JP2001039280A - Vehicular braking control system - Google Patents

Vehicular braking control system

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JP2001039280A
JP2001039280A JP21546699A JP21546699A JP2001039280A JP 2001039280 A JP2001039280 A JP 2001039280A JP 21546699 A JP21546699 A JP 21546699A JP 21546699 A JP21546699 A JP 21546699A JP 2001039280 A JP2001039280 A JP 2001039280A
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JP
Japan
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braking force
brake
pressure
wheel
braking
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JP21546699A
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Japanese (ja)
Inventor
Masayuki Soga
雅之 曽我
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Toyota Motor Corp
Original Assignee
Toyota Motor Corp
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Publication date
Application filed by Toyota Motor Corp filed Critical Toyota Motor Corp
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  • Regulating Braking Force (AREA)

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To ensure desirable braking force reliably without needless energy loss even when the braking force generation efficiency of braking force generating mechanisms lowers. SOLUTION: The braking-based temperature increases Δθinf and Δθinr of the brake rotors of a left front wheel and left rear wheel are computed in S120, S130. The heat-radiation-based temperature decreases Δθdef and Δθder of the brake rotors of both wheels are computed in S140, S150. The temperatures Trf and Trr of the brake rotors of both wheels are computed in S160. From the temperatures Trf and Trr, the coefficients of friction μf and μr between the brake pads and brake rotors of both wheels are calculated in S170. The smaller one of the two coefficients of friction μf and μr is set as a coefficient of friction μ for control in S180. A standard value Pal0 for the lower limit Pal of the accumulator pressure and a standard value Pah0 for the upper limit Pah thereof are corrected with the value μ0/μ in S190, S200.

Description

【発明の詳細な説明】DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION

【０００１】[0001]

【発明の属する技術分野】本発明は、車輌の制動制御装
置に係り、更に詳細には高圧の作動液供給源より供給さ
れる作動液を車輌の運転状態に応じて調圧し制動力発生
機構に対し給排する車輌の制動制御装置に係る。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a braking control device for a vehicle, and more particularly, to a braking force generating mechanism that regulates a hydraulic fluid supplied from a high-pressure hydraulic fluid supply source in accordance with an operating state of the vehicle. The present invention relates to a braking control device for a vehicle to be supplied and discharged.

【０００２】[0002]

【従来の技術】自動車等の車輌の制動制御装置の一つと
して、例えば本願出願人の出願にかかる特開平５−９２
７６０号公報に記載されている如く、ブレーキロータの
温度Ｔ及び回転速度Ｖを検出し、温度Ｔ及び回転速度Ｖ
に基づきブレーキロータとパッドとの間の摩擦係数μを
推定し、ブレーキペダルに対する踏力Ｐに基づき車輌の
目標減速度Ｇを演算し、摩擦係数μ及び目標減速度Ｇに
基づき目標制動圧を演算するよう構成された制動制御装
置が従来より知られている。2. Description of the Related Art As one of braking control devices for vehicles such as automobiles, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 5-92 filed by the present applicant
No. 760, the temperature T and the rotation speed V of the brake rotor are detected, and the temperature T and the rotation speed V are detected.
, The friction coefficient μ between the brake rotor and the pad is estimated, the target deceleration G of the vehicle is calculated based on the depression force P on the brake pedal, and the target braking pressure is calculated based on the friction coefficient μ and the target deceleration G. A braking control device configured as described above is conventionally known.

【０００３】[0003]

【発明が解決しようとする課題】上述の制動制御装置に
よれば、ブレーキロータとパッドとの間の摩擦係数が低
下した場合にも確実に所望の制動力を確保することがで
きるが、上述の如き従来の制動制御装置に於いては、ブ
レーキロータとパッドとの間の摩擦係数が低下し制動力
発生機構の制動力発生効率が低下すると、それに応じて
目標制動圧が高くなるため、目標制動圧が作動液供給源
の圧力よりも高くなると所望の制動力を確保することが
できなくなるという問題がある。According to the above-described braking control device, a desired braking force can be reliably ensured even when the friction coefficient between the brake rotor and the pad is reduced. In such a conventional braking control device, when the coefficient of friction between the brake rotor and the pad decreases and the braking force generation efficiency of the braking force generation mechanism decreases, the target braking pressure increases accordingly. If the pressure is higher than the pressure of the hydraulic fluid supply source, there is a problem that a desired braking force cannot be secured.

【０００４】またかかる問題を解消すべく作動液供給源
の圧力を高く設定することが考えられるが、この場合に
は制動力発生機構の制動力発生効率が正常である状況に
於いて作動液供給源の圧力が過剰に高く設定されること
になり、そのためエネルギ損失が大きくなるという問題
がある。In order to solve such a problem, it is conceivable to set the pressure of the hydraulic fluid supply source to be high. In this case, however, the hydraulic fluid supply is performed under the condition that the braking force generation efficiency of the braking force generating mechanism is normal. The problem is that the source pressure is set too high, which results in high energy losses.

【０００５】本発明は、制動力発生機構の制動力発生効
率が低下したときにはそれに応じて目標制動圧を高く補
正するよう構成された従来の制動制御装置に於ける上述
の如き問題に鑑みてなされたものであり、本発明の主要
な課題は、制動力発生機構の制動力発生効率が低下した
ときにはそれに応じて作動液供給源の圧力を高くするこ
とにより、無用のエネルギ損失を伴うことなく確実に所
望の制動力を確保することである。The present invention has been made in view of the above-described problems in a conventional braking control device configured to correct the target braking pressure to a high value when the braking force generation efficiency of the braking force generation mechanism decreases. The main problem of the present invention is that when the braking force generation efficiency of the braking force generation mechanism decreases, the pressure of the hydraulic fluid supply source is increased accordingly, thereby ensuring no unnecessary energy loss. Is to ensure a desired braking force.

【０００６】[0006]

【課題を解決するための手段】上述の主要な課題は、本
発明によれば、請求項１の構成、即ち高圧の作動液供給
源より供給される作動液を車輌の運転状態に応じて調圧
し制動力発生機構に対し給排する車輌の制動制御装置に
於いて、前記制動力発生機構の制動力発生効率の低下又
はその虞れを検出する検出手段と、前記制動力発生機構
の制動力発生効率の低下又はその虞れが検出されたとき
には前記作動液供給源の液圧を高く補正する液圧補正手
段とを有することを特徴とする車輌の制動制御装置によ
って達成される。SUMMARY OF THE INVENTION According to the present invention, there is provided a main object of the present invention, in which the working fluid supplied from a high-pressure working fluid supply source is adjusted according to the operating state of a vehicle. In a braking control device for a vehicle that supplies and discharges a pressing braking force generating mechanism, a detecting unit that detects a decrease or a fear of a reduction in the braking force generation efficiency of the braking force generating mechanism, and a braking force of the braking force generating mechanism And a hydraulic pressure correcting means for correcting the hydraulic pressure of the hydraulic fluid supply source to be high when a decrease in the generation efficiency or a fear of the reduction is detected.

【０００７】上記請求項１の構成によれば、制動力発生
機構の制動力発生効率の低下又はその虞れが検出され、
制動力発生機構の制動力発生効率の低下又はその虞れが
検出されたときには作動液供給源の液圧が高く補正され
るので、制動力発生機構の制動力発生効率の低下により
目標制動圧が高くなっても作動液供給源の液圧も高くな
り、従って制動力発生機構の制動圧が確実に目標制動圧
に制御され、これにより確実に所望の制動力が確保され
る。According to the first aspect of the present invention, it is detected that the braking force generation efficiency of the braking force generation mechanism has decreased or is likely to decrease.
When a decrease in the braking force generation efficiency of the braking force generation mechanism or a fear thereof is detected, the hydraulic pressure of the hydraulic fluid supply source is corrected to be high. Even if it becomes higher, the hydraulic pressure of the hydraulic fluid supply source also becomes higher, so that the braking pressure of the braking force generating mechanism is reliably controlled to the target braking pressure, thereby ensuring the desired braking force.

【０００８】また本発明によれば、上述の主要な課題を
効果的に達成すべく、上記請求項１の構成に於いて、前
記制動力発生機構はブレーキロータと摩擦材とを含み、
前記摩擦材が前記ブレーキロータに対し押し付けられる
ことにより制動力を発生するよう構成されており、前記
検出手段は前記ブレーキロータ若しくは前記摩擦材の温
度に基づき前記制動力発生機構の制動力発生効率の低下
又はその虞れを判定するよう構成される（請求項２の構
成）。According to the present invention, in order to effectively achieve the above-mentioned main object, in the configuration of the first aspect, the braking force generating mechanism includes a brake rotor and a friction material,
The frictional material is configured to generate a braking force by being pressed against the brake rotor, and the detecting unit detects a braking force generation efficiency of the braking force generation mechanism based on a temperature of the brake rotor or the frictional material. It is configured to determine the decrease or the possibility of the decrease (the configuration of claim 2).

【０００９】一般に、摩擦材が前記ブレーキロータに対
し押し付けられることにより制動力を発生するよう構成
された制動力発生機構に於いては、ブレーキロータ及び
摩擦材の温度とその摩擦係数との間には一定の関係があ
るので、ブレーキロータ若しくは摩擦材の温度を求める
ことにより制動力発生機構の制動力発生効率の低下又は
その虞れを判定することができる。In general, in a braking force generating mechanism configured to generate a braking force when a friction material is pressed against the brake rotor, a braking force is generated between the temperature of the brake rotor and the friction material and its friction coefficient. Since there is a certain relationship, the temperature of the brake rotor or the friction material can be determined to determine whether the braking force generation efficiency of the braking force generation mechanism has decreased or is likely to decrease.

