられる。増圧，減圧リニアバルブ１５０，１５２における、ソレノイド２１０のバラツキ，スプリング２０６，２２４のセット荷重のバラツキ，弁子２００の差圧を受ける面積のバラツキ，係合凹部２２２と係合突部２２０との間の摩擦摺動部分のバラツキ等により、ソレノイド２１０への印加電圧が同じであっても電磁駆動力の大きさが異なってしまう場合があるのである。
【００２６】
そこで、リニアバルブ装置５６を車両に組付ける以前に、増圧リニアバルブ１５０，減圧リニアバルブ１５２各々における作動特性を取得（作成）し、その取得された作動特性（以下、個別作成作動特性と称する）が図６に示す基準領域内にあるか否かが検出される。基準領域は、図の実線Ｔで表される標準作動特性に基づいて制御が行われた場合に、許容され得る範囲であり、許容領域と称することもできる。基準領域内にある場合には、その制御弁は、そのまま車両に組付けられるが、基準領域内にない場合には、破線Ｔ′で表される個別作成作動特性を表すテーブル（以下、個別作成テーブルと称する）が記憶される。
【００２７】
増圧リニアバルブ１５０，減圧リニアバルブ１５２の作動特性は同様に取得することができる。増圧リニアバルブ１５０の高圧側ポート２２６にポンプ，アキュムレータ等を含む高圧源を接続し、低圧側ポート２２７に流れ状態取得装置を設ける。例えば、低圧側ポート２２７を開放とし、低圧側ポート２２７から滴下した作動液が設定量以上になったことを検出するスイッチを流れ状態取得装置とすることができる。高圧源の液圧は制御可能であり、まず、液圧Ｐh1とする。この場合の増圧リニアバルブ１５０前後の差圧ΔＰinは、液圧Ｐh1と同じになる。この状態で、ソレノイド２１０の印加電圧を漸増させる。印加電圧が小さく、電磁駆動力Ｆs が小さい場合には、増圧リニアバルブ１５０は閉状態に保たれるため、作動液は流れないが、印加電圧が電圧Ｖa1に達すると、流れ始める。そのことは、流れ状態取得装置によって検出することができる。この印加電圧Ｖa1は、差圧Ｐh1が加えられていた場合の最小開弁電圧であり、この最小開弁電圧Ｖa1と差圧Ｐh1との関係が、本実施形態における作動特性なのである。高圧源の液圧を、複数の異なる大きさにして、各々について同様に最小開弁電圧を求め、図５（ａ）のグラフで表されるテーブルが取得される。
減圧リニアバルブ１５２についても、同様にして作動特性を取得することができるが、減圧リニアバルブ１５２と増圧リニアバルブ１５０とでは、スプリング２０６，２２４の付勢力が異なるため、最小開弁電圧も異なることになる。
【００２８】
上述のように、増圧リニアバルブ１５０，減圧リニアバルブ１５２単体で各々の作動特性を各々別個に取得することも可能であるが、リニアバルブ装置５６のまま、増圧リニアバルブ１５０，減圧リニアバルブ１５２の作動特性を別個に取得することも可能である。
図２のリニアバルブ装置５６のマスタシリンダ側（液通路４８のマスタシリンダ側）に高圧源を接続し、ホイールシリンダ側は閉鎖し、液圧センサを設ける（液圧センサ６４を使用することもできる）。
【００２９】
まず、減圧リニアバルブ１５２の作動特性を取得する場合について説明する。
増圧リニアバルブ１５０のソレノイド２１０に予め定められた設定電圧を印加し、高圧源の作動液を流れさせ、ホイールシリンダ側の液圧を設定圧Ｐw1まで上げておく。設定圧Ｐw1まで高くなったことは、液圧センサによって検出することができる。この状態において、減圧リニアバルブ１５２における差圧ΔＰout は、設定圧Ｐw1と同じである。減圧リニアバルブ１５２のソレノイド２１０への印加電圧を図７に示すように漸増させ、液圧センサによって検出された液圧が設定量だけ小さくなった場合の印加電圧Ｖr1を最小開弁電圧とする。上記設定圧を異なる値とし、最小開弁電圧を取得するのであるが、これを繰り返し行えば、減圧リニアバルブ１５２の作動特性を取得することができる。
【００３０】
増圧リニアバルブ１５０の作動特性は、高圧源の液圧を設定液圧Ｐh1とする。
増圧リニアバルブ１５０における差圧ΔＰinは、液圧Ｐh1と同じになる。この状態から、ソレノイド２１０の印加電圧を漸増させる。液圧センサの液圧が設定量以上大きくなった場合の印加電圧Ｖa1が、最小開弁電圧である。
増圧リニアバルブ１５０の作動特性は、減圧リニアバルブ１５２の作動特性を取得した場合と同様に、高圧源の作動液を増圧リニアバルブ１５０を経て流れさせてホイールシリンダ液圧を設定圧Ｐw1とした状態において、印加電圧を大きくすることによって、最小開弁電圧を検出することもできる。この状態においては差圧ΔＰinは、（Ｐh1−Ｐw1）であり、最小開弁電圧は、図５（ａ）の印加電圧Ｖa2となる。
【００３１】
このように、リニアバルブ装置５６の増圧リニアバルブ１５０，減圧リニアバルブ１５２の作動特性が、作動液が流れ始めた状態と印加電圧とに基づいて取得することができる。また、その個別取得作動特性が、図６の基準領域内にあるか否かに基づいてリニアバルブ装置５６の適否を検査することができる。リニアバルブ装置５６が車両に組付けられる以前に適否を検出することができるため、歩留りを向上させることができる。
さらに、領域内にない場合には、標準テーブルに代わって個別作成テーブルを記憶させれば、車両に組み付けられた後に、個別作成テーブルに基づいた制御が行われるようにすることができ、ホイールシリンダ液圧の制御精度の低下を抑制することができ、制御のロバスト性を向上させることができる。さらに、領域内にない場合の原因として、シーティング弁１９０において異物のつまり等があり、その場合には、複数回、シーティング弁１９０の開閉を行えば、異物を取り除くことが可能である。その後に、再度作動特性を取得し、適否の判定を行えば、領域内にあり、適切であると判定されることが多い。
【００３２】
なお、作動特性の取得は、製造工場内等に設置された試験用液圧ブレーキ装置を利用して行うこともできる。試験用液圧ブレーキ装置にリニアバルブ装置を実際に取り付けた状態で作動特性を取得すれば、現実の使用状態に近い状態における作動特性を取得することができる。車種毎で配管等が異なるため、液圧制御弁装置単体の作動特性に基づいて制御を行うと、ホイールシリンダの液圧制御精度が低下するおそれがあるが、試験用液圧ブレーキ装置において、ホイールシリンダ液圧と供給電力（印加電圧）との関係に基づいて作動特性を取得すれば、車種毎の配管等の相違に基づく作動特性の相違を考慮することができ、液圧制御精度を向上させることができる。
【００３３】
リニアバルブ装置５６の作動特性は、車両に搭載した後に取得することもできる。車両が停止状態にある間に行ったり、リニアバルブ装置５６の制御中に行ったりするのである。このようにすれば、リニアバルブ装置５６の経時変化等に起因する作動特性の変化も検出することが可能となる。また、フェールが生じた場合には、早期に検出し得るという効果もある。本実施形態においては、テーブルが、停止状態にある間および制御中に作成され、その作成されたテーブルが図６に示す基準領域内にあるか否かが判定され、基準領域内にある場合には、記憶テーブル（前述のように、組付け以前の検査に基づいて標準テーブルが記憶されている場合と、個別作成テーブルが記憶されている場合とがある。）のままとされ、基準領域内にない場合には、個別作成テーブルが記憶させられる。基準領域内にある場合には、記憶テーブルに基づく制御が行われ、基準領域内にない場合には、記憶された個別作成テーブルに基づく制御が行われることになる。
【００３４】
まず、車両が停止状態にある間に作動特性が取得される場合について説明する。最小開弁電圧の検出方法は、車両に組み付けられる以前に行われる場合と同じである。本実施形態においては、図示しないパーキングブレーキとブレーキペダル１９との両方が共に作動状態にある場合に停止状態にあるとされる。車両が停止状態にある場合には、ホイールシリンダ液圧が多少変化しても影響が小さいからである。上述の場合のホイールシリンダ側の液圧は、液圧センサ６４によって検出される。
【００３５】
減圧リニアバルブ用の作動特性（テーブル）は、図９のフローチャートで表される減圧リニアバルブ用テーブル作成プログラムの実行に従って作成され、増圧リニアバルブ用のテーブルは、図１０のフローチャートで表される増圧リニアバルブ用テーブル作成プログラムの実行に従って作成される。ここで、カウンタｋは、印加電圧を漸増させるためのカウンタであり、カウンタｋのカウント値の増加に伴って印加電圧が漸増させられる。リニアバルブ前後の差圧が検出されると、カウント値の増加が開始されるが、リニアバルブに作動液が流れ、印加電圧が最小開弁電圧に達すると、１に戻される。カウンタＮは、差圧を複数の異なる大きさに設定するためのカウンタである。テーブル作成のためには、複数の差圧各々についての最小開弁電圧を表すデータが必要である。カウンタＮのカウント値に対応した差圧の大きさが、予め決められているのである。
これらカウンタｋ，Ｎのカウント値の初期値は１であり、車両が走行状態にある場合、テーブルの作成が終了した場合等に１にリセットされる。
【００３６】
減圧リニアバルブ用テーブル作成プログラムを表すフローチャートにおけるステップ１（以下、Ｓ１と略称する。他のステップについても同様とする）において、停車中であるか否かが判定される。停車中である場合には、Ｓ２以降が実行されるが、停車中でない場合には、Ｓ１５において、前述のカウンタｋ，Ｎのカウント値が１にリセットされる。ブレーキスイッチ２５０およびパーキングスイッチ２５２の両方がＯＮである場合には、停車中であるとされ、判定がＹＥＳとなる。Ｓ２において、電磁開閉弁８０が開状態とされ、電磁開閉弁３０，３２が閉状態とされる。Ｓ３において、増圧リニアバルブ１５０のソレノイド２１０に、電圧Ｖa(N)が印加される。増圧リニアバルブ１５０が開かれ、ホイールシリンダに作動液が流入させられる。Ｓ４において、定常状態になった後のホイールシリンダ液圧Ｐw(N)が液圧センサ６４によって検出され、記憶される。減圧リニアバルブ１５２の減圧用リザーバ側液圧は大気圧であるため、ホイールシリンダ液圧Ｐw(N)は、減圧リニアバルブ１５２の差圧ΔＰout(N)と同じ大きさになる。
【００３７】
次に、Ｓ５〜７において、減圧リニアバルブ１５２のソレノイド２１０に電圧Ｖr(k)が印加される。印加電圧Ｖr(k)は、カウンタｋの増加に伴って微小増加量Ｖs ずつ漸増させられる。印加電圧Ｖr(k)の漸増に伴ってホイールシリンダ液圧Ｐw(k)が検出されるが、Ｓ７において、そのホイールシリンダ液圧Ｐw(k)がＳ４において記憶された液圧Ｐw(N)からしきい値Ｔh 以上小さくなったか否かが判定される。印加電圧Ｖr(k)が最小開弁電圧より小さい間は、ホイールシリンダ液圧は、液圧Ｐw(N)に保たれるが、最小開弁電圧に達すれば、減圧リニアバルブ１５２が開かれ、作動液が、高圧側ポート２２６から低圧側ポート２２７に流れ始め、ホイールシリンダ液圧がしきい値以上小さくなる。Ｓ７における判定がＹＥＳとなり、Ｓ８において、その場合の印加電圧Ｖr(k)が最小開弁電圧Ｖr (N) として記憶される。
また、印加電圧が漸増させられている間、車両が停止状態に保たれているか否かがＳ９において判定され、停止状態に保たれている間は、Ｓ１０において、カウンタｋのカウント値が１増加させられてテーブルの作成が継続させられるが、停止状態でなくなった場合には、Ｓ１５が実行され、通常の回生制動協調制御が行われる。
【００３８】
Ｓ８において、液圧Ｐw(N)（差圧ΔＰout(N)）および最小開弁電圧Ｖr (N) が記憶された後には、Ｓ１１において、カウンタｋのカウント値が１に戻され、カウンタＮのカウント値が１増加させられる。
Ｓ１２において、カウント値Ｎが設定数Ｎm より大きいか否かが判定される。テーブルを作成するためのデータの個数Ｎm は、予め決められているため、カウンタＮのカウント値がそのテーブル作成データ数Ｎm より小さい間は、上述のＳ３〜１１が繰り返し実行され、液圧Ｐw(N)と最小開弁電圧Ｖr (N) とが記憶させられる。カウンタＮのカウント値がテーブル作成個数Ｎm に達すれば、判定がＹＥＳとなり、Ｓ１３において、Ｎm 個の液圧Ｐw(N)および最小開弁電圧Ｖr (N) （Ｎ＝１，・・・，Ｎm ）に基づいて、テーブルが作成される。
その後、Ｓ１４において、電磁開閉弁８０が閉状態に、電磁開閉弁３０，３２が開状態に戻され、Ｓ１５において、カウンタｋ，Ｎのカウント値が初期値１に戻される。
このようにして、減圧リニアバルブ１５２についてのテーブルが停車中に作成されるため、減圧リニアバルブ１５２の個別のバラツキのみでなく、経時変化等に起因して作動特性が変化させられても、作動特性を修正し得る。
【００３９】
増圧リニアバルブ１５０についてのテーブルは、図１０のフローチャートで表される増圧リニアバルブ用テーブル作成プログラムの実行に従って作成される。減圧リニアバルブ１５２についてのテーブルが作成される場合とほぼ同様であるが、Ｓ３４においては、液圧センサ６４によって検出されたホイールシリンダ液圧Ｐw(N)が記憶されるとともに、増圧リニアバルブ１５２の差圧ΔＰin(N) が液圧センサ６２，液圧センサ６４によってそれぞれ検出された入力液圧Ｐinと出力液圧Ｐout1（Ｐw ）との差として求められ、記憶されるΔＰin(N) ＝（Ｐin(N) −Ｐw(N)）。また、Ｓ３７においては、ホイールシリンダ液圧が設定量以上大きくなったか否かが判定される。増圧リニアバルブ１５０に作動液が流れると、ホイールシリンダ側の液圧が大きくなる。この時の印加電圧が増圧リニアバルブ１５０の最小開弁電圧とされるのである。以下、同様に、作動特性が取得される。
