JP4012693B2

JP4012693B2 - Solenoid valve control device

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Publication number: JP4012693B2
Application number: JP2001011391A
Authority: JP
Inventors: 克也岩崎
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 2001-01-19
Filing date: 2001-01-19
Publication date: 2007-11-21
Anticipated expiration: 2021-01-19
Also published as: JP2002217028A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、電磁弁制御装置に関し、特に、電磁弁の作動状態の補正技術に関する。
【０００２】
【従来の技術】
車両や産業機器などにおいて油圧制御などの種々の目的で電磁弁が用いられている。
例えば、車両にあっては、ホイルシリンダ圧制御用電磁弁や、自動変速機におけるロックアップクラッチスリップ制御用電磁弁，アキュム背圧制御用電磁弁，スロットル圧発生用電磁弁や、内燃機関の吸入空気量制御用電磁弁などにおいて用いられている。また、これらは、高い制御性を得るためにデューティ制御などにより、電流値を制御して開度の可変制御が行われている。
そして、これらの電流制御型の電磁弁を用いて制御を実行するにあたり、その制御精度の向上を図るためにフィードバック制御が実行されている。このようなフィードバック制御を実行する従来技術としては、例えば、特開平１０−２７８７６４号公報に記載のものが知られている。
この従来技術は、車両のブレーキ液圧システムに適用されるもので、ブレーキ液圧を制御する電磁弁を、増圧状態、減圧状態、保持状態に制御するために、目標液圧を設定する手段と、目標液圧と実際液圧との偏差を求め、偏差を無くす方向に出力液圧を補正する補正手段とを備え、実際液圧と目標液圧との間に液圧偏差が存在していても、目標液圧が実際液圧に近付く向きに変化している場合には電磁弁を保持状態とし、目標液圧が実際液圧から離れる向きに変化している場合に限り電磁弁を増圧状態あるいは減圧状態として両液圧を近づける方向に補正する待ち型制御手段を設けたことを特徴とするものである。
【０００３】
この従来技術は、上述のような手段を採用したことにより、増圧と減圧が頻繁に繰り返される制御ハンチングの発生を防止して、制御品質を向上させることができ、また、電磁弁の作動音の発生やエネルギ消費を低減させることができるという特徴を有するものである。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
上述のような制御に用いられる電磁弁としては、ポペット弁が一般的であり、このポペット弁としては、図１５に示すように弁体０１が流入口０２に対向して設けられている構造のものが知られている。本発明者は、研究の結果、このような構造のポペット弁にあっては、弁体０１は、閉方向へ移動し難く、開方向へ移動し易いという特性を有していることを知見した。
上記のように閉方向へ移動し難く開方向へ移動し易い理由としては、下記の２つの理由がある。
まず、第１の理由は、図１５に示すように、流入口０２の上流の高圧による流体力が弁体０１に対して開弁方向に作用するため、開弁は容易であるが、閉弁には大きな力を要する。特に、この流体力は、同図（ａ）（ｂ）に示すように、弁体０１とシート面０３との距離が短くなるほど高圧の受圧面積が広くなるため、閉弁直前ほど大きくなり、閉弁直前ほど大きなソレノイド吸引力が必要となる。
第２の理由は、弁体０１が極微少であっても軸ずれした場合、弁開度を微少としたときに図１６に示すように、弁体０１とシート面０３とが片当たり状態となることがあり、この場合、接触部において摩擦力が作用し、それだけ閉弁させるのに大きなソレノイド吸引力が必要となる。
【０００５】
上述したように、ポペット弁にあっては、閉弁作動させる際には、開弁作動させる場合よりも大きな吸引力が必要であり、かつ、特に、全閉直前で、大きな吸引力が必要である。しかしながら、上述の従来技術にあっては、このような点を考慮していなかったため、精度の高い弁開度制御が難しいという問題があった。すなわち、開弁方向と閉弁方向とで同じ特性を用いて電磁弁制御量を大きくすると、弁開度が必要以上に大きくなりやすい傾向が強くなり、一方、電磁弁制御量を小さくすると、弁開度が広がるのが遅くなるという現象が生じる。
特に、この電磁弁として、ブレーキ液圧を能動的に制御するブレーキ制御装置の減圧弁に適用した場合、弁開度が必要以上に大きくなった場合、制動力が不意に抜ける感じであるＧ抜け現象を招くおそれがあり、一方、弁開度の広くなるのが遅くなった場合、ブレーキの引きずり感を招くおそれがあった。特に、Ｇ抜け感は、電磁弁の制御信号において、ノイズが重畳することがあるが、このようなノイズが重畳してソレノイド吸引力が低下した場合、この低下が僅かであっても、弁体０１は、開方向に大きく移動してブレーキ液圧が低下して発生することがあった。
【０００６】
本願発明は、上述の従来の問題点に着目して成されたもので、電磁弁の開度制御において、フィードバック制御精度の向上を図ることを主たる目的とし、さらに、特に、ブレーキ制御装置の電磁弁の制御において、使用者に違和感を与えることの無いように制御品質を向上させることを目的としている。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
上述の目的を達成するため、本発明は、流体の流量を調整する電磁弁（３）と、この電磁弁に対する制御信号を所定の入力に基づいて演算する制御信号演算手段（２６）と、前記制御信号に基づいて電磁弁に向けて駆動制御信号を出力する駆動制御手段（２９）と、前記電磁弁の作動状態を検出する作動検出手段（２２）と、前記電磁弁に対する制御信号と作動検出手段が検出する作動検出値との差に基づいて電磁弁制御量を求める電磁弁制御手段（２３）と、を備え、前記制御信号演算手段は、電磁弁制御量に応じて前記制御信号を求めるよう構成された電磁弁制御装置において、前記電磁弁（３）は、閉作動時と開作動時とで弁体の作動特性が異なり、前記電磁弁制御手段（２３）は、前記弁体の作動特性に応じ、閉弁方向と開弁方向とで異なる特性で前記電磁弁制御量を求め、前記電磁弁（３）の目標液圧勾配と制御液圧勾配との偏差である圧力勾配偏差が正であるか負であるかにより前記方向の判断を行う構成であることを特徴とする手段とした。
【０００８】
また、請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の電磁弁制御装置において、前記電磁弁（３）は、弁体がシート面に対して下流に配置されて流体の流体力が弁体に対して開弁方向に作用する構成であり、前記電磁弁制御手段（２３）は、電磁弁を閉弁方向に補正するときには、開弁方向に補正するときに比べて電磁弁制御量を大きくする構成であることを特徴とする。
【０００９】
また、請求項３に記載の発明は、請求項１に記載の電磁弁制御装置において、前記電磁弁（３）は、弁体がシート面に対して上流に配置されて流体の流体力が弁体に対して閉弁方向に作用する構成であり、前記電磁弁制御手段（２３）は、電磁弁を開弁方向に補正するときには、閉弁方向に補正するときに比べて電磁弁制御量を大きくする構成であることを特徴とする。
【００１０】
また、請求項４に記載の発明は、請求項１ないし３に記載の電磁弁制御装置において、前記電磁弁制御手段（２３）は、閉弁方向と開弁方向とで電磁弁制御量を異ならせるにあたりゲインを変化させることを特徴とする。また、請求項５に記載の発明は、請求項１ないし４に記載の電磁弁制御装置において、前記電磁弁制御手段（２３）は、電磁弁制御量の上限値と下限値とに制約を与えるリミット制御を実行することを特徴とする。また、請求項６に記載の発明は、請求項１ないし５に記載の電磁弁制御装置において、前記駆動制御手段（２９）は、前記電磁弁にデューティ比信号からなる駆動制御信号を出力する構成であることを特徴とする。
【００１１】
また、請求項７に記載の発明は、請求項１ないし６に記載の電磁弁制御装置において、前記電磁弁（３）は、ブレーキ液圧を任意に増圧および減圧可能に構成されたブレーキユニット（Ｈ／Ｕ）において、ホイルシリンダとリザーバとを結ぶ減圧回路（１，２）の途中に設けられ、前記制御信号演算手段（２６）は、ホイルシリンダに与えるブレーキ液圧に応じた制御信号を形成する構成であることを特徴とする。また、請求項８に記載の発明は、請求項７に記載の電磁弁制御装置において、前記制御信号演算手段（２６）は、ホイルシリンダの目標液圧に基づいて形成したフィードフォワード制御量と、電磁弁制御量として用いられるフィードバック制御量とを加算する演算を行って制御信号を求めることを特徴とする。また、請求項９に記載の発明は、請求項７または８に記載の電磁弁制御装置において、前記作動検出手段（２２）は、車両の減速度に基づいて作動状態を検出することを特徴とする。また、請求項１０に記載の発明は、請求項７ないし９に記載の電磁弁制御装置において、前記電磁弁制御手段（２３）は、電磁弁制御量を求めるにあたり、目標液圧と制御液圧との液圧偏差に第１ゲインを乗算した値と、目標液圧勾配と制御液圧勾配との偏差である圧力勾配偏差に第２ゲインを乗算した値とを加算して電磁弁制御量を求める構成であることを特徴とする。また、請求項１１に記載の発明は、請求項１０に記載の電磁弁制御装置において、前記電磁弁制御手段（２３）は、前記リミット制御を実行するにあたり、圧力勾配偏差に第２ゲインを乗じた値に上限リミット値と下限リミット値とを与えることを特徴とする。また、請求項１２に記載の発明は、請求項１０に記載の電磁弁制御装置において、前記電磁弁制御手段（２３）は、前記リミット制御を実行するにあたり、電磁弁制御量それ自体に上限リミット値と下限リミット値とを与えることを特徴とする。また、請求項１３に記載の発明は、請求項９ないし１２に記載の電磁弁制御装置において、前記電磁弁の上下差圧に基づいて上下差圧補正量を演算する差圧補正制御量演算手段（２４）が設けられ、前記制御信号演算手段（２６）は、フィードフォワード制御量と電磁弁制御量と上下差圧補正量とを加算して制御信号を形成することを特徴とする。
【００１２】
【発明の作用および効果】
本発明では、制御信号演算手段が制御信号を演算し、駆動制御手段が制御信号に基づいて電磁弁を作動させて流体の流量を調整する。同時に、電磁弁制御手段は、制御信号と作動検出値との差に基づいて電磁弁制御量を求め、制御信号演算手段は、電磁弁制御量に応じて制御信号を求める。
【００１３】
上述の流量調整時には、本願発明者が知見したように、電磁弁の弁体に対して流体力が作用し、かつ、弁体がシート面に当接して全閉となる直前では、片当たりによる摩擦力が作用するおそれがあり、これにより、弁体が開弁方向に移動するときと閉弁方向に移動するときとで、弁体の作動特性が異なる。
そこで、本発明では、電磁弁制御手段が電磁弁制御量を求めるにあたり、弁体の作動特性に応じて開弁方向と閉弁方向とで異なる特性で電磁弁制御量を求めている。
【００１４】
電磁弁制御手段の制御方法としては、フィードバック制御、フィードフォワード制御、プレビュー制御が含まれる。したがって、電磁弁が制御信号に対して実際の作動状態に偏差が生じた場合、電磁弁制御量に応じて偏差を無くすフィードバック補正を実行したときに、弁開度が必要以上に大きくなったり、弁開度が広がるのが遅くなったりすることが生じることを無くし、目標とする制御値に対する収束性を向上させて、電磁弁の制御精度を向上させることができるという効果が得られる。また、補正方向の判断を圧力勾配の偏差が正であるか負であるかにより行う。したがって、圧力勾配は電磁弁の弁体の弁開度に相当するので、電磁弁の補正方向を容易かつ正確に判断することができ、信頼性の高い電磁弁の制御が得られる。
【００１５】
例えば、請求項２に記載の発明のように、電磁弁の弁体に対して流体力が開弁方向に作用する構成である場合、電磁弁制御手段は、電磁弁を閉弁方向に補正するときには開弁方向に補正するときに比べて、電磁弁制御量を大きくする。
したがって、開弁方向と閉弁方向で同じ電磁弁制御量である場合には、閉弁方向に補正する場合、弁体の動きが、開弁方向に補正する場合に比べて遅くなるが、本発明では、閉弁方向の補正量を大きくすることにより、閉弁方向と開弁方向とで弁体の移動速度の均一化を図り、上述のように目標とする制御値に対する収束性を向上させて、フィードバック制御精度を向上させることができるという効果が得られる。
【００１６】
また、請求項３に記載の発明の場合、電磁弁の弁体の作動特性が請求項２に記載の発明と逆であることから、電磁弁制御手段の電磁弁制御量の特性も逆にすることで、請求項２に記載の発明と同様に、閉弁方向と開弁方向とで弁体の移動速度の均一化を図り、上述のように目標とする制御値に対する収束性を向上させて、フィードバック制御精度を向上させることができるという効果が得られる。
【００１７】
また、請求項４に記載の発明では、電磁弁制御手段は、閉弁方向と開弁方向とで電磁弁制御量を異ならせるにあたり、ゲインを変化させる。したがって、制御を単純化して構成の簡略化を図り、コストダウンを図ることができる。
【００１９】
請求項５に記載の発明は、電磁弁制御手段は、リミット制御を実行して電磁弁制御量の上限値と下限値に制約を与える。これにより、過剰な補正が加えられたり、逆に、細かすぎる補正が加えられたりするのを防止して、目標値に対する収束性を良好とすることができ、フィードバック精度の向上を図ることができる。
【００２０】
請求項６に記載の発明では、駆動制御手段は、電磁弁にデューティ比信号からなる駆動制御信号を出力する。したがって、電磁弁制御量もデューティ比に換算して制御信号に与えられる。
【００２１】
請求項７に記載の発明では、制御信号演算手段は、ホイルシリンダに与えるブレーキ液圧に応じた制御信号を形成し、これに基づき駆動制御手段が、電磁弁に駆動制御信号を出力して、電磁弁の開度が制御される。この場合、電磁弁が開弁すれば、ホイルシリンダのブレーキ液が減圧回路を介してリザーバに向けて抜かれてホイルシリンダ圧の減圧が成され、電磁弁が閉弁すれば、この減圧が停止されてホイルシリンダ圧の保持あるいは増圧が実行される。このようにホイルシリンダ圧の調圧を行うにあたり、上述したように電磁弁に対して高い精度でフィードバック制御が実行されることにより、弁開度が必要以上に大きくなって制動力が不意に抜ける感じであるＧ抜け現象を招いたり、弁開度が広がるのが遅くなってブレーキの引きずり感を招いたりすることを防止でき、車両乗員に違和感を与えることのない、高度の制御品質を得ることができる。また、この請求項７に記載の発明にあっては、請求項８に記載のように、制御信号演算手段は、ホイルシリンダの目標液圧に基づいて形成されたフィードフォワード制御量と、電磁弁制御手段において求められた電磁弁制御量として用いられるフィードバック制御量とを加算して、制御信号を形成することができる。また、車両の減速度はホイルシリンダ圧と関連しているため、請求項９に記載のように、作動検出手段は、車両の減速度に基づいて作動状態を検出することができる。また、請求項１０に記載の発明は、電磁弁制御手段は、目標液圧と制御液圧との液圧偏差に第１ゲインを乗算した値と、圧力勾配偏差に第２ゲインを乗算した値とを加算して電磁弁制御量を求める。すなわち、液圧偏差に第１ゲインを乗算して電磁弁制御量を求めることにより、偏差の絶対量を減らす補正を実行することができる。また、圧力勾配偏差に第２ゲインを乗算して電磁弁制御量を求めることにより、圧力勾配偏差を無くして、ノイズや一時的な応答遅れなどにより短期に生じる偏差を減らす補正を実行することができる。したがって、高いフィードバック制御精度を得ることができる。また、電磁弁制御手段が、閉弁方向と開弁方向とで電磁弁制御量を変化させるにあたり、ゲインを変化させる際には、これら第１ゲインと第２ゲインとの少なくとも一方、望ましくは両方のゲインを変更させることにより、簡単に電磁弁制御量を変更させることができ、制御性に優れる。
【００２２】
さらに、請求項１１に記載の発明は、電磁弁制御手段がリミット制御を実行するにあたり、第２ゲインを乗じた値に上限リミット値と下限リミット値とを与えて、この第２ゲインを乗じた値が、上下限リミット値よりも大きな値および小さな値にならないようにする。したがって、減圧変化率が所定の範囲に制限されて、制動力が急激に減少する「Ｇ抜け感」や「ブレーキの引きずり」が生じるのを確実に防止することができ、また、そのための制御が、第２ゲインにリミットを掛けるだけで簡単である。なお、請求項１２に記載の発明にあっては、電磁弁制御量それ自体に上限リミット値および下限リミット値を設けることで、請求項１１に記載の発明と同様に、制動力が急激に減少する「Ｇ抜け感」や「ブレーキの引きずり」が生じるのを確実に防止することができる。なお、「Ｇ抜け感」や「ブレーキの引きずり」は、減速度の変化率に基づくものであるため、請求項１１に記載の発明のように、圧力勾配に関する第２ゲインにリミッタを掛ける方が、「Ｇ抜け感」や「ブレーキの引きずり」を防止し易い。請求項１３に記載の発明では、差圧補正制御量演算手段が、電磁弁の上下差圧に基づいて、すなわち電磁弁の弁体に対して作用する流体力に基づいて、上下差圧補正量を演算し、制御信号演算手段は、上述のフィードフォワード制御量と電磁弁制御量にさらに、上下差圧補正量を加算して制御信号を形成する。したがって、弁体に作用する流体力に応じて予め制御信号を形成することにより、前もってこの流体力の影響により目標液圧と制御液圧とが異ならないようにすることができ、制御精度が向上し、乗員に違和感を与えないようにすることができる。
【００２３】
【発明の実施の形態】
以下に、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。図２は本発明の電磁弁制御装置を適用した実施の形態のブレーキ制御装置を示すブレーキ配管図である。なお、この実施の形態は、全請求項に記載の発明のうち請求項３および１２に記載の発明を除く発明に対応している。図において、ＭＣはマスタシリンダでありブレーキペダルＢＰを踏み込むとブレーキ配管１，２を介してブレーキ液をホイルシリンダＷＣに向けて供給する周知のものである。なお、マスタシリンダＭＣにはブレーキ液を貯留するリザーバＲＥＳが設けられている。
【００２４】
前記ブレーキ配管１，２はいわゆるＸ配管と呼ばれる接続構造となっている。すなわち、ブレーキ配管１は、左前輪のホイルシリンダＷＣ（ＦＬ）と右後輪のホイルシリンダＷＣ（ＲＲ）とを結び、ブレーキ配管２は、右前輪のホイルシリンダＷＣ（ＦＲ）と左後輪のホイルシリンダＷＣ（ＲＬ）とを結ぶよう構成されている。
【００２５】
前記ブレーキ配管１，２の途中には、アウト側ゲート弁３が設けられている。このアウト側ゲート弁３は、ブレーキ配管１，２の連通・遮断を切り替える常開のソレノイド弁であり、また、後述するように制動制御時には、ＰＷＭ制御により開度を可変制御する。すなわち、アウト側ゲート弁３は、請求項２に記載の電磁弁に相当するものであり、従来技術を説明する図１５に示すように、弁体がシート面の下流に配置され、かつ、弁体がスプリングなどの付勢手段により全開方向に付勢され、かつ、図外のコイルに通電した際には、発生した吸引力により弁体が付勢力に抗して全閉方向に移動する構造の常開の比例電磁弁であり、この吸引力をＰＷＭ制御により可変制御することで開度が可変制御される。
前記アウト側ゲート弁３には、マスタシリンダＭＣ側（以下、これを上流という）からホイルシリンダＷＣ側（以下、これを下流という）へのブレーキ液の流通のみを許容する一方弁３ａが並列に設けられている。
【００２６】
また、前記ブレーキ配管１，２において、アウト側ゲート弁３の下流にはソレノイド駆動の常開のＯＮ・ＯＦＦ弁からなる流入弁５が設けられ、さらに、この流入弁５よりも下流位置とリザーバ７とを結ぶリターン通路１０の途中にはソレノイド駆動の常閉のＯＮ・ＯＦＦ弁からなる流出弁６が設けられている。
【００２７】
さらに、前記ブレーキ配管１，２には、液圧源としてポンプ４が接続されている。このポンプ４は、制動制御時のブレーキ液圧源となるとともに、ＡＢＳ制御を実行したときの戻しポンプを兼ねるものである。このポンプ４は、モータ８により作動するプランジャポンプであって、２つのプランジャ４ｐ，４ｐを備えるとともに、それぞれのプランジャ４ｐ，４ｐで吸入・吐出を行うポンプ室４ｒが、枝分かれされた吸入回路４ａ，４ｂを介して前記ブレーキ配管１，２においてアウト側ゲート弁３よりも上流の位置と、前記リザーバ７とに接続されている。一方、吐出回路４ｃが、前記ブレーキ配管１，２において、前記アウト側ゲート弁３と流入弁５との間の位置に接続されている。前記吸入回路４ｂには、ブレーキ液がリザーバ７の方向へ流れるのを防止する逆止弁４ｄが設けられている。
また、前記吸入回路４ａには、この吸入回路４ａの連通・遮断を切り替えるイン側ゲート弁９が設けられている。このイン側ゲート弁９は、常閉のソレノイドバルブにより構成されている。
なお、上述した図２において四角枠で囲んだ構成はブレーキユニットＨ／Ｕとして１つのハウジングに組み込まれている。
【００２８】
このブレーキユニットＨ／Ｕにおける２つのゲート弁３，９、流入弁５、流出弁６およびモータ８の作動は、図示を省略したコントロールユニットにより制御される。
このコントロールユニットは、図示は省略するが、車輪速センサを含んで車両の走行状態を検出する走行状態検出手段に接続され、この走行状態検出手段からの入力に基づいて後述するＡＢＳ制御ならびに自動制動制御を実行する。
【００２９】
ＡＢＳ制御は、周知の制御であり、これを簡単に説明すると、本実施の形態では、車輪速センサからの入力に基づいて制動時の車輪ロックを判断し、車輪がロックしそうな状態になったら、ホイルシリンダ圧を減圧させて車輪ロックを回避した後、その対象となる車輪の車輪速が、車体速よりも所定値だけ低い、制動に最も有効な速度となるように適宜、減圧・保持・増圧を行うものである。
このＡＢＳ制御における減圧・保持・増圧を行うにあたり、減圧の場合は、流入弁５を閉弁させるとともに流出弁６を開弁させ、保持の場合は、両弁５，６を閉弁させ、増圧の場合は、流入弁５を開弁させるとともに流出弁６を閉弁させることにより行う。また、減圧の際には、ホイルシリンダＷＣのブレーキ液がリザーバ７に逃がされるが、このリザーバ７に溜まったブレーキ液は、ポンプ４の作動に基づいて随時ブレーキ配管１，２に戻される。
【００３０】
次に、上述した自動制動制御は、能動的制動制御の１つの態様であって、この自動制動制御は、図１に示すオートクルーズコントローラＡＣＣが先行車との車間距離を予め設定された理想的な車間距離に保ちながら先行車に追従する自動追従制御を実行するにあたり、車間距離が理想車間距離よりも縮まったときに自動的に目標減速度を設定し、この目標減速度が得られるように自動的に制動力を発生させる制御である。この自動制動制御は、本実施の形態では、図１に示す能動制動制御手段２０により実行するもので、この能動制動制御手段２０は、図外の車輪速センサから車輪速信号を入力するとともに、オートクルーズコントローラＡＣＣから目標減速度を示す信号を入力して（本実施の形態では目標減速度が目標液圧ＰＴに換算されて入力されるものとする）、目標減速度が得られるように車輪速に基づいてフィードバックしながら、ホイルシリンダＷＣの増圧・保持・減圧を行う。また、この自動制動制御を実行するにあたっては、流入弁５および流出弁６は、非通電状態として流入弁５を開弁させるとともに流出弁６を閉弁させておき、増圧の際には、アウト側ゲート弁３を閉弁させ、かつイン側ゲート弁９を開弁させるとともにポンプ４を作動させ、これによりブレーキ液をホイルシリンダＷＣに向けて供給し、さらに、ポンプ４のモータ８をＰＷＭ駆動させることにより増圧量を任意にコントロールする。この場合、さらに流入弁５の開度をＰＷＭ制御することにより増圧量をコントロールするようにしても良い。したがって、本実施例では、ブレーキ回路１，２そのものが、請求項７に記載の発明の減圧回路に相当し、アウト側ゲート弁３が同請求項に記載の発明の電磁弁に相当する。一方、減圧する際には、イン側ゲート弁９を閉弁させるとともに、ポンプ４のモータ８を吐出量が発生しないアイドリング回転させ、さらに、アウト側ゲート弁３を開弁させることによりホイルシリンダＷＣのブレーキ液をマスタシリンダＭＣに向けて排出させ、さらに、アウト側ゲート弁３の開弁量をＰＷＭ制御することにより減圧量を任意にコントロールする。なお、能動的制動制御としては、上述の自動制動制御の他に、駆動輪がスリップしたのを検出したときに駆動輪に制動力を発生させて駆動輪スリップを防止するトルクスリップ制御や、車両が過オーバステア状態や過アンダステア状態となったときに、所望の輪に制動力を発生させて、車両をニュートラル状態に戻す方向にヨーモーメントを発生させる車両運動制御などを実行してもよい。ちなみに、上記自動制動制御の場合は、全輪のホイルシリンダ圧を同圧に制御あるいは前後輪で所定の液圧差を持たせながら全ホイルシリンダＷＣに対して液圧を供給するのに対し、車両運動制御の場合は、任意の車輪に制動力を発生させる。また、トルクスリップ制御に関しては、駆動輪のホイルシリンダＷＣにのみ液圧を供給するものである。
【００３１】
次に、図１に基づき、能動制動制御手段２０の構成について説明する。
この能動制動制御手段２０は、図示のように、オートクルーズコントローラＡＣＣから送られてくる目標減速度（目標液圧ＰＴ）に基づいて必要な制御量を演算するフィードフォワード制御量演算部（制御信号演算手段）２１と、車輪速センサから入力される車輪速信号から実際に発生している減速度を演算する減速度演算部（作動検出手段）２２と、フィードフォワード制御量と実際の減速度に基づいて制御誤差を埋める電磁弁制御量を求める電磁弁制御量演算部（電磁弁制御手段）２３と、目標値である目標減速度から差圧補正制御量、すなわちアウト側ゲート弁３を挟んでその上流（この上流は能動制動制御時における上流であるからポンプ４側となる）と下流（この下流とは能動制動制御時にあってはマスタシリンダＭＣ側となる）との圧力差に応じて同じ電流値でも弁開度が異なるために減速度から差圧を推定しさらにこの差圧から補正制御量を求める差圧補正制御量演算部（差圧補正手段）２４と、目標減速度とフィードフォワード制御量と電磁弁制御量と差圧補正制御量とから制御モード、すなわちホイルシリンダ圧を増圧するか保持するか減圧するかを判断する制御モード判断部２５と、同じく、目標減速度とフィードフォワード制御量と電磁弁制御量と差圧補正制御量とから増圧量をコントロールするモータ８および減圧量をコントロールするアウト側ゲート弁３に対して出力するデューティ比を演算するデューティ演算部（制御信号演算手段）２６と、アウト側ゲート弁３の全開時および全閉時において図外の弁体が全開ストッパおよびシート面に当接する際の当たりをソフトに制御するソフトランディング制御部２７と、モータ８に対して駆動信号を出力するモータＰＷＭ駆動回路２８と、アウト側ゲート弁３に対して駆動信号を出力するゲート弁ＰＷＭ駆動回路（駆動制御手段）２９と、アウト側ゲート弁３に出力する駆動制御信号に対してフィードバック補正を実行するフィードバック制御部３０と、イン側ゲート弁９に対して駆動制御信号を出力するイン側ゲート弁駆動回路３１とを備えている。
【００３２】
次に、図３のフローチャートに基づいて上述した能動制動制御手段２０による自動制動制御の流れについて説明する。
ステップ１０１において、各入力信号に対して必要な処理を実行した後、ステップ１０２では、フィードフォワード制御量演算部２１においてポンプ４に対するフィードフォワード制御量であるＳｆ＿Ｐおよびアウト側ゲート弁３に対するフィードフォワード制御量Ｓｆ＿Ｖを下記の演算式に基づいて演算する。
Ｓｆ＿Ｐ＝ＤＧＡＩＮＦ＿Ｐ×ＤＰＴ
Ｓｆ＿Ｖ＝ＤＧＡＩＮＦ＿Ｖ×ＤＰＴ
