JP2007022391A - Brake fluid pressure control device for vehicle - Google Patents

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To reduce drive noise of a pump by paying attention to the fact that a liquid pressure required for stabilization is also different by the state of turning motion during vehicle behavior stabilization control, and setting and controlling drive conditions of the pump according to the state of the turning motion. <P>SOLUTION: The brake fluid pressure control device for the vehicle is provided with a vehicle body behavior determination part 122 for determining whether or not the behavior of the vehicle during turning corresponds to the unstable state; and a pump drive part 128 for driving/controlling the pump 4 for raising the brake liquid pressure. In the device, feeding of the brake liquid pressure to the hydraulic brake of each wheel is controlled so as to stabilize behavior of the vehicle. The device is further provided with a turning state determination part 123 for determining the state of the turning motion of the vehicle. The pump drive part 128 drives/controls the pump at different output according to a determination result of the turning state determination part 123. <P>COPYRIGHT: (C)2007,JPO&INPIT

Description

本発明は、車両用ブレーキ液圧制御装置に関し、詳しくは、ブレーキ液圧を供給するためのポンプの駆動を制御する車両用ブレーキ液圧制御装置に関する。   The present invention relates to a vehicle brake fluid pressure control device, and more particularly to a vehicle brake fluid pressure control device that controls driving of a pump for supplying brake fluid pressure.

従来、アンチロックブレーキ制御、トラクション制御、電子制御制動力配分などを行う車両用ブレーキ液圧制御装置が知られている。これらの車両用ブレーキ液圧制御装置は、ポンプを駆動することで、ホイールシリンダにブレーキ液圧（補助圧）を供給するが、近年、より快適な運転環境への要望から、前記ポンプの駆動騒音を低減することが求められている（例えば、特許文献１および特許文献２参照）。   2. Description of the Related Art Conventionally, vehicle brake hydraulic pressure control devices that perform antilock brake control, traction control, electronically controlled braking force distribution, and the like are known. These vehicle brake fluid pressure control devices supply the brake fluid pressure (auxiliary pressure) to the wheel cylinders by driving the pump. However, in recent years, due to the demand for a more comfortable driving environment, the drive noise of the pump (For example, refer to Patent Document 1 and Patent Document 2).

特許文献１では、トラクション制御中は、ポンプの駆動モータを公称速度の４０〜６０％で作動させることで、騒音を低減している。また、特許文献２では、所定条件下、つまり、電子制御制動力配分を行うときであって、高速走行状態および旋回状態でなく、かつ、低μ路でもないときは、ポンプの運転開始を遅延させることで、騒音を低減している。   In Patent Document 1, during traction control, noise is reduced by operating the pump drive motor at 40 to 60% of the nominal speed. Further, in Patent Document 2, when the electronically controlled braking force distribution is performed under a predetermined condition, that is, when the vehicle is not in a high-speed running state or a turning state and is not a low μ road, the start of the pump operation is delayed. By doing so, noise is reduced.

つまり、これらの従来技術では、各機能を必要充分に発揮しうる範囲内でポンプの駆動を低速にし、または、作動を遅延させることで、騒音を低減している。
特表平６−５０５９３９号公報（請求の範囲第１項、第３頁右上欄第２〜３行目） 特開２００１−３９２８６号公報（請求項１、段落００５０、図６） That is, in these conventional techniques, noise is reduced by slowing the drive of the pump or delaying the operation within a range where each function can be sufficiently and sufficiently exhibited.
Japanese translation of PCT publication No. 6-505939 (claim 1st claim, page 3, upper right column, 2nd to 3rd lines) JP 2001-39286 A (Claim 1, paragraph 0050, FIG. 6)