【００１０】上記請求項２の構成によれば、ブレーキロ
ータ若しくは摩擦材の温度に基づき制動力発生機構の制
動力発生効率の低下又はその虞れが判定されるので、制
動力発生機構の制動力発生効率の低下又はその虞れが生
じたときにはそのことが確実に判定される。According to the second aspect of the present invention, it is determined whether the braking force generation efficiency of the braking force generation mechanism has decreased or is likely to be based on the temperature of the brake rotor or the friction material. When the generation efficiency is reduced or there is a possibility that the generation efficiency is reduced, it is reliably determined.

【００１１】また本発明によれば、上述の主要な課題を
効果的に達成すべく、上記請求項２の構成に於いて、前
記検出手段は前記制動力発生機構の作動状況に基づき前
記ブレーキロータ若しくは前記摩擦材の温度を推定する
よう構成される（請求項３の構成）。Further, according to the present invention, in order to effectively achieve the above-mentioned main object, in the above-mentioned structure of the second aspect, the detecting means may be configured to detect the brake rotor based on an operation state of the braking force generating mechanism. Alternatively, it is configured to estimate the temperature of the friction material (claim 3).

【００１２】上記請求項３の構成によれば、制動力発生
機構の作動状況に基づきブレーキロータ若しくは摩擦材
の温度が推定されるので、特別の温度検出手段を要する
ことなくブレーキロータ若しくは摩擦材の温度が求めら
れる。According to the third aspect of the present invention, the temperature of the brake rotor or the friction material is estimated based on the operation state of the braking force generating mechanism. Temperature is required.

【００１３】また本発明によれば、上述の主要な課題を
効果的に達成すべく、上記請求項１乃至３の何れかの構
成に於いて、前記作動液供給源は高圧の作動液を貯留す
るアキュムレータを含むよう構成される（請求項４の構
成）。According to the present invention, in order to achieve the above-mentioned main object effectively, the hydraulic fluid supply source according to any one of claims 1 to 3, wherein the hydraulic fluid supply source stores a high-pressure hydraulic fluid. (According to claim 4).

【００１４】上記請求項４の構成によれば、作動液供給
源は高圧の作動液を貯留するアキュムレータを含むの
で、制動力発生機構の制動力発生効率の低下又はその虞
れが検出されたときにはアキュムレータの圧力を高く補
正することにより容易に作動液供給源の液圧を高く補正
することが可能になる。According to the fourth aspect of the present invention, since the hydraulic fluid supply source includes the accumulator for storing the high-pressure hydraulic fluid, when it is detected that the braking force generation efficiency of the braking force generating mechanism is reduced or the danger is detected. By correcting the pressure of the accumulator to be high, the hydraulic pressure of the working fluid supply source can be easily corrected to be high.

【００１５】[0015]

【課題解決手段の好ましい態様】本発明の一つの好まし
い態様によれば、上記請求項１の構成に於いて、制動制
御装置は車輌の運転状態に応じて制動力発生機構の目標
制動圧を演算し、目標制動圧に応じて作動液を調圧し、
制動力発生機構に対し給排するよう構成される（好まし
い態様１）。According to a preferred aspect of the present invention, in the configuration of the first aspect, the brake control device calculates a target braking pressure of the braking force generating mechanism according to a driving state of the vehicle. And adjust the hydraulic fluid according to the target braking pressure,
It is configured to supply and discharge the braking force generation mechanism (preferred mode 1).

【００１６】本発明の他の一つの好ましい態様によれ
ば、上記請求項１の構成に於いて、液圧補正手段は制動
力発生機構の制動力発生効率の低下又はその虞れの程度
に応じて作動液供給源の液圧を補正するよう構成される
（好ましい態様２）。According to another preferred embodiment of the present invention, in the above-mentioned construction, the hydraulic pressure correcting means is adapted to reduce the braking force generation efficiency of the braking force generation mechanism or to reduce the possibility of the reduction. (Preferred mode 2).

【００１７】本発明の他の一つの好ましい態様によれ
ば、上記好ましい態様２の構成に於いて、検出手段は複
数の車輪について制動力発生機構の制動力発生効率の低
下又はその虞れを検出し、液圧補正手段は制動力発生効
率の低下又はその虞れの程度が最も高い車輪の制動力発
生効率の低下又はその虞れの程度に応じて作動液供給源
の液圧を高く補正するよう構成される（好ましい態様
３）。According to another preferred embodiment of the present invention, in the configuration of the above-mentioned preferred embodiment 2, the detecting means detects a decrease in the braking force generation efficiency of the braking force generation mechanism or a possibility of the decrease in the braking force generation mechanism for a plurality of wheels. Then, the hydraulic pressure correcting means corrects the hydraulic pressure of the hydraulic fluid supply source to be high in accordance with the reduction in the braking force generation efficiency or the reduction in the braking force generation efficiency of the wheel having the highest possibility of the reduction or the degree of the reduction. (Preferred embodiment 3).

【００１８】本発明の他の一つの好ましい態様によれ
ば、上記請求項２の構成に於いて、検出手段は複数の車
輪のうちの最も高いブレーキロータ若しくは摩擦材の温
度に基づき制動力発生機構の制動力発生効率の低下又は
その虞れを判定するよう構成される（好ましい態様
４）。According to another preferred embodiment of the present invention, in the configuration of the second aspect, the detecting means includes a braking force generating mechanism based on the highest temperature of the brake rotor or the friction material among the plurality of wheels. (Preferred mode 4).

【００１９】本発明の他の一つの好ましい態様によれ
ば、上記請求項３の構成に於いて、検出手段は制動力発
生機構の作動状況に基づく温度上昇量と放熱に伴う温度
低下量とに基づきブレーキロータ若しくは摩擦材の温度
を推定するよう構成される（好ましい態様５）。According to another preferred embodiment of the present invention, in the configuration of the third aspect, the detecting means determines the amount of temperature rise based on the operation state of the braking force generating mechanism and the amount of temperature decrease due to heat radiation. It is configured to estimate the temperature of the brake rotor or the friction material based on this (preferred mode 5).

【００２０】本発明の他の一つの好ましい態様によれ
ば、上記請求項４の構成に於いて、液圧補正手段は制動
力発生機構の制動力発生効率の低下又はその虞れが検出
されたときにはアキュムレータの作動液貯留圧力を高く
補正するよう構成される（好ましい態様６）。According to another preferred embodiment of the present invention, in the configuration of the fourth aspect, the hydraulic pressure correcting means detects a decrease in the braking force generation efficiency of the braking force generation mechanism or a possibility of the decrease. In some cases, the hydraulic fluid storage pressure of the accumulator is configured to be corrected to be high (preferred mode 6).

【００２１】本発明の他の一つの好ましい態様によれ
ば、上記好ましい態様６の構成に於いて、作動液供給源
はアキュムレータの作動液貯留圧力が下限値未満になる
と駆動され上限値を超えると停止されるポンプを含み、
液圧補正手段は制動力発生機構の制動力発生効率の低下
又はその虞れが検出されたときには下限値及び上限値を
高く補正するよう構成される（好ましい態様７）。According to another preferred embodiment of the present invention, in the configuration of the above-mentioned preferred embodiment 6, the hydraulic fluid supply source is driven when the hydraulic fluid storage pressure of the accumulator is lower than the lower limit, and is higher than the upper limit. Including the pump to be stopped,
The hydraulic pressure correcting means is configured to correct the lower limit value and the upper limit value to be high when a decrease in the braking force generation efficiency of the braking force generation mechanism or a fear thereof is detected (preferred mode 7).

【００２２】一般に、制動力発生機構のホイールシリン
ダ圧力をＰwとし、ホイールシリンダの面積をＡwとし、
ブレーキパッドとブレーキロータとの間の摩擦係数をμ
とし、制動力発生機構の有効制動半径をｒとし、車輪の
半径をＲとし、重力加速度をｇとし、車体速度をＶbと
し、サンプリング周期をΔＴとすると、制動による仕事
量Ｅは下記の式１により表される。 Ｅ＝ＰwＡwμ（ｒ／Ｒ）ｇＶbΔＴ ……（１）Generally, the wheel cylinder pressure of the braking force generating mechanism is Pw, the area of the wheel cylinder is Aw,
The coefficient of friction between the brake pad and the brake rotor is μ
If the effective braking radius of the braking force generating mechanism is r, the radius of the wheel is R, the gravitational acceleration is g, the vehicle speed is Vb, and the sampling period is ΔT, the work E due to braking is given by the following equation (1). Is represented by E = PwAwμ (r / R) gVbΔT (1)

【００２３】仕事量Ｅにより発生される熱量ＱinはＥ／
４．１８６であるので、ブレーキロータの摺動部の重量
をＷとし、ブレーキロータの比熱をＣとすると、仕事量
Ｅによるブレーキロータの温度上昇量Δθinは下記の式
２により表される。 Δθin＝Ｑin／（ＷＣ） ＝ＰwＡwμ（ｒ／Ｒ）ｇＶbΔＴ／（４．１８６ＷＣ） ……（２）The amount of heat Qin generated by the work E is E /
Assuming that the weight of the sliding portion of the brake rotor is W and the specific heat of the brake rotor is C, the temperature rise Δθin of the brake rotor due to the work E is expressed by the following equation (2). Δθin = Qin / (WC) = PwAwμ (r / R) gVbΔT / (4.186WC) (2)

【００２４】従って本発明の他の一つの好ましい態様に
よれば、上記好ましい態様５の構成に於いて、ブレーキ
ロータの温度上昇量は上記式２に従って演算されるよう
構成される（好ましい態様８）。Therefore, according to another preferred embodiment of the present invention, in the configuration of the above-mentioned preferred embodiment 5, the amount of temperature rise of the brake rotor is calculated according to the above-mentioned equation 2 (preferred embodiment 8). .