ここで、ＤＰＴは目標液圧勾配、ＤＧＡＩＮＦ＿Ｐはポンプ４におけるフィードフォワードＤゲイン、ＤＧＡＩＮＦ＿Ｖはアウト側ゲート弁３におけるフィードフォワードＤゲインである。なお、前記目標液圧勾配ＤＰＴとは、現在の液圧と目標値である目標液圧とを結んで決定される液圧の傾きである。
【００３３】
続くステップ１０３では、アウト側ゲート弁３における差圧補正制御量Ｓｄ＿Ｖ［ただし、Ｓｄ＿Ｖ＝ｆｄ＿Ｖ（ＰＴ）］を差圧補正制御量演算部２４において求める。
ちなみに、この差圧補正特性は図４に示す差圧補正量マップとして記憶されている。この差圧補正量マップは、横軸が目標液圧ＰＴとなっているもので、すなわち、自動制動制御時（能動的制動制御時）にあっては、アウト側ゲート弁３の下流であるマスタシリンダＭＣ側は大気圧となっているため、その上下差圧は、ポンプ４側の液圧に等しい。そこで、差圧補正制御量Ｓｄ＿Ｖは、目標液圧ＰＴに応じて設定されているものである。
次に、ステップ１０４では、ポンプ４における立ち上がり補正制御量Ｓｄ＿Ｐを［ただし、Ｓｄ＿Ｐ＝ｆｄ＿Ｐ（ＰＬ）］を求める。
ちなみに、この立ち上がり補正特性は図５に示すマップとして記憶されている。この立ち上がり補正特性マップは、横軸が制御液圧ＰＬとなっているもので、すなわち、ポンプ４の吸入側は大気圧となっているため、ポンプ４にあっては制御液圧ＰＬに向けて吐出圧を立ち上げるものであるから、立ち上がり補正制御量Ｓｄ＿Ｐは、制御液圧ＰＬに応じて設定されているものである。
【００３４】
次のステップ１０５では、電磁弁制御量演算部２３においてポンプ４の電磁弁制御量Ｓｂ＿Ｐを下記の演算式により演算する。
Ｓｂ＿Ｐ＝ＰＧＡＩＮＢ＿Ｐ×（ＰＴ−ＰＬ）＋ＤＧＡＩＮＢ＿Ｐ（ＤＰＴ−ＤＰＬ）
次のステップ１０６では、電磁弁制御量演算部２３においてアウト側ゲート弁３の電磁弁制御量Ｓｂ＿Ｖを求める。なお、詳細については後述する。
【００３５】
次のステップ１０７では、フィードフォワード制御量演算部２１において得られたフィードフォワード制御量Ｓｆ＿Ｐ，Ｓｆ＿Ｖ、差圧補正制御量演算部２４で得られた差圧補正制御量Ｓｄ＿Ｖ、立ち上がり補正制御量Ｓｄ＿Ｐ、電磁弁制御量演算部２３で得られた電磁弁制御量Ｓｂ＿Ｐ，Ｓｂ＿Ｖを下記の演算式に示すように合算してポンプ制御量Ｓｔ＿Ｐおよびバルブ制御量Ｓｔ＿Ｖを求める。Ｓｂ＿Ｐ＝Ｓｆ＿Ｐ＋Ｓｄ＿Ｐ＋Ｓｂ＿Ｐ
Ｓｂ＿Ｖ＝Ｓｆ＿Ｖ＋Ｓｄ＿Ｖ＋Ｓｂ＿Ｖ
続くステップ１０８〜１１１は、制御モード判断部２５における制御モード判断であって、まず、ステップ１０８では、目標液圧ＰＴが、予め設定された自動制動制御（能動制動制御）を実行するか実行しないかを判定する閾値であるＯＦＦ閾値ＴＨＯＦＦよりも大きいか否か判定し、ＹＥＳすなわちＰＴ＞ＴＨＯＦＦの場合は自動制動制御（能動制動制御）を実行すべくステップ１０９に進むが、ＮＯすなわちＰＴ≦ＴＨＯＦＦの場合はステップ１１６に進んで、非制御状態（ＯＦＦ）とする。
【００３６】
次に、ステップ１０９では、目標液圧勾配ＤＰＴが予め設定された急増圧閾値ＴＨＫＹＵ未満であるか否か判定し、ＹＥＳすなわちＤＰＴ＞ＴＨＫＹＵの場合は急増圧を行うべくステップ１１５に進み、一方、ＮＯすなわちＤＰＴ≦ＴＨＫＹＵの場合は、（通常の）増圧、保持、減圧の判断を行うべくステップ１１０に進む。
ステップ１１０では、目標液圧勾配ＤＰＴが予め設定された増圧閾値ＤＢＩＣよりも大きいか否か判定し、ＹＥＳすなわちＤＰＴ＞ＤＢＩＣの場合は増圧処理を行うべくステップ１１４に進み、ＮＯすなわちＤＰＴ≦ＤＢＩＣの場合は減圧あるいは保持の判断を行うべくステップ１１１に進む。
【００３７】
次に、減圧と保持の判断を行うステップ１１１では、目標液圧勾配ＤＰＴが予め設定された減圧閾値ＤＢＤＣ未満であるか否か判断し、ＹＥＳすなわちＤＰＴ＜ＤＢＤＣの場合には減圧処理を実行すべくステップ１１２に進み、ＮＯすなわちＤＰＴ≧ＤＢＤＣの場合は、保持処理を実行すべくステップ１１３に進む。
【００３８】
次に、ステップ１１２〜１１６は、上述の判断に基づく処理、すなわちデューティ演算部２６において、処理に応じたポンプ４ならびにアウト側ゲート弁３のそれぞれに出力するデューティ比を演算し、さらに、モータＰＷＭ駆動回路２８ならびにゲート弁ＰＷＭ駆動回路２９において、デューティ比信号を出力する処理を実行するものである。
【００３９】
ステップ１１２では、減圧処理を実行するもので、この場合、ポンプ制御ＯＮデューティ比ＤＵＴＹ＿Ｐを０％としてポンプ４を非駆動状態とし、減圧弁制御ＯＮデューティ比ＤＵＴＹ＿Ｖを図６に示すマップに基づいてバルブ制御信号Ｓｔ＿Ｖに応じて決定して目標減速度に応じた（実際にはこれにフィードバック補正を加えている）開度とし、さらに、イン側ゲート弁９を閉弁させる。したがって、ホイルシリンダＷＣの液圧がアウト側ゲート弁３からマスタシリンダＭＣ側へ逃げて、減圧が成される。
【００４０】
ステップ１１３では、保持処理を実行するもので、この場合、ポンプ制御ＯＮデューティ比ＤＵＴＹ＿Ｐを０％としてポンプ４を非駆動状態とし、減圧弁制御ＯＮデューティ比ＤＵＴＹ＿Ｖを６０％としてアウト側ゲート弁３を全閉状態とし、さらに、イン側ゲート弁９を閉弁させる。したがって、ポンプ４からのブレーキ液の供給が無く、かつ、アウト側ゲート弁３からの逃げもなく、ホイルシリンダ圧は保持される。
【００４１】
ステップ１１４では、増圧処理を実行するもので、この場合、ポンプ制御ＯＮデューティ比ＤＵＴＹ＿Ｐを図７に示すマップに基づいてポンプ制御信号Ｓｔ＿Ｐに応じて決定してポンプ４において目標減速度に応じた吐出量が得られるようにし、減圧弁制御ＯＮデューティ比ＤＵＴＹ＿Ｖを６０％としてアウト側ゲート弁３を全閉状態とし、さらに、イン側ゲート弁９を開弁させる。したがって、アウト側ゲート弁３からの逃げがない状態でポンプ４からブレーキ液が供給されてホイルシリンダ圧が増圧される。
【００４２】
ステップ１１５では、急増圧処理を実行するもので、この場合、ポンプ制御ＯＮデューティ比ＤＵＴＹ＿Ｐを１００％として最大駆動させ、減圧弁制御ＯＮデューティ比ＤＵＴＹ＿Ｖを６０％としてアウト側ゲート弁３を全閉状態とし、さらに、イン側ゲート弁９を開弁させる。したがって、アウト側ゲート弁３からの逃げがない状態でポンプ４から最大供給量でブレーキ液が供給されてホイルシリンダ圧が急増圧される。
【００４３】
ステップ１１６では、ＯＦＦ処理を実行するもので、この場合、ポンプ制御ＯＮデューティ比ＤＵＴＹ＿Ｐを０％として駆動停止させ、減圧弁制御ＯＮデューティ比ＤＵＴＹ＿Ｖも０％としてアウト側ゲート弁３を全開状態とし、さらに、イン側ゲート弁９を閉弁させる。したがって、能動的な制動が全く成されず、運転者の制動操作に応じた制動力が発生する。
【００４４】
ちなみに、アウト側ゲート弁３における差圧特性は、図８に示すようになるもので、図において太線で示しているのが、デューティ比と液圧勾配との関係を示す基準マップ特性である。この図では、アウト側ゲート弁３の上下差圧が、それぞれ１０，２０，３０，４０，１００ｋｇｆ／ｃｍ^２である場合の特性を示している。このように、差圧が大きくなれば、アウト側ゲート弁３の開弁方向に作用する流体力が強くなるため、同じ液圧勾配を得るのに必要なデューティ比は大きくなる。
【００４５】
上述のステップ１１２〜１１６における減圧・保持・増圧・急増圧・ＯＦＦの各処理のいずれかを実行した後には、ステップ１１７に進んで電流フィードバック制御部３０においてアウト側ゲート弁（減圧弁）３に出力するデューティ比を演算する。なお、この詳細については後述する。
さらに、ステップ１１８に進んでソフトランディング制御部２７においてソフトランディング制御を実行し、続くステップ１１９において各駆動回路２８，２９，３１から駆動信号を出力する処理を実行する。
【００４６】
次に、ステップ１０６において実行する電磁弁制御量演算の詳細について図９のフローチャートに基づいて説明する。
まず、ステップ２０１では、圧力勾配偏差ＰＤを、ＰＤ＝ＤＰＴ−ＤＰＬにより演算する。なお、ＤＰＴは目標液圧勾配、ＤＰＬは制御液圧勾配である。制御液圧勾配ＤＰＬは、実際の減速度に基づき得られるものであるので、図９のフローチャートは全体としてフィードバック制御が行われるようになっている。
次に、ステップ２０２では、圧力勾配偏差ＰＤが、正であるか否か、つまりアウト側ゲート弁３の圧力勾配が目標液圧勾配ＤＰＴよりも緩やか、言い換えると開度が目標よりも広くなっているか判断し、ＹＥＳすなわちＰＤ＞０の場合は、目標液圧勾配ＤＰＴよりも緩やかな液圧勾配となっている（目標よりも開度が広くなっている）として閉じ方向の補正を行うべくステップ２０３に進み、ＮＯすなわちＰＤ≦０の場合は、目標液圧勾配ＤＰＴよりも急な液圧勾配となっている（目標よりも開度が狭くなっている）として開き方向の補正を行うべくステップ２０４に進む。
【００４７】
ステップ２０３では、フィードバックＰゲインＰＧＡＩＮＢ＿ＶをＰＧＢＯ＿Ｐに設定するとともに、フィードバックＤゲインＤＧＡＩＮＢ＿ＶをＤＧＢＯ＿Ｐに設定する処理を実行する。
ステップ２０４では、フィードバックＰゲインＰＧＡＩＮＢ＿ＶをＰＧＢＯ＿Ｍに設定するとともに、フィードバックＤゲインＤＧＡＩＮＢ＿ＶをＤＧＢＯ＿Ｍに設定する処理を実行する。
なお、ＰＧＢＯ＿Ｐ＞ＰＧＢＯ＿Ｍ、ＤＧＢＯ＿Ｐ＞ＤＧＢＯ＿Ｍであり、ここで、Ｐゲインとは絶対量偏差に対応するゲインであり、Ｄゲインとは液圧勾配に対応するゲインである。
【００４８】
次に、ステップ２０５では、フィードバックＤ成分値Ｓｂｄ＿Ｖを、Ｓｂｄ＿Ｖ＝ＤＧＡＩＮＢ＿Ｖ×ＰＤにより求める処理を実行する。
【００４９】
続くステップ２０６および２０７にあっては、フィードバックＤ成分値Ｓｂｄ＿Ｖが、予め設定された上限リミット値ＳｂｄＵと下限リミット値ＳｂｄＬとに対して、これらリミット値の間の値であるか、上回っているか、下回っているかを判断し、Ｓｂｄ＿Ｖが上限リミット値ＳｂｄＵ以上の場合はステップ２０８に進んで、フィードバックＤ成分値Ｓｂｄ＿Ｖを上限リミット値ＳｂｄＵに設定する処理を実行する。また、フィードバックＤ成分値Ｓｂｄ＿Ｖが、下限リミット値ＳｂｄＬ以下の場合にはステップ２０９に進んで、フィードバックＤ成分値Ｓｂｄ＿Ｖを下限リミット値ＳｂｄＬに設定する処理を実行する。すなわち、フィードバックＤ成分値Ｓｂｄ＿Ｖが、上限リミット値ＳｂｄＵと下限リミット値ＳｂｄＬとの間の場合は、フィードバックＤ成分値Ｓｂｄ＿Ｖとしてそのままの値を用い、かつ、上限と下限にリミッタをかけて、上限リミット値ＳｂｄＵよりも大きな値を用いないようにするとともに、下限リミット値ＳｂｄＬよりも小さな値を用いないようにするものであり、このステップ２０５〜２０９の処理が特許請求の範囲のリミット制御に相当する。
【００５０】
さらに、ステップ２１０では、電磁弁制御量Ｓｂ＿ＶをＳｂ＿Ｖ＝ＰＧＡＩＮＢ＿Ｖ×（ＰＴ−ＰＬ）＋Ｓｂｄ＿Ｖの式により求める。
すなわち、電磁弁制御量Ｓｂ＿Ｖは、目標液圧ＰＴと制御液圧ＰＬとの偏差に基づくＰ成分値と、フィードバックＤ成分値Ｓｂｄ＿Ｖとにより求めるものであり、Ｐ成分値を求める減圧フィードバックゲインＰＧＡＩＮＢ＿ＶおよびフィードバックＤ成分値Ｓｂｄ＿Ｖを決定するフィードバックＤゲインＤＧＡＩＮＢ＿Ｖは、閉じ側に補正する場合は相対的に大きな値に設定され、開く側に補正する場合は相対的に小さな値に設定される結果、電磁弁制御量Ｓｂ＿Ｖそれ自体も、閉じる側にフィードバック補正する場合は、開く側にフィードバック補正する場合に比べて相対的に大きな値となるものであり、このフィードバックＤ成分値Ｓｂｄ＿Ｖの特性は、図１０に示す特性となる。
【００５１】
次に、ステップ１１７におけるアウト側ゲート弁３のデューティ比を演算する処理の流れについて図１１のフローチャートにより説明する。
ステップ３０１およびステップ３０２において、２サンプル前のデューティ比ＤＵＴＹ＿Ｖ＿２と１サンプル前のデューティ比ＤＵＴＹ＿Ｖ＿１との書き換えを行い、続くステップ３０３では、２サイクル前から今回の制御サイクルまでの３サンプルのいずれもアウト側ゲート弁３のデューティ比ＤＵＴＹ＿Ｖが＝０であるか否か判断し、ＹＥＳの場合はステップ３０５に進むが、ＮＯの場合はステップ３０４に進む。
ステップ３０４では、保持もしくは増圧モードであって、アウト側ゲート弁３のデューティ比ＤＵＴＹ＿Ｖが２サイクル前から今回の制御サイクルまで同じ値であるか否か判断し、ＹＥＳであればステップ３０９に進み、ＮＯであればステップ３１３に進む。
【００５２】
ステップ３０５からの流れは最小電流値Ｉｍｉｎの移動平均を求める流れであり、ステップ３０５および３０６では、２サンプル前の最小電流値（移動平均値）Ｉｍｉｎ＿２および１サンプル前の最小電流値Ｉｍｉｎ＿１の書き換えを行い、続くステップ３０７では、今回の制御サイクルの最小電流値Ｉｍｉｎ＿０の読み込みを行い、続くステップ３０８において、最小電流値（移動平均）Ｉｍｉｎを、Ｉｍｉｎ＝（Ｉｍｉｎ＿０＋Ｉｍｉｎ＿１＋Ｉｍｉｎ＿２）／３により求める。なお、最小電流値Ｉｍｉｎとは、最小デューティ比Ｄｍｉｎ（本実施の形態では０％）として時に流れた電流値である。
【００５３】
一方、ステップ３０９からの流れは最大電流値Ｉｍａｘの移動平均を求める流れであり、ステップ３０９および３１０では、２サンプル前の最大電流値（移動平均値）Ｉｍａｘ＿２および１サンプル前の最大電流値Ｉｍａｘ＿１の書き換えを行い、続くステップ３１１では、今回の制御サイクルの最大電流値Ｉｍａｘ＿０の読み込みを行い、続くステップ３１２において、最大電流値（移動平均）Ｉｍａｘを、Ｉｍａｘ＝（Ｉｍａｘ＿０＋Ｉｍａｘ＿１＋Ｉｍａｘ＿２）／３により求める。なお、最大電流値Ｉｍａｘとは、最大デューティ比Ｄｍａｘ（本実施の形態では６０％）の時に流れた電流値である。
【００５４】
ステップ３１３では、傾きＫａｒを、
Ｋａｒ＝（Ｄｍａｘ−Ｄｍｉｎ）／（Ｉｍａｘ−Ｉｍｉｎ）
により求める。
さらに、ステップ３１４において、切片Ｋｂｒを、
Ｋｂｒ＝Ｄｍｉｎ−（Ｋａｒ×Ｉｍｉｎ）
により求める。
最後にステップ３１５において、アウト側ゲート弁３のデューティ比ＤＵＴＹ＿Ｖを、
ＤＵＴＹ＿Ｖ＝Ｋａｒ×Ｉｓｔｄ＋Ｋｂｒ
により求める。
【００５５】
すなわち、図１２において、実線で示す基準電流特性に対して、車両における発電特性が変化したり、あるいはソレノイドなどの作動に伴う温度上昇により抵抗値が変化したりして同図において点線ＦＢで示すように電流特性が変化した場合、Ｄｍａｘに対応したＩｍａｘとＤｍｉｎに対応したＩｍｉｎにより特性ＦＢの傾きＫａｒを求めるとともに、Ｄｍｉｎにおける切片Ｋｂｒを求めて、予め設定された電流値が得られるようにデューティ比をシフトさせる。
【００５６】
次に、ステップ１１８におけるソフトランディング制御について図１３のフローチャートにより説明する。
まず、ステップ４０１では、ステップ３１５で得られたアウト側ゲート弁３のデューティ比ＤＵＴＹ＿Ｖを目標デューティ比ＤＵＴＹ＿Ｖｔとする。
次のステップ４０２では、制御モードがＯＦＦ、すなわち目標デューティ比ＤＵＴＹ＿Ｖｔ＝０％であるか否か判定し、ＹＥＳ（制御モードＯＦＦ）の場合、ステップ４０３に進んで急加速か否か判定し、急加速の場合は、ソフトランディング制御をキャンセルすべくステップ４０４に進んでアウト側ゲート弁３に出力するバルブデューティ比ＤＵＴＹ＿Ｖ＝０％としてアウト側ゲート弁３を全開させる。なお、急加速か否かは、図外のアクセル開度センサからの出力などにより判断する。
一方、急加速でない場合は、ステップ４０５→４０６と進むもので、まず、ステップ４０５において目標デューティ比ＤＵＴＹ＿Ｖｔと１サイクル前のバルブデューティ比ＤＵＴＹ＿Ｖとの偏差△Ｄを求め、続くステップ４０６において、バルブデューティ比ＤＵＴＹ＿Ｖを、
ＤＵＴＹ＿Ｖ＝ＤＵＴＹ＿Ｖ−ｍｉｎ（ΔＤｄ，−△Ｄ）
により演算し、バルブデューティ比ＤＵＴＹ＿Ｖを０％に向けて、予め設定されたＯＦＦ時デューティ減少率△Ｄｄあるいは偏差−△Ｄとの小さい方を用いて徐々に減らす。
すなわち、アウト側ゲート弁３を全開とする際には、ステップ４０３〜４０６の制御に基づいて、急加速時以外はバルブデューティ比ＤＵＴＹ＿Ｖを０％に向けて徐々に減らし、図外の弁体を図外のストッパに向けて徐々に移動させるものであり、これを本明細書ではソフトランディング制御と呼ぶ。
【００５７】
さらに、ステップ４０２において制御モードＯＦＦでない場合には、ステップ４０７に進んで、制御モードが減圧であるか否か判断し、減圧の場合にはステップ４０８に進んで、目標デューティ比ＤＵＴＹ＿Ｖｔをそのままアウト側ゲート弁３のデューティ比ＤＵＴＹ＿Ｖとする。
一方、ステップ４０７において、制御モードが減圧を除く保持あるいは増圧の場合、ステップ４０９に進み、目標バルブデューティ比ＤＵＴＹ＿Ｖｔと１サイクル前のバルブデューティ比ＤＵＴＹ＿Ｖとの偏差△Ｄを求める。
続くステップ４１０では、１サイクル前のバルブデューティ比ＤＵＴＹ＿Ｖに、予め設定されている減圧勾配であるデューティ増加率△Ｄｉと、前記偏差△Ｄとの小さい方を加えて、今回の指令値としてのバルブデューティ比ＤＵＴＹ＿Ｖを求める。
すなわち、ＤＵＴＹ＿Ｖ＝ＤＵＴＹ＿Ｖ＋ｍｉｎ（ΔＤｉ，△Ｄ）の演算式により求める。
【００５８】
したがって、アウト側ゲート弁３において、図外の弁体は、全開位置に規制するストッパに対して緩やかに移動して衝突するのを防止でき、これにより、衝突音の発生を防止して乗員に不快感を与えるのを防止できるとともに、衝撃を抑えて耐久性を向上させることができる。
さらに、このソフトランディング制御により、残圧発生時には、残圧を徐々に除去することが可能となるものであり、高価な圧力センサを用いない安価な手段により残圧除去を行って制御品質を向上させることができるとともに、乗員に対して「Ｇ抜け感」を与えることを防止できる。
なお、このソフトランディング制御は、全開あるいは全閉に制御する際の制御であるから、このように弁体の変位量に制限を与えても、前述の実際液圧を目標液圧に近付けるフィードバック制御に悪影響を及ぼすことはない。
【００５９】
次に、実施の形態の、特にアウト側ゲート弁３の制御について説明する。
実施の形態にあっては、オートクルーズコントローラＡＣＣから入力される目標減速度に応じてフィードフォワード制御量演算部２１においてフィードフォワード制御量Ｓｆ＿Ｖが形成されるとともに、電磁弁制御量演算部２３において電磁弁制御量Ｓｂ＿Ｖが演算され、さらに、差圧補正制御量演算部２４においてアウト側ゲート弁３の上下差圧、すなわちこのとき弁体が受けている流体力を考慮した差圧補正量Ｓｄ＿Ｖが形成される。そして、これらが合算されてバルブ制御量Ｓｔ＿Ｖが得られる。
ここで、電磁弁制御量Ｓｂ＿Ｖは、閉方向に補正する場合と、開方向に補正する場合とでは、ＰゲインＰＧＡＩＮＢ＿ＶならびにＤゲインＤＧＡＩＮＢ＿Ｖとを異ならせ、閉方向ではゲインを大きくしている。したがって、図１５あるいは図１６により説明したように、弁体に対して流体力が開方向に大きく作用することならびに摩擦力が作用して閉弁時には開弁時よりも大きな力を要するという特性に応じたフィードバック補正を行うことができるものであり、したがって、弁開度が必要以上に大きくなりやすい傾向が強くなったり、逆に、弁開度が広がるのが遅くなったりする現象を抑えて、目標液圧ＰＴに対する収束性を良好にして制御精度を向上させることができる。
これにより、制動力が不意に抜ける感じであるＧ抜け現象を招いたり、逆に、ブレーキの引きずり感を招いたりすることを防止して、制御品質を向上させることができるという効果が得られる。
加えて、開方向と閉方向とで発生する力の変化をゲイン変化により行うようにしており、弁体の移動速度を開方向と閉方向とで同等にすることができ、滑らかな液圧制御が可能となり、これによっても制御品質を向上させることができるという効果が得られる。
さらに、本実施の形態では、電磁弁制御量Ｓｂ＿Ｖを演算するフィードバックＤ成分値Ｓｂｄ＿Ｖに上限リミット値・下限リミット値を設定しているため、電磁弁制御量Ｓｂ＿Ｖの最大値および最小値を適正範囲に収めて、補正速度が遅れたり、過度に弁体が移動したりすることを防いで液圧精度の向上を図ることができる。なお、本実施の形態では、上限リミット値・下限リミット値は、自動制動制御を実行する際における制動力の変化（自動制動制御において必要な最大液圧勾配および最小液圧勾配）に応じて設定しているが、この制御が能動制動制御において他の制御を実行する場合には、上限リミット値・下限リミット値は、その制御に応じて適宜設定する。すなわち、車両に必要なヨーモーメントを発生させる車両運動制御を実行する場合、最大液圧勾配は、本実施の形態よりも大きくなるため、上限リミット値は本実施の形態よりも大きな値に設定するのが好ましい。また、本実施の形態は、フィードバックＤ成分値Ｓｂｄ＿Ｖに上限リミット値および下限リミット値を設定しているが、電磁弁制御量Ｓｂ＿Ｖに上限値と下限値を設定してもよい。ちなみに、フィードバックＤ成分値Ｓｂｄ＿Ｖは、液圧の勾配に関連した数値であるので、本実施の形態ではこの値に上限値および下限値を設定しているものである。
【００６０】
さらに、本実施の形態にあっては、アウト側ゲート弁３の上下差圧に基づいた差圧補正量Ｓｄ＿Ｖを予め加算しているため、目標液圧ＰＴと実際液圧との偏差が少なくなり、これによっても、制御ハンチングを抑えて精度の高い制御を実行することができる。
特に、この実施の形態１にあっては、差圧を目標液圧ＰＴに基づいて形成しているため、実際にホイルシリンダ圧が発生して、実際にその差圧が生じる以前にこの差圧に応じた補正を実行することにより、補正遅れが無く、乗員が制動に違和感をおぼえることのない制御品質に優れた自動制動制御（能動制動制御）を実行することができる。
【００６１】
ちなみに、図１４は本実施の形態による作動例を示すタイムチャートであり、目標減速度Ｇｃａｒ（目標液圧ＰＴに相当する）が（ａ）に示すように変化した場合、（ｂ）に示すように目標液圧ｔａｒｇｅｔＰと実際のホイルシリンダ圧ｐｗｃとの間に偏差が生じているが、その偏差は、極めて小さく、運転者に与える違和感は大幅に軽減されている。また、同図（ｃ）に示すようにアウト側ゲート弁３に出力するデューティ比は、図中太線で示すように変化が少なく、制御が安定し、制御ハンチングも殆ど生じていない。
【００６２】
以上図面により実施の形態について説明してきたが、本発明は上記実施の形態の構成に限定されるものではない。
例えば、実施の形態では、ブレーキ制御装置の電磁弁（アウト側ゲート弁３）に適用した例を示したが、自動変速機におけるロックアップクラッチスリップ制御用電磁弁，アキュム背圧制御用電磁弁，スロットル圧発生用電磁弁や、内燃機関の吸入空気量制御用電磁弁などの他の車載機器の電磁弁に適用することはもちろんのこと、車載装置以外の産業機器などの電磁弁にも適用することができる。
【００６３】
また、実施の形態では、常開の電磁弁に適用した例を示したが、常閉の電磁弁に適用することができる。この常閉の電磁弁において、図１５に示すように、流体の下流に弁体が配置されている場合、開弁方向にスムーズであり、閉弁方向に力を要するから、開弁方向の補正はゲインを低く、閉弁方向の補正はゲインを高くする。さらに、図１５に示す場合とは流体の流通方向の上下方向が逆の常閉の電磁弁の場合は、流体力が閉弁方向に作用するから、閉弁方向の補正はゲインを低く、開弁方向の補正はゲインを高くする。
【図面の簡単な説明】
【図１】実施の形態の能動制動制御手段を示す制御ブロック図である。
【図２】実施の形態のブレーキ制御装置を示すブレーキ配管図である。
【図３】実施の形態の自動制動制御流れを示すフローチャートである。
【図４】実施の形態の差圧補正量マップである。
【図５】実施の形態の立ち上がり制御補正量マップである。
【図６】実施の形態のアウト側ゲート弁に対するデューティ特性を示す基準マップである。
【図７】実施の形態のポンプに対するデューティ特性を示す基準マップである。
【図８】実施の形態におけるデューティ比に応じた液圧勾配の差圧特性図である。
【図９】実施の形態の電磁弁制御量を求める流れを示すフローチャートである。
【図１０】実施の形態の電磁弁制御量特性図である。
【図１１】実施の形態における電流値補正の流れを示すフローチャートである。
【図１２】実施の形態における電流値補正の説明図である。
【図１３】実施の形態におけるソフトランディング制御の流れを示すフローチャートである。
【図１４】実施の形態の作動例を示すタイムチャートである。
【図１５】従来技術および弁体の作動特性の説明図である。
【図１６】従来技術および弁体の作動特性の説明図である。
【符号の説明】
１ブレーキ配管
２ブレーキ配管
３アウト側ゲート弁
３ａ一方弁
４ポンプ
４ａ，４ｂ吸入回路
４ｃ吐出回路
４ｄ逆止弁
４ｐ，４ｐプランジャ
４ｒポンプ室
５流入弁
６流出弁
７リザーバ
８モータ
９イン側ゲート弁
１０リターン通路
２０能動制動制御手段
２１フィードフォワード制御量演算部
２２減速度演算部
２３電磁弁制御量演算部
２４差圧補正制御量演算部
２５制御モード判断部
２６デューティ演算部
２７ソフトランディング制御部
２８モータＰＷＭ駆動回路
２９ゲート弁ＰＷＭ駆動回路
３１イン側ゲート弁駆動回路
ＡＣＣオートクルーズコントローラ
ＢＰブレーキペダル
Ｈ／Ｕブレーキユニット
ＭＣマスタシリンダ
ＲＥＳリザーバ
ＷＣホイルシリンダ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a solenoid valve control device, and more particularly, to a technique for correcting the operating state of a solenoid valve.
[0002]
[Prior art]
Solenoid valves are used for various purposes such as hydraulic control in vehicles and industrial equipment.
For example, in a vehicle, a solenoid valve for wheel cylinder pressure control, a solenoid valve for lock-up clutch slip control in an automatic transmission, a solenoid valve for accumulator back pressure control, a solenoid valve for throttle pressure generation, or an intake of an internal combustion engine Used in solenoid valves for air volume control. In addition, in order to obtain high controllability, the opening degree is variably controlled by controlling the current value by duty control or the like.
In executing control using these current control type solenoid valves, feedback control is executed in order to improve the control accuracy. As a conventional technique for executing such feedback control, for example, a technique described in JP-A-10-278774 is known.
