JP5125813B2 - Electronically controlled hydraulic brake device - Google Patents
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Description
本発明は、電子制御液圧ブレーキ装置、特に、マスターシリンダなど制動操作ユニットからの液圧を、ホイールシリンダなどのブレーキ作動ユニットへ導く一般的なブレーキ液圧系に対し、ブレーキ作動ユニットへの液圧を制動操作ユニットからの液圧と切り離して増圧制御可能なブレーキアクチュエータを付加した電子制御液圧ブレーキ装置に関するものである。 The present invention relates to an electronically controlled hydraulic brake device, and more particularly, to a general brake hydraulic system that guides hydraulic pressure from a braking operation unit such as a master cylinder to a brake operating unit such as a wheel cylinder. The present invention relates to an electronically controlled hydraulic brake device to which a brake actuator capable of increasing pressure control by separating the pressure from the hydraulic pressure from a braking operation unit is added.
この種の電子制御液圧ブレーキ装置としては従来、例えば特許文献1に記載のようなものが知られている。
この電子制御液圧ブレーキ装置は、
マスターシリンダなど制動操作ユニットからの液圧を、ホイールなどのブレーキ作動ユニットに導くブレーキ配管中に挿置した差圧制御弁と、
該差圧制御弁の上流側からブレーキ液を吸入して、このブレーキ液を差圧制御弁の下流側へ吐出するポンプとで上記のブレーキアクチュエータを構成し、
上記した差圧制御弁とポンプとの共働により、差圧制御弁の上流側および下流側間における差圧を制御して、ブレーキ作動ユニットによる制動力を決定し得るようにしたものである。
As this type of electronically controlled hydraulic brake device, for example, one as described in
This electronically controlled hydraulic brake device
A differential pressure control valve inserted in a brake pipe that guides hydraulic pressure from a braking operation unit such as a master cylinder to a brake operation unit such as a wheel;
The brake actuator is configured with a pump that sucks brake fluid from the upstream side of the differential pressure control valve and discharges the brake fluid to the downstream side of the differential pressure control valve.
The differential pressure control valve and the pump cooperate to control the differential pressure between the upstream side and the downstream side of the differential pressure control valve so that the braking force by the brake operation unit can be determined.
上記の差圧制御に際しては、制動操作ユニットの操作状態（ブレーキペダル踏み込み量および制動操作ユニットの出力液圧）から目標減速度（目標制動力）を求め、
制動操作ユニットの出力液圧により得られるべき制動力および回生制動力の和値で目標制動力を賄い得ない場合、制動力不足分を、ブレーキアクチュエータによる（差圧制御弁とポンプとの共働による）上記の差圧制御（下流側液圧の増圧制御）によって補充し、
これにより、結果として目標減速度（目標制動力）を達成することができる。
If the target braking force cannot be covered by the sum of the braking force and the regenerative braking force that should be obtained by the output hydraulic pressure of the braking operation unit, the braking force shortage can be reduced by the brake actuator (cooperation between the differential pressure control valve and the pump). Supplemented by the above differential pressure control (downstream hydraulic pressure increase control),
As a result, the target deceleration (target braking force) can be achieved.
ところで、制動操作中における目標減速度（目標制動力）の変化割合が小さな制動操作領域と、大きな制動操作領域とで異なり、それにもかかわらずリニヤな制御が可能となるよう差圧制御弁は、制御入力（制御電流）変化に対する差圧変化割合を、小さな制動操作領域と、大きな制動操作領域とで異ならせてある。
従って、差圧制御弁の制御入力と差圧との関係を表した差圧制御弁特性は、小さな制動操作領域と、大きな制動操作領域との境界において、制御入力変化に対する差圧変化割合が変化する変曲点を有する。
By the way, the differential pressure control valve is different so that the change rate of the target deceleration (target braking force) during the braking operation is different between the small braking operation region and the large braking operation region, and nevertheless linear control is possible. The differential pressure change ratio with respect to the control input (control current) change is made different between the small braking operation region and the large braking operation region.
Therefore, the differential pressure control valve characteristic that expresses the relationship between the control input and the differential pressure of the differential pressure control valve changes the differential pressure change rate with respect to the control input change at the boundary between the small braking operation region and the large braking operation region. It has an inflection point.
かかる変曲点の存在故に、制動操作量を低下させている間、これに伴って低下する目標差圧が上記の変曲点を通過するとき、差圧制御弁の制御入力（制御電流）が急低下し、これをきっかけとして、目標差圧が上記の変曲点相当値まで低下したとき以降、差圧制御弁の制御入力（制御電流）が変曲点を跨いでハンチングする制御のハンチングを生ずる。
かかる制御のハンチングにより上流側液圧が上下変動を繰り返すこととなるが、かかる上流側液圧の上下変動は、制動操作ユニットにキックバックされ、当該ユニットを操作する運転者の足などに振動として伝わり、運転者に違和感を与えるという問題を生ずる。
Because of the presence of such an inflection point, when the target differential pressure that decreases along with the reduction of the braking operation amount passes through the inflection point, the control input (control current) of the differential pressure control valve is When the target differential pressure drops to the above inflection point equivalent value, the control input (control current) of the differential pressure control valve hunts across the inflection point. Arise.
Such control hunting causes the upstream hydraulic pressure to fluctuate repeatedly, but the upstream hydraulic pressure fluctuation is kicked back to the braking operation unit, causing vibrations on the feet of the driver who operates the unit. This causes a problem that the driver feels uncomfortable.
本発明は、上記のような制御のハンチングを生ずることのないようにして、上流側液圧の繰り返し上下変動が発生することのないようにし、
もって、制動操作ユニットを操作する運転者の足などに振動が伝達されるという上記の違和感を解消し得るようにした電子制御液圧ブレーキ装置を提供することを目的とする。
The present invention prevents the above control hunting from occurring, prevents the upstream hydraulic pressure from repeatedly fluctuating up and down,
Accordingly, it is an object of the present invention to provide an electronically controlled hydraulic brake device that can eliminate the above-mentioned uncomfortable feeling that vibration is transmitted to a driver's foot or the like who operates a braking operation unit.
この目的のため本発明による電子制御液圧ブレーキ装置は、請求項１に記載のごとくに構成する。
先ず前提となる電子制御液圧ブレーキ装置を説明するに、これは、
制動操作ユニットからの液圧をブレーキ作動ユニットに導くブレーキ配管中に差圧制御弁を挿置し、
該差圧制御弁よりも前記制動操作ユニットに近い上流側ブレーキ配管部分からブレーキ液を吸入し、このブレーキ液を、前記差圧制御弁よりも前記ブレーキ作動ユニットに近い下流側ブレーキ配管部分に吐出するポンプを具え、
これら差圧制御弁とポンプとの共働により、前記上流側ブレーキ配管部分および下流側ブレーキ配管部分間の差圧を制御して、前記ブレーキ作動ユニットによる制動力を決定し得るようにしたものである。
For this purpose, an electronically controlled hydraulic brake device according to the invention is constructed as described in
First of all, the electronic control hydraulic brake device will be explained.
A differential pressure control valve is inserted in the brake piping that guides the hydraulic pressure from the brake operation unit to the brake operation unit.
Brake fluid is sucked from an upstream brake piping portion closer to the braking operation unit than the differential pressure control valve, and this brake fluid is discharged to a downstream brake piping portion closer to the brake operation unit than the differential pressure control valve. With a pump to play,
The differential pressure control valve and the pump cooperate to control the differential pressure between the upstream brake piping portion and the downstream brake piping portion so that the braking force by the brake operating unit can be determined. is there.