【００４０】
なお、テーブル作成中に停止状態でなくなり、Ｓ９（Ｓ３９）における判定がＮＯとなった場合にも、Ｓ１３（Ｓ４３）においてテーブルが作成されるようにしてもよい。その場合には、データがテーブル作成個数Ｎm に満たないが、取得された液圧Ｐw(N)（液圧差ΔＰin(N) ）および最小開弁電圧Ｖr(N)（Ｖa(N)）に基づいて、テーブルを作成することも可能である。また、Ｓ９（Ｓ３９）における判定がＮＯとなった場合には、Ｓ１４（Ｓ４４）に戻されるようにしてもよい。回生制動協調制御が行われるか否かにかかわらず、マスタシリンダとホイールシリンダとを連通させるのである。
さらに、ホイールシリンダ液圧が変化したか否かは、しきい値以上変化したか否かに基づいて判定されるが、そのしきい値は減圧リニアバルブ１５２における場合と増圧リニアバルブ１５０における場合とで異なる大きさとしても同じ大きさとしてもよい。同様に、印加電圧の増加量Ｖs も同じ大きさとしても、異なる大きさとしてもよい。
【００４１】
作成された個別作成テーブルに基づいてリニアバルブ装置５６の検査が、図１１のフローチャートで表されるリニアバルブ装置検査プログラムの実行に従って行われる。Ｓ２１において、個別作成テーブルが読み込まれ、Ｓ２２において、個別作成テーブルが図６のグラフで表される基準領域内にあるか否かが判定される。基準領域内にあれば、判定はＹＥＳとなり、記憶テーブルに基づく制御が選択される。基準領域内にない場合には、判定がＮＯとなり、Ｓ２３において、個別作成テーブルが記憶させられ、個別作成テーブルに基づく制御が選択される。
【００４２】
このように、本実施形態における液圧ブレーキ装置においては、リニアバルブ装置５６の検査を作動特性に基づいて総合的に、容易に行うことができる。また、検査結果に基づいてリニアバルブ装置５６が制御されるため、常に一律の作動特性に基づく制御が行われる場合に比較して、液圧制御精度の低下を抑制し得、ロバスト性を向上させることができる。さらに、車両への組付け前と、組付け後との両方において検査を行うことも可能であり、その場合には、歩留りの向上と経時変化に起因する制御精度の低下の抑制との両方を享受し得る。
なお、個別作成テーブルが基準領域内にあるか否かを判定し、基準領域内にある場合には記憶テーブルに基づく制御が行われ、基準領域外にある場合に個別作成テーブルに基づく制御が行われるようにすることは不可欠ではない。前回作成された前回テーブルと今回作成された今回テーブルとを比較して、今回テーブルが前回テーブルの許容範囲内にあるか否かを判定し、許容範囲内にある場合には、前回テーブルをそのまま使用し、許容範囲内にない場合に、今回テーブルに変更するようにすることもできる。また、基準領域内にない場合には、回生制動協調制御を禁止することもできる。
さらに、リニアバルブ装置５６の検査を行うことも不可欠ではない。基準領域内にあるか否かを判定しないで、常に最新の個別作成テーブルとしてもよい。
【００４３】
次に、制御中にテーブルを作成する場合について説明する。
制御中にテーブルを作成する場合（テーブル作成時）には、印加電圧の変化ゲインが、通常制御時における場合より小さくされる。この変化ゲインは、図８に示すＧＡＩＮではなく、図５の一定電圧に相当する電圧を決定する場合に使用されるものである。図１４に示すように、通常制御中においては、印加電圧を速やかに増加させ、増圧リニアバルブ１５０，減圧リニアバルブ１５２を開弁させることが望ましいが、テーブル作成時には、リニアバルブに作動液が流れ始めたこと（液圧センサ６４の液圧がしきい値以上変化したこと）を検出する必要がある。印加電圧の変化ゲインが大きいと、液圧センサ６４の液圧変化を精度よく検出することができない。そのため、テーブル作成時には、印加電圧の変化ゲインを小さくするのである。しかし、小さくし過ぎると、制御への応答性が低下させられ望ましくないため、印加電圧の変化ゲインを、応答性の低下を抑制しつつ、液圧変化を検出し得る大きさに設定するのである。
【００４４】
ここで、リニアバルブ装置５６の増圧制御，減圧制御，保持制御のいずれかは、目標液圧と実液圧（出力液圧Ｐout1）との偏差，偏差の変化傾向等に基づいて図示しないテーブル等に基づいて決定される。
制御中においては、図１１，１２のフローチャートで表される制御中テーブル作成プログラムの実行に従ってテーブルが作成される。換言すれば、図１１，１２のフローチャートで表される制御プログラムの実行に従って、テーブルを作成しつつ制御が行われるのである。ここで、テーブル作成フラグ（ＭapmakingＦ）は、テーブルを作成するための、複数個の差圧および最小開弁電圧のデータが取得された後にセットされ、テーブルの作成が終了した後リセットされる。また、差圧および最小開弁電圧のデータは、テーブル調整フラグ（Ｍapturning Ｆ）がセットされた場合に取得される。テーブル調整フラグは、増圧リニアバルブ用と減圧リニアバルブ用とがあり、これらは、設定時間毎にセットされ、１組の差圧および最小開弁圧を表すデータが取得された後リセットされる。
【００４５】
テーブルを作成しつつ行われる制御においては、制御ゲインが小さくされる他は、通常制御と同様である。前述のテーブル調整フラグがセットされている場合には、テーブル作成並行制御が行われ、リセットされている場合には、通常制御が行われる。
制御中にテーブルが作成される場合における作動を図１２のフローチャートに基づいて説明する。
Ｓ６１において、図示しないテーブル等に基づいて選択された制御が、増圧制御，減圧制御，保持制御のいずれかが判定される。選択された制御が増圧制御の場合には、Ｓ６２において、テーブル調整フラグがセットされているか否かが判定される。リセット状態にある場合には、Ｓ６３，６４において、制御ゲインが通常の大きさとされ、通常の制御が行われる。セット状態にある場合には、Ｓ６５，６６において、制御ゲインが作成ゲインとされ、テーブル作成並行制御が行われる。作成ゲインは通常ゲインより小さい。
【００４６】
同様に、減圧制御の場合には、Ｓ６７〜７１において、テーブル調整フラグに基づいてテーブル作成並行制御が行われたり、通常制御が行われたりする。
保持制御の場合には、Ｓ７２において、保持指令が発せられる。ホイールシリンダ液圧が保たれることになるため、印加電圧は０とされる。
その後、Ｓ７３において、テーブル作成フラグがセットされているか否かが判定され、セットされている場合には、Ｓ７４においてテーブルが作成され、テーブル作成フラグはリセットされる。
作成されたテーブルは、上述の場合と同様に、リニアバルブ装置検査プログラムの実行に従って図６に示す基準領域内にあるか否かが判定される。
【００４７】
Ｓ７１のテーブル作成並行制御について、図１３のフローチャートに基づいて説明する。
Ｓ７１における実行は、前述の図９のフローチャートで表される減圧用リニアバルブ用テーブル作成プログラムに従った実行とほぼ同じであり、Ｓ６６における実行は、図１０のフローチャートで表される増圧リニアバルブ用テーブル作成プログラムに従った実行とほぼ同じである。
Ｓ９１〜９３において、カウンタｋのカウント値が１か否かが判定され、１の場合には、差圧およびホイールシリンダ液圧Ｐw が記憶させられるが、２以上の場合にはＳ９２，９３は実行されない。このプログラムが実行される際に、液圧センサ６４によって検出された液圧が記憶されるのは、最初だけでよく、２回目以降は記憶する必要がないからである。また、Ｓ９４において、印加電圧が決定されるが、印加電圧は増加量Ｖr ずつ増加させられるのではなく、制御規則に従って決定される。例えば、図８に示すように決定されるのである。印加電圧は、制御ゲインが作成ゲインであることを除いて、通常制御における場合と同様に決定される。さらに、差圧および最小開弁電圧のデータが取得されると、Ｓ９７において、テーブル調整フラグがリセットされ、カウンタｋが１に戻される。
増圧用リニアバルブ１５０についても同様である。
【００４８】
本実施形態においては、コントローラ６６，液圧センサ６２，６４，リニアバルブ装置５６等により流体制御装置が構成される。このうちの、コントローラ８８および液圧センサ６２，６４等により作動特性取得装置，制御弁検査装置が構成される。また、液圧センサ６４およびコントローラ６６のＳ７，３７，９５を実行する部分等によって流れ状態取得装置が構成され、コントローラ６６のＳ４，８，１３，３４，３８，４３，６６，７１，７４を実行する部分等によって作動特性取得手段が構成される。さらに、図６に示されるテーブルを記憶する部分，Ｓ２１〜２３を実行する部分等によって適否判定手段が構成される。さらに、Ｓ６４，６６，６９，７１を実行する部分等によって供給電力制御手段が構成されることになる。
【００４９】
なお、テーブルの作成は、組付け以前、停車中および制御中のすべてにおいて行う必要はなく、少なくとも１回行われればよい。組付け以前に行われる場合において、作動特性が基準領域内にないとされた場合に、個別作成テーブルを標準テーブルに代わって記憶させることも不可欠ではない。停車中および制御中に作動特性が取得されれば、経時変化に伴う液圧制御精度の低下を抑制し得る。また、停止中および制御中に必ず作成する必要もなく、テーブルが作成された後の設定時間内は、作成されないようにすることもできる。
さらに、リニアバルブ装置５６の制御規則（印加電圧の決定規則）は、上記実施形態における場合に限らず、他の制御規則に従って行われるようにすることもできる。変化ゲインは、上述のように、一定電圧を決定する際のゲインとしても、印加電圧を決定する際のゲインとしてもよい。また、リニアバルブ装置５６の構成は、上記実施形態における場合に限らず、スプール弁を含むものとすることもできる。スプール弁を含む場合には、液漏れ等に起因して、ブレーキペダル１９のボトミングが生じるおそれがあるが、スプール弁を液漏れが小さいものとしたり、マスタシリンダ１２とは別に高圧源を接続したりすれば、スプール弁を使用し得る。
さらに、液圧制御装置の構成は上記実施形態における場合に限らず、リニアバルブ装置５６を、前輪側と後輪側とで別々に設けてもよい。
また、上記実施形態においては、液圧ブレーキ装置が、ハイブリット車両の前輪駆動車に含まれる液圧ブレーキ装置に適用されたが、後輪駆動車や四輪駆動車の液圧ブレーキ装置にも適用することができ、電気自動車のそれにも適用できる等種々の車両の液圧ブレーキ装置に適用できる。
その他、いちいち例示することはしないが、特許請求の範囲を逸脱することなく当業者の知識に基づいて種々の変形，改良を施した態様で本発明を実施することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態である流体制御装置としての液圧制御装置を含む液圧ブレーキ装置の全体を示す回路図である。この液圧制御装置には、本発明の一実施形態である制御弁検査装置，作動特性取得装置が含まれる。
【図２】上記液圧ブレーキ装置に含まれるリニアバルブ装置の一部断面図である。
【図３】上記液圧ブレーキ装置において回生制動協調制御が行われた場合の制御概念図である。
【図４】上記リニアバルブ装置に含まれる増圧リニアバルブに作用する力を概念的に示す図である。
【図５】（ａ）上記増圧リニアバルブの作動特性を示す図である。
（ｂ）上記リニアバルブ装置に含まれる減圧リニアバルブの作動特性を示す図である。
【図６】上記増圧，減圧リニアバルブの作動特性の基準領域を示す図である。
【図７】上記減圧リニアバルブにおける印加電圧と高圧側液圧との関係を示す図である。
【図８】上記液圧ブレーキ装置において回生制動協調制御が行われた場合における目標液圧の変化と印加電圧の変化との一例を示す図である。
【図９】上記液圧制御装置のＲＯＭに格納された減圧リニアバルブ用テーブル作成プログラムを示すフローチャートである。
【図１０】上記液圧制御装置のＲＯＭに格納された増圧リニアバルブ用テーブル作成プログラムを示すフローチャートである。
【図１１】上記液圧制御装置のＲＯＭに格納されたリニアバルブ装置検査プログラムを示すフローチャートである。
【図１２】上記液圧制御装置のＲＯＭに格納された制御中テーブル作成用プログラムを示すフローチャートである。
【図１３】上記プログラムの一部を表すフローチャートである。
【図１４】上記液圧制御装置における制御状態を示す図である。
【符号の説明】
２４，２６，５０，５２ ホイールシリンダ
５６ リニアバルブ装置
６２，６４ 液圧センサ
６６ コントローラ
２５０ ブレーキスイッチ
２５２ パーキングスイッチ[0001]
[Technical field to which the invention belongs]
The present invention relates to an operation characteristic acquisition device that acquires an operation characteristic of a control valve, a control valve inspection device that includes the operation characteristic acquisition device, and a fluid control device that includes the operation characteristic acquisition device.