ところで、アンチロックブレーキ制御、トラクション制御に、旋回中の車両の横滑りやスピンを抑制し、車両の挙動を安定化させるようにした横滑り抑制制御を加え、これらを総合的に制御する車両挙動安定化制御も知られている。この車両挙動安定化制御においては、従来、目標液圧と推定液圧の偏差が閾値以上になったときに、迅速な昇圧が必要であると判定し、高出力でモータを駆動していた。しかし、この判定方法では、目標液圧と推定液圧の偏差が閾値以上になる状況が頻繁に発生するため、高回転でモータが駆動する機会が非常に多く、その結果、駆動による騒音を充分に低減することができなかった。   By the way, in addition to anti-lock brake control and traction control, side slip suppression control that suppresses side slip and spin of the vehicle while turning and stabilizes the behavior of the vehicle is added, and vehicle behavior stabilization that comprehensively controls these Control is also known. In this vehicle behavior stabilization control, conventionally, when the deviation between the target hydraulic pressure and the estimated hydraulic pressure exceeds a threshold value, it is determined that rapid pressure increase is necessary, and the motor is driven with high output. However, in this determination method, a situation in which the deviation between the target hydraulic pressure and the estimated hydraulic pressure frequently exceeds a threshold value occurs frequently, so there are many opportunities to drive the motor at a high speed, and as a result, the noise caused by the driving is sufficient. Could not be reduced.

そこで、本発明は、車両挙動安定化制御を行うときの旋回運動の状態により安定化に要する液圧も異なる点に着目し、ポンプの駆動条件を旋回運動の状態に応じて設定、制御することで、ポンプの駆動騒音を低減させることを課題とする。   Therefore, the present invention pays attention to the fact that the hydraulic pressure required for stabilization differs depending on the state of the turning motion when performing the vehicle behavior stabilization control, and sets and controls the drive condition of the pump according to the state of the turning motion. Thus, it is an object to reduce driving noise of the pump.

前記課題を解決するため、本発明の請求項１に記載の発明は、旋回中の車両の挙動が不安定状態に該当するか否かを判定する挙動判定手段と、前記挙動判定手段によって不安定状態に該当すると判定された場合、ブレーキ液圧を昇圧させるポンプを駆動制御するポンプ駆動制御手段とを備え、前記車両の挙動を安定化させるように、各車輪の液圧式ブレーキに対するブレーキ液圧の供給を制御する車両用ブレーキ液圧制御装置であって、前記車両の旋回運動の状態を判定する旋回状態判定手段を更に備え、前記ポンプ駆動制御手段は、前記旋回状態判定手段の判定結果に応じて異なる出力で前記ポンプを駆動制御することを特徴とする。   In order to solve the above-mentioned problem, the invention according to claim 1 of the present invention is unstable by the behavior determining means for determining whether or not the behavior of the turning vehicle corresponds to an unstable state, and the behavior determining means. And a pump drive control means for driving and controlling a pump for increasing the brake fluid pressure when determined to correspond to the state, the brake fluid pressure for the hydraulic brake of each wheel is stabilized so as to stabilize the behavior of the vehicle. A vehicle brake hydraulic pressure control device for controlling supply, further comprising a turning state determining means for determining a state of a turning motion of the vehicle, wherein the pump drive control means is responsive to a determination result of the turning state determining means. The pump is driven and controlled with different outputs.

このような車両用ブレーキ液圧制御装置によれば、旋回状態判定手段の判定結果に応じて異なる出力（回転数）でポンプを駆動制御することで、ポンプの駆動状態を適正化し、騒音を低減することができる。   According to such a brake fluid pressure control device for a vehicle, the drive state of the pump is optimized and the noise is reduced by controlling the drive of the pump with a different output (number of rotations) according to the determination result of the turning state determination means. can do.

請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の車両用ブレーキ液圧制御装置において、前記旋回状態判定手段は、前記車両の旋回運動のオーバステア状態を判定するオーバステア状態判定手段を有し、前記ポンプ駆動制御手段は、前記オーバステア状態判定手段により前記旋回運動のオーバステア状態と判定されなかった場合、オーバステア状態と判定された場合に比べて低出力で前記ポンプを駆動制御することができる。   According to a second aspect of the present invention, in the vehicular brake hydraulic pressure control device according to the first aspect, the turning state determination unit includes an oversteer state determination unit that determines an oversteer state of the turning motion of the vehicle, The pump drive control means can drive and control the pump at a lower output when the oversteer state determination means does not determine the oversteer state of the turning motion as compared with the case where the oversteer state is determined.