本発明は、かかる電子制御液圧ブレーキ装置に対し、
前記差圧制御弁の制御入力変化に対する差圧変化割合が変化する変曲点付近での差圧制御中であるのを検知する変曲点近傍差圧制御検知手段と、
前記制動操作ユニットの制動操作量が低下しているのを検知する制動操作量低下検知手段と、
前記制動操作ユニットから前記上流側ブレーキ配管部分への上流側液圧の上昇を検知する上流側液圧上昇検知手段と、
これら3手段からの信号に応答し、前記変曲点付近での差圧制御中、前記制動操作量が低下しているのに、前記上流側液圧が上昇するハンチング開始時に、前記差圧制御を禁止する差圧制御禁止手段とを設けた構成に特徴づけられる。
The present invention is directed to such an electronically controlled hydraulic brake device.
An inflection point vicinity differential pressure control detection means for detecting that the differential pressure control is in the vicinity of the inflection point where the differential pressure change ratio with respect to the control input change of the differential pressure control valve changes;
Braking operation amount decrease detection means for detecting that the braking operation amount of the braking operation unit is decreased;
Upstream fluid pressure increase detection means for detecting an increase in upstream fluid pressure from the braking operation unit to the upstream brake piping portion;
In response to signals from these three means, during the differential pressure control near the inflection point, the differential pressure control is performed at the start of hunting in which the upstream hydraulic pressure rises even though the braking operation amount is reduced. It is characterized by a configuration provided with a differential pressure control prohibiting means for prohibiting the pressure.
かかる本発明の電子制御液圧ブレーキ装置によれば、
差圧制御弁の制御入力変化に対する差圧変化割合が変化する変曲点付近での差圧制御中、制動操作ユニットの制動操作量が低下しているのに、制動操作ユニットから上流側ブレーキ配管部分への上流側液圧が上昇するハンチング開始時に、差圧制御弁とポンプとの共働による差圧制御を禁止するため、
この差圧制御が強行されて差圧制御弁の制御入力が変曲点を跨いでハンチングするのを回避することができ、このハンチングに伴う上流側液圧の繰り返し上下変動も回避することができる。
従って、上流側液圧の上下変動が、制動操作ユニットを操作する運転者の足などに振動としてキックバックされる違和感を解消することができる。
According to such an electronically controlled hydraulic brake device of the present invention,
During the differential pressure control near the inflection point where the differential pressure change ratio changes with respect to the control input change of the differential pressure control valve, the braking operation amount of the braking operation unit has decreased, but the upstream brake piping from the braking operation unit At the start of hunting when the upstream hydraulic pressure to the part rises, differential pressure control by the cooperation of the differential pressure control valve and the pump is prohibited.
This differential pressure control is forced to avoid hunting of the control input of the differential pressure control valve across the inflection point, and it is also possible to avoid repeated vertical fluctuations in the upstream hydraulic pressure accompanying this hunting. .
Therefore, it is possible to eliminate the uncomfortable feeling that the up-and-down fluctuation of the upstream hydraulic pressure is kicked back as vibration on the driver's foot or the like who operates the braking operation unit.
以下、本発明の実施の形態を、図面に示す実施例に基づき詳細に説明する。
図1は、本発明のー実施例になる電子制御液圧ブレーキ装置のシステム図で、
本実施例においては、図示しなかったが交流同期モータを用いた回生ブレーキと併用して目標減速度（目標制動力）を達成するようブレーキ液圧を電子制御することで、回生エネルギーを効率的に回収するようにした「回生協調ブレーキ制御システム」に応用するのに有利な電子制御液圧ブレーキ装置として構成する。
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail based on examples shown in the drawings.
FIG. 1 is a system diagram of an electronically controlled hydraulic brake device according to an embodiment of the present invention.
In this embodiment, although not shown, the regenerative energy is efficiently controlled by electronically controlling the brake fluid pressure so as to achieve the target deceleration (target braking force) in combination with the regenerative brake using the AC synchronous motor. It is configured as an electronically controlled hydraulic brake device that is advantageous for application to a “regenerative cooperative brake control system” that is to be recovered.
図1において1は、運転者が希望する車両の目標減速度（目標制動力）に応じて踏み込むブレーキペダルで、
該ブレーキペダル1の踏力がバキュームブースタ2により倍力され、倍力された力でマスターシリンダ3の図示せざるピストンカップが押し込まれることによりマスターシリンダ3は、ブレーキペダル1の踏力に応じたマスターシリンダ液圧Pmcを、Ｘ配管における一方のブレーキ配管4aおよび他方のブレーキ配管4bに出力するものとする。
従って、バキュームブースタ2およびマスターシリンダ3は、本発明における制動操作ユニットに相当する。
In FIG. 1, 1 is a brake pedal that is depressed according to the target deceleration (target braking force) of the vehicle desired by the driver.
The pedal force of the
Therefore, the
一方のブレーキ配管4aは、ブレーキ作動ユニットである右前輪ホイールシリンダ5FRおよび左後輪ホイールシリンダ5RL用のブレーキ液圧系を構成し、
他方のブレーキ配管4bは、ブレーキ作動ユニットである左前輪ホイールシリンダ5FLおよび右後輪ホイールシリンダ5RR用のブレーキ液圧系を構成する。
このため、一方のブレーキ配管4aおよび他方のブレーキ配管4bはそれぞれ、以下のようなブレーキアクチュエータ6を介して、右前輪ホイールシリンダ5FRおよび左後輪ホイールシリンダ5RLと、左前輪ホイールシリンダ5FLおよび右後輪ホイールシリンダ5RRとに接続する。
One
The
Therefore, one
ブレーキアクチュエータ6は、差圧制御弁11a,11bと、増圧弁12FR,12RL,12FL,12RRと、減圧弁13FR,13RL,13FL,13RRと、リザーバ14a,14bと、ポンプ15a,15bと、逆止弁16a,16bとで構成する。
差圧制御弁11a,11bはそれぞれ常開式の比例電磁弁とし、詳しくは後述するが、ソレノイドへの制御電流が大きくなるにつれて全開状態から開度を低下されるものとする。
増圧弁12FR,12RL,12FL,12RRはそれぞれ常開電磁弁とし、ソレノイドへの通電により閉じるものとする。
減圧弁13FR,13RL,13FL,13RRはそれぞれ常閉電磁弁とし、ソレノイドへの通電により開くものとする。
The brake actuator 6 includes a differential
The differential
The booster valves 12FR, 12RL, 12FL, 12RR are normally open solenoid valves, and are closed by energizing the solenoid.
The pressure reducing valves 13FR, 13RL, 13FL, 13RR are normally closed solenoid valves, which are opened by energizing the solenoid.
差圧制御弁11aの入力ポートに、マスターシリンダ3から延在する一方のブレーキ配管4aを接続する。
差圧制御弁11aの出力ポートから延在する配管17aは、配管18FRにより増圧弁12FRの入力ポートに接続すると共に、配管18RLにより増圧弁12RLの入力ポートに接続する。
増圧弁12FRの出力ポートは配管19FRにより右前輪ホイールシリンダ5FRに接続し、増圧弁12RLの出力ポートは配管19RLにより左後輪ホイールシリンダ5RLに接続する。
One
The
The output port of the booster valve 12FR is connected to the right front wheel wheel cylinder 5FR via a pipe 19FR, and the output port of the booster valve 12RL is connected to the left rear wheel wheel cylinder 5RL via a pipe 19RL.