【００２５】またブレーキロータの温度をθとし、外気
温をθaとし、ブレーキロータの熱伝導率をｈとし、ブ
レーキロータの放熱面積及び放熱量をそれぞれＡd及び
Ｑdeとすると、ニュートンの冷却則よりブレーキロータ
の冷却速度は下記の式３により表される。 ｄＱde／ｄｔ＝−ｈＡd（θ−θa） ……（３）When the temperature of the brake rotor is θ, the outside air temperature is θa, the thermal conductivity of the brake rotor is h, and the heat radiation area and the heat radiation amount of the brake rotor are Ad and Qde, respectively, the brake is applied according to Newton's cooling law. The cooling rate of the rotor is represented by the following equation (3). dQde / dt = −hAd (θ−θa) (3)

【００２６】ブレーキロータの温度低下量Δθdeとブレ
ーキロータの放熱量Ｑde、ブレーキロータの摺動部の重
量Ｗ、ブレーキロータの比熱Ｃとの間には下記の式４の
関係がある。 Δθde＝Ｑde／（ＷＣ） ……（４）The following equation (4) is established between the amount of temperature decrease Δθde of the brake rotor, the amount of heat radiation Qde of the brake rotor, the weight W of the sliding portion of the brake rotor, and the specific heat C of the brake rotor. Δθde = Qde / (WC) (4)

【００２７】上記式３及び４より下記の式５が求められ
る。 dθ／ｄｔ＝−｛ｈＡd／（ＷＣ）｝（θ−θa） ……（５）The following equation 5 is obtained from the above equations 3 and 4. dθ / dt = − {hAd / (WC)} (θ−θa) (5)

【００２８】ｔ＝０のときのブレーキロータの温度をθ
oとして上記式５を積分すると下記の式６が得られる。 θ-θa＝（θo−θa）［ｅｘｐ｛−（ｈＡd／（ＷＣ）ΔＴ）］ ……（６ ）When the temperature of the brake rotor at t = 0 is θ
By integrating the above equation 5 as o, the following equation 6 is obtained. θ−θa = (θo−θa) [exp ｛− (hAd / (WC) ΔT)] (6)

【００２９】上記式６を整理すると下記の式７が得られ
る。 Δθde＝（θ-θo） ＝（θo−θa）［ｅｘｐ｛−（ｈＡd／（ＷＣ）ΔＴ）−１］ ……（７）By rearranging Equation 6, the following Equation 7 is obtained. Δθde = (θ−θo) = (θo−θa) [exp ｛− (hAd / (WC) ΔT) −1] (7)

【００３０】本発明の他の一つの好ましい態様によれ
ば、上記好ましい態様５の構成に於いて、ブレーキロー
タの温度低下量は上記式７に従って演算されるよう構成
される（好ましい態様９）。According to another preferred embodiment of the present invention, in the configuration of the above-mentioned preferred embodiment 5, the amount of decrease in the temperature of the brake rotor is calculated according to the above-mentioned equation 7 (preferred embodiment 9).

【００３１】[0031]

【発明の実施の形態】以下に添付の図を参照しつつ、本
発明を好ましい実施形態について詳細に説明する。DETAILED DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS Preferred embodiments of the present invention will be described below in detail with reference to the accompanying drawings.

【００３２】図１は本発明による車輌の制動制御装置の
一つの実施形態の油圧回路及び電子制御装置を示す概略
構成図である。FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing a hydraulic circuit and an electronic control device of one embodiment of a vehicle braking control device according to the present invention.

【００３３】図１に於て、１０は油圧式のブレーキ装置
を示しており、ブレーキ装置１０は運転者によるブレー
キペダル１２の踏み込み操作に応答してブレーキオイル
を圧送するマスタシリンダ１４を有している。ブレーキ
ペダル１２とマスタシリンダ１４との間にはドライスト
ロークシミュレータ１２ａが設けられている。マスタシ
リンダ１４には左前輪用のブレーキ油圧制御導管１６及
び右前輪用のブレーキ油圧制御導管１８の一端が接続さ
れ、これらのブレーキ油圧制御導管の他端にはそれぞれ
左前輪及び右前輪の制動力を制御するホイールシリンダ
２０FL及び２０FRが接続されている。またブレーキ油圧
制御導管１６及び１８の途中にはそれぞれ常開型の電磁
開閉弁２２FL及び２２FRが設けられている。In FIG. 1, reference numeral 10 denotes a hydraulic brake device, and the brake device 10 has a master cylinder 14 for pumping brake oil in response to a depression operation of a brake pedal 12 by a driver. I have. A dry stroke simulator 12a is provided between the brake pedal 12 and the master cylinder 14. One end of a brake hydraulic control conduit 16 for the left front wheel and one end of a brake hydraulic control conduit 18 for the right front wheel are connected to the master cylinder 14, and the braking force of the left front wheel and the right front wheel is respectively connected to the other end of the brake hydraulic control conduit. Are connected to the wheel cylinders 20FL and 20FR. In the middle of the brake oil pressure control conduits 16 and 18, normally open solenoid valves 22FL and 22FR are provided, respectively.

【００３４】マスタシリンダ１４にはウェットストロー
クシミュレータ２４及びリザーバ２６が接続されてお
り、リザーバ２６には油圧供給導管２８及び油圧排出導
管３０の一端が接続されている。油圧供給導管２８の途
中には電動機３２により駆動されるオイルポンプ３４が
設けられており、後述の如くオイルポンプ３４はその吐
出側の油圧供給導管２８内の圧力が一定の範囲内になる
よう制御される。A wet stroke simulator 24 and a reservoir 26 are connected to the master cylinder 14, and one end of a hydraulic supply conduit 28 and a hydraulic discharge conduit 30 are connected to the reservoir 26. An oil pump 34 driven by an electric motor 32 is provided in the middle of the hydraulic supply pipe 28, and the oil pump 34 is controlled so that the pressure in the hydraulic supply pipe 28 on the discharge side is within a certain range as described later. Is done.

【００３５】油圧供給導管２８の他端は左前輪用の油圧
供給導管３６FL及びブレーキ油圧制御導管１６の一部を
介して左前輪の制動力発生機構（図示せず）のホイール
シリンダ２０FLに接続され、右前輪用の油圧供給導管３
６FR及びブレーキ油圧制御導管１８の一部を介して右前
輪の制動力発生機構（図示せず）のホイールシリンダ２
０FRに接続され、左後輪用の油圧供給導管３６RLを介し
て左後輪の制動力発生機構（図示せず）のホイールシリ
ンダ２０RLに接続され、左後輪用の油圧供給導管３６RL
の一部及び右後輪用の油圧供給導管３６RRを介して右後
輪の制動力発生機構（図示せず）のホイールシリンダ２
０RRに接続されている。The other end of the hydraulic supply conduit 28 is connected to a wheel cylinder 20FL of a braking force generating mechanism (not shown) for the left front wheel via a hydraulic supply conduit 36FL for the front left wheel and a part of the brake hydraulic control conduit 16. , Hydraulic supply conduit 3 for right front wheel
6FR and a wheel cylinder 2 of a braking force generating mechanism (not shown) for the right front wheel via a part of the brake hydraulic control conduit 18.
0FR, and is connected to a wheel cylinder 20RL of a braking force generating mechanism (not shown) for the left rear wheel via a left rear wheel hydraulic supply conduit 36RL.
And a wheel cylinder 2 of a braking force generating mechanism (not shown) for the right rear wheel via a hydraulic supply conduit 36RR for the right rear wheel.
Connected to 0RR.

【００３６】同様に油圧排出導管３０の他端は左前輪用
の油圧排出導管３８FL、左前輪用の油圧供給導管３６FL
の一部及びブレーキ油圧制御導管１６の一部を介して左
前輪のホイールシリンダ２０FLに接続され、右前輪用の
油圧排出導管３８FR、右前輪用の油圧供給導管３６FR及
びブレーキ油圧制御導管１８の一部を介して右前輪のホ
イールシリンダ２０FRに接続され、左前輪用の油圧排出
導管３８FLの一部、左後輪用の油圧排出導管３８RL及び
左後輪用の油圧供給導管３６RLの一部を介して左後輪の
ホイールシリンダ２０RLに接続され、左後輪用の油圧排
出導管３８RLの一部及び右後輪用の油圧排出導管３８RR
及び右後輪用の油圧供給導管３６RRの一部を介して右後
輪のホイールシリンダ２０RRに接続されている。Similarly, the other end of the hydraulic discharge conduit 30 is connected to a hydraulic discharge conduit 38FL for the front left wheel and a hydraulic supply conduit 36FL for the front left wheel.
And a part of the brake hydraulic control conduit 16 are connected to the wheel cylinder 20FL of the left front wheel, a hydraulic discharge conduit 38FR for the right front wheel, a hydraulic supply conduit 36FR and a brake hydraulic control conduit 18 for the right front wheel. Connected to the wheel cylinder 20FR of the right front wheel through a part of the hydraulic discharge conduit 38FL for the left front wheel, the hydraulic discharge conduit 38RL for the left rear wheel, and the hydraulic supply conduit 36RL for the left rear wheel. And a part of the hydraulic discharge conduit 38RL for the left rear wheel and the hydraulic discharge conduit 38RR for the right rear wheel.
And it is connected to the wheel cylinder 20RR of the right rear wheel via a part of the hydraulic supply conduit 36RR for the right rear wheel.