This prior art is applied to a brake fluid pressure system of a vehicle, and means for setting a target fluid pressure in order to control a solenoid valve that controls the brake fluid pressure in a pressure increasing state, a pressure reducing state, or a holding state. And a correction means for correcting the output hydraulic pressure in a direction to eliminate the deviation, and there is a hydraulic pressure deviation between the actual hydraulic pressure and the target hydraulic pressure. However, if the target fluid pressure changes in a direction approaching the actual fluid pressure, the solenoid valve is held, and the solenoid valve is increased only when the target fluid pressure changes in a direction away from the actual fluid pressure. It is characterized in that a waiting type control means is provided for correcting the both hydraulic pressures in a direction close to each other as a pressure state or a pressure reduction state.
[0003]
By adopting the above-mentioned means, this conventional technique can prevent the occurrence of control hunting, in which the pressure increase and decrease are frequently repeated, and can improve the control quality. Generation and energy consumption can be reduced.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
A poppet valve is generally used as the electromagnetic valve used for the control as described above, and this poppet valve has a structure in which a valve body 01 is provided to face the inflow port 02 as shown in FIG. Things are known. As a result of research, the present inventor has found that in the poppet valve having such a structure, the valve body 01 has a characteristic that it is difficult to move in the closing direction and is easy to move in the opening direction. .
As described above, there are two reasons why it is difficult to move in the closing direction and easy to move in the opening direction.
First, as shown in FIG. 15, the fluid force due to the high pressure upstream of the inflow port 02 acts on the valve body 01 in the valve opening direction, so that the valve opening is easy. Requires a lot of power. In particular, as shown in FIGS. 6A and 6B, the fluid force increases as the distance between the valve body 01 and the seat surface 03 becomes shorter, so that the pressure receiving area of the high pressure increases. A large solenoid suction force is required just before the valve.
The second reason is that, even when the valve body 01 is very small, when the shaft is displaced, the valve body 01 and the seat surface 03 are in a one-contact state as shown in FIG. In this case, a frictional force acts on the contact portion, and a large solenoid suction force is required to close the valve accordingly.
[0005]
As described above, in the poppet valve, when the valve is closed, a larger suction force is required than when the valve is opened. In particular, a large suction force is required immediately before the valve is fully closed. is there. However, the above-described conventional technique has a problem that it is difficult to control the valve opening with high accuracy because such a point is not taken into consideration. That is, if the solenoid valve control amount is increased using the same characteristics in the valve opening direction and the valve closing direction, the valve opening tends to increase more than necessary. A phenomenon occurs in which the opening degree becomes slow.
In particular, when this solenoid valve is applied to a pressure reducing valve of a brake control device that actively controls the brake fluid pressure, when the valve opening becomes larger than necessary, it is felt that the braking force is suddenly released. On the other hand, when the opening of the valve becomes slow, there is a risk that the brake will feel dragged. In particular, noise may be superimposed on the control signal of the solenoid valve in the sense of missing G. When such noise is superimposed and the solenoid suction force is reduced, the valve body is not affected even if this reduction is slight. 01 sometimes occurred when the brake fluid pressure decreased due to large movement in the opening direction.
[0006]
The present invention has been made paying attention to the above-mentioned conventional problems, and has the main purpose of improving the feedback control accuracy in the opening control of the electromagnetic valve, and more particularly, the electromagnetic of the brake control device. The purpose of the valve control is to improve the control quality so as not to give the user a sense of incongruity.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above-mentioned object, the present invention includes an electromagnetic valve (3) for adjusting a flow rate of fluid, a control signal calculation means (26) for calculating a control signal for the electromagnetic valve based on a predetermined input, Drive control means (29) for outputting a drive control signal toward the solenoid valve based on the control signal, action detection means (22) for detecting the operation state of the solenoid valve, control signal and action detection for the solenoid valve And a solenoid valve control means (23) for obtaining a solenoid valve control amount based on a difference from an operation detection value detected by the means, wherein the control signal calculation means obtains the control signal according to the solenoid valve control amount. In the electromagnetic valve control apparatus configured as described above, the electromagnetic valve (3) has different valve element operating characteristics between the closing operation and the opening operation, and the electromagnetic valve control means (23) operates the valve element. Depending on the characteristics, the valve closing direction and the valve opening direction Obtains the solenoid valve control amount different characteristicsThe direction is determined based on whether the pressure gradient deviation, which is the deviation between the target hydraulic pressure gradient of the solenoid valve (3) and the control hydraulic pressure gradient, is positive or negative.The means is characterized by the configuration.
[0008]
According to a second aspect of the present invention, there is provided the electromagnetic valve control device according to the first aspect, wherein the electromagnetic valve (3) has a valve body disposed downstream with respect to the seat surface so that the fluid force of the fluid is reduced. The electromagnetic valve control means (23) is configured to act on the body in the valve opening direction, and when the electromagnetic valve is corrected in the valve closing direction, the electromagnetic valve control means (23) increases the electromagnetic valve control amount compared to the correction in the valve opening direction. It is the structure which enlarges, It is characterized by the above-mentioned.
[0009]
The invention according to claim 3 is the solenoid valve control device according to claim 1, wherein the solenoid valve (3) has a valve element disposed upstream of the seat surface so that the fluid force of the fluid is controlled by the valve. The solenoid valve control means (23), when correcting the solenoid valve in the valve opening direction, controls the solenoid valve control amount compared to when correcting in the valve closing direction. It is the structure which enlarges, It is characterized by the above-mentioned.
[0010]
According to a fourth aspect of the present invention, there is provided the electromagnetic valve control device according to any one of the first to third aspects, wherein the electromagnetic valve control means (23) has different electromagnetic valve control amounts in the valve closing direction and the valve opening direction. It is characterized by changing the gain.Claims5The invention described in claim 1 to claim 14In the electromagnetic valve control device described in item 1, the electromagnetic valve control means (23) performs limit control that restricts the upper limit value and the lower limit value of the electromagnetic valve control amount. Claims6The invention described in claim 1 to claim 15In the electromagnetic valve control device described in item 1, the drive control means (29) is configured to output a drive control signal composed of a duty ratio signal to the electromagnetic valve.
[0011]
Claims7The invention described in claim 1 to claim 16The electromagnetic valve control device according to claim 1, wherein the electromagnetic valve (3) includes a pressure reducing circuit that connects a wheel cylinder and a reservoir in a brake unit (H / U) configured to arbitrarily increase and decrease the brake fluid pressure. The control signal calculation means (26) provided in the middle of (1, 2) is configured to form a control signal according to the brake fluid pressure applied to the wheel cylinder. Claims8The invention described in claim 17In the electromagnetic valve control device according to claim 1, the control signal calculation means (26) adds the feedforward control amount formed based on the target hydraulic pressure of the wheel cylinder and the feedback control amount used as the electromagnetic valve control amount. A control signal is obtained by performing an operation. Claims9The invention described in claim 17Or8In the electromagnetic valve control device described in item 3, the operation detection means (22) detects an operation state based on a deceleration of the vehicle. Claims10The invention described in claim 17 to 9In the electromagnetic valve control device according to claim 1, the electromagnetic valve control means (23) obtains a value obtained by multiplying a hydraulic pressure deviation between the target hydraulic pressure and the control hydraulic pressure by a first gain when determining the electromagnetic valve control amount, The electromagnetic valve control amount is obtained by adding a value obtained by multiplying a pressure gradient deviation, which is a deviation between the hydraulic pressure gradient and the control hydraulic pressure gradient, by a second gain. Claims11The invention described in claim 110In the solenoid valve control device according to the above, the solenoid valve control means (23) gives an upper limit value and a lower limit value to a value obtained by multiplying the pressure gradient deviation by the second gain when executing the limit control. It is characterized by. Claims12The invention described in claim 110In the electromagnetic valve control device described in item 1, the electromagnetic valve control means (23) gives an upper limit value and a lower limit value to the electromagnetic valve control amount itself when executing the limit control. Claims13The invention described in claim 19 to 12In the electromagnetic valve control device according to claim 1, there is provided differential pressure correction control amount calculating means (24) for calculating a vertical differential pressure correction amount based on the vertical differential pressure of the electromagnetic valve, and the control signal calculating means (26) The control signal is formed by adding the feedforward control amount, the electromagnetic valve control amount, and the vertical differential pressure correction amount.
[0012]
Operation and effect of the invention
In the present invention, the control signal calculation means calculates the control signal, and the drive control means operates the electromagnetic valve based on the control signal to adjust the flow rate of the fluid. At the same time, the solenoid valve control means obtains the solenoid valve control amount based on the difference between the control signal and the operation detection value, and the control signal calculation means obtains the control signal according to the solenoid valve control amount.
[0013]
At the time of the above-described flow rate adjustment, as the inventors of the present application have found, fluid force acts on the valve body of the solenoid valve, and immediately before the valve body comes into contact with the seat surface and is fully closed, it depends on one-sided contact. There is a possibility that a frictional force may act, and this causes the operating characteristics of the valve body to differ between when the valve body moves in the valve opening direction and when the valve body moves in the valve closing direction.