配管19FR,19RLの途中はそれぞれ、減圧弁13FR,13RLを介して共通な配管20aに接続し、この配管20aを、リザーバ14aの出力ポートおよびポンプ15aの吸入ポート間における配管21aに接続する。
リザーバ14aの入力ポートは、配管22aを経て一方のマスターシリンダ液圧配管4aに通じさせる。
ポンプ15aの吐出ポートは、配管23aにより配管17aに接続し、配管23a中に逆止弁16aを挿置する。
なお逆止弁16aは、ポンプ15aの吐出ポートから配管17aへの液流を許容し、逆向きの液流を阻止する向きに配置する。
The pipes 19FR and 19RL are connected to a
The input port of the
The discharge port of the
The
差圧制御弁11bの入力ポートに、マスターシリンダ3から延在する他方のブレーキ配管4bを接続する。
差圧制御弁11bの出力ポートから延在する配管17bは、配管18FLにより増圧弁12FLの入力ポートに接続すると共に、配管18RRにより増圧弁12RRの入力ポートに接続する。
増圧弁12FLの出力ポートは配管19FLにより左前輪ホイールシリンダ5FLに接続し、増圧弁12RRの出力ポートは配管19RRにより右後輪ホイールシリンダ5RRに接続する。
The
The
The output port of the pressure booster valve 12FL is connected to the left front wheel wheel cylinder 5FL via a pipe 19FL, and the output port of the pressure booster valve 12RR is connected to the right rear wheel wheel cylinder 5RR via a pipe 19RR.
配管19FL,19RRの途中はそれぞれ、減圧弁13FL,13RRを介して共通な配管20bに接続し、この配管20bを、リザーバ14bの出力ポートおよびポンプ15bの吸入ポート間における配管21bに接続する。
リザーバ14bの入力ポートは、配管22bを経て一方のマスターシリンダ液圧配管4bに通じさせる。
ポンプ15bの吐出ポートは、配管23bにより配管17bに接続し、配管23b中に逆止弁16bを挿置する。
なお逆止弁16bは、ポンプ15bの吐出ポートから配管17bへの液流を許容し、逆向きの液流を阻止する向きに配置する。
The pipes 19FL and 19RR are connected to a
The input port of the
The discharge port of the
The
図1につき上述した液圧ブレーキ系は、図2にブロック線図で示すブレーキコントローラ31により制御する。
このブレーキコントローラ31は、目標減速度算出部32および回生協調ブレーキ制御部33により構成する。
目標減速度算出部32には、図1に示すごとくに設けてブレーキペダル1の踏み込みストローク量Stおよびマスターシリンダ液圧Pmcをそれぞれ検出するペダルストロークセンサ34および圧力センサ35からの信号を入力する。
目標減速度算出部32は、これらセンサ34,35で検出したブレーキペダル1の踏み込みストローク量Stおよびマスターシリンダ液圧Pmcから、運転者による制動操作力（ブレーキペダル踏力）Fを推定し、この制動操作力Fから運転者が希望している車両の目標減速度を算出し、この目標減速度を実現するための目標制動力Tboを求める。
The hydraulic brake system described above with reference to FIG. 1 is controlled by a
The
Signals from a
The target
なお目標減速度の算出に際し、ブレーキペダル1の踏み込みストローク量Stおよびマスターシリンダ液圧Pmcの双方を用いる理由は、
制動操作初期においてはマスターシリンダ液圧Pmcの変化が小さくてペダルストローク量Stを重視して制動操作力Fを推定する必要があり、
制動操作後期においてはペダルストローク量Stの変化が小さくてマスターシリンダ液圧Pmcを重視して制動操作力Fを推定する必要があるためである。
In calculating the target deceleration, the reason for using both the stroke amount St of the
In the initial stage of the braking operation, the change in the master cylinder hydraulic pressure Pmc is small, and it is necessary to estimate the braking operation force F taking into account the pedal stroke amount St.
This is because in the latter half of the braking operation, the change in the pedal stroke amount St is small, and it is necessary to estimate the braking operation force F with an emphasis on the master cylinder hydraulic pressure Pmc.
回生協調ブレーキ制御部33には、上記目標減速度算出部32で求めた目標制動力Tboと、センサ35で検出したマスターシリンダ液圧Pmcと、車速VSPを検出する車速センサ36からの信号と、ハイブリッド車両からの実行回生制動力などの信号とを入力する。
回生協調ブレーキ制御部33は、これら入力情報をもとに可能最大回生制動力を求め、これと、マスターシリンダ液圧Pmcにより発生し得る制動力Tmcとで（Tmcが零の場合は、可能最大回生制動力のみで）目標制動力Tboを賄い得る場合、目標制動力Tboからマスターシリンダ液圧Pmcによる制動力Tmcを差し引いた差値を回生制動力指令値Tmgとしてハイブリッド車両へ指令する。
The regenerative cooperative
The regenerative cooperative
この場合、ポンプ15a,15bおよび差圧制御弁11a,11bとの共働による差圧制御、つまり、差圧制御弁11a,11bから対応するホイールシリンダに至る下流側ブレーキ配管部分の増圧制御が不要であるから、
回生協調ブレーキ制御部33は、ポンプ15a,15bへのポンプON,OFF指令を「OFF」にすると共に、差圧制御弁11a,11bへの差圧制御弁制御電流Iを零にする。
In this case, the differential pressure control by the cooperation of the
The regenerative cooperative
この時における図1の液圧ブレーキ系の作用は以下の通りである。
マスターシリンダ液圧配管4a,4bからのマスターシリンダ液圧Pmcによる制動作用は共に同じであるため、ここでは、一方のマスターシリンダ液圧配管4aからのマスターシリンダ液圧Pmcによる制動作用についてのみ代表的に説明する。
The operation of the hydraulic brake system in FIG. 1 at this time is as follows.
Since the braking action by the master cylinder hydraulic pressure Pmc from the master cylinder
差圧制御弁11aへの差圧制御弁制御電流Iが上記の通り零であるため、差圧制御弁11aは全開状態を保つ。
よって、配管4aからのマスターシリンダ液圧Pmcは、差圧制御弁11aおよび配管17aを経て配管18FR,18RLに達する。
配管18FRへのマスターシリンダ液圧Pmcは、常開増圧弁12FRおよび配管19FRを通流し、ホイールシリンダ液圧Pwcとして右前輪ホイールシリンダ5FRに供給され、右前輪を制動することができる。
配管18RLへのマスターシリンダ液圧Pmcは、常開増圧弁12RLおよび配管19RLを通流し、ホイールシリンダ液圧Pwcとして左後輪ホイールシリンダ5RLに供給され、左後輪を制動することができる。
Since the differential pressure control valve control current I to the differential
Therefore, the master cylinder hydraulic pressure Pmc from the
The master cylinder hydraulic pressure Pmc to the pipe 18FR flows through the normally open pressure increasing valve 12FR and the pipe 19FR, and is supplied to the right front wheel cylinder 5FR as the wheel cylinder hydraulic pressure Pwc, so that the right front wheel can be braked.
The master cylinder hydraulic pressure Pmc to the pipe 18RL flows through the normally open pressure increasing valve 12RL and the pipe 19RL, and is supplied to the left rear wheel wheel cylinder 5RL as the wheel cylinder hydraulic pressure Pwc, so that the left rear wheel can be braked.
ちなみに、バキュームブースタ2およびマスターシリンダ3より成る制動操作ユニットは、前記のように推定した制動操作力Fに対し図3にTmcで例示するごとき制動力を発生するようなマスターシリンダ液圧Pmcを発生する構成とする。
これにより、マスターシリンダ液圧Pmcが上記のごとく、そのままホイールシリンダ液圧Pwcとして右前輪ホイールシリンダ5FRおよび左後輪ホイールシリンダ5RLに供給された時の制動力Tmcを、制動操作力Fに対応した目標制動力（目標減速度）よりも小さくして、できるだけ回生制動力を用いるようにすることで、エネルギー回収効率を高める。
Incidentally, the braking operation unit consisting of the
Thus, as described above, the braking force Tmc when the master cylinder hydraulic pressure Pmc is supplied to the right front wheel cylinder 5FR and the left rear wheel cylinder 5RL as it is as the wheel cylinder hydraulic pressure Pwc corresponds to the braking operation force F. Energy recovery efficiency is increased by making the regenerative braking force as small as possible so as to be smaller than the target braking force (target deceleration).