【００３７】油圧供給導管３６FL、３６RL、３６RL、３
６RRの途中にはそれぞれ常閉型の電磁流量制御弁４０F
L、４０FR、４０RL、４０RRが設けられており、油圧排
出導管３８FL、３８RL、３８RL、３８RRの途中にはそれ
ぞれ常閉型の電磁流量制御弁４２FL、４２FR、４２RL、
４２RRが設けられている。ブレーキ油圧制御導管１６及
び１８にはそれぞれ対応する制御導管内の圧力をホイー
ルシリンダ２０FL及び２０FR内の圧力Ｐfl、Ｐfrとして
検出する圧力センサ４４FL及び４４FRが設けられてお
り、油圧供給導管３６RL及び３６RRにはそれぞれ対応す
る導管内の圧力をホイールシリンダ２０RL及び２０RR内
の圧力Ｐrl、Ｐrrとして検出する圧力センサ４４RL及び
４４RRが設けられている。Hydraulic supply conduits 36FL, 36RL, 36RL, 3
In the middle of 6RR, each normally closed type electromagnetic flow control valve 40F
L, 40FR, 40RL, and 40RR are provided, and in the middle of the hydraulic discharge conduits 38FL, 38RL, 38RL, and 38RR, normally closed electromagnetic flow control valves 42FL, 42FR, and 42RL, respectively.
42RR is provided. The brake oil pressure control conduits 16 and 18 are provided with pressure sensors 44FL and 44FR for detecting the pressure in the corresponding control conduits as the pressures Pfl and Pfr in the wheel cylinders 20FL and 20FR, respectively. Are provided with pressure sensors 44RL and 44RR for detecting the pressures in the corresponding conduits as the pressures Prl and Prr in the wheel cylinders 20RL and 20RR.

【００３８】更にブレーキペダル１２にはその踏み込み
ストロークＳp を検出するストロークセンサ４６が設け
られ、マスタシリンダ１４と右前輪用の電磁開閉弁２２
FRとの間のブレーキ油圧制御導管１８には該制御導管内
の圧力をマスタシリンダ圧力Ｐm として検出する圧力セ
ンサ４８が設けられている。またオイルポンプ３４の吐
出側の油圧供給導管２８にはオイルポンプ３４により吐
出される高圧のオイルを蓄圧するアキュムレータ５０が
接続されており、また制御導管２８内の圧力をアキュム
レータ圧力Ｐa として検出する圧力センサ５１が設けら
れている。Further, the brake pedal 12 is provided with a stroke sensor 46 for detecting the depression stroke Sp of the brake pedal 12, and the master cylinder 14 and the electromagnetic opening / closing valve 22 for the right front wheel are provided.
A pressure sensor 48 for detecting the pressure in the brake hydraulic control conduit 18 between the FR and the FR as the master cylinder pressure Pm is provided. An accumulator 50 for accumulating high-pressure oil discharged from the oil pump 34 is connected to the hydraulic supply pipe 28 on the discharge side of the oil pump 34, and a pressure for detecting the pressure in the control pipe 28 as an accumulator pressure Pa. A sensor 51 is provided.

【００３９】電磁開閉弁２２FL、２２FR、電動機３２及
び電磁流量制御弁４２FL、４２FR、４２RL、４２RRは後
に詳細に説明する如く電子制御装置５２により制御され
る。電子制御装置５２はマイクロコンピュータ５４と駆
動回路５６とよりなっている。各弁及び電動機３２には
図１には示されていないバッテリより駆動回路５６を経
て駆動電流が供給される。The electromagnetic switching valves 22FL, 22FR, the electric motor 32, and the electromagnetic flow control valves 42FL, 42FR, 42RL, 42RR are controlled by an electronic control unit 52 as will be described later in detail. The electronic control unit 52 includes a microcomputer 54 and a drive circuit 56. A drive current is supplied to each valve and the electric motor 32 via a drive circuit 56 from a battery not shown in FIG.

【００４０】尚マイクロコンピュータ５４は図１には詳
細に示されていないが例えば中央処理ユニット（ＣＰ
Ｕ）と、リードオンリメモリ（ＲＯＭ）と、ランダムア
クセスメモリ（ＲＡＭ）と、入出力ポート装置とを有
し、これらが双方向性のコモンバスにより互いに接続さ
れた一般的な構成のものであってよい。Although the microcomputer 54 is not shown in detail in FIG. 1, for example, the central processing unit (CP)
U), a read only memory (ROM), a random access memory (RAM), and an input / output port device, which have a general configuration connected to each other by a bidirectional common bus. Good.

【００４１】マイクロコンピュータ５４の入出力ポート
装置には、圧力センサ４４FL〜４４RRよりそれぞれホイ
ールシリンダ２０FL〜２０RR内の圧力Ｐi （ｉ＝fl、f
r、rl、rr）を示す信号、ストロークセンサ４６よりブ
レーキペダル１２の踏み込みストロークＳp を示す信
号、圧力センサ４８よりマスタシリンダ圧力Ｐm を示す
信号、圧力センサ５１よりアキュムレータ圧力Ｐa を示
す信号、車輪速度センサ５８FL〜５８RRよりそれぞれ左
前輪、右前輪、左後輪、右後輪の車輪速度Ｖwi（ｉ＝f
l、fr、rl、rr）を示す信号、外気温センサ６０より外
気温θaを示す信号が入力されるようになっている。The input / output port device of the microcomputer 54 receives the pressures Pi (i = fl, f) in the wheel cylinders 20FL-20RR from the pressure sensors 44FL-44RR, respectively.
r, rl, rr), a signal indicating the depression stroke Sp of the brake pedal 12 from the stroke sensor 46, a signal indicating the master cylinder pressure Pm from the pressure sensor 48, a signal indicating the accumulator pressure Pa from the pressure sensor 51, and the wheel speed. The wheel speeds Vwi (i = f) of the left front wheel, the right front wheel, the left rear wheel, and the right rear wheel are obtained from the sensors 58FL to 58RR, respectively.
l, fr, rl, rr) and a signal indicating the outside air temperature θa from the outside air temperature sensor 60.

【００４２】またマイクロコンピュータ５４のＲＯＭは
後述の制動力制御フローを記憶しており、ＣＰＵは上述
の各センサにより検出されたブレーキペダル１２の踏み
込みストロークＳp 及びマスタシリンダ圧力Ｐm に基づ
き後述の如く車輌の目標減速度Ｇt を演算し、目標減速
度に基づき各輪の目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiを演算
し、各輪のホイールシリンダ圧力Ｐi が目標ホイールシ
リンダ圧力Ｐtiになるよう制御する。The ROM of the microcomputer 54 stores a braking force control flow to be described later, and the CPU executes the vehicle control based on the depression stroke Sp of the brake pedal 12 and the master cylinder pressure Pm detected by the above-described sensors as described later. Is calculated, and the target wheel cylinder pressure Pti of each wheel is calculated based on the target deceleration, and control is performed so that the wheel cylinder pressure Pi of each wheel becomes the target wheel cylinder pressure Pti.

【００４３】またマイクロコンピュータ５４のＲＯＭは
後述のアキュムレータ圧力Ｐa制御フローを記憶してお
り、ＣＰＵは圧力センサ５１により検出されたアキュム
レータ圧力Ｐa が下限値Ｐal未満であるときにはオイル
ポンプ３４を駆動してアキュムレータ圧力を昇圧し、ア
キュムレータ圧力Ｐa が上限値Ｐahよりも高いときには
オイルポンプ３４を停止させる。The ROM of the microcomputer 54 stores an accumulator pressure Pa control flow described later. The CPU drives the oil pump 34 when the accumulator pressure Pa detected by the pressure sensor 51 is less than the lower limit value Pal. The accumulator pressure is increased, and when the accumulator pressure Pa is higher than the upper limit Pah, the oil pump 34 is stopped.

【００４４】更にマイクロコンピュータ５４のＣＰＵは
後述の如く上述の各センサにより検出された情報に基づ
き左前輪及び左後輪の制動力発生機構のブレーキロータ
の温度Ｔpf及びＴprを推定し、温度Ｔpf及びＴprに基づ
き左前輪及び左後輪のブレーキパッドとブレーキロータ
との間の摩擦係数μf及びμrを演算し、摩擦係数μf及
びμrの低い方の摩擦係数（制御用摩擦係数μ）に基づ
き摩擦係数が低いほど高くなるよう摩擦係数に応じてア
キュムレータ圧力Ｐa の上限値Ｐah及び下限値Ｐalを増
減設定する。Further, the CPU of the microcomputer 54 estimates the temperatures Tpf and Tpr of the brake rotors of the braking force generating mechanism for the left front wheel and the left rear wheel based on information detected by the above-described sensors as described later. The friction coefficients μf and μr between the brake pads of the left front wheel and the left rear wheel and the brake rotor are calculated based on Tpr, and based on the lower friction coefficient μf or μr (the friction coefficient μ for control). The upper limit value Pah and the lower limit value Pal of the accumulator pressure Pa are increased or decreased according to the friction coefficient so that the lower the value, the higher the value.