Therefore, in the present invention, when the solenoid valve control means obtains the solenoid valve control amount, the solenoid valve control amount is obtained with different characteristics in the valve opening direction and the valve closing direction according to the operating characteristics of the valve element.
[0014]
The control method of the electromagnetic valve control means includes feedback control, feedforward control, and preview control. Therefore, when the solenoid valve has a deviation in the actual operating state with respect to the control signal, the valve opening becomes larger than necessary when the feedback correction is performed to eliminate the deviation according to the solenoid valve control amount, There is an effect that it is possible to improve the convergence accuracy with respect to the target control value and to improve the control accuracy of the electromagnetic valve by eliminating the possibility that the valve opening is delayed.Further, the correction direction is determined based on whether the pressure gradient deviation is positive or negative. Accordingly, since the pressure gradient corresponds to the valve opening of the valve body of the electromagnetic valve, the correction direction of the electromagnetic valve can be easily and accurately determined, and highly reliable control of the electromagnetic valve can be obtained.
[0015]
For example, when the fluid force acts in the valve opening direction on the valve body of the solenoid valve as in the invention described in claim 2, the solenoid valve control means corrects the solenoid valve in the valve closing direction. Sometimes, the solenoid valve control amount is made larger than when correcting in the valve opening direction.
Therefore, in the case of the same solenoid valve control amount in the valve opening direction and the valve closing direction, when correcting in the valve closing direction, the movement of the valve body is slower than in the case of correcting in the valve opening direction. In the invention, by increasing the correction amount in the valve closing direction, the moving speed of the valve body is made uniform in the valve closing direction and the valve opening direction, and the convergence with respect to the target control value is improved as described above. Thus, it is possible to improve the feedback control accuracy.
[0016]
In the case of the invention described in claim 3, since the operating characteristics of the valve body of the solenoid valve are opposite to those of the invention described in claim 2, the characteristics of the solenoid valve control amount of the solenoid valve control means are also reversed. Thus, similarly to the invention according to claim 2, the moving speed of the valve body is made uniform in the valve closing direction and the valve opening direction, and the convergence with respect to the target control value is improved as described above. The effect that the feedback control accuracy can be improved is obtained.
[0017]
In the invention according to claim 4, the electromagnetic valve control means changes the gain when the electromagnetic valve control amount is made different between the valve closing direction and the valve opening direction. Therefore, the control can be simplified to simplify the configuration, and the cost can be reduced.
[0019]
Claim5In the invention described in (1), the solenoid valve control means executes limit control to limit the upper limit value and lower limit value of the solenoid valve control amount. As a result, it is possible to prevent an excessive correction or, on the contrary, an excessively fine correction from being applied, to improve the convergence with respect to the target value, and to improve the feedback accuracy. .
[0020]
Claim6In the invention described in (1), the drive control means outputs a drive control signal comprising a duty ratio signal to the solenoid valve. Therefore, the solenoid valve control amount is also converted into a duty ratio and given to the control signal.
[0021]
Claim7In the invention described in the above, the control signal calculation means forms a control signal corresponding to the brake fluid pressure applied to the wheel cylinder, and based on this, the drive control means outputs the drive control signal to the electromagnetic valve, The opening is controlled. In this case, if the solenoid valve is opened, the brake fluid in the wheel cylinder is stored in the reservoir via the decompression circuit.InWhen the valve is pulled out to reduce the wheel cylinder pressure and the solenoid valve is closed, the pressure reduction is stopped and the wheel cylinder pressure is maintained or increased. Thus, when adjusting the wheel cylinder pressure as described above, the feedback control is executed with high accuracy on the solenoid valve, so that the valve opening becomes larger than necessary and the braking force is suddenly released. It is possible to prevent the G missing phenomenon that is the feeling, or the slow opening of the valve opening and the feeling of brake dragging, and to obtain a high degree of control quality that does not give the vehicle occupant a sense of incongruity. Can do. And this claim7In the invention described in claim 1, the claims8As described inInThe control signal calculating means adds the feedforward control amount formed based on the target hydraulic pressure of the wheel cylinder and the feedback control amount used as the electromagnetic valve control amount obtained by the electromagnetic valve control means, A signal can be formed. Also, since vehicle deceleration is related to wheel cylinder pressure,9As described above, the operation detection means can detect the operation state based on the deceleration of the vehicle. Claims10According to the invention described in item 1, the electromagnetic valve control means adds the first gain to the hydraulic pressure deviation between the target hydraulic pressure and the control hydraulic pressure.MultiplicationThe value obtained by multiplying the value obtained by multiplying the pressure gradient deviation by the second gain is obtained. That is, by correcting the hydraulic pressure deviation by the first gain to obtain the solenoid valve control amount, it is possible to execute correction for reducing the absolute amount of the deviation. Further, by correcting the pressure gradient deviation by the second gain to obtain the solenoid valve control amount, it is possible to eliminate the pressure gradient deviation and execute correction to reduce the deviation that occurs in the short term due to noise or temporary response delay. it can. Therefore, high feedback control accuracy can be obtained. Further, when the electromagnetic valve control means changes the electromagnetic valve control amount in the valve closing direction and the valve opening direction, when changing the gain, at least one of the first gain and the second gain, preferably both By changing the gain, it is possible to easily change the control amount of the solenoid valve, and the controllability is excellent.
[0022]
And claims11When the solenoid valve control means executes the limit control, the value obtained by multiplying the second gain is given the upper limit value and the lower limit value, and the value obtained by multiplying the second gain is the upper and lower limits. Avoid values that are larger or smaller than the limit value. Therefore, the rate of change in pressure reduction is limited to a predetermined range, and it is possible to reliably prevent the occurrence of “G missing feeling” and “brake dragging” in which the braking force rapidly decreases. It is easy just to set a limit on the second gain. Claims12In the invention according to claim 1, the upper limit value and the lower limit value are provided in the solenoid valve control amount itself,11As in the invention described in (1), it is possible to reliably prevent the occurrence of “G missing feeling” and “braking drag” in which the braking force rapidly decreases. Note that “G missing feeling” and “brake dragging” are based on the rate of change in deceleration.11As in the invention described in the above, it is easier to prevent the “G missing feeling” and “brake dragging” by applying a limiter to the second gain related to the pressure gradient. Claim13In the invention described in the above, the differential pressure correction control amount calculation means calculates the vertical differential pressure correction amount based on the vertical differential pressure of the electromagnetic valve, that is, based on the fluid force acting on the valve body of the electromagnetic valve. The control signal calculation means forms a control signal by adding the vertical differential pressure correction amount to the feedforward control amount and the electromagnetic valve control amount. Therefore, by forming the control signal in advance according to the fluid force acting on the valve body, it is possible to prevent the target fluid pressure and the control fluid pressure from differing in advance due to the influence of this fluid force, and the control accuracy is improved. And it is possible to prevent the passenger from feeling uncomfortable.
[0023]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings. FIG. 2 is a brake piping diagram showing a brake control device of an embodiment to which the electromagnetic valve control device of the present invention is applied. This embodiment is described in claims 3 and 5 among the inventions described in all claims.12This corresponds to the inventions other than those described in (1). In the figure, MC is a master cylinder, which is a known cylinder that supplies brake fluid to the wheel cylinder WC via the brake pipes 1 and 2 when the brake pedal BP is depressed. The master cylinder MC is provided with a reservoir RES that stores brake fluid.
[0024]
The brake pipes 1 and 2 have a connection structure called a so-called X pipe. That is, the brake pipe 1 connects the wheel cylinder WC (FL) of the left front wheel and the wheel cylinder WC (RR) of the right rear wheel, and the brake pipe 2 connects the wheel cylinder WC (FR) of the right front wheel and the left rear wheel. The wheel cylinder WC (RL) is connected.
[0025]
An out-side gate valve 3 is provided in the middle of the brake pipes 1 and 2. The out-side gate valve 3 is a normally-open solenoid valve that switches between connection and disconnection of the brake pipes 1 and 2, and variably controls the opening degree by PWM control during braking control as will be described later. That is, the out-side gate valve 3 corresponds to the electromagnetic valve according to claim 2, and as shown in FIG. 15 for explaining the prior art, the valve body is disposed downstream of the seat surface, and the valve When the body is urged in the fully open direction by an urging means such as a spring, and when the coil (not shown) is energized, the valve body moves in the fully closed direction against the urging force by the generated suction force. The normally open proportional solenoid valve is variably controlled by variably controlling this attractive force by PWM control.
In parallel with the out-side gate valve 3 is a one-way valve 3a that allows only the flow of brake fluid from the master cylinder MC side (hereinafter referred to as upstream) to the wheel cylinder WC side (hereinafter referred to as downstream). Is provided.
[0026]
Further, in the brake pipes 1 and 2, an inflow valve 5 composed of a solenoid-driven normally open ON / OFF valve is provided downstream of the out-side gate valve 3. An outflow valve 6 comprising a solenoid-driven normally-closed ON / OFF valve is provided in the middle of the return passage 10 connecting to 7.
[0027]
Further, a pump 4 is connected to the brake pipes 1 and 2 as a hydraulic pressure source. The pump 4 serves as a brake fluid pressure source at the time of braking control and also serves as a return pump when the ABS control is executed. The pump 4 is a plunger pump that is operated by a motor 8 and includes two plungers 4p and 4p, and a pump chamber 4r that performs suction and discharge by the plungers 4p and 4p. A position upstream of the out-side gate valve 3 in the brake pipes 1 and 2 and the reservoir 7 are connected via a 4b. On the other hand, the discharge circuit 4 c is connected to a position between the out-side gate valve 3 and the inflow valve 5 in the brake pipes 1 and 2. The suction circuit 4 b is provided with a check valve 4 d that prevents the brake fluid from flowing toward the reservoir 7.