上記の制動中、ホイールシリンダ5FRにより制動されている右前輪、および／または、ホイールシリンダ5RLにより制動されている左後輪がロック傾向になるとき、対応する増圧弁12FRおよび／または12RLをONにより閉じてホイールシリンダ液圧Pwcを保圧したり、対応する減圧弁13FRおよび／または13RLをONにより開いてホイールシリンダ液圧Pwcを減圧することで対応車輪の上記ロック傾向を解消する。 During the above braking, when the right front wheel braked by the wheel cylinder 5FR and / or the left rear wheel braked by the wheel cylinder 5RL tend to lock, the corresponding pressure increase valve 12FR and / or 12RL is turned ON. The wheel cylinder hydraulic pressure Pwc is closed and the corresponding pressure reducing valve 13FR and / or 13RL is opened by turning ON to reduce the wheel cylinder hydraulic pressure Pwc, thereby eliminating the above-mentioned locking tendency of the corresponding wheel.
かかるロック傾向の解消により対応車輪の回転が復活すると、対応する減圧弁13FRおよび／または13RLをOFFにより閉じると共に、対応する増圧弁12FRおよび／または12RLをOFFにより開いてホイールシリンダ液圧Pwcを増圧させる。
かかるアンチスキッドサイクルの繰り返しにより、右前輪および／または左後輪のスリップ率を理想スリップ率（路面との摩擦係数が最大となる15%程度のスリップ率）に保ち、制動距離が最短となるようにするアンチスキッド制御を遂行する。
When the rotation of the corresponding wheel is restored due to the elimination of this locking tendency, the corresponding pressure reducing valve 13FR and / or 13RL is closed by turning OFF, and the corresponding pressure increasing valve 12FR and / or 12RL is opened by turning OFF to increase the wheel cylinder hydraulic pressure Pwc. Press.
By repeating this anti-skid cycle, the slip ratio of the right front wheel and / or the left rear wheel is kept at the ideal slip ratio (slip ratio of about 15% at which the friction coefficient with the road surface is maximum), and the braking distance is minimized. Perform anti-skid control.
ちなみに、右前輪ホイールシリンダ5FRおよび左後輪ホイールシリンダ5RLはホイールシリンダ液圧Pwcを個別に制御されることから、右前輪ホイールシリンダ5FRのホイールシリンダ液圧Pwcおよび左後輪ホイールシリンダ5RLのホイールシリンダ液圧Pwcは相互に異なるが、図1では両輪のホイールシリンダ液圧Pwcを便宜上同じ符号で示した。 Incidentally, the right front wheel wheel cylinder 5FR and the left rear wheel wheel cylinder 5RL are individually controlled by the wheel cylinder hydraulic pressure Pwc, so the wheel cylinder hydraulic pressure Pwc of the right front wheel wheel cylinder 5FR and the wheel cylinder of the left rear wheel wheel cylinder 5RL Although the hydraulic pressures Pwc are different from each other, in FIG. 1, the wheel cylinder hydraulic pressures Pwc of both wheels are indicated by the same reference numerals for convenience.
図2の回生協調ブレーキ制御部33は、可能最大回生制動力と、マスターシリンダ液圧Pmcにより発生し得る制動力Tmcとで（Tmcが零の場合は、可能最大回生制動力のみで）目標制動力Tboを賄い得ない場合、可能最大回生制動力を回生制動力指令値Tmgとしてハイブリッド車両へ指令する。
更に回生協調ブレーキ制御部33は、図3にシーン1およびシーン2の場合につき例示するごとく、目標制動力Tboから、マスターシリンダ液圧Pmcによる制動力Tmc、および上記の回生制動力指令値Tmgを差し引いて得られる制動力不足分Tupを求め、
この制動力不足分Tupを、差圧制御弁11aおよびポンプ15aの共働による差圧制御、つまり、差圧制御弁11a,11bから対応するホイールシリンダに至る下流側ブレーキ配管部分の増圧制御により補足するため、ポンプ15a,15bへのポンプON,OFF指令を「ON」にすると共に、差圧制御弁11a,11bへの差圧制御弁制御電流Iを以下のように決定する。
The regenerative cooperative
Further, as illustrated in FIG. 3 for
This braking force shortage Tup is controlled by differential pressure control by the cooperation of the differential
差圧制御弁制御電流Iの決定に際して回生協調ブレーキ制御部33は、制動力不足分Tupを補償するのに必要なホイールシリンダ液圧Pwcの増圧分、つまり、上流側液圧であるマスターシリンダ液圧Pmcと、下流側液圧であるホイールシリンダ液圧Pwcとの間における目標差圧ΔPを求め、
図4に例示する差圧制御弁11a,11bの動作特性をもとに、目標差圧ΔPを発生させるのに必要な制御電流Iを検索し、これを指令値として差圧制御弁11a,11bに供給する。
When determining the differential pressure control valve control current I, the regenerative cooperative
Based on the operating characteristics of the differential
図4の差圧制御弁特性は、差圧制御弁11a,11bに供給する制御電流Iと、この電流Iを供給されたとき差圧制御弁11a,11bが、ホイールシリンダ液圧Pwcをマスターシリンダ液圧Pmcに対し如何様な差圧ΔPで上昇させるかを示すものである。
ところで、制動操作中における目標減速度（目標制動力Tbo）の変化割合が小さな制動操作領域と、大きな制動操作領域とで異なり、それにもかかわらずリニヤな制御が可能となるよう差圧制御弁11a,11bは、制御電流Iの変化に対する差圧ΔPの変化割合が図4に例示するごとく、小さな制動操作領域と、大きな制動操作領域とで異なるよう構成されている。
従って、差圧制御弁11a,11bの制御電流Iと差圧ΔPとの関係を表した差圧制御弁特性は図4に示すごとく、小さな制動操作領域と、大きな制動操作領域との境界において、制御電流変化に対する差圧変化割合が変化する変曲点Zを有する。
The differential pressure control valve characteristics of FIG. 4 are the control current I supplied to the differential
By the way, the differential
Therefore, the differential pressure control valve characteristic representing the relationship between the control current I of the differential
以下、図1の液圧ブレーキ系において行われる差圧制御作用を詳述する。
マスターシリンダ液圧配管4aに係わるブレーキ液圧系の差圧制御作用、および、マスターシリンダ液圧配管4bに係わるブレーキ液圧系の差圧制御作用は共に同じであるため、
ここでは、一方のマスターシリンダ液圧配管4aに係わるブレーキ液圧系の差圧制御作用についてのみ代表的に説明する。
Hereinafter, the differential pressure control operation performed in the hydraulic brake system of FIG. 1 will be described in detail.
Since the differential pressure control action of the brake hydraulic pressure system related to the master cylinder
Here, only the differential pressure control action of the brake hydraulic pressure system related to one master cylinder
ポンプ15aが上記の「ON」指令により作動され、このポンプ15aは、管路4a,22aからリザーバ14aおよび配管21aを経てブレーキ液を吸入し、このブレーキ液を、逆止弁16aが挿置された配管23aを経て配管17aに吐出し、配管17aへのブレーキ液は配管18FR,18RLに達する。
配管18FRへのブレーキ液は、常開増圧弁12FRおよび配管19FRを経て右前輪ホイールシリンダ5FRに供給され、これへのホイールシリンダ液圧Pwcを増圧させることができ、
配管18RLへのブレーキ液は、常開増圧弁12RLおよび配管19RLを経て左後輪ホイールシリンダ5RLに供給され、これへのホイールシリンダ液圧Pwcを増圧させることができる。
The
The brake fluid to the pipe 18FR is supplied to the right front wheel cylinder 5FR via the normally open pressure increasing valve 12FR and the pipe 19FR, and the wheel cylinder hydraulic pressure Pwc to this can be increased.