【００４５】次に図２及び図３に示されたフローチャー
トを参照して図示の実施形態に於ける制動力制御及びア
キュムレータ圧力Ｐa制御について説明する。尚図２及
び図３に示されたフローチャートによる制御は図には示
されていないイグニッションスイッチがオンに切り換え
られることにより開始され、所定の時間毎に繰返し実行
される。またイグニッションスイッチがオンに切り換え
られると、ステップ１０に先立ち電磁開閉弁２２FL、２
２FRが閉弁されることによりマスタシリンダ１４とホイ
ールシリンダ２０FL、２０FRとの連通が遮断される。Next, the braking force control and the accumulator pressure Pa control in the illustrated embodiment will be described with reference to the flowcharts shown in FIGS. The control according to the flowcharts shown in FIGS. 2 and 3 is started when an ignition switch (not shown) is turned on, and is repeatedly executed at predetermined time intervals. When the ignition switch is turned on, the electromagnetic on-off valve 22FL, 2
When the 2FR is closed, the communication between the master cylinder 14 and the wheel cylinders 20FL, 20FR is cut off.

【００４６】まずステップ１０に於いてはストロークセ
ンサ４６により検出されたブレーキペダル１２の踏み込
みストロークＳp を示す信号等の読み込みが行われ、ス
テップ２０に於いては図４に示されたグラフに対応する
マップより踏み込みストロークＳp に基づく目標減速度
Ｇstが演算され、ステップ３０に於いては図５に示され
たグラフに対応するマップよりマスタシリンダ圧力Ｐm
に基づく目標減速度Ｇptが演算される。First, in step 10, a signal indicating the depression stroke Sp of the brake pedal 12 detected by the stroke sensor 46 is read, and in step 20, a signal corresponding to the graph shown in FIG. The target deceleration Gst based on the depression stroke Sp is calculated from the map, and in step 30, the master cylinder pressure Pm is calculated from the map corresponding to the graph shown in FIG.
Is calculated based on the target deceleration Gpt.

【００４７】ステップ４０に於いては前回演算された最
終目標減速度Ｇt に基づき図６に示されたグラフに対応
するマップよりマスタシリンダ圧力Ｐm に基づく目標減
速度Ｇptに対する重みα（０≦α≦１）が演算され、ス
テップ５０に於いては下記の式８に従って目標減速度Ｇ
pt及び目標減速度Ｇstの重み付け和として最終目標減速
度Ｇt が演算される。 Ｇt ＝αＧpt＋（１−α）Ｇst ……（８）In step 40, the weight α (0 ≦ α ≦) for the target deceleration Gpt based on the master cylinder pressure Pm from the map corresponding to the graph shown in FIG. 6 based on the final target deceleration Gt calculated last time. 1) is calculated, and in step 50, the target deceleration G is calculated according to the following equation (8).
The final target deceleration Gt is calculated as a weighted sum of pt and the target deceleration Gst. Gt = αGpt + (1−α) Gst (8)

【００４８】ステップ６０に於いては後述のアキュムレ
ータ圧力Ｐa制御ルーチンにより演算された左前輪及び
左後輪のブレーキパッドとブレーキロータとの間の摩擦
係数μf、μrに基づき図７に示されたグラフに対応する
マップより目標ホイールシリンダ圧力の補正係数Ｋmf、
Ｋmrが演算される。In step 60, the graph shown in FIG. 7 is based on the friction coefficients μf and μr between the brake pads of the left front wheel and the left rear wheel and the brake rotor calculated by an accumulator pressure Pa control routine described later. The correction coefficient Kmf of the target wheel cylinder pressure from the map corresponding to
Kmr is calculated.

【００４９】ステップ７０に於いては最終目標減速度Ｇ
t に対する各輪の目標ホイールシリンダ圧力の係数（正
の定数）をＫi （ｉ＝fl、fr、rl、rr）として、下記の
式９に従って各輪の目標ホイールシリンダ圧力Ｐti（ｉ
＝fl、fr、rl、rr）が演算される。 Ｐti＝Ｋmf Ｋi Ｇt （ｉ＝fl、fr） Ｐti＝Ｋmr Ｋi Ｇt （ｉ＝rl、rr）……（９）In step 70, the final target deceleration G
Assuming that the coefficient (positive constant) of the target wheel cylinder pressure of each wheel with respect to t is Ki (i = fl, fr, rl, rr), the target wheel cylinder pressure Pti (i) of each wheel according to the following equation 9:
= Fl, fr, rl, rr) are calculated. Pti = Kmf Ki Gt (i = fl, fr) Pti = Kmr Ki Gt (i = rl, rr) (9)

【００５０】ステップ８０に於いては電磁流量制御弁４
２FL、４２FR、４２RL、４２RRが目標ホイールシリンダ
圧力Ｐtiに基づき制御されることにより各輪のホイール
シリンダ圧力Ｐi が目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiにな
るようフィードバック制御される。In step 80, the electromagnetic flow control valve 4
By controlling 2FL, 42FR, 42RL, and 42RR based on the target wheel cylinder pressure Pti, feedback control is performed so that the wheel cylinder pressure Pi of each wheel becomes the target wheel cylinder pressure Pti.

【００５１】この場合、運転者によりブレーキペダル１
２が踏み込まれておらず、最終目標減速度Ｇt が０であ
るときには、電磁開閉弁２２FL、２２FRは閉弁状態に維
持され、電磁流量制御弁４２FL、４２FR、４２RL、４２
RRも図１の位置に維持され、従って各輪に制動力は与え
られない。これに対し運転者によってブレーキペダル１
２が踏み込まれることにより最終目標減速度Ｇt が正の
値であるときには、電磁開閉弁２２FL及び２２FRが開弁
され、各輪のホイールシリンダ２０FL〜２０RR内の圧力
Ｐfl〜Ｐrrが目標ホイールシリンダ圧力Ｐtfl 〜Ｐtrr
になるよう制御される。In this case, the brake pedal 1
2 is not depressed and the final target deceleration Gt is 0, the electromagnetic on-off valves 22FL and 22FR are kept closed, and the electromagnetic flow control valves 42FL, 42FR, 42RL and 42
RR is also maintained in the position shown in FIG. 1, so that no braking force is applied to each wheel. On the other hand, the brake pedal 1
When the final target deceleration Gt is a positive value due to the depression of step 2, the solenoid on-off valves 22FL and 22FR are opened, and the pressures Pfl-Prr in the wheel cylinders 20FL-20RR of each wheel are increased to the target wheel cylinder pressure Ptfl. ~ Ptrr
Is controlled to be.

【００５２】尚図示の実施形態に於いては、最終目標減
速度Ｇt はマスタシリンダ圧力Ｐmに基づく目標減速度
Ｇpt及び踏み込みストロークＳp に基づく目標減速度Ｇ
stの重み付け和として演算され、ブレーキパッドとブレ
ーキロータとの間の摩擦係数に基づく補正係数Ｋmf及び
Ｋmrが演算され、各輪の目標ホイールシリンダ圧力Ｐti
が最終目標減速度Ｇt及び補正係数Ｋmf、Ｋmrに基づき
演算されるようになっているが、制動力の制御自体は本
発明の要旨をなすものではなく、制動力の制御は当技術
分野に於いて公知の任意の態様にて行われてよく、特に
補正係数Ｋmf、Ｋmrの演算及び該補正係数による補正は
省略されてもよい。In the illustrated embodiment, the final target deceleration Gt is a target deceleration Gpt based on the master cylinder pressure Pm and a target deceleration Gt based on the depression stroke Sp.
The correction coefficients Kmf and Kmr based on the friction coefficient between the brake pad and the brake rotor are calculated as the weighted sum of st, and the target wheel cylinder pressure Pti of each wheel is calculated.
Is calculated based on the final target deceleration Gt and the correction coefficients Kmf and Kmr. However, the control of the braking force itself does not form the gist of the present invention, and the control of the braking force is not described in the art. It may be performed in any known manner, and in particular, the calculation of the correction coefficients Kmf and Kmr and the correction by the correction coefficients may be omitted.

【００５３】また図３に示されたアキュムレータ圧力Ｐ
a制御ルーチンのステップ１１０に於いては、車輪速度
センサ５８FL〜５８RRにより検出された車輪速度Ｖwiを
示す信号等の読み込みが行われ、ステップ１２０に於い
ては車輪速度Ｖwiに基づき当技術分野に於いて周知の要
領にて車体速度Ｖbが演算されると共に、図３に示され
た圧力Ｐa制御ルーチンのサイクルタイムをΔＴとして
上記式１に対応する下記の式１０及び１１に従って左前
輪及び左後輪の制動による仕事量Ｅf及びＥrが演算され
る。 Ｅf＝ＰwflＡwμ（ｒ／Ｒ）ｇＶbΔＴ ……（１０） Ｅr＝ＰwrlＡwμ（ｒ／Ｒ）ｇＶbΔＴ ……（１１）The accumulator pressure P shown in FIG.
a In step 110 of the control routine, a signal indicating the wheel speed Vwi detected by the wheel speed sensors 58FL to 58RR is read, and in step 120, based on the wheel speed Vwi, it is determined in the art. The vehicle speed Vb is calculated in a well-known manner, and the cycle time of the pressure Pa control routine shown in FIG. 3 is set to ΔT, and the left front wheel and the left rear wheel are calculated according to the following equations 10 and 11 corresponding to the above equation 1. The work amounts Ef and Er due to the braking are calculated. Ef = PwflAwμ (r / R) gVbΔT (10) Er = PwrlAwμ (r / R) gVbΔT (11)

【００５４】ステップ１３０に於いては制動による仕事
量Ｅf及びＥrに基づきそれぞれ上記式２に対応する下記
の式１２及び１３に従って左前輪及び左後輪のブレーキ
ロータの温度上昇量Δθinf及びΔθinrが演算される。 Δθinf＝ＰwflＡwμ（ｒ／Ｒ）ｇＶbΔＴ／（４．１８６ＷＣ） ……（１２） Δθinr＝ＰwrlＡwμ（ｒ／Ｒ）ｇＶbΔＴ／（４．１８６ＷＣ） ……（１３）In step 130, the temperature rises Δθinf and Δθinr of the brake rotors of the left front wheel and the left rear wheel are calculated based on the work amounts Ef and Er by braking according to the following equations 12 and 13 corresponding to the above equation 2, respectively. Is done. Δθinf = PwflAwμ (r / R) gVbΔT / (4.186WC) (12) Δθinr = PwrlAwμ (r / R) gVbΔT / (4.186WC) (13)

【００５５】ステップ１４０に於いては車体速度Ｖbに
基づき図８に示されたグラフに対応するマップよりブレ
ーキロータの熱伝導率ｈが演算される。In step 140, the thermal conductivity h of the brake rotor is calculated from the map corresponding to the graph shown in FIG. 8 based on the vehicle speed Vb.