The suction circuit 4a is provided with an in-side gate valve 9 for switching communication / blockage of the suction circuit 4a. The in-side gate valve 9 is a normally closed solenoid valve.
In addition, the structure enclosed by the square frame in FIG. 2 mentioned above is integrated in one housing as brake unit H / U.
[0028]
The operation of the two gate valves 3, 9, the inflow valve 5, the outflow valve 6 and the motor 8 in the brake unit H / U is controlled by a control unit (not shown).
Although not shown in the figure, this control unit is connected to a running state detecting means for detecting the running state of the vehicle including a wheel speed sensor. Based on an input from this running state detecting means, ABS control and automatic braking described later are performed. Execute control.
[0029]
The ABS control is a well-known control. In brief, in the present embodiment, the wheel lock at the time of braking is determined based on the input from the wheel speed sensor, and the wheel is likely to be locked. After the wheel cylinder pressure is reduced to avoid wheel lock, the wheel speed of the target wheel is appropriately reduced, held, and adjusted so that the wheel speed is lower than the vehicle speed by a predetermined value and is the most effective speed for braking. The pressure is increased.
In the pressure reduction / holding / pressure increase in the ABS control, in the case of pressure reduction, the inflow valve 5 is closed and the outflow valve 6 is opened, and in the case of holding, both valves 5 and 6 are closed, In the case of pressure increase, the inflow valve 5 is opened and the outflow valve 6 is closed. During decompression, the brake fluid in the wheel cylinder WC is released to the reservoir 7. The brake fluid accumulated in the reservoir 7 is returned to the brake pipes 1 and 2 as needed based on the operation of the pump 4.
[0030]
Next, the automatic braking control described above is one aspect of the active braking control, and this automatic braking control is ideal in that the auto-cruise controller ACC shown in FIG. When executing automatic tracking control to follow the preceding vehicle while keeping the correct inter-vehicle distance, the target deceleration is automatically set when the inter-vehicle distance is smaller than the ideal inter-vehicle distance, and this target deceleration can be obtained. This control automatically generates a braking force. In the present embodiment, this automatic braking control is executed by the active braking control means 20 shown in FIG. 1. The active braking control means 20 inputs a wheel speed signal from a wheel speed sensor outside the figure, A wheel indicating a target deceleration is obtained by inputting a signal indicating the target deceleration from the auto cruise controller ACC (in this embodiment, the target deceleration is converted into a target hydraulic pressure PT). While feeding back based on the speed, the wheel cylinder WC is increased, held, and reduced in pressure. Further, in executing this automatic braking control, the inflow valve 5 and the outflow valve 6 are in a non-energized state and the inflow valve 5 is opened and the outflow valve 6 is closed. The out-side gate valve 3 is closed and the in-side gate valve 9 is opened and the pump 4 is operated to supply brake fluid to the wheel cylinder WC. Further, the motor 8 of the pump 4 is PWMed. The amount of pressure increase is controlled arbitrarily by driving. In this case, the amount of pressure increase may be controlled by PWM controlling the opening degree of the inflow valve 5. Therefore, in this embodiment, the brake circuits 1 and 2 themselves are7The out-side gate valve 3 corresponds to the electromagnetic valve of the invention described in the claims. On the other hand, when the pressure is reduced, the in-side gate valve 9 is closed, the motor 8 of the pump 4 is idlingly rotated so as not to generate a discharge amount, and the out-side gate valve 3 is opened to open the wheel cylinder WC. The brake fluid is discharged toward the master cylinder MC, and the amount of pressure reduction is arbitrarily controlled by PWM controlling the valve opening amount of the out-side gate valve 3. In addition to the automatic braking control described above, the active braking control includes torque slip control that generates braking force on the driving wheel when it detects that the driving wheel slips, and vehicle slip, When the vehicle becomes in an over-oversteer state or an overundersteer state, a vehicle motion control that generates a braking force in a desired wheel and generates a yaw moment in a direction to return the vehicle to the neutral state may be executed. Incidentally, in the case of the above automatic braking control, the wheel cylinder pressure of all the wheels is controlled to the same pressure or the hydraulic pressure is supplied to all the wheel cylinders WC while giving a predetermined hydraulic pressure difference between the front and rear wheels. In the case of motion control, braking force is generated on an arbitrary wheel. Regarding torque slip control, hydraulic pressure is supplied only to the wheel cylinder WC of the drive wheel.
[0031]
Next, the configuration of the active braking control means 20 will be described with reference to FIG.
As shown in the figure, the active braking control means 20 includes a feedforward control amount calculation unit (control signal) that calculates a necessary control amount based on the target deceleration (target hydraulic pressure PT) sent from the auto cruise controller ACC. (Calculation means) 21, deceleration calculation section (operation detection means) 22 for calculating the deceleration actually generated from the wheel speed signal input from the wheel speed sensor, feedforward control amount and actual deceleration A solenoid valve control amount calculation unit (solenoid valve control means) 23 for obtaining a solenoid valve control amount that fills the control error based on the target deceleration and a differential pressure correction control amount, that is, the out-side gate valve 3 is sandwiched between Upstream (this upstream is the upstream side during active braking control and therefore the pump 4 side) and downstream (this downstream is the master cylinder MC side during active braking control) A differential pressure correction control amount calculation unit (differential pressure correction means) 24 for estimating a differential pressure from the deceleration and obtaining a correction control amount from the differential pressure because the valve opening is different even at the same current value according to the pressure difference of The control mode determination unit 25 that determines whether to increase, hold, or reduce the wheel cylinder pressure from the target deceleration, feedforward control amount, solenoid valve control amount, and differential pressure correction control amount, The duty ratio to be output to the motor 8 that controls the pressure increase amount and the out-side gate valve 3 that controls the pressure reduction amount is calculated from the target deceleration, feedforward control amount, solenoid valve control amount, and differential pressure correction control amount. When the valve body (not shown) comes into contact with the fully open stopper and the seat surface when the duty calculating unit (control signal calculating means) 26 and the out side gate valve 3 are fully opened and fully closed A soft landing control unit 27 that softly controls the hit, a motor PWM drive circuit 28 that outputs a drive signal to the motor 8, and a gate valve PWM drive circuit (drive) that outputs a drive signal to the out-side gate valve 3 Control means) 29, a feedback control unit 30 that performs feedback correction on the drive control signal output to the out-side gate valve 3, and an in-side gate valve drive that outputs a drive control signal to the in-side gate valve 9 Circuit 31.
[0032]
Next, the flow of the automatic braking control by the active braking control means 20 described above will be described based on the flowchart of FIG.
In step 101, after performing necessary processing for each input signal, in step 102, feedforward control amount calculation unit 21 performs feedforward control amount Sf_P for pump 4 and feedforward control for out-side gate valve 3. The amount Sf_V is calculated based on the following calculation formula.
Sf_P = DGAINF_P × DPT
Sf_V = DGAINF_V × DPT
Here, DPT is a target hydraulic pressure gradient, DGAINF_P is a feedforward D gain in the pump 4, and DGAINF_V is a feedforward D gain in the out-side gate valve 3. The target hydraulic pressure gradient DPT is a hydraulic pressure gradient determined by connecting the current hydraulic pressure and the target hydraulic pressure that is a target value.
[0033]
In the subsequent step 103, the differential pressure correction control amount Sd_V [where Sd_V = fd_V (PT)] in the out-side gate valve 3 is obtained in the differential pressure correction control amount calculation unit 24.
Incidentally, this differential pressure correction characteristic is stored as a differential pressure correction amount map shown in FIG. In this differential pressure correction amount map, the horizontal axis is the target hydraulic pressure PT, that is, in the automatic braking control (active braking control), the master downstream of the out-side gate valve 3 is used. Since the cylinder MC side is at atmospheric pressure, the upper and lower differential pressure is equal to the hydraulic pressure on the pump 4 side. Therefore, the differential pressure correction control amount Sd_V is set according to the target hydraulic pressure PT.
Next, in step 104, the rising correction control amount Sd_P in the pump 4 is obtained as [where Sd_P = fd_P (PL)].
Incidentally, the rising correction characteristic is stored as a map shown in FIG. In this rising correction characteristic map, the horizontal axis is the control hydraulic pressure PL, that is, the suction side of the pump 4 is atmospheric pressure. Since the discharge pressure is raised, the rising correction control amount Sd_P is set according to the control hydraulic pressure PL.
[0034]
In the next step 105, the solenoid valve control amount calculator 23 calculates the solenoid valve control amount Sb_P of the pump 4 by the following formula.
Sb_P = PGAINB_P × (PT−PL) + DGAINB_P (DPT−DPL)
In the next step 106, the solenoid valve control amount calculator 23 obtains the solenoid valve control amount Sb_V of the out-side gate valve 3. Details will be described later.
[0035]
In the next step 107, the feedforward control amounts Sf_P and Sf_V obtained in the feedforward control amount calculation unit 21, the differential pressure correction control amount Sd_V obtained in the differential pressure correction control amount calculation unit 24, the rising correction control amount Sd_P, The solenoid valve control amounts Sb_P and Sb_V obtained by the solenoid valve control amount calculation unit 23 are added together as shown in the following calculation formula to obtain the pump control amount St_P and the valve control amount St_V. Sb_P = Sf_P + Sd_P + Sb_P
Sb_V = Sf_V + Sd_V + Sb_V
Subsequent steps 108 to 111 are control mode determinations in the control mode determination unit 25. First, in step 108, the target hydraulic pressure PT executes or does not execute preset automatic braking control (active braking control). If YES, that is, if PT> THOFF, the process proceeds to step 109 to execute automatic braking control (active braking control), but NO, that is, PT ≦ THOFF. In this case, the process proceeds to step 116 to set the non-control state (OFF).
[0036]
Next, in step 109, it is determined whether or not the target hydraulic pressure gradient DPT is less than a preset sudden pressure increase threshold THKYU. If YES, that is, if DPT> THKYU, the routine proceeds to step 115 to perform rapid pressure increase. If NO, that is, if DPT ≦ THKYU, the routine proceeds to step 110 in order to determine (normal) pressure increase, hold, and pressure decrease.