The brake fluid to the pipe 18RL is supplied to the left rear wheel wheel cylinder 5RL via the normally open pressure increasing valve 12RL and the pipe 19RL, and the wheel cylinder hydraulic pressure Pwc to this can be increased.
右前輪および左後輪ホイールシリンダ液圧Pwcの増圧程度はそれぞれ、制御電流Iに応動する差圧制御弁11aの開度で決まり、
従って、これらホイールシリンダ液圧Pwcをマスターシリンダ液圧Pmcに対し前記の目標差圧ΔPだけ上昇させることができる。
これにより右前輪および左後輪の制動力が、図3の制動力不足分Tpuだけ増大され、前記した回生協調ブレーキ制御と相まって、目標制動力Tbo（目標減速度）を実現することができる。
The degree of pressure increase of the right front wheel and left rear wheel wheel cylinder hydraulic pressure Pwc is determined by the opening of the differential
Accordingly, the wheel cylinder hydraulic pressure Pwc can be increased by the target differential pressure ΔP with respect to the master cylinder hydraulic pressure Pmc.
As a result, the braking force of the right front wheel and the left rear wheel is increased by the braking force deficiency Tpu shown in FIG. 3, and the target braking force Tbo (target deceleration) can be realized in combination with the regenerative cooperative brake control described above.
ところで、図4につき前述したごとく、差圧制御弁11a,11bの制御電流Iと差圧ΔPとの関係を表した差圧制御弁特性に変曲点Zが存在し、この変曲点Zを跨いでその前後で、制御電流Iの変化に対する差圧ΔPの変化割合が異なるため、以下のような問題を生ずる懸念がある。
Incidentally, as described above with reference to FIG. 4, there is an inflection point Z in the differential pressure control valve characteristic that represents the relationship between the control current I and the differential pressure ΔP of the differential
ブレーキペダルストローク量Stを図5のごとくに低下させている間、これに伴って低下する目標差圧ΔPが図4における上記の変曲点を通過する図5の瞬時t0より、差圧制御弁11a,11bの制御電流Iが図5に示すように急低下する。
かかる制御電流Iの急低下は、差圧制御弁11a,11bを差圧減少用に開度増大させることから、差圧制御弁11a,11bの下流側（ホイールシリンダ側）から上流側（マスターシリンダ側）へブレーキ液を逆流させることとなり、結果として上流側液圧であるマスターシリンダ液圧Pmを図5の瞬時t1以後、図示のように上昇させる。
かかるマスターシリンダ液圧Pmcの上昇は、ブレーキペダルストローク量Stが低下中であるにもかかわらず、マスターシリンダ液圧Pmcから求めている目標減速度（目標制動力Tbo）を増大させ、これに伴う目標差圧ΔPの増大に呼応して差圧制御弁11a,11bの制御電流Iが、図5の瞬時t2以降におけるごとく閉弁用に増大される。
While the brake pedal stroke amount St is reduced as shown in FIG. 5, the target differential pressure ΔP, which decreases along with this, starts from the instant t0 in FIG. The control current I of 11a and 11b rapidly decreases as shown in FIG.
The sudden decrease in the control current I increases the opening of the differential
The increase in the master cylinder hydraulic pressure Pmc increases the target deceleration (target braking force Tbo) obtained from the master cylinder hydraulic pressure Pmc, even though the brake pedal stroke amount St is decreasing. In response to the increase in the target differential pressure ΔP, the control current I of the differential
かかる制御電流Iの増大による差圧制御弁11a,11bの閉弁動作で、ポンプ15a,15bが差圧制御弁11a,11bの上流側からブレーキ液を吸い込んで上流側液圧であるマスターシリンダ液圧Pmcを、図5の瞬時t3以降におけるごとく低下させる。
かかるマスターシリンダ液圧Pmcの低下は、このマスターシリンダ液圧Pmcから求めている目標減速度（目標制動力Tbo）を低下させ、これに伴う目標差圧ΔPの低下に呼応して差圧制御弁11a,11bの制御電流Iが、図5の瞬時t4以降におけるごとく開弁用に低下される。
In the closing operation of the differential
The decrease in the master cylinder hydraulic pressure Pmc decreases the target deceleration (target braking force Tbo) obtained from the master cylinder hydraulic pressure Pmc, and the differential pressure control valve in response to the decrease in the target differential pressure ΔP. The control current I of 11a and 11b is decreased for valve opening as after the instant t4 in FIG.
かかる制御電流Iの低下は、差圧制御弁11a,11bを差圧減少用に開度増大させること から、差圧制御弁11a,11bの下流側（ホイールシリンダ側）から上流側（マスターシリンダ側）へブレーキ液を逆流させることとなり、結果として上流側液圧であるマスターシリンダ液圧Pmを図5の瞬時t5以後、図示のように上昇させる。
かかるマスターシリンダ液圧Pmの上昇は、ブレーキペダルストローク量Stが低下中であるにもかかわらず、マスターシリンダ液圧Pmから求めている目標減速度（目標制動力Tbo）を増大させ、これに伴う目標差圧ΔPの増大に呼応して差圧制御弁11a,11bの制御電流Iが、図5の瞬時t6以降におけるごとく閉弁用に増大される。
The decrease in the control current I increases the opening of the differential
The increase in the master cylinder hydraulic pressure Pm increases the target deceleration (target braking force Tbo) obtained from the master cylinder hydraulic pressure Pm, even though the brake pedal stroke amount St is decreasing. In response to the increase in the target differential pressure ΔP, the control current I of the differential
かかる制御電流Iの増大による差圧制御弁11a,11bの閉弁動作で、ポンプ15a,15bが差圧制御弁11a,11bの上流側からブレーキ液を吸い込んで上流側液圧であるマスターシリンダ液圧Pmcを、図5の瞬時t7以降におけるごとく低下させる。
かかるマスターシリンダ液圧Pmcの低下は、このマスターシリンダ液圧Pmcから求めている目標減速度（目標制動力Tbo）を低下させ、これに伴う目標差圧ΔPの低下に呼応して差圧制御弁11a,11bの制御電流Iが、図5の瞬時t8以降におけるごとく開弁用に低下される。
In the closing operation of the differential
The decrease in the master cylinder hydraulic pressure Pmc decreases the target deceleration (target braking force Tbo) obtained from the master cylinder hydraulic pressure Pmc, and the differential pressure control valve in response to the decrease in the target differential pressure ΔP. The control current I of 11a and 11b is reduced for valve opening as after the instant t8 in FIG.
以上の作用が繰り返されることで、ブレーキペダルストローク量Stの低下により目標差圧ΔPが図4の変曲点Zに相当する値まで低下した図5の瞬時t0以降、差圧制御弁11a,11bの制御電流Iが変曲点Zを跨いで図示のごとくハンチングし、これに伴って上流側液圧であるマスターシリンダ液圧Pmcも図5に示すような上下変動を繰り返す。
ところでマスターシリンダPmcの上下変動は、マスターシリンダ3を経てブレーキペダル1にキックバックされ、当該ブレーキペダル1を操作する運転者の足などに振動として伝わり、運転者に違和感を与えるという問題を生ずる。
By repeating the above operation, the differential
By the way, the vertical fluctuation of the master cylinder Pmc is kicked back to the
本実施例においては、上記のような制御のハンチングを生ずることのないようにして、マスターシリンダ液圧Pmcの繰り返し上下変動が発生することのないようにし、もって、マスターシリンダ液圧Pmcの繰り返し上下変動が運転者に振動として伝達される違和感をなくすため、
図2のブレーキコントローラ31が、図6に示す制御プログラムを実行して以下のような差圧制御を遂行するようになす。
In this embodiment, the above control hunting is not caused to occur, and the master cylinder hydraulic pressure Pmc is not repeatedly changed up and down, so that the master cylinder hydraulic pressure Pmc is repeatedly changed up and down. To eliminate the uncomfortable feeling that fluctuations are transmitted to the driver as vibration,
The
先ずステップＳ11において、マスターシリンダ液圧Pmcおよびブレーキペダル1の踏み込みストローク量Stを読み込む。
ステップＳ12においては、マスターシリンダ液圧Pmcおよびブレーキペダル踏み込みストローク量Stから車両の目標減速度を演算し、これを達成するのに必要な車両の目標制動力Tboを求める。
First, in step S11, the master cylinder hydraulic pressure Pmc and the depression stroke amount St of the
In step S12, the target deceleration of the vehicle is calculated from the master cylinder hydraulic pressure Pmc and the brake pedal depression stroke amount St, and the target braking force Tbo of the vehicle necessary to achieve this is obtained.