【００５６】ステップ１５０に於いては制御開始時の外
気温をθoとし、上記式７に対応する下記の式１４に従
い左前輪及び左後輪のブレーキロータの温度低下量Δθ
def及びΔθderが演算される。 Δθdef＝Δθder ＝（θo−θa）［ｅｘｐ｛−（ｈＡd／（ＷＣ）ΔＴ）−１］ ……（１４）In step 150, the outside air temperature at the start of the control is set as θo, and the temperature decrease Δθ of the brake rotors of the left front wheel and the left rear wheel is calculated according to the following equation 14 corresponding to the above equation 7.
def and Δθder are calculated. Δθdef = Δθder = (θo−θa) [exp ｛− (hAd / (WC) ΔT) −1] (14)

【００５７】ステップ１６０に於いては左前輪のブレー
キロータの温度Ｔrfの前回値をＴrffとし、左後輪のブ
レーキロータの温度Ｔrrの前回値をＴrrfとして下記の
式１５及び１６に従って左前輪のブレーキロータの温度
Ｔrf及び左後輪のブレーキロータの温度Ｔrrが演算され
る。 Ｔrf＝Ｔrff＋Δθinf−Δθdef ……（１５） Ｔrr＝Ｔrrf＋Δθinr−Δθder ……（１６）In step 160, the previous value of the left front wheel brake rotor temperature Trf is Trff, and the previous value of the left rear wheel brake rotor temperature Trr is Trrf, and the left front wheel brake is calculated according to the following equations (15) and (16). The rotor temperature Trf and the left rear wheel brake rotor temperature Trr are calculated. Trf = Trff + Δθinf−Δθdef (15) Trr = Trrf + Δθinr−Δθder (16)

【００５８】ステップ１７０に於いてはブレーキロータ
の温度Ｔrf及びＴrrに基づき図９に示されたグラフに対
応するマップより左前輪及び左後輪のブレーキパッドと
ブレーキロータとの間の摩擦係数μf及びμrが演算さ
れ、ステップ１８０に於いて摩擦係数μf及びμrの小さ
い方の値が制御用摩擦係数μに設定される。In step 170, based on the brake rotor temperatures Trf and Trr, a coefficient of friction μf between the brake pads of the left front wheel and the left rear wheel and the brake rotor is obtained from a map corresponding to the graph shown in FIG. μr is calculated, and in step 180, the smaller of the friction coefficients μf and μr is set as the control friction coefficient μ.

【００５９】ステップ１９０に於いてはＰalmin及びＰa
lmaxをそれぞれアキュムレータ圧力の下限値Ｐalの下限
ガード値（正の定数）及び上限ガード値（正の定数）と
し、Ｐaloを下限値Ｐalの標準値（Ｐalminよりも大きく
且つＰalmaxよりも小さい正の定数）とし、μoを標準状
態に於けるブレーキパッドとブレーキロータとの間の摩
擦係数（正の定数）とし、ＭＩＤ｛ ｝を｛ ｝内の三
つの数値の中間の値として、下記の式１７に従ってアキ
ュムレータ圧力の下限値Ｐalが演算される。 Ｐal＝ＭＩＤ｛Ｐalmin,Ｐalo(μo/μ),Ｐalmax｝ ……（１７）In step 190, Palmin and Pa
lmax is a lower guard value (positive constant) and an upper guard value (positive constant) of the lower limit value Pal of the accumulator pressure, and Palo is a standard value of the lower limit value Pal (a positive constant larger than Palmin and smaller than Palmmax). ), Μo is the friction coefficient (positive constant) between the brake pad and the brake rotor in the standard state, and MID {} is an intermediate value between the three numerical values in {}, according to the following equation (17). The lower limit value Pal of the accumulator pressure is calculated. Pal = MID {Palmin, Palo (μo / μ), Palmax} (17)

【００６０】ステップ２００に於いてはＰahmin及びＰa
hmaxをそれぞれアキュムレータ圧力の上限値Ｐahの下限
ガード値（正の定数）及び上限ガード値（正の定数）と
し、Ｐahoを上限値Ｐahの標準値（Ｐahminよりも大きく
且つＰahmaxよりも小さい正の定数）として下記の式１
８に従ってアキュムレータ圧力の上限値Ｐahが演算され
る。 Ｐah＝ＭＩＤ｛Ｐahmin,Ｐaho(μo/μ),Ｐahmax｝ ……（１８）In step 200, Pahmin and Pa
hmax is a lower guard value (positive constant) and an upper guard value (positive constant) of the upper limit value Pah of the accumulator pressure, respectively, and Paho is a standard value of the upper limit value Pah (a positive constant larger than Pahmin and smaller than Pahmax). Equation 1 below
8, the upper limit Pah of the accumulator pressure is calculated. Pah = MID {Pahmin, Paho (μo / μ), Pahmax} (18)

【００６１】ステップ２１０に於いては実際のアキュム
レータ圧力Ｐa が下限値Ｐal未満であるか否かの判別が
行われ、肯定判別が行われたときにはステップ２２０に
於いてオイルポンプ３４が駆動され、否定判別が行われ
たときにはステップ２３０へ進む。At step 210, it is determined whether or not the actual accumulator pressure Pa is less than the lower limit value Pal. If the determination is affirmative, the oil pump 34 is driven at step 220, and the determination is negative. When the determination is made, the process proceeds to step 230.

【００６２】ステップ２３０に於いては実際のアキュム
レータ圧力Ｐa が上限値Ｐahを越えているか否かの判別
が行われ、肯定判別が行われたときにはステップ２４０
に於いてオイルポンプ３４が停止され、否定判別が行わ
れたときにはステップ１１０へ戻る。In step 230, it is determined whether or not the actual accumulator pressure Pa exceeds the upper limit value Pah. If an affirmative determination is made, step 240 is executed.
When the oil pump 34 is stopped and a negative determination is made, the process returns to step 110.

【００６３】かくして図示の実施形態によれば、ステッ
プ２０に於いてブレーキペダル１２の踏み込みストロー
クＳp に基づく目標減速度Ｇstが演算され、ステップ３
０に於いてマスタシリンダ圧力Ｐm に基づく目標減速度
Ｇptが演算され、ステップ４０に於いて前回演算された
最終目標減速度Ｇt に基づき目標減速度Ｇptに対する重
みαが演算され、ステップ５０に於いて目標減速度Ｇpt
及び目標減速度Ｇstの重み付け和として最終目標減速度
Ｇt が演算される。Thus, according to the illustrated embodiment, at step 20, the target deceleration Gst based on the depression stroke Sp of the brake pedal 12 is calculated, and at step 3
At 0, a target deceleration Gpt based on the master cylinder pressure Pm is calculated, and at step 40, a weight α for the target deceleration Gpt is calculated based on the last calculated final target deceleration Gt, and at step 50 Target deceleration Gpt
The final target deceleration Gt is calculated as a weighted sum of the target deceleration Gst and the target deceleration Gst.

【００６４】そしてステップ６０に於いて左前輪及び左
後輪のブレーキパッドとブレーキロータとの間の摩擦係
数μf、μrに基づき目標ホイールシリンダ圧力の補正係
数Ｋmf、Ｋmrが演算され、ステップ７０に於いて最終目
標減速度Ｇt及び補正係数Ｋmf、Ｋmrに基づき各輪の目
標ホイールシリンダ圧力Ｐtiが演算され、ステップ８０
に於いて各輪のホイールシリンダ圧力Ｐi が目標ホイー
ルシリンダ圧力Ｐtiになるようフィードバック制御され
る。In step 60, the correction coefficients Kmf and Kmr of the target wheel cylinder pressure are calculated based on the friction coefficients μf and μr between the brake pads of the front left wheel and the rear left wheel and the brake rotor. Then, the target wheel cylinder pressure Pti of each wheel is calculated based on the final target deceleration Gt and the correction coefficients Kmf and Kmr, and step 80
The feedback control is performed such that the wheel cylinder pressure Pi of each wheel becomes the target wheel cylinder pressure Pti.

【００６５】この場合補正係数Ｋmf、Ｋmrはそれぞれ摩
擦係数μf、μrが低いほど大きくなるよう演算されるの
で、ブレーキ装置の制動力発生効率が低下するとそれに
応じて目標ホイールシリンダ圧力Ｐtiを増大補正し、こ
れにより制動力発生効率の低下に拘わらず確実に所望の
制動力を発生させることができる。In this case, the correction coefficients Kmf and Kmr are calculated so as to increase as the friction coefficients μf and μr become lower, respectively. Therefore, when the braking force generation efficiency of the brake device decreases, the target wheel cylinder pressure Pti is increased and corrected accordingly. Thus, a desired braking force can be reliably generated regardless of a decrease in the braking force generation efficiency.