[0002]
[Prior art]
Japanese Patent Application Laid-Open No. 4-243658 describes a hydraulic control valve capable of controlling the pressure of a liquid to a magnitude corresponding to an exciting current. In a hydraulic pressure control device that controls hydraulic pressure by controlling this type of hydraulic pressure control valve, the relationship between excitation current and fluid control hydraulic pressure (an example of operating characteristics) is generally stored in advance. An exciting current is determined based on the stored operating characteristics. Uniform control is performed on the assumption that all hydraulic control valves have the same operating characteristics.
However, each hydraulic pressure control valve has a variation in operating characteristics, which may not be ignored. There are variations in operating characteristics due to dimensional errors of constituent members, variations in spring constants of elastic members, and the like, and even if the excitation current is the same, the control hydraulic pressure is not necessarily the same. Nevertheless, if all the hydraulic pressure control valves are uniformly controlled, a situation may occur in which the desired hydraulic pressure control accuracy cannot be obtained.
The above is a description of the hydraulic control valve that controls the liquid pressure to a magnitude corresponding to the excitation current, but the same can be said for the flow control valve that controls the liquid flow to a magnitude corresponding to the excitation current. . The same applies when the fluid is not a liquid but a gas.
[0003]
[Problems to be Solved by the Invention, Solution, Action and Effect]
  Accordingly, an object of the present invention is to make it possible to acquire the operating characteristics of each control valve.
  According to the present invention, fluid control devices and the like of the following aspects can be obtained. Each aspect is divided into items, numbered, and numbered in other terms as necessary, and described in the same format as the claims. This is to clearly show the possibility of adopting a combination of the features described in each section.
(1)A fluid control device that controls at least one of a pressure and a flow rate of a fluid on a vehicle,
  A control valve capable of controlling at least one of the pressure and flow rate of the fluid to a magnitude corresponding to the supplied power;
  A storage unit for storing the operating characteristics of the control valve;
  Actual operating characteristics of the control valveThe individual operating characteristics are automatically detected after the fluid control device is mounted on the vehicle.AcquiredThe acquired individual operating characteristics are automatically stored in place of the operating characteristics stored in the storage unit.An operating characteristic acquisition device;
  The individual operation characteristics stored in the storage unit by the operation characteristic acquisition deviceSupply power control means for controlling the supply power to the control valve based on
includingIn addition, all of the control valve, the storage unit, the operation characteristic acquisition device and the supply power control means are provided in the vehicle.A fluid control device (claim 1).
  In the fluid control device described in this section, the operation characteristics are acquired for each control valve, and the control valves are controlled based on the acquired operation characteristics (hereinafter referred to as individual acquisition operation characteristics). As compared with the case where the pressure is controlled based on uniform operating characteristics, the control accuracy of the fluid pressure or the fluid flow rate can be improved.
  The operation characteristics of the control valve should be acquired at a time when the operation that is the original purpose of the control valve is not required, or acquired while the control valve is performing the control operation that is the original purpose. Can be. When the operation characteristic of the control valve is acquired at a time when the original operation of the control valve is not necessary, the control valve can be operated in a form suitable for acquiring the operation characteristic. When the operation characteristic is acquired while the control valve is performing the original control operation, it is often desirable to make the change gradient of the supplied power smaller than that during normal control. For example, when the operating characteristic is acquired based on the state where the fluid starts to flow and the supply power, it is better to gradually change the supply power than to suddenly change in order to accurately detect the state where the fluid starts to flow. It is. A specific method for obtaining the operating characteristics will be described in detail in the embodiment.
(2)The operating characteristic acquisition device includes means for automatically acquiring the individual operating characteristics at least one of when the vehicle is stopped and during control of the control valve. (1) A fluid control device according to claim (Claim 2).
(3)The control valve is capable of controlling the hydraulic pressure of a hydraulic brake that suppresses rotation of the wheels of the vehicle, and the operating characteristic acquisition device is operating both the hydraulic brake and the parking brake. Means for automatically obtaining said individual operating characteristics in a state (1) Term or (2) The fluid control device according to claim 3 (Claim 3).
( 4 ) The control valve is capable of controlling the hydraulic pressure of the wheel cylinder of the hydraulic brake device of the vehicle, and the supply power control means controls the supply power to the control valve so that an actual wheel cylinder is controlled. Including means for bringing the hydraulic pressure close to the target hydraulic pressure, and when the operating characteristic acquisition device controls the power supplied to the control valve by means for bringing the actual wheel cylinder hydraulic pressure closer to the target hydraulic pressure, Means for automatically obtaining the individual operating characteristics; (1) Term or (3) A fluid control device according to any one of the preceding claims (Claim 4).
( 5 ) The operation characteristic acquisition device includes means for automatically acquiring the individual operation characteristic during pressure increase control or pressure reduction control of the wheel cylinder. (Four) The fluid control device according to claim 5 (Claim 5).
( 6 ) The control valve (a) A seating valve including a valve seat, a valve element that can approach and separate from the valve seat, and a spring that applies an elastic force in a direction in which the valve element approaches the valve seat; (b) Power supply A solenoid for applying an electromagnetic driving force according to force in a direction to separate the valve element from the valve seat, and a differential pressure action according to a differential pressure before and after the valve element in a direction to separate the valve element from the valve seat Provided when the force is applied, and the operating characteristic acquisition device supplies the differential pressure before and after the actual control valve and the control valve when the control valve is actually switched from the closed state to the open state. The individual operating characteristic that is a relationship with electric power is acquired, and when the individual operating characteristic is acquired, the supply power is longer than when the individual control characteristic is not acquired until the control valve is switched from the closed state to the open state. Includes a controller to reduce the increase gradient of (1) Term or (Five) A fluid control device according to any one of the preceding claims (Claim 6).
( 7 ) The operation characteristic acquisition device is at least one of the case where the vehicle is stopped and the control valve is being controlled, and after a set time has elapsed since the last individual operation characteristic was acquired for the control valve. Including means for automatically obtaining the individual operating characteristics of the control valve (1) Term or (6) A fluid control device according to any one of the preceding claims (Claim 7).
( 8 ) When the acquired individual operating characteristic is within a reference area determined by the standard characteristic stored in the storage unit, the operating characteristic acquisition device leaves the standard characteristic stored in the storage unit as it is, Means for storing the individual operating characteristics in the storage unit in place of the standard characteristics when they are not within a reference area; (1) Term or (7) A fluid control device according to any one of the preceding claims (Claim 8).
( 9 ) When the individual operation characteristic acquired this time by the operation characteristic acquisition device is within a reference region determined by the previous individual operation characteristic stored in the storage unit, the previous individual operation stored in the storage unit 8. The apparatus according to claim 1, further comprising means for storing the current individual operation characteristic in place of the previous individual operation characteristic in the storage unit when the characteristic remains as it is and is not within the reference region. A fluid control device according to claim 9.
  The operating characteristic acquisition device(Ten) Term or (17)It can be set as the operation characteristic acquisition apparatus as described in an item.
( 10 )An operation characteristic acquisition device that acquires an actual operation characteristic of a control valve that controls at least one of a pressure and a flow rate of a fluid to a magnitude according to supply power,
  A flow state acquisition device for acquiring a flow state of fluid in the control valve;
  An operation characteristic acquisition means for acquiring the operation characteristic based on the flow state acquired by the flow state acquisition device and the supplied power;
An operation characteristic acquisition device comprising:
  In the operation characteristic acquisition device described in this section, the operation characteristic for each control valve is acquired based on the fluid flow state and the supplied power in the control valve. Since control valves vary individually and their operating characteristics are not always the same, if control is performed according to the individually acquired operating characteristics, it is considered that the operating characteristics are uniform and control is performed. The control accuracy of the fluid pressure or flow rate can be improved. Also, as will be described later, it is possible to determine the suitability of the control valve based on the individually acquired operating characteristics, discard the inappropriate control valve, or use it after correction, or by performing special control. The reliability of the entire control valve group can be improved.
  Here, the control valve may be a flow control valve, a pressure control valve, a seating valve, or a spool valve.
  Even if the flow state acquisition device includes a steady flow state acquisition device that acquires that the fluid is flowing at a constant flow rate, the flow rate of the fluid has changed (the flow has started, the flow has stopped). A transitional flow state acquisition device for acquiring the above) may be included. The flow state acquisition device may include a flow rate acquisition device or a flow rate change amount acquisition device that acquires the flow rate or flow rate change amount of the fluid. Furthermore, it is possible to include a pressure acquisition device, a pressure change acquisition device, a pressure difference acquisition device, a pressure difference change acquisition device, etc. that acquire pressure, pressure change, pressure difference, pressure difference change, etc. on both sides of the control valve. . In particular, if the pressure on either the high pressure side or the low pressure side of the control valve is constant, the flow state of the fluid can be detected by detecting the pressure on the other side. The pressure detection device that detects the pressure on the side of the air flow can also be used as the flow state acquisition device.
  The operating characteristic may be acquired based on, for example, a state where a fluid having a set flow rate is flowing and the supplied power in the state, or may be acquired based on a state where the fluid starts to flow and the supplied power in the state. it can. The control valve includes a seating valve, and the fluid is allowed to flow when the resultant force of the differential pressure acting force acting on the valve element and the electromagnetic driving force corresponding to the supplied power is greater than the elastic force of the spring. In the state where the fluid starts to flow, the relationship between the differential pressure and the supplied power can be set as the operation characteristic.
  The operating characteristic acquisition device described in this section may be provided in the device including the control valve, or may be provided in a manufacturing factory or the like outside the device. If it is provided in the apparatus, it is possible to obtain the operating characteristics of the control valve at a desired time. For example, even if the operating characteristics change over time, the operating characteristics after the change can be acquired. If the control valve is controlled based on the changed operating characteristics, the pressure control accuracy or flow rate control accuracy Can be improved. Further, when the operation characteristic acquisition device is provided outside the device, for example, each operation characteristic can be acquired before the control valve is assembled to the device. In this case, it is possible to determine the suitability of the control valve based on the individually acquired operation characteristics before assembling the control valve to the apparatus.
( 11 )The control valve includes an electromagnetic force applying device, and is opened by power supplied to the electromagnetic force applying device.
  When the flow state acquisition device includes a pressure sensor provided on either the high pressure side or the low pressure side of the control valve, and the pressure detected by the pressure sensor changes by a predetermined amount or more, the control valve In which at least one of the start of the flow of fluid and the stop of the flow is acquired,
  The operating characteristic acquisition means acquires the operating characteristic based on the at least one acquired by the flow state acquisition device and the supplied power at the time when at least one of the operating characteristic is acquired.(Ten)The operation characteristic acquisition device according to item.
( 12 )The control valve includes a valve seat, a valve element that can approach and separate from the valve seat, a spring that applies elastic force to the valve element in a direction that causes the valve element to approach the valve seat, and supply power Including a seating valve provided with a valve opening force applying device that applies an electromagnetic driving force to the valve element in a direction away from the valve seat, and the control valve includes a high pressure side and a low pressure valve. Differential pressure acting force according to the differential pressure with respect to the side is provided in a state in which the valve element acts in a direction to separate the valve element from the valve seat, and the operating characteristic acquisition means changes the supply power. And the relationship between the supplied power and the differential pressure at the time when fluid begins to flow in the seating valve is acquired as the operating characteristic.(Ten) Term or (11) TermThe operation characteristic acquisition device described in 1.
( 13 )The control valve includes a valve seat, a valve element that can approach and separate from the valve seat, a spring that applies elastic force to the valve element in a direction that causes the valve element to approach the valve seat, and supply power A valve opening force applying device that applies an electromagnetic driving force in accordance with the valve in the direction in which the valve element is separated from the valve seat, and the separation distance of the valve element from the valve seat can be controlled by controlling the supply power Including proper seating valve(Ten) Term or (12) TermThe operation characteristic acquisition device according to any one of the above.
  When the differential pressure acting force according to the differential pressure between the high pressure side and the low pressure side of the control valve acts in the direction separating the valve element from the valve seat, the sum of this differential pressure acting force and the electromagnetic driving force is The valve element is moved away from the valve seat while it is greater than the elastic force of the spring. The separation distance in this case is determined by the relationship between the differential pressure acting force, the electromagnetic driving force, and the elastic force of the spring, and the fluid flow is allowed with the opening area (flow path area) corresponding to the separation distance. become. When the electromagnetic driving force corresponding to the supplied power is large, even if the differential pressure acting force is small, the valve element is separated from the valve seat and fluid flow is allowed. When the differential pressure acting force is large, the valve element can be separated from the valve seat even if the electromagnetic driving force is small.