このような車両用ブレーキ液圧制御装置によれば、旋回運動のオーバステア状態と判定されなかった場合、オーバステア状態と判定された場合に比べて低出力でポンプを駆動制御する。つまり、オーバステア状態は、車両が舵角以上に旋回する状態であって、車両挙動安定化制御の作動に備えて迅速な昇圧が必要とされる。これに対し、オーバステア状態以外では、昇圧要求がそれほど高くないため、ポンプの駆動を低出力にすることで、騒音を低減することができる。   According to such a vehicular brake hydraulic pressure control apparatus, when the oversteer state of the turning motion is not determined, the pump is driven and controlled at a lower output than when the oversteer state is determined. In other words, the oversteer state is a state in which the vehicle turns more than the rudder angle, and rapid pressure increase is required in preparation for the operation of the vehicle behavior stabilization control. On the other hand, since the boost request is not so high except in the oversteer state, noise can be reduced by lowering the pump drive.

請求項３に記載の発明は、請求項１または請求項２に記載の車両用ブレーキ液圧制御装置において、前記車両の実旋回量を検出する実旋回量検出手段と、前記車両の目標旋回量を算出する目標旋回量算出手段と、前記検出された実旋回量と、前記算出された目標旋回量との偏差を算出する旋回量偏差算出手段と、を更に備え、前記旋回状態判定手段は、算出された偏差の大きさと、前記実旋回量の絶対値が前記目標旋回量の絶対値を上回るか否かに基づいて旋回運動の状態を判定することができる。   According to a third aspect of the present invention, in the vehicle brake hydraulic pressure control device according to the first or second aspect, an actual turning amount detection means for detecting an actual turning amount of the vehicle, and a target turning amount of the vehicle. Target turning amount calculating means for calculating the turning amount deviation calculating means for calculating a deviation between the detected actual turning amount and the calculated target turning amount, and the turning state determining means comprises: The state of the turning motion can be determined based on the calculated magnitude of the deviation and whether or not the absolute value of the actual turning amount exceeds the absolute value of the target turning amount.

このような車両用ブレーキ液圧制御装置によれば、実旋回量と目標旋回量との偏差の大きさと、実旋回量の絶対値が目標旋回量の絶対値を上回るか否かに基づいて旋回運動の状態を判定する。具体的には、前記偏差が所定条件を満たす場合であって、実旋回量の絶対値が目標旋回量の絶対値を上回った場合は、オーバステア状態と判定する。これにより、オーバステア状態を正確に判定することができる。   According to such a brake fluid pressure control device for a vehicle, the vehicle turns based on the magnitude of the deviation between the actual turning amount and the target turning amount and whether the absolute value of the actual turning amount exceeds the absolute value of the target turning amount. Determine the state of exercise. Specifically, when the deviation satisfies a predetermined condition and the absolute value of the actual turning amount exceeds the absolute value of the target turning amount, it is determined that the vehicle is in an oversteer state. Thereby, the oversteer state can be accurately determined.

また、請求項４に記載の発明は、請求項２または請求項３に記載の車両用ブレーキ液圧制御装置において、前記各車輪におけるブレーキ液圧の目標圧を設定する目標圧設定手段と、前記目標圧設定手段によって設定された目標圧と、各車輪におけるブレーキ液圧の実液圧との偏差を算出する液圧偏差算出手段と、を有し、前記ポンプ駆動制御手段は、前記オーバステア状態判定手段によりオーバステア状態と判定されなかった場合、または、前記液圧偏差算出手段により算出された偏差のうち最大値が所定値より小さい場合は、オーバステア状態かつ前記最大値が所定値より大きい場合に比べて低出力で前記ポンプを駆動制御することを特徴とする。   According to a fourth aspect of the present invention, in the vehicle brake hydraulic pressure control device according to the second or third aspect, the target pressure setting means for setting a target pressure of the brake hydraulic pressure in each wheel; Hydraulic pressure deviation calculating means for calculating a deviation between the target pressure set by the target pressure setting means and the actual hydraulic pressure of the brake hydraulic pressure in each wheel, and the pump drive control means determines the oversteer state determination In the case where the oversteer state is not determined by the means, or the maximum value of the deviations calculated by the hydraulic pressure deviation calculation means is smaller than a predetermined value, compared to the case of the oversteer state and the maximum value being larger than the predetermined value. The pump is driven and controlled at a low output.