In step 110, it is determined whether or not the target hydraulic pressure gradient DPT is larger than a preset pressure increase threshold value DBIC. If YES, that is, if DPT> DBIC, the process proceeds to step 114 to perform pressure increase processing, and NO, that is, DPT ≦ In the case of DBIC, the process proceeds to step 111 to determine whether to reduce pressure or hold.
[0037]
Next, in step 111 for determining whether the pressure is reduced or maintained, it is determined whether or not the target hydraulic pressure gradient DPT is less than a preset pressure reduction threshold value DBDC. If YES, that is, if DPT <DBDC, the pressure reduction process is executed. Therefore, the process proceeds to step 112. If NO, that is, if DPT ≧ DBDC, the process proceeds to step 113 to execute the holding process.
[0038]
Next, in steps 112 to 116, the duty ratio output to each of the pump 4 and the out-side gate valve 3 according to the process is calculated in the process based on the above-described determination, that is, the duty calculation unit 26, and further, the motor PWM In the drive circuit 28 and the gate valve PWM drive circuit 29, processing for outputting a duty ratio signal is executed.
[0039]
In step 112, the pressure reducing process is executed. In this case, the pump control ON duty ratio DUTY_P is set to 0%, the pump 4 is not driven, and the pressure reducing valve control ON duty ratio DUTY_V is set based on the map shown in FIG. The opening is determined according to the control signal St_V, and the opening is determined according to the target deceleration (actually feedback correction is added to this), and the in-side gate valve 9 is closed. Accordingly, the hydraulic pressure in the wheel cylinder WC escapes from the out-side gate valve 3 to the master cylinder MC, and the pressure is reduced.
[0040]
In step 113, the holding process is executed. In this case, the pump control ON duty ratio DUTY_P is set to 0%, the pump 4 is set in the non-driven state, the pressure reducing valve control ON duty ratio DUTY_V is set to 60%, and the out-side gate valve 3 is set. The fully closed state is set, and the in-side gate valve 9 is closed. Therefore, there is no supply of brake fluid from the pump 4, and there is no escape from the out-side gate valve 3, and the wheel cylinder pressure is maintained.
[0041]
In step 114, pressure increasing processing is executed. In this case, the pump control ON duty ratio DUTY_P is determined according to the pump control signal St_P based on the map shown in FIG. The discharge amount is obtained, the pressure reducing valve control ON duty ratio DUTY_V is set to 60%, the out-side gate valve 3 is fully closed, and the in-side gate valve 9 is opened. Accordingly, the brake fluid is supplied from the pump 4 in a state where there is no escape from the out-side gate valve 3, and the wheel cylinder pressure is increased.
[0042]
In step 115, a sudden pressure increase process is executed. In this case, the pump control ON duty ratio DUTY_P is set to 100%, the maximum drive is performed, the pressure reducing valve control ON duty ratio DUTY_V is set to 60%, and the out-side gate valve 3 is fully closed. In addition, the in-side gate valve 9 is opened. Accordingly, the brake fluid is supplied from the pump 4 at the maximum supply amount in a state where there is no escape from the out-side gate valve 3, and the wheel cylinder pressure is rapidly increased.
[0043]
In step 116, an OFF process is performed. In this case, the pump control ON duty ratio DUTY_P is set to 0%, the driving is stopped, the pressure reducing valve control ON duty ratio DUTY_V is also set to 0%, and the out-side gate valve 3 is fully opened. Further, the in-side gate valve 9 is closed. Therefore, active braking is not performed at all, and braking force according to the driver's braking operation is generated.
[0044]
Incidentally, the differential pressure characteristic in the out-side gate valve 3 is as shown in FIG. 8, and the reference map characteristic indicating the relationship between the duty ratio and the hydraulic pressure gradient is indicated by a thick line in the figure. In this figure, the up-down differential pressure of the out-side gate valve 3 is 10, 20, 30, 40, 100 kgf / cm, respectively.²The characteristic in the case of is shown. Thus, if the differential pressure increases, the fluid force acting in the valve opening direction of the out-side gate valve 3 becomes stronger, so that the duty ratio necessary to obtain the same hydraulic pressure gradient increases.
[0045]
After performing any one of the pressure reduction / holding / pressure increase / rapid pressure increase / OFF processing in steps 112 to 116 described above, the process proceeds to step 117 and the current feedback control unit 30 uses the out-side gate valve (pressure reduction valve) 3. The duty ratio to be output to is calculated. Details of this will be described later.
Further, the process proceeds to step 118, where the soft landing control unit 27 executes soft landing control, and in the subsequent step 119, a process of outputting drive signals from the drive circuits 28, 29, 31 is executed.
[0046]
Next, details of the solenoid valve control amount calculation executed in step 106 will be described based on the flowchart of FIG.
First, in step 201, the pressure gradient deviation PD is calculated by PD = DPT-DPL. Note that DPT is a target hydraulic pressure gradient, and DPL is a control hydraulic pressure gradient. Since the control hydraulic pressure gradient DPL is obtained based on the actual deceleration, the overall flow chart of FIG. 9 performs feedback control.
Next, in step 202, whether or not the pressure gradient deviation PD is positive, that is, the pressure gradient of the out-side gate valve 3 is gentler than the target hydraulic pressure gradient DPT, in other words, the opening is wider than the target. If YES, that is, if PD> 0, it is determined that the hydraulic pressure gradient is gentler than the target hydraulic pressure gradient DPT (the opening is wider than the target) and the closing direction is corrected. Proceeding to 203, if NO, that is, PD ≦ 0, a step is performed to correct the opening direction because the hydraulic pressure gradient is steeper than the target hydraulic pressure gradient DPT (the opening is narrower than the target). Proceed to 204.
[0047]
In step 203, the feedback P gain PGAINB_V is set to PGBO_P and the feedback D gain DGAINB_V is set to DGBO_P.
In step 204, processing for setting the feedback P gain PGAINB_V to PGBO_M and setting the feedback D gain DGAINB_V to DGBO_M is executed.
Note that PGBO_P> PGBO_M and DGBO_P> DGBO_M, where the P gain is a gain corresponding to an absolute amount deviation, and the D gain is a gain corresponding to a hydraulic pressure gradient.
[0048]
Next, in step 205, processing for obtaining the feedback D component value Sbd_V by Sbd_V = DGAINB_V × PD is executed.
[0049]
In the subsequent steps 206 and 207, the feedback D component value Sbd_V is a value between or exceeding the preset upper limit value SbdU and lower limit value SbdL, If Sbd_V is equal to or greater than the upper limit value SbdU, the process proceeds to step 208 to execute processing for setting the feedback D component value Sbd_V to the upper limit value SbdU. On the other hand, when the feedback D component value Sbd_V is equal to or lower than the lower limit value SbdL, the process proceeds to step 209 to execute processing for setting the feedback D component value Sbd_V to the lower limit value SbdL. That is, when the feedback D component value Sbd_V is between the upper limit value SbdU and the lower limit value SbdL, the value is used as the feedback D component value Sbd_V, and the upper limit and the lower limit are limited. A value larger than the value SbdU is not used, and a value smaller than the lower limit value SbdL is not used. The processing in steps 205 to 209 corresponds to limit control in the claims. .
[0050]
Further, in step 210, the solenoid valve control amount Sb_V is obtained by the equation Sb_V = PGAINB_V × (PT−PL) + Sbd_V.
That is, the electromagnetic valve control amount Sb_V is obtained from the P component value based on the deviation between the target hydraulic pressure PT and the control hydraulic pressure PL and the feedback D component value Sbd_V, and the reduced pressure feedback gain PGAINB_V for obtaining the P component value and The feedback D gain DGAINB_V for determining the feedback D component value Sbd_V is set to a relatively large value when correcting to the closing side, and set to a relatively small value when correcting to the opening side. The control amount Sb_V itself also has a relatively large value in the case of feedback correction to the closing side compared to the case of feedback correction to the opening side. The characteristic of this feedback D component value Sbd_V is shown in FIG. It becomes the characteristic to show.
[0051]
Next, the flow of processing for calculating the duty ratio of the out-side gate valve 3 in step 117 will be described with reference to the flowchart of FIG.
In step 301 and step 302, the duty ratio DUTY_V_2 before two samples and the duty ratio DUTY_V_1 before one sample are rewritten, and in step 303, all three samples from the previous two cycles to the current control cycle are out-side. It is determined whether or not the duty ratio DUTY_V of the gate valve 3 is = 0. If YES, the process proceeds to step 305. If NO, the process proceeds to step 304.
In step 304, it is determined whether or not the duty ratio DUTY_V of the out-side gate valve 3 is the same value from two cycles before to the current control cycle in the holding or pressure increasing mode. If YES, the process proceeds to step 309. If NO, the process proceeds to step 313.
[0052]
The flow from step 305 is a flow for obtaining a moving average of the minimum current value Imin. In steps 305 and 306, rewriting of the minimum current value (moving average value) Imin_2 two samples before and the minimum current value Imin_1 one sample before is rewritten. In the subsequent step 307, the minimum current value Imin_0 of the current control cycle is read. In the subsequent step 308, the minimum current value (moving average) Imin is obtained by Imin = (Imin_0 + Imin_1 + Imin_2) / 3. The minimum current value Imin is a current value that sometimes flows as the minimum duty ratio Dmin (0% in the present embodiment).
[0053]
On the other hand, the flow from step 309 is a flow for obtaining the moving average of the maximum current value Imax. In steps 309 and 310, the maximum current value (moving average value) Imax_2 two samples before and the maximum current value Imax_1 one sample before are calculated. In step 311, the maximum current value Imax_0 of the current control cycle is read, and in step 312, the maximum current value (moving average) Imax is obtained by Imax = (Imax_0 + Imax_1 + Imax_2) / 3. The maximum current value Imax is a current value that flows at the maximum duty ratio Dmax (60% in the present embodiment).
[0054]
In step 313, the slope Kar is
Kar = (Dmax−Dmin) / (Imax−Imin)
Ask for.
Further, in step 314, the intercept Kbr is
Kbr = Dmin− (Kar × Imin)
Ask for.
Finally, in step 315, the duty ratio DUTY_V of the out-side gate valve 3 is set to
DUTY_V = Kar × Istd + Kbr
Ask for.
[0055]
That is, in FIG. 12, the power generation characteristic in the vehicle changes with respect to the reference current characteristic indicated by the solid line, or the resistance value changes due to the temperature rise caused by the operation of the solenoid or the like, and is indicated by the dotted line FB in the same figure. Thus, when the current characteristic changes, the slope Kar of the characteristic FB is obtained from Imax corresponding to Dmax and Imin corresponding to Dmin, and the intercept Kbr at Dmin is obtained, so that a preset current value can be obtained. Shift ratio.
[0056]
Next, the soft landing control in step 118 will be described with reference to the flowchart of FIG.
First, in step 401, the duty ratio DUTY_V of the out-side gate valve 3 obtained in step 315 is set as the target duty ratio DUTY_Vt.