  Here, the operating characteristic can be a relationship between the differential pressure and the supply power in a state where the fluid starts to flow in the seating valve, and the supply power necessary to start the flow of the fluid is the minimum valve opening power. Can be called.
  In addition, the control valve includes a valve seat, a valve element that can approach and separate from the valve seat, and a valve closing force that applies an electromagnetic driving force according to supply power in a direction that causes the valve element to approach the valve seat. It may also include a seating valve that includes an applicator. While the differential pressure acting force acting on the valve element is larger than the electromagnetic driving force, the valve element is separated from the valve seat. When this control valve is further provided with an elastic member such as a spring that gives an elastic force in a direction that causes the valve element to approach the valve seat, the differential pressure acting force is the elastic force of the elastic member and the electromagnetic driving force. The valve element is separated from the valve seat while the resultant force is greater.
( 14 )In the seating valve, when the differential pressure is different from each other, the operating characteristic acquisition means uses, as the operating characteristics, a plurality of sets of the differential pressure and the supplied power at the time when the fluid starts to flow. Is to get(12) Term or (13) TermThe operation characteristic acquisition device described in 1.
( 15 )The control valve is slidable in a control valve body in which two or more ports are opened at positions separated from each other in the axial direction on the inner peripheral surface of the valve hole extending in the axial direction, and in the valve hole of the control valve body A spool that is fitted and movable to an allowable position that allows fluid flow between the ports and a blocking position that blocks fluid flow, and an electromagnetic drive that applies an electromagnetic driving force to the spool in accordance with the power supplied A force applying device, an elastic member for applying an elastic force to the spool in a direction opposite to the electromagnetic driving force, and a pressure operating force based on the pressure of at least one of the two ports are applied to the spool in a direction opposite to the electromagnetic driving force. And a spool valve that controls the movement distance of the spool by controlling the supply power and the flow state of the fluid.(Ten) Term or (11)The operation characteristic acquisition device according to item.
  The spool is moved by at least one of the elastic force and the pressure operating force and the electromagnetic driving force, and the fluid is caused to flow in a flow state corresponding to the moving distance.
  The pressure operating force applying device may include a control pressure operating force applying device that applies a control pressure operating force according to a control pressure that is a pressure of a control port of the plurality of ports to the spool. In this case, the spool is moved in relation to the control pressure operating force and the electromagnetic driving force, and the control pressure is controlled. When the spool is provided with an elastic member that applies an elastic force in a direction opposite to the electromagnetic driving force, the spool is moved due to the relationship between the electromagnetic driving force and the elastic force. When three types of electromagnetic driving force, elastic force, and pressure operating force are applied to the spool, the spool is moved according to these three relationships. In this case, it is not indispensable that both the elastic force and the pressure operating force are opposite to the electromagnetic driving force, and it is sufficient that at least one of them is opposite. Furthermore, a force other than the above three forces may be applied.
  The control valve device may include the spool valve described in this section or may include a seating valve, but preferably includes a seating valve. This is because a slight leakage of liquid is likely to occur in the spool valve even in the shut-off state, but not in the seating valve. When the control valve device including the spool valve is provided between the master cylinder as the high pressure portion and the wheel cylinder as the low pressure portion, the pressure piston moves forward in the master cylinder due to liquid leakage in the spool valve. Bottoming that reaches the end position may occur, and the hydraulic pressure may decrease. On the other hand, since no substantial liquid leakage occurs in the seating valve, there is no possibility of bottoming even if it is provided between the master cylinder and the wheel cylinder. However, it may be provided between the master cylinder and the wheel cylinder as long as the valve clearance of the spool valve is extremely small, or the like, so long as it is difficult for liquid leakage to occur. In addition, when the high-pressure unit is a power hydraulic pressure source including a pump that pumps hydraulic fluid, the hydraulic pressure of the high-pressure source does not decrease even if liquid leakage occurs in the spool valve. A spool valve can be provided between the cylinder and the cylinder.
( 16 )(Ten) Term or (15) TermThe operation characteristic acquisition device according to any one of
  Adequacy determination means for determining adequacy of the control valve based on the operation characteristic acquired by the operation characteristic acquisition device;
Control valve inspection device including.
  For example, if the individually acquired operating characteristics are close to standard operating characteristics, the control valve may be appropriate. Further, when the individually acquired operation characteristic is close to the standard operation characteristic, the standard operation characteristic can be set as the operation characteristic of the control valve. The range determined to be close to the standard operating characteristic is a range in which appropriate control is possible even if control is performed with the operating characteristic of the control valve regarded as the standard operating characteristic. For example, FIG. The reference area shown in FIG. On the other hand, if the individually acquired operating characteristics are far from the standard operating characteristics, it is not appropriate to perform the control based on the standard operating characteristics, so that the control is performed based on another rule. Is desirable. For example, the control based on the individually acquired operation characteristics can be performed, and the hydraulic pressure control accuracy can be improved as compared with the case where the control based on the standard operation characteristics is uniformly performed for all the control valves. . As described above, the determination that the control based on the individually acquired operation characteristic needs to be performed can be considered as the determination that the control valve is inappropriate, but the control valve needs to be discarded. In comparison with the determination, it can be considered that the determination is appropriate.
  The control valve inspection device described in this section may be provided in a device in which a control valve is provided, or may be provided in a manufacturing factory or the like outside the device, similarly to the operation characteristic acquisition device. If it is provided outside the apparatus, it is possible to determine suitability before assembling the control valve to the apparatus. When it is determined that the individually acquired operating characteristics are slightly far from the standard operating characteristics, the control valve is controlled according to a rule different from that of the control valve determined to be close to the standard operating characteristics when assembled in the device. Can be. It is also possible to discard a control valve whose individual acquired operating characteristic is determined to be significantly far from the standard operating characteristic.
( 17 ) (16) TermA control valve inspection device according to claim 1,
  Supply power control means for controlling supply power to the control valve based on the inspection result by the control valve inspection device;
A fluid control device.
  For example, control valves with individually acquired operating characteristics that are close to standard operating characteristics are controlled based on the standard operating characteristics, and control valves that are far from standard operating characteristics are controlled based on individually acquired operating characteristics. Can be done. For control valves that are close to standard operating characteristics, the individually acquired operating characteristics of the control valve can be considered to be standard operating characteristics.
  Moreover, if the control rule of the supplied power is changed based on the inspection result of the control valve, the accuracy of fluid control can be improved as compared with the case where the uniform control rule is followed. The control rule may be a rule based on the operation characteristic of the control valve or a rule not based on the operation characteristic. As described above, when the control rule of the control valve is changed based on the inspection result of the control valve, the control rule changing means is included in the supply power control means.
  (16As explained in the section), when it is determined that the individually acquired operating characteristics of the control valve are close to the standard operating characteristics, control based on the standard operating characteristics is performed and is far from the standard operating characteristics. When it is determined, the control based on the individually acquired operation characteristic is performed as one aspect of changing the control rule.
[0004]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, a hydraulic brake device including a hydraulic pressure control device as a fluid control device according to an embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings. The hydraulic brake device shown in FIG. 1 is used for a hybrid vehicle that includes both an internal combustion engine and an electric motor as drive sources. The hybrid vehicle according to this embodiment is braked by braking by the hydraulic brake device and regenerative braking by a regenerative braking system (not shown). The regenerative braking system is a system that brakes the vehicle by causing the electric motor to function as a generator and storing electric energy generated thereby in a power storage device. When the rotating shaft of the electric motor is forcibly rotated by an external force, if the power storage device is charged by an electromotive force generated in the electric motor, the electric motor becomes a load with respect to the external force, and the braking force Will occur. Part of the kinetic energy of the vehicle being braked is converted into electrical energy and stored in the power storage device, which not only can brake the vehicle, but also reduces the consumption of electrical energy in the power storage device. Can be extended without a charge.
[0005]
The magnitude of the regenerative braking force (referred to as regenerative braking force) is not always constant. For example, when the traveling speed of the vehicle is extremely low, the regenerative braking force is almost zero. In addition, when the capacity of the power storage device is completely satisfied, control for prohibiting energy regeneration is often performed in order to prevent deterioration of the power storage device due to overcharging, and during the period when regeneration is prohibited The regenerative braking force becomes zero. On the other hand, the magnitude of the braking force of the vehicle needs to be controlled to a magnitude according to the driver's intention that is not directly related to the magnitude of the regenerative braking force. Therefore, the magnitude of the hydraulic braking force to be generated by the hydraulic brake device is a magnitude obtained by subtracting the regenerative braking force from the required braking force according to the intention of the operator. Such control of the hydraulic brake device is referred to as regenerative braking cooperative control. The magnitude of the required braking force can be easily known from the brake operation status such as the operation force of the brake operation member, the operation stroke, and the operation time. Information about the magnitude of the regenerative braking force can be obtained from the regenerative braking system.
[0006]
FIG. 3 conceptually shows an example of the relationship between the required braking force according to the driver's intention, the regenerative braking force by the regenerative braking system, and the hydraulic braking force by the hydraulic brake device. As is apparent from the figure, the hydraulic braking force and the regenerative braking force are increased as the required braking force acquired from the brake operation situation increases. In the figure, the regenerative braking force starts increasing slightly later than the hydraulic braking force, but this is not essential. The regenerative braking force may be increased first. After the regenerative braking force reaches the maximum value determined according to the vehicle speed or the like, the increase in the required braking force is realized by the increase in the hydraulic braking force. In the present embodiment, the regenerative braking system is configured to use the regenerative braking force as effectively as possible. If braking is performed, the vehicle speed gradually decreases, so the regenerative braking force also gradually decreases. However, for the sake of simplification, the figure is drawn assuming that the regenerative braking force is constant. If the vehicle speed decreases and the required braking force decreases, the regenerative braking force can be reduced. When the vehicle speed decreases and the rotation speed of the electric motor decreases, a large amount of electric power is required to obtain a large regenerative braking force, and the regenerative braking force control hunting increases. The power is reduced to zero. After the regenerative braking force is set to 0, the hydraulic braking force decreases while maintaining a magnitude almost equal to the required braking force. As will be described later, the regenerative braking force is set to 0 when the hydraulic pressure of the wheel cylinder cannot be controlled (the hydraulic fluid stored in the pressure reducing reservoir increases and is discharged from the wheel cylinder). In some cases, the stored hydraulic fluid can no longer be stored.
[0007]
As shown in FIG. 1, the hydraulic brake device includes a master cylinder 12, a pump 14, an accumulator 16 that accumulates high-pressure hydraulic fluid supplied from the pump 14, and the like. The working fluid is supplied from the master reservoir 18 to the master cylinder 12 and the pump 14. The master cylinder 12 includes two pressurizing chambers F and R. In the two pressurizing chambers, substantially the same hydraulic pressure is generated according to the depression of the brake pedal 19. A constant hydraulic pressure source 20 including the pump 14, accumulator 16, master reservoir 18 and the like is connected to the pressurizing chamber R, and hydraulic fluid is supplied from the constant hydraulic pressure source 20 as the brake pedal 19 is depressed. . Thereby, the stroke of the brake pedal 19 can be reduced.
The accumulator 16 has a set pressure range (17 MPa to 18 MPa≈174 to 184 kgf / cm in this embodiment) by the operation of the pump 14.2 The hydraulic fluid of (range) is always stored. Pressure switches 21 a and 21 b are attached to the accumulator 16. The pressure switch 21a is a switch that detects that the hydraulic pressure of the accumulator 16 has become larger than the upper limit value, and the pressure switch 21b is a switch that detects that the hydraulic pressure has become smaller than the lower limit value. The pump 14 is started and stopped in response to ON / OFF of the pressure switches 21a and 21b, and a substantially constant fluid pressure can be supplied by the pump 14 and the accumulator 16.
[0008]
A wheel cylinder 24 of the left front wheel 23 and a wheel cylinder 26 of the right front wheel 25 are connected to the pressurizing chamber F of the master cylinder 12 via a liquid passage 22. The liquid passage 22 is provided with normally-open electromagnetic open / close valves 30 and 32. In the middle of the liquid passage 40 connecting the wheel cylinders 24 and 26 and the master reservoir 18, an electromagnetic as an anti-lock control pressure reducing valve is provided. On-off valves 42 and 44 are provided.
[0009]
On the other hand, a wheel cylinder 50 of the left rear wheel 49 and a wheel cylinder 52 of the right rear wheel 51 are connected to the pressurizing chamber R through a liquid passage 48. In the middle of the liquid passage 48, a linear valve device 56, an electromagnetic on-off valve 58 as an antilock control pressure increasing valve, and a proportioning valve 60 are provided in this order from the pressurizing chamber R side. A fluid pressure sensor 62 is provided in a portion of the fluid passage 48 between the master cylinder 12 and the linear valve device 56, and a fluid pressure sensor 64 is provided in a portion between the linear valve device 56 and the electromagnetic opening / closing valve 58. It has been. The hydraulic pressure acquired by the hydraulic pressure sensor 62 is referred to as input hydraulic pressure Pin, and the hydraulic pressure acquired by the hydraulic pressure sensor 64 is referred to as output hydraulic pressure Pout1. These hydraulic pressure sensors 62 and 64 can detect the hydraulic pressure before and after the linear valve device 56.