このような車両用ブレーキ液圧制御装置によれば、前記オーバステア状態判定手段によりオーバステア状態と判定されなかった場合、または、前記液圧偏差算出手段により算出された偏差のうち最大値が所定値より低い場合は、オーバステア状態かつ最大値が所定値より高いとされた場合に比べて低出力で前記ポンプを駆動制御する。これにより、オーバステア状態であっても、昇圧要求の高さに応じてポンプの駆動を抑制し、騒音を低減することができる。   According to such a brake fluid pressure control device for a vehicle, when the oversteer state determination unit does not determine the oversteer state, or the maximum value among the deviations calculated by the hydraulic pressure deviation calculation unit is greater than a predetermined value. If it is low, the pump is driven and controlled at a lower output than in the oversteer state and when the maximum value is higher than a predetermined value. Thereby, even in the oversteer state, it is possible to suppress the driving of the pump according to the height of the boosting request and to reduce the noise.

本発明によれば、車両挙動安定化制御を行うときのポンプの駆動騒音を低減させることができ、商品性を向上させることができる。   ADVANTAGE OF THE INVENTION According to this invention, the drive noise of a pump at the time of performing vehicle behavior stabilization control can be reduced, and merchantability can be improved.

次に、本発明の実施形態について、適宜図面を参照しながら詳細に説明する。
参照する図面において、図１は、本実施形態に係る車両用ブレーキ液圧制御装置を備えた車両の構成図であり、図２は、車両用ブレーキ液圧制御装置のブレーキ液圧回路図である。 Next, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings as appropriate.
In the drawings to be referred to, FIG. 1 is a configuration diagram of a vehicle including a vehicle brake hydraulic pressure control device according to the present embodiment, and FIG. 2 is a brake hydraulic pressure circuit diagram of the vehicle brake hydraulic pressure control device. .

図１に示すように、車両ＣＲには、本実施形態に係る車両用ブレーキ液圧制御装置１０が搭載されるとともに、この車両用ブレーキ液圧制御装置１０に接続される、車輪Ｔの車輪速度を検出する車輪速センサ３１、ステアリングＳＴの操舵角を検出する操舵角センサ３２、車両ＣＲの横方向にかかる遠心力（加速度）を検出する横Ｇセンサ３３、車両ＣＲの旋回走行時のヨーレートを検出するヨーレートセンサ３４（実旋回量検出手段）、および、マスタシリンダＭ（図２参照）で発生したブレーキ液圧（以下、マスタシリンダ圧という。）を検出するマスタ圧センサ３５が設けられている。なお、車輪速センサ３１は、各車輪Ｔ（Ｔ１，Ｔ２，Ｔ３，Ｔ４）のそれぞれに１つずつ設けられており、これにより、車両用ブレーキ液圧制御装置１０では、４つの車輪Ｔの全ての車輪速度を取得することが可能となっている。   As shown in FIG. 1, the vehicle CR is equipped with the vehicle brake fluid pressure control device 10 according to the present embodiment, and the wheel speed of the wheel T connected to the vehicle brake fluid pressure control device 10 is mounted on the vehicle CR. The wheel speed sensor 31 for detecting the steering angle, the steering angle sensor 32 for detecting the steering angle of the steering ST, the lateral G sensor 33 for detecting the centrifugal force (acceleration) applied in the lateral direction of the vehicle CR, and the yaw rate when the vehicle CR is turning. A yaw rate sensor 34 (actual turning amount detecting means) for detecting, and a master pressure sensor 35 for detecting brake fluid pressure (hereinafter referred to as master cylinder pressure) generated in the master cylinder M (see FIG. 2) are provided. . One wheel speed sensor 31 is provided for each of the wheels T (T1, T2, T3, T4). Thus, in the vehicle brake hydraulic pressure control device 10, all four wheels T are provided. It is possible to obtain the wheel speed.