【００６６】また図示の実施形態によれば、ステップ１
２０及び１３０に於いてブレーキ装置の作動による左前
輪及び左後輪のブレーキロータの温度上昇量Δθinf及
びΔθinrが演算され、ステップ１４０及び１５０に於
いて車輌の走行に伴う放熱による左前輪及び左後輪のブ
レーキロータの温度低下量Δθdef及びΔθderが演算さ
れ、ステップ１６０に於いて左前輪及び左後輪のブレー
キロータの温度Ｔrf及びＴrrが演算される。Also, according to the illustrated embodiment, step 1
In steps 20 and 130, the temperature rise amounts Δθinf and Δθinr of the brake rotors of the left front wheel and the left rear wheel due to the operation of the brake device are calculated, and in steps 140 and 150, the left front wheel and the left rear due to the heat radiation accompanying the running of the vehicle. The temperature reduction amounts Δθdef and Δθder of the brake rotors of the wheels are calculated, and in step 160, the temperatures Trf and Trr of the brake rotors of the left front wheel and the left rear wheel are calculated.

【００６７】そしてステップ１７０に於いてブレーキロ
ータの温度Ｔrf及びＴrrに基づき左前輪及び左後輪のブ
レーキパッドとブレーキロータとの間の摩擦係数μf及
びμrが演算され、ステップ１８０に於いて摩擦係数μf
及びμrの小さい方の値が制御用摩擦係数μに設定さ
れ、ステップ１９０に於いてアキュムレータ圧力の下限
値Ｐalの標準値Ｐaloがμo／μにて補正され、ステップ
２００に於いてアキュムレータ圧力の上限値Ｐahの標準
値Ｐahoがμo／μにて補正される。Then, in step 170, the friction coefficients μf and μr between the brake pads of the left front wheel and the left rear wheel and the brake rotor are calculated based on the brake rotor temperatures Trf and Trr. μf
And the smaller value of μr is set as the control friction coefficient μ. In step 190, the standard value Palo of the lower limit value Pal of the accumulator pressure is corrected by μo / μ, and in step 200, the upper limit of the accumulator pressure is set. The standard value Paho of the value Pah is corrected by μo / μ.

【００６８】従って例えば制動が繰り返し頻繁に行わ
れ、ブレーキパッド及びブレーキロータの温度が上昇し
てそれらの間の摩擦係数が低下し、これによりブレーキ
装置の制動力発生効率が低下し、そのため各車輪の目標
ホイールシリンダ圧力Ｐtiが高くなっても、それに応じ
て比μo／μが大きくなり、アキュムレータ圧力の下限
値Ｐal及び上限値Ｐahが増大されることによってアキュ
ムレータ圧力Ｐaが高くされるので、各車輪の目標ホイ
ールシリンダ圧力Ｐtiがアキュムレータ圧力Ｐaよりも
高くなることに起因して所望の制動力が得られなくなる
ことを確実に防止することができる。Accordingly, for example, braking is repeatedly and frequently performed, and the temperature of the brake pad and the brake rotor increases, and the coefficient of friction between them decreases, thereby decreasing the braking force generation efficiency of the brake device. Even if the target wheel cylinder pressure Pti increases, the ratio μo / μ increases accordingly, and the accumulator pressure Pa is increased by increasing the lower limit value Pal and the upper limit value Pah of the accumulator pressure. It is possible to reliably prevent the desired braking force from not being obtained due to the target wheel cylinder pressure Pti becoming higher than the accumulator pressure Pa.

【００６９】特に図示の実施形態によれば、ステップ１
９０に於けるアキュムレータ圧力の下限値Ｐalの演算に
於いては下限値Ｐalが下限ガード値Ｐalmin及び上限ガ
ード値Ｐalmaxにてガードされ、またステップ２００に
於けるアキュムレータ圧力の上限値Ｐahの演算に於いて
は上限値Ｐahが下限ガード値Ｐahmin及び上限ガード値
Ｐahmaxにてガードされるので、アキュムレータ圧力の
下限値Ｐal及び上限値Ｐahが異常に低い値又は異常に高
い値に設定されることを確実に防止することができる。In particular, according to the illustrated embodiment, step 1
In the calculation of the lower limit value Pal of the accumulator pressure in 90, the lower limit value Pal is guarded by the lower limit guard value Palmin and the upper limit guard value Palmax, and in the calculation of the upper limit value Pah of the accumulator pressure in step 200. Since the upper limit value Pah is guarded by the lower limit guard value Pahmin and the upper limit guard value Pahmax, it is ensured that the lower limit value Pal and the upper limit value Pah of the accumulator pressure are set to abnormally low values or abnormally high values. Can be prevented.

【００７０】また図示の実施形態によれば、ステップ１
２０及び１３０に於いてブレーキ装置の作動による左前
輪及び左後輪のブレーキロータの温度上昇量Δθinf及
びΔθinrが演算され、ステップ１４０及び１５０に於
いて車輌の走行に伴う放熱による左前輪及び左後輪のブ
レーキロータの温度低下量Δθdef及びΔθderが演算さ
れ、ステップ１６０に於いて左前輪及び左後輪のブレー
キロータの温度Ｔrf及びＴrrが演算されるので、ブレー
キパッド又はブレーキロータの温度を検出する手段を要
することなくブレーキパッドとブレーキロータとの間の
摩擦係数μf及びμrを演算することができる。Also, according to the illustrated embodiment, step 1
In steps 20 and 130, the temperature rise amounts Δθinf and Δθinr of the brake rotors of the left front wheel and the left rear wheel due to the operation of the brake device are calculated, and in steps 140 and 150, the left front wheel and the left rear due to the heat radiation accompanying the running of the vehicle. The temperature reduction amounts Δθdef and Δθder of the brake rotors of the wheels are calculated, and the temperatures Trf and Trr of the brake rotors of the left front wheel and the left rear wheel are calculated in step 160, so that the temperature of the brake pad or the brake rotor is detected. The friction coefficients μf and μr between the brake pad and the brake rotor can be calculated without requiring any means.

【００７１】以上に於いては本発明を特定の実施形態に
ついて詳細に説明したが、本発明は上述の実施形態に限
定されるものではなく、本発明の範囲内にて他の種々の
実施形態が可能であることは当業者にとって明らかであ
ろう。Although the present invention has been described in detail with reference to specific embodiments, the present invention is not limited to the above-described embodiments, and various other embodiments may be included within the scope of the present invention. It will be clear to those skilled in the art that is possible.

【００７２】例えば図示の実施形態に於いては、ブレー
キロータの温度はブレーキ装置の作動状況及び車輌の走
行状況に基づき推定されるようになっているが、ブレー
キパッド又はブレーキロータの温度が検出され、その検
出結果に基づきブレーキパッドとブレーキロータとの間
の摩擦係数が推定されてもよい。For example, in the illustrated embodiment, the temperature of the brake rotor is estimated based on the operating condition of the brake device and the running condition of the vehicle, but the temperature of the brake pad or the brake rotor is detected. The friction coefficient between the brake pad and the brake rotor may be estimated based on the detection result.

【００７３】また図示の実施形態に於いては、制動力発
生機構の制動力発生効率の低下又はその虞れはブレーキ
ロータの温度が推定され、推定されたブレーキロータの
温度に基づくブレーキパッドとブレーキロータとの間の
摩擦係数に基づき判定されるようになっているが、車輌
の実減速度と車輌の目標減速度Ｇtと車輌の実減速度と
の偏差が基準値以上である場合、車輪の制動スリップ量
がアンチスキッド制御のしきい値以上であるにも拘わら
ずアンチスキッド制御が開始されない場合、アンチスキ
ッド制御が行われていない状況に於いてブレーキペダル
の踏力に対する車輌の実減速度の比が基準値以下である
場合に制動力発生効率の低下又はその虞れがあると判定
されてもよい。In the illustrated embodiment, the temperature of the brake rotor is estimated when the braking force generation efficiency of the braking force generation mechanism is reduced or the danger of the reduction is estimated. Although the determination is made based on the friction coefficient between the rotor and the rotor, if the deviation between the actual deceleration of the vehicle, the target deceleration Gt of the vehicle, and the actual deceleration of the vehicle is equal to or greater than the reference value, When the anti-skid control is not started in spite of the fact that the braking slip amount is equal to or larger than the anti-skid control threshold value, the ratio of the actual deceleration of the vehicle to the depression force of the brake pedal when the anti-skid control is not performed. Is smaller than or equal to the reference value, it may be determined that the braking force generation efficiency is reduced or that there is a possibility of that.

【００７４】また図示の実施形態に於いては、アキュム
レータ圧力の下限値Ｐal及び上限値Ｐahの両者が摩擦係
数μに基づき増減補正されるようになっているが、アキ
ュムレータ圧力の下限値Ｐal又は上限値Ｐahのみが摩擦
係数μに基づき増減補正され、αを正の定数として上限
値ＰahがＰal＋αに設定され、或いは下限値ＰalがＰah
−αに設定されてもよい。In the illustrated embodiment, both the lower limit value Pa and the upper limit value Pah of the accumulator pressure are corrected to increase or decrease based on the friction coefficient μ. Only the value Pah is increased or decreased based on the friction coefficient μ, and the upper limit value Pah is set to Pal + α with α being a positive constant, or the lower limit value Pal is set to Pah.
−α may be set.