ステップＳ13においては、差圧制御弁11a,11bの制御電流Iを、前記したと同様の演算により求めて、差圧制御弁11a,11bに指令する。
つまり、図3につき前述した制動力不足分Tupを補償するのに必要なホイールシリンダ液圧Pwcの増圧分、つまり、上流側液圧であるマスターシリンダ液圧Pmcと、下流側液圧であるホイールシリンダ液圧Pwcとの間における目標差圧ΔPを求め、
図4に例示する差圧制御弁11a,11bの動作特性をもとに、目標差圧ΔPを発生させるのに必要な制御電流Iを検索し、これを指令値として差圧制御弁11a,11bに供給する。
In step S13, the control current I of the differential
That is, the increase in the wheel cylinder hydraulic pressure Pwc necessary to compensate for the braking force deficiency Tup described above with reference to FIG. 3, that is, the upstream hydraulic pressure, the master cylinder hydraulic pressure Pmc, and the downstream hydraulic pressure. Find the target differential pressure ΔP between the wheel cylinder hydraulic pressure Pwc,
Based on the operating characteristics of the differential
ステップＳ11〜ステップＳ13は、前記した通常の差圧制御であるが、前記したハンチング防止用に制御をステップＳ14以降に進める。
制動操作量低下検知手段に相当するステップＳ14においては、ブレーキペダルストローク量StとSt(前回値)とを対比し、St−St(前回値)<０か否かにより、ブレーキペダル1を戻し操作中か否かをチェックする。
ブレーキペダル1を戻し操作中でなければ、前記したハンチングの問題を生じないから制御をそのまま終了する。
Steps S11 to S13 are the above-described normal differential pressure control, but the control proceeds to step S14 and subsequent steps for preventing the above-described hunting.
In step S14 corresponding to the brake operation amount decrease detection means, the brake pedal stroke amount St is compared with St (previous value), and the
If the
ステップＳ14でブレーキペダル1の戻し操作中と判定する場合は、変曲点近傍差圧制御検知手段に相当するステップＳ15において、ステップＳ13で求めた差圧制御電流Iが図4の変曲点Z付近の値まで低下したか否かをチェックする。
差圧制御電流Iが変曲点Z付近の値まで低下していなかれば、前記したハンチングの問題を生じないから制御をそのまま終了する。
When it is determined in step S14 that the
If the differential pressure control current I has not decreased to a value in the vicinity of the inflection point Z, the above-described hunting problem does not occur, and the control is terminated as it is.
ステップＳ15で差圧制御電流Iが変曲点Z付近の値まで低下したと判定する場合、上流側液圧上昇検知手段に相当するステップＳ16において、マスターシリンダ液圧PmcとPmc(前回値)とを対比し、Pmc−Pmc(前回値)>０か否かにより、マスターシリンダ液圧Pmcが上昇中か否かをチェックする。
マスターシリンダ液圧Pmcが上昇中でなければ、未だ前記したハンチングを生ずるタイミングに至っていないから制御をそのまま終了する。
If it is determined in step S15 that the differential pressure control current I has decreased to a value near the inflection point Z, the master cylinder hydraulic pressures Pmc and Pmc (previous values) are determined in step S16 corresponding to the upstream hydraulic pressure increase detection means. To check whether or not the master cylinder hydraulic pressure Pmc is increasing depending on whether or not Pmc−Pmc (previous value)> 0.
If the master cylinder hydraulic pressure Pmc is not increasing, the timing for generating the above-described hunting has not yet been reached, and the control is terminated as it is.
ステップＳ16でマスターシリンダ液圧Pmcが上昇していると判定する場合、ステップＳ14でのブレーキペダル戻し判定、および、ステップＳ15での変曲点付近判定と相まって、前記のハンチングを生ずるタイミングに至ったと見なし得ることから、
制御をステップＳ17に進めて、図1のブレーキアクチュエータ6を停止させ、図2のポンプON,OFF指令を「OFF」にする。
従ってステップＳ17は、本発明における差圧制御禁止手段に相当する。
When it is determined in step S16 that the master cylinder hydraulic pressure Pmc is increasing, the timing at which the above hunting occurs is reached in combination with the brake pedal return determination in step S14 and the inflection point vicinity determination in step S15. From what can be considered
Control is advanced to step S17, the brake actuator 6 in FIG. 1 is stopped, and the pump ON / OFF command in FIG. 2 is set to “OFF”.
Accordingly, step S17 corresponds to the differential pressure control prohibiting means in the present invention.
本実施例におけるステップＳ14〜ステップＳ17の差圧制御によれば、以下のような作用効果を奏し得る。
図7に基づき説明すると、図示のようにブレーキペダルストローク量Stを低下させている間、瞬時t1に変曲点Z付近での差圧制御になったと判定し（ステップＳ15）、かかる変曲点Z近傍での差圧制御中、ブレーキペダルストローク量Stが低下しているのに（ステップＳ14）、マスターシリンダ液圧Pmcが上昇したと判定する（ステップＳ16）瞬時t2をもってハンチング開始タイミングと見なし、
この時以後、ブレーキアクチュエータ6を停止させて、ポンプON,OFF指令を「OFF」にする（ステップＳ17）。
According to the differential pressure control in steps S14 to S17 in the present embodiment, the following operational effects can be obtained.
Explaining based on FIG. 7, while reducing the brake pedal stroke amount St as shown in the figure, it is determined that the differential pressure control near the inflection point Z is made at the instant t1 (step S15). During the differential pressure control near Z, it is determined that the master cylinder hydraulic pressure Pmc has increased even though the brake pedal stroke amount St has decreased (step S14) (step S16).
After this time, the brake actuator 6 is stopped and the pump ON / OFF command is set to “OFF” (step S17).
従って、ハンチング開始判定時t2以後は、差圧制御弁制御電流Iが実線で示すごとくハンチングすることがなく、マスターシリンダ液圧Pmcも実線で示すごとく上下変動することがない。
ハンチング開始判定時t2以後も通常の差圧制御を強行すると、図5につき前述したごとく、また、図7に破線で示すように、差圧制御弁制御電流Iが変曲点を跨いでハンチングし、このハンチングに伴ってマスターシリンダ液圧Pmcが繰り返し上下変動し、この液圧変動が運転者に振動としてキックバックされる違和感を生ずる。
しかし本実施例によれば、ハンチング開始判定時t2以後、ブレーキアクチュエータ6を停止させて、ポンプ15a,15bをOFFさせるため、マスターシリンダ液圧Pmcの上下変動を生ずることがなく、この液圧変動が運転者に振動としてキックバックされる違和感を回避することができる。
Therefore, after the hunting start determination time t2, the differential pressure control valve control current I does not hunt as indicated by the solid line, and the master cylinder hydraulic pressure Pmc does not fluctuate up and down as indicated by the solid line.