The hydraulic pressure sensors 62 and 64 are connected to the controller 66. As will be described later, the controller 66 controls the linear valve device 56 based on the output hydraulic pressure Pout1 detected by the hydraulic pressure sensor 64. An electromagnetic on-off valve 72 as an antilock control pressure reducing valve is provided in the middle of a liquid passage 70 connecting the wheel cylinders 50 and 52 and the master reservoir 18.
[0010]
A liquid passage 76 is connected to a portion of the liquid passage 48 between the linear valve device 56 and the electromagnetic on-off valve 58. The liquid passage 76 is a passage connecting the linear valve device 56 and the wheel cylinders 24 and 26, and a normally closed electromagnetic on-off valve 80 is provided in the middle of the liquid passage 76. Further, on the wheel cylinders 24 and 26 side of the electromagnetic on-off valve 80, electromagnetic on-off valves 84 and 86 are provided as anti-lock control pressure increasing valves, respectively.
A fluid pressure sensor 88 is connected to a portion of the liquid passage 76 between the electromagnetic on-off valve 80 and the electromagnetic on-off valves 84 and 86. A measurement result by the hydraulic pressure sensor 88 is set as an output hydraulic pressure Pout2. The output hydraulic pressure Pout2 is used for monitoring whether or not the output of the hydraulic pressure sensor 64 is normal. When the electromagnetic on-off valve 80 is in the open state, the output of the hydraulic pressure sensor 64 may be abnormal when the value of the output hydraulic pressure Pout1 detected by the hydraulic pressure sensor 64 is away from the value of the output hydraulic pressure Pout2. It is determined that there is sex. If the electromagnetic on-off valve 80 is open, the hydraulic pressure sensor 64 and the hydraulic pressure sensor 88 are in communication with each other. If the hydraulic pressure sensors 64 and 88 are both normal, the output hydraulic pressure Pout1 and output This is because the hydraulic pressure Pout2 should be almost the same. In the present embodiment, the operator is informed of the abnormality of the hydraulic pressure sensor based on this determination result, but the control of the linear valve device by the controller 66 is prohibited together with this notification or instead of the notification. Also good.
The solenoids of the plurality of electromagnetic on-off valves 30, 32, 42, 44, 58, 72, 80, 84 and 86 are controlled based on a command from the controller 66.
[0011]
A check valve 90 is provided in the middle of the bypass passage that bypasses the normally open electromagnetic on-off valve 58, and check valves 92, respectively are provided in the middle of the bypass passage that bypasses the electromagnetic on-off valves 84 and 86, respectively. 94 is provided. These check valves 90, 92, and 94 are attached in such a direction as to permit the flow of hydraulic fluid from the corresponding wheel cylinder toward the master cylinder 12 but prevent the reverse flow. By these check valves 90, 92, 94, when the depression of the brake pedal 19 is loosened when the electromagnetic on-off valves 58, 84, 86 are in the closed state, the hydraulic fluid of the wheel cylinder is promptly supplied to the master cylinder 12. It becomes possible to return.
Each wheel 23, 25, 49, 51 is provided with wheel speed sensors 110-116 for detecting the rotational speed of these wheels. A braking slip state or the like is detected based on the wheel speed detected by the wheel speed sensors 110-116.
[0012]
FIG. 2 is a system diagram schematically showing the configuration of the linear valve device 56 shown in FIG. The linear valve device 56 includes a pressure-increasing linear valve 150, a pressure-reducing linear valve 152, a pressure-reducing reservoir 154, and check valves 156 and 158. The pressure-increasing linear valve 150 is provided in the middle of the liquid passage 48, and the pressure-reducing linear valve 152 is provided in the middle of the liquid passage 160 that connects the liquid passage 48 and the pressure-reducing reservoir 154. In the middle of the bypass passage that bypasses the pressure-increasing linear valve 150, a check valve 156 is provided in such a direction as to permit the flow of hydraulic fluid from the wheel cylinder toward the master cylinder 12, but to block the reverse flow. Yes. In the middle of the bypass passage that bypasses the pressure-reducing linear valve 152, the check valve 158 is provided in such a direction as to permit the flow of hydraulic fluid from the pressure-reducing reservoir 154 to the master cylinder 12, but to block the reverse flow. Yes.
[0013]
The pressure-reducing reservoir 154 stores hydraulic fluid that has flowed out of the wheel cylinder. The volume of the liquid storage chamber that stores the hydraulic fluid is the reservoir capacity, and the reservoir capacity is equal to the maximum amount of hydraulic fluid that the decompression reservoir 154 can store during one braking. In this embodiment, the reservoir capacity is smaller than the sum of the capacity of the wheel cylinders 24, 26, 50, 52. Therefore, as described above, when the amount of hydraulic fluid stored in the pressure reducing reservoir 154 increases, the wheel cylinder hydraulic pressure can be reduced, that is, cannot be controlled, and the regenerative braking force becomes zero. . Here, the capacity of the wheel cylinders 24, 26, 50, 52 means the maximum amount of hydraulic fluid that the wheel cylinder can accommodate from the non-operating state to the operating state.
[0014]
The pressure-increasing linear valve 150 includes a seating valve 190 and an electromagnetic urging device 194 as a valve opening force applying device. The seating valve 190 includes a valve element 200, a valve seat 202, an electromagnetically biased body 204 that moves integrally with the valve element 200, and an electromagnetically biased body 204 in a direction in which the valve element 200 is seated on the valve seat 202. And a spring 206 (hereinafter referred to as a biasing force of the spring) in a direction in which the valve element 200 of the spring 206 is seated on the valve seat 202. The electromagnetic biasing device 194 includes a solenoid 210, a resin-made holding member 212 that holds the solenoid 210, a first magnetic path forming body 214, and a second magnetic path forming body 216. When a voltage is applied across the windings of the solenoid 210, a current flows through the windings of the solenoid 210 and a magnetic field is formed. Most of the magnetic fluxes are the first magnetic path forming body 214, the electromagnetic biased body 204, the air gap between the second magnetic path forming body 216 and the electromagnetic biased body 204, and the second magnetic path forming body 216. Pass through. When the voltage applied to the winding of the solenoid 210 is changed, the magnetic force acting between the electromagnetic biased body 204 and the second magnetic path forming body 216 also changes. The magnitude of the magnetic force increases with the magnitude of the voltage applied to the winding of the solenoid 210, and the relationship between the applied voltage and the magnetic force can be known in advance. Therefore, by continuously changing the applied voltage in accordance with the relationship, a force for biasing the electromagnetic biasing body 204 (the electromagnetic biasing body 204 out of the above-mentioned magnetic force is applied to the second magnetic path forming body 216). This is a force in the direction of approach, and is hereinafter referred to as an electromagnetic driving force, which is a force in the direction opposite to the biasing force of the spring). When the applied voltage is increased, the force for pressing the valve element 200 acting on the electromagnetic biasing body 204 against the valve seat 202 is reduced. Note that an engagement protrusion 220 is formed on the surface of the electromagnetic biased body 204 that faces the second magnetic path forming body 216, and faces the electromagnetic biased body 204 of the second magnetic path forming body 216. An engagement recess 222 is formed in the portion to be engaged, and the engagement protrusion 220 and the engagement recess 222 are changed according to a change in the relative position between the electromagnetic biased body 204 and the first magnetic path formation body 216. The area of the facing portion in between is changed.
[0015]
The magnetic resistance of the magnetic path formed by the electromagnetic biased body 204 and the second magnetic path forming body 216 is at the relative position in the axial direction between the electromagnetic biased body 204 and the second magnetic path forming body 216. It changes depending on. Specifically, when the axial relative position of the electromagnetic biased body 204 and the second magnetic path forming body 216 changes, the fitting protrusion 220 of the electromagnetic biased body 204 and the second magnetic path forming body. The areas of the cylindrical surfaces facing each other with a minute gap between the fitting recess 222 of 216 (the outer peripheral surface of the fitting protrusion 220 and the inner peripheral surface of the fitting recess 222 facing each other) change. If the electromagnetically biased body 204 and the second magnetic path forming body 216 are simply opposed to each other with a minute gap between the end surfaces, the electromagnetic biased body 204 and the second magnetic path forming body 216 are opposed to each other. As the distance in the axial direction decreases, that is, with an approach, the magnetic resistance decreases at an accelerated rate, and the magnetic force acting between them increases at an accelerated rate. On the other hand, in the pressure-increasing linear valve 150 of the present embodiment, the cylinder of the fitting protrusion 220 and the fitting recess 222 as the electromagnetically biased body 204 and the second magnetic path forming body 216 approach each other. The surface area increases and the magnetic flux passing through the cylindrical surface increases, while the magnetic flux passing through the air gap between the end face of the electromagnetic biased body 204 and the end face of the second magnetic path forming body 216 decreases. As a result, if the voltage applied to the solenoid 210 is constant within a range that is not so large, the magnetic force (electromagnetic driving force) that biases the electromagnetic biased body 204 toward the second magnetic path forming body 216 is as follows. The electromagnetic biased body 204 and the second magnetic path forming body 216 are substantially constant regardless of the relative positions in the axial direction. On the other hand, the biasing force (the biasing force of the spring) that biases the electromagnetic biased body 204 by the spring 206 in the direction away from the second magnetic path forming body 216 is the electromagnetic biased body 204 and the second magnetic path forming body. It increases with the approach to H.216. Therefore, the urging force based on the hydraulic pressure difference between the hydraulic pressure of the high-pressure side port 226 and the hydraulic pressure of the low-pressure side port 227 (the acting force acting according to this hydraulic pressure difference is referred to as the differential pressure acting force) is not acting. In the state, the movement of the electromagnetic biasing body 204 in the direction of the second magnetic path forming body 216 is stopped when the biasing force of the spring 206 is equal to the electromagnetic driving force.
[0016]
As shown in FIG. 4, the urging force Fp, differential pressure acting force Fd, and electromagnetic driving force Fs of the spring 206 act on the valve element 200 of the pressure increasing linear valve 150, and the differential pressure acting force Fd and the electromagnetic driving force Fs. Is larger than the biasing force Fp of the spring, the valve element 200 is separated from the valve seat 202. When the electromagnetic driving force Fs is 0, the differential pressure acting force Fd is separated if it is larger than the spring biasing force Fp. However, in this embodiment, the hydraulic pressure difference of the pressure-increasing linear valve 150 is About 3 MPa (about 30.6 kgf / cm2 ).
[0017]
FIG. 5A shows the relationship between the applied voltage Va corresponding to the electromagnetic driving force Fs in the pressure-increasing linear valve 150 and the hydraulic pressure difference ΔPin corresponding to the differential pressure acting force Fd. The applied voltage Va is a minimum valve opening voltage when a hydraulic pressure difference ΔPin (ΔPin = Pin−Pout1) before and after the pressure increasing linear valve 150 is generated. As shown in the figure, when the hydraulic pressure difference ΔPin (differential pressure acting force) is large, the valve can be opened even if the applied voltage Va (electromagnetic driving force) is small. This relationship between the minimum valve opening voltage and the differential pressure is an example of operating characteristics. In the present embodiment, the operating characteristics are such that when a constant differential pressure is generated in the pressure-increasing linear valve 150, the applied voltage is gradually increased, and the applied voltage in a state where the working fluid starts flowing, and the differential pressure It is obtained based on the state in which the hydraulic fluid starts to flow and the applied voltage. Here, as described above, since the hydraulic pressure difference ΔPin is the difference between the input hydraulic pressure and the output hydraulic pressure detected by the hydraulic pressure sensors 62 and 64, respectively, the output is output when the master cylinder hydraulic pressure is constant. If the hydraulic pressure increases, it can be assumed that the hydraulic fluid starts to flow. In this case, if the output hydraulic pressure is changed, the hydraulic pressure difference ΔPin is also changed. This is the same as detecting the flow state of the hydraulic fluid based on the hydraulic pressure difference.
[0018]
Similarly, with respect to the pressure reducing linear valve 152, the valve element 200 has an urging force Fp of the spring 224, a differential pressure acting force Fd corresponding to a hydraulic pressure difference ΔPout (ΔPout = Pout1-Pres) before and after the pressure reducing linear valve, and an electromagnetic driving force Fs. Act. The valve opening pressure of the pressure reducing linear valve 152 is 18 MPa (≈184 kgf / cm2 . The maximum hydraulic pressure of the hydraulic fluid supplied from the constant hydraulic pressure source 20). The biasing force by the spring 224 is larger (about 6 times) than that by the spring 206. The maximum value of the hydraulic fluid pressure acting on the valve element 200 in the pressure-reducing linear valve 152 is the maximum hydraulic pressure supplied by the pump 14 and stored in the accumulator 16. Therefore, it may be considered that the hydraulic pressure due to the pedaling force of the operator exceeds the maximum hydraulic pressure and exceeds the valve opening pressure of the pressure-reducing linear valve 152.