【００７５】また図示の実施形態に於いては、摩擦係数
μの値の如何に拘わらずステップ１９０及び２００に於
いてそれぞれアキュムレータ圧力の下限値Ｐal及び上限
値Ｐahの両者が摩擦係数μに基づき増減補正されるよう
になっているが、βを１以下の正の定数として比μo／
μがβ以下である場合にのみステップ１９０及び２００
が実行されるよう修正されてもよい。In the illustrated embodiment, both the lower limit value Pal and the upper limit value Pah of the accumulator pressure increase or decrease based on the friction coefficient μ in steps 190 and 200, respectively, regardless of the value of the friction coefficient μ. Is corrected, but β is a positive constant of 1 or less and the ratio μo /
Steps 190 and 200 only if μ is less than or equal to β
May be modified to be executed.

【００７６】また図示の実施形態に於いては、左右の車
輪のブレーキロータの温度は互いに同一であるとの前提
の下に左前輪及び左後輪のブレーキパッドとブレーキロ
ータとの間の摩擦係数μf及びμrのみが演算されるよう
になっているが、四輪全てについてブレーキロータの温
度及び摩擦係数が推定され、最も低い摩擦係数が制御用
の摩擦係数μに設定されるよう修正されてもよい。In the illustrated embodiment, the friction coefficient between the brake pads of the left front wheel and the left rear wheel and the brake rotor is assumed on the assumption that the temperatures of the brake rotors of the left and right wheels are the same. Although only μf and μr are calculated, even if the temperature and friction coefficient of the brake rotor are estimated for all four wheels and the lowest friction coefficient is modified to be set as the control friction coefficient μ, Good.

【００７７】更に図示の実施形態に於いては、一つのオ
イルポンプ３４及びアキュムレータ５０より四輪のホイ
ールシリンダへ高圧のオイルが供給されるようになって
いるが、本発明は前輪系統と後輪系統とよりなる二系統
型又は左前輪及び右後輪の系統と右前輪及び左後輪の系
統とよりなる二系統型のブレーキ装置に適用されてもよ
く、その場合にはオイルポンプ及びアキュムレータは各
系統に設けられ、ポンプ制御の下限値Ｐal及び上限値Ｐ
ahは各系統毎に制御される。Further, in the illustrated embodiment, high-pressure oil is supplied to four wheel cylinders from one oil pump 34 and accumulator 50. However, the present invention relates to a front wheel system and a rear wheel system. It may be applied to a two-system type brake system consisting of a system and a two-system type brake system consisting of a system of left front wheel and right rear wheel and a system of right front wheel and left rear wheel, in which case the oil pump and the accumulator are Each system is provided with a lower limit value Pal and an upper limit value P for pump control.
ah is controlled for each system.

【００７８】[0078]

【発明の効果】以上の説明より明らかである如く、本発
明の請求項１の構成によれば、制動力発生機構の制動力
発生効率の低下により目標制動圧が高くなっても作動液
供給源の液圧も高くなるので、制動力発生機構の制動圧
を確実に目標制動圧に制御し、これにより確実に所望の
制動力を確保することができる。As is apparent from the above description, according to the structure of the first aspect of the present invention, even if the target braking pressure is increased due to a decrease in the braking force generation efficiency of the braking force generating mechanism, the hydraulic fluid supply source is provided. Therefore, the braking pressure of the braking force generating mechanism is reliably controlled to the target braking pressure, whereby a desired braking force can be ensured.

【００７９】また請求項２の構成によれば、制動力発生
機構の制動力発生効率の低下又はその虞れが生じたとき
にはそのことを確実に判定することができ、請求項３の
構成によれば、特別の温度検出手段を要することなくブ
レーキロータ若しくは摩擦材の温度を求めることがで
き、請求項４の構成によれば、制動力発生機構の制動力
発生効率の低下又はその虞れが検出されたときにはアキ
ュムレータの圧力を高く補正することにより容易に作動
液供給源の液圧を高く補正することができる。According to the second aspect of the present invention, when the braking force generation efficiency of the braking force generating mechanism is reduced or when there is a possibility of such reduction, it can be reliably determined. For example, the temperature of the brake rotor or the friction material can be obtained without the need for special temperature detecting means. Then, the hydraulic pressure of the working fluid supply source can be easily corrected to a high level by correcting the pressure of the accumulator to a high level.

【図面の簡単な説明】[Brief description of the drawings]

【図１】本発明による車輌の制動制御装置の一つの実施
形態の油圧回路及び電気式制御装置を示す概略構成図で
ある。FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing a hydraulic circuit and an electric control device of one embodiment of a vehicle braking control device according to the present invention.

【図２】図示の実施形態に於ける制動力制御ルーチンを
示すフローチャートである。FIG. 2 is a flowchart illustrating a braking force control routine in the illustrated embodiment.

【図３】図示の実施形態に於けるアキュムレータ圧力Ｐ
a制御ルーチンを示すフローチャートである。FIG. 3 shows accumulator pressure P in the illustrated embodiment.
It is a flowchart which shows a control routine.

【図４】ブレーキペダルの踏み込みストロークＳp と目
標減速度Ｇstとの関係を示すグラフである。FIG. 4 is a graph showing a relationship between a depression stroke Sp of a brake pedal and a target deceleration Gst.

【図５】マスタシリンダ圧力Ｐm と目標減速度Ｇptとの
関係を示すグラフである。FIG. 5 is a graph showing a relationship between a master cylinder pressure Pm and a target deceleration Gpt.

【図６】前回演算された最終目標減速度Ｇt と目標減速
度Ｇptに対する重みαとの関係を示すグラフである。FIG. 6 is a graph showing a relationship between a final target deceleration Gt calculated last time and a weight α for the target deceleration Gpt.

【図７】摩擦係数μと補正係数Ｋm、Ｋmrとの関係を示
すグラフである。FIG. 7 is a graph showing a relationship between a friction coefficient μ and correction coefficients Km and Kmr.

【図８】車体速度Ｖbと熱伝導率ｈとの関係を示すグラ
フである。FIG. 8 is a graph showing a relationship between a vehicle speed Vb and a thermal conductivity h.

【図９】ブレーキロータの温度Ｔrf、Ｔrrと摩擦係数μ
f、μrとの関係を示すグラフである。FIG. 9 shows brake rotor temperatures Trf, Trr and friction coefficient μ.
6 is a graph showing the relationship between f and μr.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

１０…ブレーキ装置 １２…ブレーキペダル １４…マスタシリンダ ２０FL〜２０RR…ホイールシリンダ ４４FL〜４４RR…圧力センサ ４６…ストロークセンサ ４８、５１…圧力センサ ５２…電子制御装置 ５８FL〜５８RR…車輪速度センサ ６０…外気温センサ DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 ... Brake device 12 ... Brake pedal 14 ... Master cylinder 20FL-20RR ... Wheel cylinder 44FL-44RR ... Pressure sensor 46 ... Stroke sensor 48, 51 ... Pressure sensor 52 ... Electronic control device 58FL-58RR ... Wheel speed sensor 60 ... Outside air temperature Sensor

Claims (4)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項１】高圧の作動液供給源より供給される作動液
を車輌の運転状態に応じて調圧し制動力発生機構に対し
給排する車輌の制動制御装置に於いて、前記制動力発生
機構の制動力発生効率の低下又はその虞れを検出する検
出手段と、前記制動力発生機構の制動力発生効率の低下
又はその虞れが検出されたときには前記作動液供給源の
液圧を高く補正する液圧補正手段とを有することを特徴
とする車輌の制動制御装置。1. A braking control system for a vehicle, wherein a pressure of a hydraulic fluid supplied from a high-pressure hydraulic fluid supply source is adjusted in accordance with an operation state of the vehicle and the hydraulic fluid is supplied to and discharged from a braking force generating mechanism. Detecting means for detecting a decrease in the braking force generation efficiency of the braking force generation mechanism or a fear thereof, and correcting the hydraulic pressure of the hydraulic fluid supply source to be high when the reduction or the fear of the braking force generation efficiency of the braking force generation mechanism is detected. A braking control device for a vehicle, comprising: 【請求項２】前記制動力発生機構はブレーキロータと摩
擦材とを含み、前記摩擦材が前記ブレーキロータに対し
押し付けられることにより制動力を発生するよう構成さ
れており、前記検出手段は前記ブレーキロータ若しくは
前記摩擦材の温度に基づき前記制動力発生機構の制動力
発生効率の低下又はその虞れを判定することを特徴とす
る請求項１に記載の車輌の制動制御装置。2. The braking force generating mechanism includes a brake rotor and a friction material, and is configured to generate a braking force when the friction material is pressed against the brake rotor. The braking control device for a vehicle according to claim 1, wherein a reduction in the braking force generation efficiency of the braking force generation mechanism or a possibility of the reduction is determined based on a temperature of the rotor or the friction material. 【請求項３】前記検出手段は前記制動力発生機構の作動
状況に基づき前記ブレーキロータ若しくは前記摩擦材の
温度を推定することを特徴とする請求項２に記載の車輌
の制動制御装置。3. The braking control device for a vehicle according to claim 2, wherein said detecting means estimates a temperature of said brake rotor or said friction material based on an operation state of said braking force generating mechanism. 【請求項４】前記作動液供給源は高圧の作動液を貯留す
るアキュムレータを含むことを特徴とする請求項１乃至
３の何れかに記載の車輌の制動制御装置。4. The brake control device for a vehicle according to claim 1, wherein said hydraulic fluid supply source includes an accumulator for storing high-pressure hydraulic fluid.
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