車両用ブレーキ液圧制御装置１０は、車両ＣＲの各車輪Ｔに付与する制動力（ブレーキ液圧）を適宜制御するためのものであり、図１に示すように、油路や各種部品が設けられた液圧ユニット１１と、液圧ユニット１１内の各種部品を適宜制御するための制御装置１２とを主に備えている。なお、液圧ユニット１１から出力されるブレーキ液圧は、配管を介して各車輪Ｔに設けられたホイールシリンダＨに供給されるようになっており、各ホイールシリンダＨを介して各車輪Ｔに設けられた車輪ブレーキＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲにブレーキ液圧が付与されるようになっている。   The vehicle brake fluid pressure control device 10 is for appropriately controlling the braking force (brake fluid pressure) applied to each wheel T of the vehicle CR. As shown in FIG. 1, an oil passage and various parts are provided. The hydraulic unit 11 and the control device 12 for appropriately controlling various components in the hydraulic unit 11 are mainly provided. Note that the brake hydraulic pressure output from the hydraulic unit 11 is supplied to the wheel cylinders H provided on the wheels T via pipes, and is supplied to the wheels T via the wheel cylinders H. Brake hydraulic pressure is applied to the provided wheel brakes FL, FR, RL, RR.

図２のブレーキ液圧回路図を参照して、液圧ユニット１１内に設けられる各種部品の機能について簡単に説明する。なお、図２において液圧ユニット１１内の各種部品を繋ぐ実線は、液圧ユニット１１に形成された流路（油路）を示している。   With reference to the brake hydraulic circuit diagram of FIG. 2, functions of various parts provided in the hydraulic unit 11 will be briefly described. In FIG. 2, a solid line connecting various components in the hydraulic unit 11 indicates a flow path (oil path) formed in the hydraulic unit 11.

図２に示すように、液圧ユニット１１は、運転者がブレーキペダルＢＰに加える踏力に応じたブレーキ液圧を発生するマスタシリンダＭと、車輪ブレーキＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲとの間に配置されている。マスタシリンダＭの二つの出力ポートＭ１，Ｍ２は、液圧ユニット１１の入口ポート１２ａに接続され、液圧ユニット１１の出口ポート１２ｂが、各車輪ブレーキＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲに接続されている。そして、通常時は液圧ユニット１１内の入口ポート１２ａから出口ポート１２ｂまでが連通した油路となっていることで、ブレーキペダルＢＰの踏力が各車輪ブレーキＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲに伝達されるようになっている。   As shown in FIG. 2, the hydraulic unit 11 is disposed between a master cylinder M that generates brake hydraulic pressure corresponding to the pedaling force applied by the driver to the brake pedal BP and the wheel brakes FL, FR, RL, RR. Has been. The two output ports M1, M2 of the master cylinder M are connected to the inlet port 12a of the hydraulic unit 11, and the outlet port 12b of the hydraulic unit 11 is connected to each wheel brake FL, FR, RL, RR. . In normal times, an oil passage is formed from the inlet port 12a to the outlet port 12b in the hydraulic unit 11 so that the pedaling force of the brake pedal BP is transmitted to the wheel brakes FL, FR, RL, RR. It has become so.

ここで、マスタシリンダＭの出力ポートＭ１から始まる油路は、前輪左側の車輪ブレーキＦＬと後輪右側の車輪ブレーキＲＲに通じており、出力ポートＭ２から始まる油路は、前輪右側の車輪ブレーキＦＲと後輪左側の車輪ブレーキＲＬに通じている。なお、以下では、出力ポートＭ１から始まる油路を「第一系統」と称し、出力ポートＭ２から始まる油路を「第二系統」と称する。   Here, the oil path starting from the output port M1 of the master cylinder M leads to the wheel brake FL on the left side of the front wheel and the wheel brake RR on the right side of the rear wheel, and the oil path starting from the output port M2 is set to the wheel brake FR on the right side of the front wheel. And the rear wheel brake RL on the left side. Hereinafter, the oil passage starting from the output port M1 is referred to as “first system”, and the oil passage starting from the output port M2 is referred to as “second system”.