When normal differential pressure control is forced after t2 at the time of hunting start determination, as described above with reference to FIG. 5 and as indicated by a broken line in FIG. 7, the differential pressure control valve control current I hunts across the inflection point. With this hunting, the master cylinder hydraulic pressure Pmc repeatedly fluctuates up and down, and this hydraulic pressure fluctuation causes the driver to feel kicked back as vibration.
However, according to this embodiment, after the hunting start determination time t2, the brake actuator 6 is stopped and the
本実施例においては更に、変曲点Z付近での差圧制御中であるのを判定するに際し、
制動操作量（ブレーキペダルストローク量St、マスターシリンダ液圧Pmc）、および、差圧制御弁11a,11bの制御電流Iと差圧ΔPとの関係を表した図4に示す差圧制御弁特性を用い、
制動操作量（ブレーキペダルストローク量St、マスターシリンダ液圧Pmc）から目標差圧ΔPを求め、この目標差圧ΔPを実現する差圧制御弁11a,11bの制御電流Iを図4に示す差圧制御弁特性から求め、この差圧制御電流Iが図4の変曲点Z付近にある時をもって、変曲点Z付近での差圧制御中であると判定するため、
通常の差圧制御に際して用いる信号や格納データのみから当該判定を行うことができてコスト的に大いに有利である。
In this embodiment, when determining that the differential pressure is being controlled near the inflection point Z,
The differential pressure control valve characteristics shown in FIG. 4 showing the relationship between the braking operation amount (brake pedal stroke amount St, master cylinder hydraulic pressure Pmc) and the control current I of the differential
The target differential pressure ΔP is obtained from the braking operation amount (brake pedal stroke amount St, master cylinder hydraulic pressure Pmc), and the control current I of the differential
This determination can be made only from signals and stored data used in normal differential pressure control, which is very advantageous in terms of cost.
また、制動操作量（ブレーキペダルストローク量St、マスターシリンダ液圧Pmc）から目標差圧ΔPを求めるに際しても、図3につき前述したごとく、制動操作量（ブレーキペダルストローク量St、マスターシリンダ液圧Pmc）により運転者が希望する目標制動力Tboから、マスターシリンダ液圧Pmcにより得られる制動力Tmcおよび回生制動力Tmgを差し引いて得られる制動力不足分Tpuを補足するのに必要なホイールシリンダ液圧Pwcの上昇量を目標差圧ΔPとするため、
通常の差圧制御に際して用いる信号や格納データのみから当該目標差圧ΔPを求めることができてコスト的に大いに有利である。
Also, when obtaining the target differential pressure ΔP from the braking operation amount (brake pedal stroke amount St, master cylinder hydraulic pressure Pmc), as described above with reference to FIG. 3, the braking operation amount (brake pedal stroke amount St, master cylinder hydraulic pressure Pmc). The wheel cylinder hydraulic pressure required to supplement the braking force deficiency Tpu obtained by subtracting the braking force Tmc obtained by the master cylinder hydraulic pressure Pmc and the regenerative braking force Tmg from the target braking force Tbo desired by the driver In order to set the amount of increase in Pwc as the target differential pressure ΔP,
The target differential pressure ΔP can be obtained only from the signal and stored data used for normal differential pressure control, which is very advantageous in terms of cost.
上記の差圧制御は、ブレーキペダル1の再踏み込みが行われるまで継続し、ブレーキペダル1の再踏み込みがあった時、図6のステップＳ18でこれを検知し、制御をステップＳ19以降の通常制御復帰ループに進める。
ステップＳ19では、ブレーキペダル1の再踏み込み速度が設定速度α以上であるか否かにより、運転者が本当に再制動を希望してブレーキペダル1を再踏み込みしたのか否かの再踏み込み判定を、誤判定なく高精度に行う。
再踏み込み判定がなされる前は、運転者が本当に再制動を希望してブレーキペダル1を再踏み込みしていなくて、上記の差圧制御を継続する必要があることから、制御をそのまま終了させる。
The above differential pressure control continues until the
In step S19, a re-determination determination as to whether or not the driver has actually re-depressed the
Before the re-depression determination is made, the driver does not actually depress the
ステップＳ19でブレーキペダル1の再踏み込判定がなされた後は、ステップＳ20で、ブレーキアクチュエータ6を作動させて、ポンプ15a,15bのON,OFF指令を「ON」にすると共に、差圧制御弁11a,11bへの制御電流Iを制御最大値にする。
かように差圧制御弁11a,11bへの制御電流Iを最大値にする理由は、上記のハンチング防止用の差圧制御で上昇を抑制されていたホイールシリンダ液圧Pwcを速やかに通常制御値へ上昇させて、通常制御復帰応答を高めるためである。
After it is determined in step S19 that the
Thus, the reason why the control current I to the differential
かかるブレーキアクチュエータ6の作動（ポンプ15a,15bのON）および差圧制御電流Iの最大値指令によるホイールシリンダ液圧Pwcの上昇で、車両の実減速度（負値）は、ステップＳ12で求めた目標減速度に向かう。
ステップＳ21においては、車両の実減速度（負値）が目標減速度に達したか否かをチェックし、実減速度（負値）が目標減速度に達するまでは、制御をステップＳ20に戻してホイールシリンダ液圧Pwcを通常制御値へ向けて更に上昇させる。
The actual deceleration (negative value) of the vehicle was obtained in step S12 by the operation of the brake actuator 6 (
In step S21, it is checked whether or not the actual deceleration (negative value) of the vehicle has reached the target deceleration. Control is returned to step S20 until the actual deceleration (negative value) reaches the target deceleration. The wheel cylinder hydraulic pressure Pwc is further increased toward the normal control value.
かかるホイールシリンダ液圧Pwcの通常制御値への上昇で車両の実減速度（負値）が目標減速度に達すると、ステップＳ21はこれを判定して制御をステップＳ22に進め、ここで差圧制御弁11a,11bへの制御電流Iを通常制御値として通常の差圧制御に復帰する。
よって、通常の差圧制御への復帰を、制動力段差がない時のタイミングで、滑らかに行うことができる。
When the actual deceleration (negative value) of the vehicle reaches the target deceleration due to the increase of the wheel cylinder hydraulic pressure Pwc to the normal control value, step S21 determines this and advances the control to step S22, where the differential pressure is determined. The control current I to the
Therefore, the return to the normal differential pressure control can be smoothly performed at a timing when there is no braking force step.
従って、ステップＳ18〜ステップＳ22も、ステップＳ17と同じく、本発明における差圧制御禁止手段を構成する。 Accordingly, steps S18 to S22 also constitute the differential pressure control prohibiting means in the present invention, as in step S17.