[0019]
Similarly, FIG. 5B shows an operation characteristic which is a relationship between the minimum valve opening voltage Vr and the hydraulic pressure difference ΔPout (ΔPout = Pout1−Pres) in the pressure reducing linear valve 152. As shown in the figure, when the hydraulic pressure difference ΔPout before and after the pressure-reducing linear valve 152 is large, the valve can be opened even when the applied voltage Vr is smaller than when it is small. Here, the hydraulic pressure difference is the difference between the wheel cylinder side hydraulic pressure and the pressure reducing reservoir side hydraulic pressure, but since the pressure reducing reservoir 154 side hydraulic pressure is substantially constant at atmospheric pressure, the wheel cylinder side hydraulic pressure and It becomes the same size. Therefore, it can be seen that when the wheel cylinder side hydraulic pressure decreases, the hydraulic fluid starts to flow. It is also possible to detect that the flow has started based on the hydraulic pressure difference.
[0020]
On the other hand, a fluid pressure sensor 228 (see FIG. 1) is connected to the fluid passage 22, and the fluid pressure in the pressurizing chamber F is detected. The hydraulic pressure in the pressurizing chamber F can be set to a hydraulic pressure corresponding to the target braking force intended by the driver. Further, the stroke simulator 230 is connected to the fluid passage 22, and it is avoided that the stroke of the brake pedal 19 becomes almost zero when both the electromagnetic on-off valves 30 and 32 are closed.
This hydraulic braking system is provided with a brake switch 250 that detects that the brake pedal 19 is depressed and a parking switch 252 that detects that a parking brake (not shown) is operated. Based on the signals of these switches 250 and 252, it is determined whether or not the vehicle is stopped.
[0021]
Connected to the controller 66 are the fluid pressure sensors 62, 64, 88, 228, wheel speed sensors 110-116 for detecting the wheel speeds of the wheels 23, 25, 49, 51, the switches 250, 252 and the like. The solenoid of the linear valve device 56 is connected to the output unit via a drive circuit (not shown). Further, the ROM includes a control program represented by the flowcharts of FIGS. 9 to 13, a plurality of programs such as a regenerative braking cooperative control program, although not illustrated, and tables represented by the graphs of FIGS. Stored.
[0022]
When the brake pedal 19 is depressed, substantially the same hydraulic pressure is generated in the pressurizing chambers F and R and supplied to the wheel cylinders 24 and 26 and the wheel cylinders 50 and 52, respectively.
When the regenerative braking cooperative control is performed in a state where the hydraulic brake device is operating normally, the electromagnetic on-off valves 30 and 32 are closed, the electromagnetic on-off valve 80 is opened, and others The electromagnetic on-off valve is in the state shown in FIG. The supply of the hydraulic fluid to the wheel cylinders 24 and 26 is not performed from the pressurizing chamber F of the master cylinder 12 through the liquid passage 22 but from the pressurizing chamber R through the liquid passages 48 and 76. The hydraulic fluid controlled by the linear valve device 56 is supplied similarly to the wheel cylinders 50 and 52. The hydraulic pressures of all the wheel cylinders are controlled by controlling the pressure increasing linear valve 150 and the pressure reducing linear valve 152 of the linear valve device 56. At the time of decompression, the hydraulic fluid flows out from the wheel cylinder and is stored in the decompression reservoir 154.
When the regenerative braking cooperative control and the antilock control are performed in parallel, the electromagnetic on-off valves 58, 72, 84, 86, 42, 44 are open based on the hydraulic pressure controlled by the linear valve device 56. By switching to the closed state, the hydraulic pressure of the wheel cylinder is controlled so that the braking slip state of each of the wheels 23, 25, 49, 51 is maintained in an appropriate state.
[0023]
In the regenerative braking cooperative control, the linear valve device 56 is controlled so that the output hydraulic pressure Pout1 detected by the hydraulic pressure sensor 64 approaches the target hydraulic pressure Pref. The voltage applied to each solenoid 210 of the pressure increasing linear valve 150 and the pressure reducing linear valve 152 is controlled. The target hydraulic pressure Pref is obtained as a value obtained by subtracting the hydraulic pressure corresponding to the braking force by regenerative braking from the master cylinder hydraulic pressure Pmc (corresponding to the will of the operator) that is the output value of the hydraulic pressure sensor 228.
As shown in FIG. 8, the voltage Va applied to the solenoid of the pressure-increasing linear valve 150 and the voltage Vr applied to the solenoid of the pressure-reducing linear valve 152 are changed to constant voltages Vca and Vcr, respectively, as shown in FIG. The added size. The change voltages Vga and Vgr have a magnitude obtained by multiplying the change in the target hydraulic pressure Pref by constants GAINa and GAINr. Note that the pressure-increasing / depressurizing linear valves 150 and 152 are not limited to the above-described control, for example, PID control according to the control deviation may be performed. The rule for determining the applied voltage is not limited to the above rule. In the pressure increase control, the hydraulic pressure difference ΔPin decreases as the wheel cylinder hydraulic pressure increases. However, if the wheel cylinder hydraulic pressure needs to be increased, the pressure increasing linear valve 150 must be kept open. As described above, it is necessary to apply a large voltage. Similarly, in the pressure reducing linear valve 152, the hydraulic pressure difference ΔPout decreases as the wheel cylinder hydraulic pressure is reduced. However, if further pressure reduction is required, the application necessary to keep the pressure reducing linear valve 152 open. The voltage increases.
[0024]
The constant voltage Vca applied to the pressure-increasing linear valve 150 is determined based on a table represented by the graph of FIG. When the pressure increase control is started (immediately before), the voltage applied to the solenoid 210 of the pressure increase linear valve 150 is set to 0 and is in the closed state. Here, in order to switch the pressure increasing linear valve 150 to the open state, it is necessary to apply a voltage higher than the minimum valve opening voltage to the solenoid 210. The magnitude of the minimum valve opening voltage is determined based on the hydraulic pressure difference ΔPin at the start of the pressure increase control, that is, the hydraulic pressure difference ΔPin of the pressure increase linear valve 150 at the end of the pressure reduction control.
When the voltage applied to the solenoid 210 of the pressure-increasing linear valve 150 is increased from 0, it is kept closed until the minimum valve-opening voltage is reached, resulting in a pressure-increasing delay. In the present embodiment, the applied voltage Va is determined based on the minimum valve opening voltage Vca corresponding to the hydraulic pressure difference ΔPin before and after the pressure increasing linear valve 150 at the time of the end of the pressure reducing control, so that the pressure increasing delay can be reduced. .
Similarly, for the pressure reducing linear valve 152, the constant voltage Vcr corresponding to the hydraulic pressure difference ΔPout before and after the pressure reducing linear valve 152 at the time when the pressure increasing control is completed is determined based on the table represented by the graph of FIG. Since the applied voltage Vr is determined based on the constant voltage Vcr, the decompression linear valve 152 is immediately switched to the open state when the decompression control is started, and the decompression delay is reduced.
[0025]
In this way, the linear valve device 56 is controlled based on the table represented by the graph of FIG. 5, but in the conventional controller, this table is uniformly created and stored in the ROM. However, the relationship between the differential pressure and the minimum valve opening voltage varies depending on the structural variation of the linear valve device 56, changes with time, etc., and if the control based on the uniformly created standard table is performed, the linear valve device 56 The control may not be performed satisfactorily, and the hydraulic pressure control accuracy is reduced. In the pressure-increasing / depressurizing linear valves 150, 152, the variation of the solenoid 210, the variation of the set load of the springs 206, 224, the variation of the area receiving the pressure difference of the valve element 200, the engagement recess 222 and the engagement protrusion 220 Even if the applied voltage to the solenoid 210 is the same, the magnitude of the electromagnetic driving force may be different due to variations in the frictional sliding portions.
[0026]
Therefore, before assembling the linear valve device 56 to the vehicle, the operating characteristics of the pressure-increasing linear valve 150 and the pressure-reducing linear valve 152 are acquired (created), and the acquired operating characteristics (hereinafter referred to as individually created operating characteristics). ) Is within the reference region shown in FIG. The reference area is an allowable range when control is performed based on the standard operating characteristic represented by the solid line T in the figure, and may be referred to as an allowable area. If it is within the reference area, the control valve is assembled to the vehicle as it is, but if it is not within the reference area, it is a table (hereinafter referred to as individual creation) representing the individually created operating characteristics indicated by the broken line T ′. Stored in the table).
[0027]
The operating characteristics of the pressure increasing linear valve 150 and the pressure reducing linear valve 152 can be obtained in the same manner. A high pressure source including a pump, an accumulator and the like is connected to the high pressure side port 226 of the pressure increasing linear valve 150, and a flow state acquisition device is provided to the low pressure side port 227. For example, a switch that detects that the hydraulic fluid dripped from the low-pressure side port 227 has exceeded a set amount can be used as the flow state acquisition device by opening the low-pressure side port 227. The hydraulic pressure of the high pressure source can be controlled. First, the hydraulic pressure is set to Ph1. In this case, the differential pressure ΔPin before and after the pressure increasing linear valve 150 is the same as the hydraulic pressure Ph1. In this state, the voltage applied to the solenoid 210 is gradually increased. When the applied voltage is small and the electromagnetic driving force Fs is small, the pressure-increasing linear valve 150 is kept closed, so that the hydraulic fluid does not flow. However, when the applied voltage reaches the voltage Va1, it starts to flow. That can be detected by the flow state acquisition device. The applied voltage Va1 is the minimum valve opening voltage when the differential pressure Ph1 is applied, and the relationship between the minimum valve opening voltage Va1 and the differential pressure Ph1 is the operating characteristic in this embodiment. The hydraulic pressure of the high pressure source is set to a plurality of different magnitudes, and the minimum valve opening voltage is similarly determined for each of them, and a table represented by the graph of FIG. 5A is acquired.
The operation characteristics of the pressure reducing linear valve 152 can be obtained in the same manner. However, since the biasing force of the springs 206 and 224 is different between the pressure reducing linear valve 152 and the pressure increasing linear valve 150, the minimum valve opening voltage is also different. It will be.
[0028]
As described above, it is possible to individually acquire the operation characteristics of the pressure-increasing linear valve 150 and the pressure-reducing linear valve 152 alone, but the pressure-increasing linear valve 150 and the pressure-reducing linear valve remain as they are. It is also possible to obtain 152 operating characteristics separately.
A high pressure source is connected to the master cylinder side (master cylinder side of the fluid passage 48) of the linear valve device 56 of FIG. 2, the wheel cylinder side is closed, and a fluid pressure sensor is provided (a fluid pressure sensor 64 can also be used. ).
[0029]
First, the case where the operating characteristic of the pressure-reducing linear valve 152 is acquired will be described.
A predetermined set voltage is applied to the solenoid 210 of the pressure-increasing linear valve 150 to cause the hydraulic fluid of the high pressure source to flow, and the hydraulic pressure on the wheel cylinder side is raised to the set pressure Pw1. The increase to the set pressure Pw1 can be detected by a hydraulic pressure sensor. In this state, the differential pressure ΔPout in the pressure-reducing linear valve 152 is the same as the set pressure Pw1. The applied voltage to the solenoid 210 of the pressure-reducing linear valve 152 is gradually increased as shown in FIG. 7, and the applied voltage Vr1 when the hydraulic pressure detected by the hydraulic pressure sensor is reduced by a set amount is set as the minimum valve opening voltage. The set pressure is set to a different value and the minimum valve opening voltage is acquired. If this is repeated, the operating characteristic of the pressure-reducing linear valve 152 can be acquired.
[0030]
The operating characteristic of the pressure increasing linear valve 150 is that the hydraulic pressure of the high pressure source is set to the set hydraulic pressure Ph1.
The differential pressure ΔPin in the pressure increasing linear valve 150 is the same as the hydraulic pressure Ph1. From this state, the voltage applied to the solenoid 210 is gradually increased. The applied voltage Va1 when the hydraulic pressure of the hydraulic pressure sensor is greater than the set amount is the minimum valve opening voltage.
The operating characteristic of the pressure-increasing linear valve 150 is the same as when the operating characteristic of the pressure-reducing linear valve 152 is acquired, and the hydraulic fluid of the high-pressure source is caused to flow through the pressure-increasing linear valve 150 to set the wheel cylinder hydraulic pressure to the set pressure Pw1 In this state, the minimum valve opening voltage can be detected by increasing the applied voltage. In this state, the differential pressure ΔPin is (Ph1−Pw1), and the minimum valve opening voltage is the applied voltage Va2 in FIG.
[0031]
As described above, the operating characteristics of the pressure-increasing linear valve 150 and the pressure-reducing linear valve 152 of the linear valve device 56 can be acquired based on the state in which the hydraulic fluid starts to flow and the applied voltage. Further, the suitability of the linear valve device 56 can be inspected based on whether or not the individually acquired operation characteristic is within the reference region of FIG. Since the suitability can be detected before the linear valve device 56 is assembled to the vehicle, the yield can be improved.
Furthermore, if it is not in the area, it is possible to perform control based on the individually created table after being assembled in the vehicle by storing the individually created table instead of the standard table. A decrease in the control accuracy of the hydraulic pressure can be suppressed, and the robustness of the control can be improved. Further, as a cause of being out of the region, there is a foreign matter clogging in the seating valve 190. In that case, the foreign matter can be removed by opening and closing the seating valve 190 a plurality of times. After that, if the operation characteristics are acquired again and the suitability is determined, it is often determined that it is within the region and is appropriate.