液圧ユニット１１には、その第一系統に各車輪ブレーキＦＬ，ＲＲに対応して二つの制御弁手段Ｖが設けられており、同様に、その第二系統に各車輪ブレーキＲＬ，ＦＲに対応して二つの制御弁手段Ｖが設けられている。また、この液圧ユニット１１には、第一系統および第二系統のそれぞれに、リザーバ３、ポンプ４、ダンパ５、オリフィス５ａ、レギュレータＲ、吸入弁７、貯留室７ａが設けられており、さらに、第一系統のポンプ４と第二系統のポンプ４とを駆動するための共通の電動モータ９を備えている。なお、本実施形態では、第二系統にのみ前記したマスタシリンダ圧を検出するマスタ圧センサ３５が設けられている。   The hydraulic unit 11 is provided with two control valve means V corresponding to each wheel brake FL, RR in the first system, and similarly corresponding to each wheel brake RL, FR in the second system. Two control valve means V are provided. Further, the hydraulic unit 11 is provided with a reservoir 3, a pump 4, a damper 5, an orifice 5a, a regulator R, a suction valve 7, and a storage chamber 7a in each of the first system and the second system. A common electric motor 9 for driving the first system pump 4 and the second system pump 4 is provided. In the present embodiment, the master pressure sensor 35 that detects the master cylinder pressure described above is provided only in the second system.

なお、以下では、マスタシリンダＭの出力ポートＭ１，Ｍ２から各レギュレータＲに至る油路を「出力液圧路Ａ」と称し、第一系統のレギュレータＲから車輪ブレーキＦＬ，ＲＲに至る油路および第二系統のレギュレータＲから車輪ブレーキＲＬ，ＦＲに至る油路をそれぞれ「車輪液圧路Ｂ」と称する。また、出力液圧路Ａからポンプ４に至る油路を「吸入液圧路Ｃ」と称し、ポンプ４から車輪液圧路Ｂに至る油路を「吐出液圧路Ｄ」と称し、さらに、車輪液圧路Ｂから吸入液圧路Ｃに至る油路を「開放路Ｅ」と称する。   In the following, the oil passage from the output ports M1, M2 of the master cylinder M to each regulator R is referred to as “output hydraulic pressure passage A”, and the oil passage from the first system regulator R to the wheel brakes FL, RR and The oil passages from the second system regulator R to the wheel brakes RL and FR are respectively referred to as “wheel hydraulic pressure passage B”. In addition, an oil path from the output hydraulic pressure path A to the pump 4 is referred to as “suction hydraulic pressure path C”, an oil path from the pump 4 to the wheel hydraulic pressure path B is referred to as “discharge hydraulic pressure path D”, and The oil passage from the wheel fluid pressure passage B to the suction fluid pressure passage C is referred to as “open passage E”.

制御弁手段Ｖは、車輪液圧路Ｂを開放しつつ開放路Ｅを遮断する増圧状態、車輪液圧路Ｂを遮断しつつ開放路Ｅを開放する減圧状態および車輪液圧路Ｂを遮断しつつ開放路Ｅを遮断する保持状態を切り換える機能を有しており、入口弁１、出口弁２、チェック弁１ａを備えて構成されている。   The control valve means V opens the wheel hydraulic pressure path B while blocking the open path E, and the pressure reducing condition that blocks the wheel hydraulic pressure path B and opens the open path E, and blocks the wheel hydraulic pressure path B. However, it has a function of switching the holding state that shuts off the open path E, and includes an inlet valve 1, an outlet valve 2, and a check valve 1a.