１ ブレーキペダル
２ バキュームブースタ（制動操作ユニット）
３ マスターシリンダ（制動操作ユニット）
4a 一方のマスターシリンダ液圧配管
4b 他方のマスターシリンダ液圧配管
5FL,5FR 左右前輪ホイールシリンダ
5RL,5RR 左右後輪ホイールシリンダ
６ ブレーキアクチュエータ
11a,11b 差圧制御弁
12FL,12FR 左右前輪ホイールシリンダ用増圧弁
12RL,12RR 左右後輪ホイールシリンダ用増圧弁
13FL,13FR 左右前輪ホイールシリンダ用減圧弁
13RL,13RR 左右後輪ホイールシリンダ用減圧弁
14a,14b リザーバ
15a,15b ポンプ
16a,16b 逆止弁
31 ブレーキコントローラ
32 目標減速度算出部
33 回生協調ブレーキ制御部
34 ペダルストロークセンサ
35 圧力センサ
36 車速センサ
1
3 Master cylinder (braking operation unit)
4a One master cylinder hydraulic piping
4b Hydraulic piping of the other master cylinder
5FL, 5FR Left and right front wheel wheel cylinder
5RL, 5RR Left and right rear wheel wheel cylinder 6 Brake actuator
11a, 11b Differential pressure control valve
12FL, 12FR Booster valve for left and right front wheel wheel cylinders
12RL, 12RR Booster valve for left and right wheel cylinders
13FL, 13FR Pressure reducing valve for left and right front wheel cylinders
13RL, 13RR Left and right rear wheel wheel cylinder pressure reducing valve
14a, 14b Reservoir
15a, 15b pump
16a, 16b Check valve
31 Brake controller
32 Target deceleration calculation unit
33 Regenerative cooperative brake control unit
34 Pedal stroke sensor
35 Pressure sensor
36 Vehicle speed sensor
Claims (8)
該差圧制御弁よりも前記制動操作ユニットに近い上流側ブレーキ配管部分からブレーキ液を吸入し、このブレーキ液を、前記差圧制御弁よりも前記ブレーキ作動ユニットに近い下流側ブレーキ配管部分に吐出するポンプを具え、
これら差圧制御弁とポンプとの共働により、前記上流側ブレーキ配管部分および下流側ブレーキ配管部分間の差圧を制御して、前記ブレーキ作動ユニットによる制動力を決定し得るようにした電子制御液圧ブレーキ装置において、
前記差圧制御弁の制御入力変化に対する差圧変化割合が変化する変曲点付近での差圧制御中であるのを検知する変曲点近傍差圧制御検知手段と、
前記制動操作ユニットの制動操作量が低下しているのを検知する制動操作量低下検知手段と、
前記制動操作ユニットから前記上流側ブレーキ配管部分への上流側液圧の上昇を検知する上流側液圧上昇検知手段と、
これら3手段からの信号に応答し、前記変曲点付近での差圧制御中、前記制動操作量が低下しているのに、前記上流側液圧が上昇するハンチング開始時に、前記差圧制御を禁止する差圧制御禁止手段とを具備してなることを特徴とする電子制御液圧ブレーキ装置。 A differential pressure control valve is inserted in the brake piping that guides the hydraulic pressure from the brake operation unit to the brake operation unit.
Brake fluid is sucked from an upstream brake piping portion closer to the braking operation unit than the differential pressure control valve, and this brake fluid is discharged to a downstream brake piping portion closer to the brake operation unit than the differential pressure control valve. With a pump to play,
Electronic control that determines the braking force by the brake operation unit by controlling the differential pressure between the upstream brake piping portion and the downstream brake piping portion by the cooperation of the differential pressure control valve and the pump. In the hydraulic brake device,
An inflection point vicinity differential pressure control detection means for detecting that the differential pressure control is in the vicinity of the inflection point where the differential pressure change ratio with respect to the control input change of the differential pressure control valve changes;
Braking operation amount decrease detection means for detecting that the braking operation amount of the braking operation unit is decreased;
Upstream fluid pressure increase detection means for detecting an increase in upstream fluid pressure from the braking operation unit to the upstream brake piping portion;
In response to signals from these three means, during the differential pressure control near the inflection point, the differential pressure control is performed at the start of hunting in which the upstream hydraulic pressure rises even though the braking operation amount is reduced. An electronically controlled hydraulic brake device, characterized by comprising differential pressure control prohibiting means for prohibiting pressure.
前記変曲点近傍差圧制御検知手段は、前記制動操作量、および、前記差圧制御弁の制御入力と差圧との関係を表した差圧制御弁特性から、前記変曲点付近での差圧制御中を検知するものであることを特徴とする電子制御液圧ブレーキ装置。 In the electronically controlled hydraulic brake device according to claim 1,
The inflection point vicinity differential pressure control detection means is based on the braking operation amount and the differential pressure control valve characteristic representing the relationship between the control input of the differential pressure control valve and the differential pressure. An electronically controlled hydraulic brake device that detects that a differential pressure is being controlled.
前記変曲点近傍差圧制御検知手段は、前記制動操作量から前記差圧の目標値を求め、該目標差圧を実現する前記差圧制御弁の制御入力を前記差圧制御弁特性から求め、該差圧制御弁の制御入力が前記変曲点付近にあるとき、該変曲点付近での差圧制御中であると判定するものであることを特徴とする電子制御液圧ブレーキ装置。 In the electronically controlled hydraulic brake device according to claim 2,
The inflection point vicinity differential pressure control detection means obtains a target value of the differential pressure from the braking operation amount, and obtains a control input of the differential pressure control valve that realizes the target differential pressure from the differential pressure control valve characteristic. The electronically controlled hydraulic brake device is characterized in that when the control input of the differential pressure control valve is in the vicinity of the inflection point, it is determined that the differential pressure is being controlled in the vicinity of the inflection point.
前記変曲点近傍差圧制御検知手段は、前記制動操作量対応の目標制動力から、前記上流側液圧により得られるべき制動力を差し引いて得られる制動力不足分を補うのに必要な下流側液圧上昇量を前記目標差圧とするものであることを特徴とする電子制御液圧ブレーキ装置。 In the electronically controlled hydraulic brake device according to claim 3,
The inflection point vicinity differential pressure control detection means is a downstream necessary for compensating for an insufficient braking force obtained by subtracting the braking force to be obtained by the upstream hydraulic pressure from the target braking force corresponding to the braking operation amount. An electronically controlled hydraulic brake device characterized in that a side hydraulic pressure increase amount is set as the target differential pressure.
前記変曲点近傍差圧制御検知手段は、前記目標制動力から、前記上流側液圧により得られるべき制動力および前記回生制動力を差し引いて得られる制動力不足分を補うのに必要な下流側液圧上昇量を前記目標差圧とするものであることを特徴とする電子制御液圧ブレーキ装置。 The electronically controlled hydraulic brake device according to claim 3, wherein the target braking force corresponding to the braking operation amount is realized by cooperation with a regenerative braking force.
The inflection point vicinity differential pressure control detecting means is a downstream necessary for compensating for a shortage of braking force obtained by subtracting the braking force to be obtained by the upstream hydraulic pressure and the regenerative braking force from the target braking force. An electronically controlled hydraulic brake device characterized in that a side hydraulic pressure increase amount is set as the target differential pressure.
前記差圧制御禁止手段は、前記制動操作量が低下から増大に転じたことに呼応して前記差動圧制御の禁止を解除するとき、前記差圧制御弁を一時的に全閉して前記下流側液圧を急上昇させるものであることを特徴とする電子制御液圧ブレーキ装置。 In the electronically controlled hydraulic brake device according to any one of claims 1 to 5,
The differential pressure control prohibiting means temporarily closes the differential pressure control valve to release the prohibition of the differential pressure control in response to the braking operation amount changing from a decrease to an increase. An electronically controlled hydraulic brake device characterized by rapidly increasing the downstream hydraulic pressure.
前記差圧制御禁止手段は、前記制動操作量の増大速度が設定値以上である時をもって前記制動操作量が低下から増大に転じたと判定し、前記差動圧制御の禁止を解除するものであることを特徴とする電子制御液圧ブレーキ装置。 In the electronically controlled hydraulic brake device according to claim 6,
The differential pressure control prohibiting unit determines that the braking operation amount has changed from a decrease to an increase when the increasing speed of the braking operation amount is equal to or higher than a set value, and cancels the prohibition of the differential pressure control. An electronically controlled hydraulic brake device.
前記差圧制御禁止手段は、前記差圧制御弁の一時的な全閉を、車両制動力が前記制動操作量対応の目標制動力に到達するまで継続し、以後は差圧制御弁を通常制御に復帰させるものであることを特徴とする電子制御液圧ブレーキ装置。 In the electronically controlled hydraulic brake device according to claim 6 or 7,
The differential pressure control prohibiting means continues the temporary full closing of the differential pressure control valve until the vehicle braking force reaches a target braking force corresponding to the braking operation amount, and thereafter controls the differential pressure control valve normally. An electronically controlled hydraulic brake device characterized by that
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