[0032]
In addition, acquisition of an operation characteristic can also be performed using the hydraulic brake apparatus for a test installed in the manufacturing factory etc. If the operating characteristic is acquired in a state where the linear valve device is actually attached to the test hydraulic brake device, the operating characteristic in a state close to the actual use state can be acquired. Since piping etc. differ depending on the vehicle type, if control is performed based on the operating characteristics of the hydraulic control valve device alone, the hydraulic pressure control accuracy of the wheel cylinder may decrease. If the operating characteristics are acquired based on the relationship between the cylinder hydraulic pressure and the supply power (applied voltage), the difference in the operating characteristics based on the difference in piping etc. for each vehicle type can be taken into account, and the hydraulic pressure control accuracy is improved. be able to.
[0033]
The operating characteristics of the linear valve device 56 can also be acquired after being mounted on a vehicle. This is performed while the vehicle is stopped or during the control of the linear valve device 56. In this way, it is possible to detect a change in operating characteristics caused by a change in the linear valve device 56 over time. Further, when a failure occurs, there is an effect that it can be detected early. In the present embodiment, the table is created during the stop state and during the control, and it is determined whether or not the created table is in the reference area shown in FIG. Is kept as a storage table (as described above, there are cases where a standard table is stored based on an examination prior to assembly, and where an individually created table is stored). If not, the individually created table is stored. When it is within the reference area, control based on the storage table is performed, and when it is not within the reference area, control based on the stored individually created table is performed.
[0034]
First, the case where the operating characteristics are acquired while the vehicle is stopped will be described. The method for detecting the minimum valve opening voltage is the same as that performed before the vehicle is assembled to the vehicle. In the present embodiment, it is assumed that the parking brake and the brake pedal 19 (not shown) are both in the stopped state when both are in the operating state. This is because when the vehicle is in a stopped state, even if the wheel cylinder hydraulic pressure changes slightly, the influence is small. The hydraulic pressure on the wheel cylinder side in the above case is detected by the hydraulic pressure sensor 64.
[0035]
The operation characteristic (table) for the pressure-reducing linear valve is created in accordance with the execution of the pressure-reducing linear valve table creation program represented by the flowchart of FIG. 9, and the table for the pressure-increasing linear valve is represented by the flowchart of FIG. It is created according to the execution of the pressure increasing linear valve table creation program. Here, the counter k is a counter for gradually increasing the applied voltage, and the applied voltage is gradually increased as the count value of the counter k increases. When the differential pressure before and after the linear valve is detected, the count value starts to increase, but when the operating fluid flows through the linear valve and the applied voltage reaches the minimum valve opening voltage, the count value is returned to 1. The counter N is a counter for setting the differential pressure to a plurality of different sizes. In order to create a table, data representing the minimum valve opening voltage for each of a plurality of differential pressures is necessary. The magnitude of the differential pressure corresponding to the count value of the counter N is determined in advance.
The initial value of the count values of these counters k and N is 1, and is reset to 1 when the vehicle is in a running state, when the creation of the table is completed, or the like.
[0036]
In step 1 (hereinafter abbreviated as S1 in the flowchart showing the decompression linear valve table creation program), it is determined whether or not the vehicle is stopped. When the vehicle is stopped, S2 and subsequent steps are executed. When the vehicle is not stopped, the count values of the counters k and N are reset to 1 in S15. When both the brake switch 250 and the parking switch 252 are ON, it is determined that the vehicle is stopped and the determination is YES. In S2, the electromagnetic on-off valve 80 is opened, and the electromagnetic on-off valves 30, 32 are closed. In S <b> 3, the voltage Va (N) is applied to the solenoid 210 of the pressure increasing linear valve 150. The pressure-increasing linear valve 150 is opened, and hydraulic fluid flows into the wheel cylinder. In S4, the wheel cylinder hydraulic pressure Pw (N) after the steady state is detected by the hydraulic pressure sensor 64 and stored. Since the depressurization reservoir side hydraulic pressure of the depressurization linear valve 152 is atmospheric pressure, the wheel cylinder hydraulic pressure Pw (N) is the same as the differential pressure ΔPout (N) of the depressurization linear valve 152.
[0037]
Next, in S <b> 5 to 7, the voltage Vr (k) is applied to the solenoid 210 of the decompression linear valve 152. The applied voltage Vr (k) is gradually increased by a minute increase Vs as the counter k increases. As the applied voltage Vr (k) gradually increases, the wheel cylinder hydraulic pressure Pw (k) is detected. In S7, the wheel cylinder hydraulic pressure Pw (k) is determined from the hydraulic pressure Pw (N) stored in S4. It is determined whether or not the threshold value Th has decreased. While the applied voltage Vr (k) is smaller than the minimum valve opening voltage, the wheel cylinder hydraulic pressure is maintained at the hydraulic pressure Pw (N), but when the minimum valve opening voltage is reached, the pressure-reducing linear valve 152 is opened, The hydraulic fluid starts to flow from the high pressure side port 226 to the low pressure side port 227, and the wheel cylinder hydraulic pressure becomes smaller than the threshold value. The determination in S7 is YES, and in S8, the applied voltage Vr (k) in that case is stored as the minimum valve opening voltage Vr (N).
In addition, it is determined in S9 whether or not the vehicle is kept stopped while the applied voltage is gradually increased. In S10, the count value of the counter k is incremented by 1 while the applied voltage is kept stopped. However, if the table is no longer in the stopped state, S15 is executed, and normal regenerative braking cooperative control is performed.
[0038]
After the hydraulic pressure Pw (N) (differential pressure ΔPout (N)) and the minimum valve opening voltage Vr (N) are stored in S8, the count value of the counter k is returned to 1 in S11, and the counter N The count value is increased by one.
In S12, it is determined whether or not the count value N is larger than the set number Nm. Since the number Nm of data for creating the table is determined in advance, as long as the count value of the counter N is smaller than the number Nm of table creation data, the above-described S3 to 11 are repeatedly executed and the hydraulic pressure Pw ( N) and the minimum valve opening voltage Vr (N) are stored. If the count value of the counter N reaches the number Nm of table preparations, the determination is YES, and in S13, Nm hydraulic pressures Pw (N) and minimum valve opening voltage Vr (N) (N = 1,..., Nm ) To create a table.
Thereafter, in S14, the electromagnetic on-off valve 80 is closed, and the electromagnetic on-off valves 30, 32 are returned to the open state. In S15, the count values of the counters k, N are returned to the initial value 1.
In this way, since the table for the pressure reducing linear valve 152 is created while the vehicle is stopped, not only the individual variations of the pressure reducing linear valve 152 but also the operation characteristics can be changed even if the operating characteristics are changed due to changes over time. Properties can be modified.
[0039]
The table for the pressure-increasing linear valve 150 is created in accordance with the execution of the pressure-increasing linear valve table creation program represented by the flowchart of FIG. Although almost the same as the case where the table for the pressure reducing linear valve 152 is created, in S34, the wheel cylinder hydraulic pressure Pw (N) detected by the hydraulic pressure sensor 64 is stored and the pressure increasing linear valve 152 is stored. Differential pressure ΔPin (N) is obtained as the difference between the input hydraulic pressure Pin detected by the hydraulic pressure sensor 62 and the hydraulic pressure sensor 64 and the output hydraulic pressure Pout1 (Pw), and stored ΔPin (N) = ( Pin (N) -Pw (N)). In S37, it is determined whether or not the wheel cylinder hydraulic pressure has become larger than the set amount. When the hydraulic fluid flows through the pressure increasing linear valve 150, the hydraulic pressure on the wheel cylinder side increases. The applied voltage at this time is the minimum valve opening voltage of the pressure-increasing linear valve 150. Hereinafter, similarly, the operating characteristics are acquired.
[0040]
Note that the table may be created in S13 (S43) even when the table is not stopped and the determination is NO in S9 (S39). In that case, the data is less than the number Nm of table preparations, but based on the obtained hydraulic pressure Pw (N) (hydraulic pressure difference ΔPin (N)) and the minimum valve opening voltage Vr (N) (Va (N)). It is also possible to create a table. If the determination in S9 (S39) is NO, the process may be returned to S14 (S44). Regardless of whether or not regenerative braking cooperative control is performed, the master cylinder and the wheel cylinder are communicated.
Further, whether or not the wheel cylinder hydraulic pressure has changed is determined based on whether or not the wheel cylinder hydraulic pressure has changed more than a threshold value. The threshold value is determined in the pressure-reducing linear valve 152 and the pressure-increasing linear valve 150. May be different sizes or the same size. Similarly, the increase amount Vs of the applied voltage may be the same or different.
[0041]
The linear valve device 56 is inspected according to the execution of the linear valve device inspection program represented by the flowchart of FIG. 11 based on the created individual table. In S21, the individually created table is read. In S22, it is determined whether or not the individually created table is within the reference region represented by the graph of FIG. If it is within the reference area, the determination is yes and control based on the storage table is selected. If it is not within the reference area, the determination is no, the individually created table is stored in S23, and control based on the individually created table is selected.
[0042]
Thus, in the hydraulic brake device according to the present embodiment, the inspection of the linear valve device 56 can be easily performed comprehensively based on the operation characteristics. Further, since the linear valve device 56 is controlled based on the inspection result, it is possible to suppress a decrease in hydraulic pressure control accuracy and improve robustness as compared with a case where control based on uniform operation characteristics is always performed. be able to. Furthermore, it is possible to perform inspection both before and after assembly to the vehicle, in which case both improvement in yield and suppression of deterioration in control accuracy due to changes over time are achieved. You can enjoy it.
It is determined whether or not the individually created table is in the reference area. If it is in the reference area, control based on the storage table is performed, and if it is outside the reference area, control based on the individually created table is performed. It is not indispensable. Compare the previous table created last time with the current table created this time to determine whether or not the current table is within the allowable range of the previous table. If it is used and it is not within the allowable range, it can be changed to the current table. In addition, when not within the reference region, regenerative braking cooperative control can be prohibited.
Further, it is not essential to inspect the linear valve device 56. The latest individually created table may always be used without determining whether or not it is within the reference area.
[0043]
Next, a case where a table is created during control will be described.
When a table is created during control (when the table is created), the change gain of the applied voltage is made smaller than that during normal control. This change gain is used when determining a voltage corresponding to the constant voltage in FIG. 5 instead of the GAIN shown in FIG. As shown in FIG. 14, during normal control, it is desirable to quickly increase the applied voltage and open the pressure-increasing linear valve 150 and the pressure-reducing linear valve 152. However, when creating the table, the working fluid is applied to the linear valve. It is necessary to detect that the flow has started (the hydraulic pressure of the hydraulic pressure sensor 64 has changed more than a threshold value). If the change gain of the applied voltage is large, the change in hydraulic pressure of the hydraulic pressure sensor 64 cannot be detected accurately. For this reason, when the table is created, the change gain of the applied voltage is reduced. However, if it is too small, the responsiveness to the control is lowered, which is undesirable. Therefore, the change gain of the applied voltage is set to a size that can detect a change in the hydraulic pressure while suppressing a decrease in the responsiveness. .
[0044]
Here, any of the pressure increase control, pressure reduction control, and holding control of the linear valve device 56 is a table (not shown) based on a deviation between the target hydraulic pressure and the actual hydraulic pressure (output hydraulic pressure Pout1), a change tendency of the deviation, and the like. Etc. are determined based on the above.
During control, a table is created according to the execution of the in-control table creation program represented by the flowcharts of FIGS. In other words, control is performed while creating a table in accordance with the execution of the control program represented by the flowcharts of FIGS. Here, the table creation flag (MapmakingF) is set after a plurality of differential pressure and minimum valve opening voltage data for creating a table is acquired, and is reset after the creation of the table is completed. Further, the data of the differential pressure and the minimum valve opening voltage are acquired when the table adjustment flag (Mapturning F) is set. There are table adjustment flags for pressure-increasing linear valves and pressure-reducing linear valves, which are set at each set time, and are reset after data representing one set of differential pressure and minimum valve opening pressure is acquired. .
[0045]
The control performed while creating the table is the same as the normal control except that the control gain is reduced. When the table adjustment flag is set, table creation parallel control is performed. When the table adjustment flag is reset, normal control is performed.
The operation when a table is created during control will be described based on the flowchart of FIG.
In S61, it is determined whether the control selected based on a table or the like (not shown) is any one of pressure increase control, pressure reduction control, and holding control. If the selected control is the pressure increase control, it is determined in S62 whether or not the table adjustment flag is set. If it is in the reset state, the control gain is set to a normal magnitude in S63 and S64, and normal control is performed. If it is in the set state, the control gain is set as the creation gain in S65 and 66, and the table creation parallel control is performed. The creation gain is usually smaller than the gain.
[0046]
Similarly, in the case of pressure reduction control, in S67 to 71, table creation parallel control is performed based on the table adjustment flag, or normal control is performed.
In the case of holding control, a holding command is issued in S72. Since the wheel cylinder hydraulic pressure is maintained, the applied voltage is set to zero.
Thereafter, in S73, it is determined whether or not a table creation flag is set. If it is set, a table is created in S74 and the table creation flag is reset.
As in the case described above, it is determined whether or not the created table is within the reference region shown in FIG. 6 according to the execution of the linear valve device inspection program.
[0047]
The table creation parallel control of S71 will be described based on the flowchart of FIG.