In the next step 402, it is determined whether or not the control mode is OFF, that is, the target duty ratio DUTY_Vt = 0%. If YES (control mode OFF), the process proceeds to step 403 to determine whether or not rapid acceleration is performed. In the case of acceleration, the routine proceeds to step 404 to cancel the soft landing control, and the out-side gate valve 3 is fully opened with the valve duty ratio DUTY_V = 0% output to the out-side gate valve 3. Whether the acceleration is sudden or not is determined by an output from an accelerator opening sensor (not shown).
On the other hand, if it is not sudden acceleration, the process proceeds from step 405 to 406. First, in step 405, a deviation ΔD between the target duty ratio DUTY_Vt and the valve duty ratio DUTY_V of the previous cycle is obtained. The ratio DUTY_V is
DUTY_V = DUTY_V−min (ΔDd, −ΔD)
The valve duty ratio DUTY_V is gradually reduced to 0% by using a smaller OFF duty reduction rate ΔDd or deviation −ΔD set in advance.
That is, when the out-side gate valve 3 is fully opened, the valve duty ratio DUTY_V is gradually decreased toward 0% based on the control of Steps 403 to 406, except for sudden acceleration, and the valve body (not shown) is removed. This is gradually moved toward a stopper (not shown), and this is called soft landing control in this specification.
[0057]
Further, if the control mode is not OFF in step 402, the process proceeds to step 407, where it is determined whether or not the control mode is depressurization. The duty ratio DUTY_V of the gate valve 3 is assumed.
On the other hand, in step 407, when the control mode is holding or increasing pressure excluding pressure reduction, the process proceeds to step 409, and a deviation ΔD between the target valve duty ratio DUTY_Vt and the valve duty ratio DUTY_V of one cycle before is obtained.
In the subsequent step 410, the valve duty ratio DUTY_V one cycle before is added with a smaller one of the duty increase rate ΔDi, which is a preset pressure reduction gradient, and the deviation ΔD, and the valve as the current command value is set. A duty ratio DUTY_V is obtained.
That is, it is obtained by an arithmetic expression of DUTY_V = DUTY_V + min (ΔDi, ΔD).
[0058]
Therefore, in the out-side gate valve 3, the valve body (not shown) can be prevented from moving and colliding gently with respect to the stopper that restricts to the fully open position. It is possible to prevent discomfort and to suppress impacts and improve durability.
In addition, this soft landing control makes it possible to gradually remove the residual pressure when residual pressure occurs, and improves the control quality by removing the residual pressure using an inexpensive means that does not use an expensive pressure sensor. It is possible to prevent the occupant from feeling “G missing”.
Since this soft landing control is a control when fully open or fully closed, feedback control for bringing the actual hydraulic pressure close to the target hydraulic pressure even if the displacement of the valve body is limited in this way. Will not be adversely affected.
[0059]
Next, the control of the out-side gate valve 3 in the embodiment will be described.
In the embodiment, the feedforward control amount calculation unit 21 forms the feedforward control amount Sf_V in accordance with the target deceleration input from the auto cruise controller ACC, and the electromagnetic valve control amount calculation unit 23 sets the electromagnetic force. The valve control amount Sb_V is calculated, and further, the differential pressure correction control amount calculation unit 24 forms a differential pressure correction amount Sd_V in consideration of the vertical differential pressure of the out-side gate valve 3, that is, the fluid force received by the valve body at this time. Is done. These are added together to obtain a valve control amount St_V.
Here, when the solenoid valve control amount Sb_V is corrected in the closing direction and when it is corrected in the opening direction, the P gain PGAINB_V and the D gain DGAINB_V are different, and the gain is increased in the closing direction. Therefore, as described with reference to FIG. 15 or FIG. 16, the fluid force acts largely on the valve body in the opening direction, and the frictional force acts to require a larger force when the valve is closed than when the valve is opened. Therefore, the tendency that the valve opening tends to become larger than necessary becomes strong, or conversely, the phenomenon that the valve opening becomes slow to spread is suppressed, It is possible to improve the control accuracy by improving the convergence with respect to the target hydraulic pressure PT.
As a result, it is possible to improve the control quality by preventing the G missing phenomenon, which is a feeling that the braking force is suddenly lost, and conversely, causing the brake drag feeling.
In addition, the force generated in the opening and closing directions is changed by changing the gain, so that the moving speed of the valve body can be made equal in the opening and closing directions, and smooth hydraulic pressure control is possible. This also makes it possible to improve the control quality.
Furthermore, in the present embodiment, since the upper limit value and the lower limit value are set for the feedback D component value Sbd_V for calculating the solenoid valve control amount Sb_V, the maximum value and the minimum value of the solenoid valve control amount Sb_V are set within an appropriate range. In this case, it is possible to prevent the correction speed from being delayed or to move the valve body excessively, thereby improving the hydraulic pressure accuracy. In this embodiment, the upper limit value and the lower limit value are set according to changes in braking force (maximum hydraulic pressure gradient and minimum hydraulic pressure gradient required for automatic braking control) when executing automatic braking control. However, when this control executes another control in the active braking control, the upper limit value and the lower limit value are appropriately set according to the control. That is, when the vehicle motion control that generates the yaw moment necessary for the vehicle is executed, the maximum hydraulic pressure gradient is larger than that in the present embodiment, so the upper limit value is set to a value that is larger than that in the present embodiment. Is preferred. In this embodiment, the upper limit value and the lower limit value are set for the feedback D component value Sbd_V. However, the upper limit value and the lower limit value may be set for the electromagnetic valve control amount Sb_V. Incidentally, since the feedback D component value Sbd_V is a numerical value related to the gradient of the hydraulic pressure, in this embodiment, an upper limit value and a lower limit value are set for this value.
[0060]
Furthermore, in the present embodiment, since the differential pressure correction amount Sd_V based on the vertical differential pressure of the out-side gate valve 3 is added in advance, the deviation between the target hydraulic pressure PT and the actual hydraulic pressure is reduced. This also makes it possible to execute control with high accuracy while suppressing control hunting.
In particular, in the first embodiment, since the differential pressure is formed based on the target hydraulic pressure PT, the wheel cylinder pressure is actually generated, and this differential pressure is actually generated before the differential pressure is actually generated. By executing the correction according to the above, it is possible to execute automatic braking control (active braking control) excellent in control quality with no correction delay and without causing the passenger to feel uncomfortable with braking.
[0061]
Incidentally, FIG. 14 is a time chart showing an operation example according to the present embodiment. When the target deceleration Gcar (corresponding to the target hydraulic pressure PT) changes as shown in (a), as shown in (b). Although there is a deviation between the target hydraulic pressure targetP and the actual wheel cylinder pressure pwc, the deviation is extremely small, and the uncomfortable feeling given to the driver is greatly reduced. Further, as shown in FIG. 6C, the duty ratio output to the out-side gate valve 3 is little changed as shown by the thick line in the figure, the control is stable, and the control hunting hardly occurs.
[0062]
Although the embodiment has been described with reference to the drawings, the present invention is not limited to the configuration of the embodiment.
For example, in the embodiment, an example in which the present invention is applied to an electromagnetic valve (out-side gate valve 3) of a brake control device has been shown. However, a lock-up clutch slip control electromagnetic valve, an accum back pressure control electromagnetic valve in an automatic transmission, This applies not only to electromagnetic valves for other on-vehicle equipment such as solenoid valves for throttle pressure generation and intake air quantity control for internal combustion engines, but also to electromagnetic valves for industrial equipment other than on-vehicle equipment. be able to.
[0063]
Moreover, although the example applied to the normally open solenoid valve was shown in the embodiment, it can be applied to a normally closed solenoid valve. In this normally closed solenoid valve, as shown in FIG. 15, when the valve element is arranged downstream of the fluid, the valve opening is smooth and requires force in the valve closing direction. Decreases the gain, and correction in the valve closing direction increases the gain. Further, in the case of a normally closed solenoid valve whose fluid flow direction is opposite to the vertical direction shown in FIG. 15, the fluid force acts in the valve closing direction. Valve direction correction increases the gain.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a control block diagram showing active braking control means of an embodiment.
FIG. 2 is a brake piping diagram showing the brake control device of the embodiment.
FIG. 3 is a flowchart showing an automatic braking control flow of the embodiment.
FIG. 4 is a differential pressure correction amount map of the embodiment.
FIG. 5 is a rising control correction amount map according to the embodiment;
FIG. 6 is a reference map showing duty characteristics for the out-side gate valve according to the embodiment.
FIG. 7 is a reference map showing duty characteristics for the pump according to the embodiment;
FIG. 8 is a differential pressure characteristic diagram of a hydraulic pressure gradient according to a duty ratio in the embodiment.
FIG. 9 is a flowchart showing a flow for obtaining a solenoid valve control amount according to the embodiment;
FIG. 10 is a characteristic diagram of an electromagnetic valve control amount according to the embodiment.
FIG. 11 is a flowchart showing a flow of current value correction in the embodiment.
FIG. 12 is an explanatory diagram of current value correction in the embodiment.
FIG. 13 is a flowchart showing a flow of soft landing control in the embodiment.
FIG. 14 is a time chart showing an operation example of the embodiment.
FIG. 15 is an explanatory view of the prior art and operating characteristics of a valve body.
FIG. 16 is an explanatory diagram of a conventional technique and operating characteristics of a valve body.
[Explanation of symbols]
1 Brake piping
2 Brake piping
3 Out side gate valve
3a One-way valve
4 Pump
4a, 4b Inhalation circuit
4c Discharge circuit
4d check valve
4p, 4p plunger
4r pump room
5 Inlet valve
6 Outflow valve
7 Reservoir
8 Motor
9 Inn side gate valve
10 Return passage
20 Active braking control means
21 Feedforward control amount calculation unit
22 Deceleration calculation section
23 Solenoid valve control amount calculator
24 Differential pressure correction control amount calculation unit
25 Control mode determination unit
26 Duty calculation section
27 Soft landing controller
28 Motor PWM drive circuit
29 Gate valve PWM drive circuit
31 Inn side gate valve drive circuit
ACC auto cruise controller
BP Brake pedal
H / U Brake unit
MC master cylinder
RES reservoir
WC wheel cylinder