The execution in S71 is substantially the same as the execution according to the pressure reducing linear valve table creation program represented by the flowchart of FIG. 9, and the execution in S66 is the pressure increasing linear valve represented by the flowchart of FIG. This is almost the same as the execution according to the table creation program.
In S91 to 93, it is determined whether or not the count value of the counter k is 1. In the case of 1, the differential pressure and the wheel cylinder hydraulic pressure Pw are stored, but in the case of 2 or more, S92 and 93 are executed. Not. When this program is executed, the hydraulic pressure detected by the hydraulic pressure sensor 64 is stored only at the first time, and it is not necessary to store the hydraulic pressure after the second time. In S94, the applied voltage is determined, but the applied voltage is not increased by the increment Vr but is determined according to the control rule. For example, it is determined as shown in FIG. The applied voltage is determined in the same manner as in the normal control except that the control gain is the creation gain. Further, when data on the differential pressure and the minimum valve opening voltage are acquired, the table adjustment flag is reset and the counter k is returned to 1 in S97.
The same applies to the pressure increasing linear valve 150.
[0048]
In the present embodiment, a fluid control device is constituted by the controller 66, the hydraulic pressure sensors 62 and 64, the linear valve device 56, and the like. Of these, the controller 88 and the hydraulic pressure sensors 62 and 64 constitute an operation characteristic acquisition device and a control valve inspection device. Further, the flow state acquisition device is constituted by the hydraulic pressure sensor 64 and the portion of the controller 66 that executes S7, 37, 95, etc., and the controller 66, S4, 8, 13, 34, 38, 43, 66, 71, 74. The operation characteristic acquisition means is configured by the portion to be executed. Further, the suitability determining means is constituted by a part for storing the table shown in FIG. 6, a part for executing S21 to 23, and the like. Further, the power supply control means is constituted by the portions for executing S64, 66, 69, 71 and the like.
[0049]
It is not necessary to create the table before assembling, during stopping and during control, and it may be performed at least once. It is not essential to store the individually created table in place of the standard table if the operation characteristic is not within the reference area when it is performed before assembly. If the operation characteristics are acquired while the vehicle is stopped and during control, it is possible to suppress a decrease in hydraulic pressure control accuracy that accompanies changes over time. Further, it is not always necessary to create the table during stoppage and control, and it is possible to prevent the table from being created within the set time after the table is created.
Furthermore, the control rule (applied voltage determination rule) of the linear valve device 56 is not limited to the case in the above embodiment, and may be performed according to another control rule. As described above, the change gain may be a gain for determining a constant voltage or a gain for determining an applied voltage. Further, the configuration of the linear valve device 56 is not limited to the case of the above embodiment, and may include a spool valve. When a spool valve is included, the brake pedal 19 may be bottomed due to liquid leakage or the like. However, the spool valve may have a small liquid leakage, or a high pressure source may be connected separately from the master cylinder 12. For example, a spool valve can be used.
Furthermore, the configuration of the hydraulic pressure control device is not limited to that in the above embodiment, and the linear valve device 56 may be provided separately on the front wheel side and the rear wheel side.
In the above embodiment, the hydraulic brake device is applied to the hydraulic brake device included in the front wheel drive vehicle of the hybrid vehicle. However, the hydraulic brake device is also applied to the hydraulic brake device of the rear wheel drive vehicle and the four wheel drive vehicle. The present invention can be applied to hydraulic brake devices for various vehicles such as electric vehicles.
In addition, although not illustrated one by one, the present invention can be implemented in variously modified and improved modes based on the knowledge of those skilled in the art without departing from the scope of the claims.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a circuit diagram showing an entire hydraulic brake device including a hydraulic control device as a fluid control device according to an embodiment of the present invention. This hydraulic pressure control device includes a control valve inspection device and an operation characteristic acquisition device which are one embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a partial cross-sectional view of a linear valve device included in the hydraulic brake device.
FIG. 3 is a conceptual diagram of control when regenerative braking cooperative control is performed in the hydraulic brake device.
FIG. 4 is a diagram conceptually showing a force acting on a pressure-increasing linear valve included in the linear valve device.
FIG. 5A is a diagram showing the operating characteristics of the pressure-increasing linear valve.
(B) It is a figure which shows the operating characteristic of the pressure reduction linear valve contained in the said linear valve apparatus.
FIG. 6 is a diagram showing a reference region of operating characteristics of the pressure increasing / decreasing linear valve.
FIG. 7 is a diagram showing a relationship between an applied voltage and a high-pressure side hydraulic pressure in the pressure reducing linear valve.
FIG. 8 is a diagram illustrating an example of a change in target hydraulic pressure and a change in applied voltage when regenerative braking cooperative control is performed in the hydraulic brake device.
FIG. 9 is a flowchart showing a decompression linear valve table creation program stored in the ROM of the fluid pressure control apparatus.
FIG. 10 is a flow chart showing a pressure increasing linear valve table creation program stored in a ROM of the hydraulic pressure control device.
FIG. 11 is a flowchart showing a linear valve device inspection program stored in a ROM of the hydraulic pressure control device.
FIG. 12 is a flowchart showing a control table creation program stored in the ROM of the hydraulic pressure control device.
FIG. 13 is a flowchart showing a part of the program.
FIG. 14 is a diagram showing a control state in the hydraulic pressure control device.
[Explanation of symbols]
24, 26, 50, 52 Wheel cylinder
56 Linear valve device
62,64 Hydraulic pressure sensor
66 controller
250 Brake switch
252 Parking switch

Claims (9)

車両上において流体の圧力と流量との少なくとも一方を制御する流体制御装置であって、
流体の圧力と流量との少なくとも一方を供給電力に応じた大きさに制御可能な制御弁と、
その制御弁の作動特性を記憶する記憶部と、
前記制御弁の実際の作動特性である個別作動特性を、前記流体制御装置が前記車両に搭載された後に自動で取得し、その取得した個別作動特性を前記記憶部に記憶されている作動特性に代えて自動で記憶させる作動特性取得装置と、
前記作動特性取得装置によって記憶部に記憶させられた前記個別作動特性に基づいて前記制御弁への供給電力を制御する供給電力制御手段と
を含むとともに、それら制御弁，記憶部，作動特性取得装置および供給電力制御手段のすべてが前記車両に設けられたことを特徴とする流体制御装置。 A fluid control device that controls at least one of a pressure and a flow rate of a fluid on a vehicle,
A control valve capable of controlling at least one of the pressure and flow rate of the fluid to a magnitude corresponding to the supplied power;
A storage unit for storing the operating characteristics of the control valve;
An individual operation characteristic that is an actual operation characteristic of the control valve is automatically acquired after the fluid control device is mounted on the vehicle, and the acquired individual operation characteristic is converted into an operation characteristic stored in the storage unit. Instead, an operation characteristic acquisition device that automatically memorizes ,
Supply power control means for controlling the power supplied to the control valve based on the individual operation characteristics stored in the storage unit by the operation characteristic acquisition device, and these control valve, storage unit, and operation characteristic acquisition device And a fluid control apparatus in which all of the power supply control means are provided in the vehicle . 前記作動特性取得装置が、前記車両の停止中と、前記制御弁の制御中との少なくとも一方において、前記個別作動特性を自動で取得する手段を含む請求項１に記載の流体制御装置。  The fluid control device according to claim 1, wherein the operation characteristic acquisition device includes means for automatically acquiring the individual operation characteristic during at least one of the stop of the vehicle and the control of the control valve. 前記制御弁が、前記車両の車輪の回転を抑制する液圧ブレーキの液圧を制御可能なものであり、前記作動特性取得装置が、前記液圧ブレーキとパーキングブレーキとの両方が作用中である状態において、前記個別作動特性を自動で取得する手段を含む請求項１または２に記載の流体制御装置。  The control valve is capable of controlling the hydraulic pressure of a hydraulic brake that suppresses rotation of the wheels of the vehicle, and the operating characteristic acquisition device is operating both the hydraulic brake and the parking brake. The fluid control device according to claim 1, further comprising means for automatically acquiring the individual operation characteristics in a state. 前記制御弁が、前記車両の液圧ブレーキ装置のホイールシリンダの液圧を制御可能なものであり、前記供給電力制御手段が、前記制御弁への供給電力を制御することにより、実際のホイールシリンダ液圧を目標液圧に近づける手段を含み、前記作動特性取得装置が、前記制御弁への供給電力が、前記実際のホイールシリンダ液圧を目標液圧に近づける手段によって制御されている場合に、前記個別作動特性を自動で取得する手段を含む請求項１ないし３のいずれか１つに記載の流体制御装置。  The control valve is capable of controlling the hydraulic pressure of the wheel cylinder of the hydraulic brake device of the vehicle, and the supply power control means controls the supply power to the control valve so that an actual wheel cylinder is controlled. Including means for bringing the hydraulic pressure close to the target hydraulic pressure, and when the operating characteristic acquisition device controls the power supplied to the control valve by means for bringing the actual wheel cylinder hydraulic pressure closer to the target hydraulic pressure, The fluid control device according to claim 1, further comprising means for automatically acquiring the individual operation characteristics. 前記作動特性取得装置が、前記ホイールシリンダの液圧の増圧制御中あるいは減圧制御中に、前記個別作動特性を自動で取得する手段を含む請求項４に記載の流体制御装置。  The fluid control device according to claim 4, wherein the operation characteristic acquisition device includes means for automatically acquiring the individual operation characteristic during pressure increase control or pressure reduction control of the hydraulic pressure of the wheel cylinder. 前記制御弁が、  The control valve (a)(a) 弁座，その弁座に対して接近・離間可能な弁子および前記弁子を弁座に近づける向きに弾性力を付与するスプリングを含むシーティング弁と、A seating valve including a valve seat, a valve element that can approach and separate from the valve seat, and a spring that applies an elastic force in a direction in which the valve element approaches the valve seat; (b)(b) 供給電力に応じた電磁駆動力を、前記弁子を弁座から離間させる向きに付与するソレノイドとを含み、前記弁子を前記弁座から離間させる向きに、前後の差圧に応じた差圧作用力が作用する状態で設けられたものであり、前記作動特性取得装置が、前記制御弁における実際の前後の差圧と、前記制御弁が実際に閉状態から開状態に切り換えられたときの供給電力との関係である個別作動特性を取得するものであり、その個別作動特性を取得する場合に、取得しない場合より、前記制御弁が閉状態から開状態に切り換えられるまでの間、前記供給電力の増加勾配を小さくする制御部を含む請求項１ないし５のいずれか１つに記載の流体制御装置。A solenoid that applies an electromagnetic driving force in accordance with supply power in a direction in which the valve element is separated from the valve seat, and a differential pressure in accordance with a differential pressure in front and back in a direction in which the valve element is separated from the valve seat It is provided in a state in which an acting force is applied, and the operating characteristic acquisition device is configured so that the actual differential pressure before and after the control valve and when the control valve is actually switched from the closed state to the open state. The individual operating characteristic that is a relationship with the supplied power is acquired. When the individual operating characteristic is acquired, the supply is performed until the control valve is switched from the closed state to the open state than when the individual operating characteristic is not acquired. The fluid control device according to claim 1, further comprising a control unit that reduces an increase gradient of electric power. 前記作動特性取得装置が、前記車両の停止中と前記制御弁の制御中との少なくとも一方の場合であって、かつ、前記制御弁について前回個別作動特性が取得されてから設定時間が経過した後に、その制御弁の個別作動特性を自動で取得する手段を含む請求項１ないし６のいずれか１つに記載の流体制御装置。  The operating characteristic acquisition device is at least one of when the vehicle is stopped and during control of the control valve, and after a set time has elapsed since the last individual operating characteristic was acquired for the control valve. The fluid control device according to any one of claims 1 to 6, further comprising means for automatically acquiring an individual operation characteristic of the control valve. 前記作動特性取得装置が、前記取得された個別作動特性が、前記記憶部に記憶されている標準特性で決まる基準領域内にある場合に、前記記憶部に記憶された標準特性をそのままとし、前記基準領域内にない場合に、前記記憶部に前記個別作動特性を前記標準特性に代えて記憶させる手段を含む請求項１ないし７のいずれか１つに記載の流体制御装置。   When the acquired individual operating characteristic is within a reference area determined by the standard characteristic stored in the storage unit, the operating characteristic acquisition device leaves the standard characteristic stored in the storage unit as it is, The fluid control device according to any one of claims 1 to 7, further comprising means for storing the individual operating characteristics in place of the standard characteristics in the storage unit when they are not within a reference region. 前記作動特性取得装置が、今回取得した個別作動特性が、前記記憶部に記憶されている前回の個別作動特性で決まる基準領域内にある場合に、前記記憶部に記憶されている前回の個別作動特性をそのままとし、前記基準領域内にない場合に、前記記憶部に前記今回の個別作動特性を前回の個別作動特性に代えて記憶させる手段を含む請求項１ないし７のいずれか１つに記載の流体制御装置。  When the individual operation characteristic acquired this time by the operation characteristic acquisition device is within a reference region determined by the previous individual operation characteristic stored in the storage unit, the previous individual operation stored in the storage unit 8. The apparatus according to claim 1, further comprising means for storing the current individual operation characteristic in place of the previous individual operation characteristic in the storage unit when the characteristic remains as it is and is not within the reference region. Fluid control device.
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