Claims

A solenoid valve (3) for adjusting the flow rate of fluid, a control signal computing means (26) for computing a control signal for the solenoid valve based on a predetermined input, and drive control toward the solenoid valve based on the control signal Based on the difference between the drive control means (29) for outputting a signal, the action detection means (22) for detecting the operation state of the solenoid valve, and the action detection value detected by the action detection means and the control signal for the solenoid valve. An electromagnetic valve control means (23) for obtaining an electromagnetic valve control amount, wherein the control signal calculation means is configured to obtain the control signal in accordance with the electromagnetic valve control amount. The valve (3) has different valve element operating characteristics between the closing operation and the opening operation, and the electromagnetic valve control means (23) has a valve closing direction and a valve opening direction according to the valve element operating characteristics. obtains the solenoid valve control amount in different properties Solenoid valve, wherein the is configured to perform the direction judged by whether the pressure gradient deviation which is a deviation between the target fluid pressure gradient and the control fluid pressure gradient of the solenoid valve (3) is positive or negative Control device.

The solenoid valve (3) is configured such that the valve body is disposed downstream with respect to the seat surface and the fluid force of the fluid acts on the valve body in the valve opening direction, and the solenoid valve control means (23) The electromagnetic valve control device according to claim 1, wherein when the electromagnetic valve is corrected in the valve closing direction, the electromagnetic valve control amount is made larger than when the electromagnetic valve is corrected in the valve opening direction.

The solenoid valve (3) is configured such that the valve body is disposed upstream with respect to the seat surface, and the fluid force of the fluid acts on the valve body in the valve closing direction. The solenoid valve control means (23) The electromagnetic valve control device according to claim 1, wherein when the electromagnetic valve is corrected in the valve opening direction, the electromagnetic valve control amount is set larger than when the electromagnetic valve is corrected in the valve closing direction.

The electromagnetic valve control device according to any one of claims 1 to 3, wherein the electromagnetic valve control means (23) changes the gain when the electromagnetic valve control amount is different between the valve closing direction and the valve opening direction.

The solenoid valve control means (23), the solenoid valve control apparatus according to claims 1, characterized in that performing the limit control to provide a constraint on the upper limit value and the lower limit value of the solenoid valve control amount 4.

It said drive control means (29), the solenoid valve control apparatus according to 5 claims 1, characterized in that it is configured to output a drive control signal consisting of a duty ratio signal to the solenoid valve.

The electromagnetic valve (3) is provided in the middle of a pressure-reducing circuit (1, 2) connecting a wheel cylinder and a reservoir in a brake unit (H / U) configured to be able to arbitrarily increase and decrease the brake fluid pressure. The electromagnetic valve control device according to any one of claims 1 to 6 , wherein the control signal calculation means (26) is configured to form a control signal in accordance with a brake fluid pressure applied to the wheel cylinder.

The control signal calculating means (26) obtains a control signal by performing a calculation of adding a feedforward control amount formed based on a target hydraulic pressure of the wheel cylinder and a feedback control amount used as a solenoid valve control amount. The electromagnetic valve control device according to claim 7 .

The electromagnetic valve control device according to claim 7 or 8 , wherein the operation detection means (22) detects an operation state based on a deceleration of the vehicle.

The solenoid valve control means (23) is multiplied Upon obtaining the solenoid valve control amount, a value obtained by multiplying the first gain to the liquid pressure deviation between the target fluid pressure and the control hydraulic pressure, the second gain to the pressure gradient deviation 10. The solenoid valve control device according to claim 7, wherein the solenoid valve control amount is obtained by adding the calculated values.

The solenoid valve control means (23), when performing the limit control, in claim 10, wherein providing the upper limit value and lower limit value to a value obtained by multiplying the second gain to the pressure gradient deviation The electromagnetic valve control device described.

The electromagnetic valve control device according to claim 10 , wherein the electromagnetic valve control means (23) gives an upper limit value and a lower limit value to the electromagnetic valve control amount itself when executing the limit control. .

A differential pressure correction control amount calculating means (24) for calculating a vertical differential pressure correction amount based on the vertical differential pressure of the electromagnetic valve is provided, and the control signal calculating means (26) includes a feedforward control amount and an electromagnetic valve control. The electromagnetic valve control device according to claim 9, wherein the control signal is formed by adding the amount and the vertical differential pressure correction amount.