入口弁１は、車輪液圧路Ｂに設けられた常開型の電磁弁である。入口弁１は、通常時に開いていることで、マスタシリンダＭから各車輪ブレーキＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲへブレーキ液圧が伝達するのを許容している。また、入口弁１は、車輪がロックしそうになったときに図１に示す制御装置１２により閉塞されることで、ブレーキペダルＢＰから各車輪ブレーキＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲに伝達するブレーキ液圧を遮断する。   The inlet valve 1 is a normally open electromagnetic valve provided in the wheel hydraulic pressure path B. The inlet valve 1 is normally open, thereby allowing brake fluid pressure to be transmitted from the master cylinder M to the wheel brakes FL, FR, RL, RR. Further, the inlet valve 1 is closed by the control device 12 shown in FIG. 1 when the wheel is about to be locked, so that the brake hydraulic pressure transmitted from the brake pedal BP to the wheel brakes FL, FR, RL, RR. Shut off.

出口弁２は、車輪液圧路Ｂと開放路Ｅとの間に介設された常閉型の電磁弁である。出口弁２は、通常時に閉塞されているが、車輪がロックしそうになったときに図１に示す制御装置１２により開放されることで、各車輪ブレーキＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲに作用するブレーキ液圧を各リザーバ３に逃がす。   The outlet valve 2 is a normally closed electromagnetic valve interposed between the wheel hydraulic pressure path B and the open path E. The outlet valve 2 is normally closed, but when the wheel is about to be locked, the outlet valve 2 is opened by the control device 12 shown in FIG. 1 so as to act on each wheel brake FL, FR, RL, RR. The hydraulic pressure is released to each reservoir 3.

チェック弁１ａは、各入口弁１に並列に接続されている。このチェック弁１ａは、各車輪ブレーキＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲ側からマスタシリンダＭ側へのブレーキ液の流入のみを許容する弁であり、ブレーキペダルＢＰからの入力が解除された場合に、入口弁１を閉じた状態にしたときにおいても、各車輪ブレーキＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲ側からマスタシリンダＭ側へのブレーキ液の流入を許容する。   The check valve 1a is connected to each inlet valve 1 in parallel. The check valve 1a is a valve that only allows the brake fluid to flow from the wheel brakes FL, FR, RL, RR to the master cylinder M, and when the input from the brake pedal BP is released, Even when the valve 1 is closed, the brake fluid is allowed to flow from each wheel brake FL, FR, RL, RR side to the master cylinder M side.

リザーバ３は、開放路Ｅに設けられており、各出口弁２が開放されることによって逃がされるブレーキ液圧を吸収する機能を有している。また、リザーバ３とポンプ４との間には、リザーバ３側からポンプ４側へのブレーキ液の流入のみを許容するチェック弁３ａが介設されている。   The reservoir 3 is provided in the release path E and has a function of absorbing brake fluid pressure that is released when each outlet valve 2 is opened. Further, between the reservoir 3 and the pump 4, a check valve 3a that allows only the inflow of brake fluid from the reservoir 3 side to the pump 4 side is interposed.

ポンプ４は、出力液圧路Ａに通じる吸入液圧路Ｃと車輪液圧路Ｂに通じる吐出液圧路Ｄとの間に介設されており、リザーバ３で貯留されているブレーキ液を吸入して吐出液圧路Ｄに吐出する機能を有している。これにより、リザーバ３によるブレーキ液圧の吸収によって減圧された出力液圧路Ａや車輪液圧路Ｂの圧力状態が回復される。さらに、このポンプ４は、後記するカット弁６が出力液圧路Ａから車輪液圧路Ｂへのブレーキ液の流入を遮断し、且つ、後記する吸入弁７が吸入液圧路Ｃを開放しているときに、マスタシリンダＭ、出力液圧路Ａ、吸入液圧路Ｃおよび貯留室７ａに貯留されているブレーキ液を吸入して吐出液圧路Ｄに吐出する機能を有している。これにより、非ペダル操作時において各車輪ブレーキＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲにブレーキ液圧を作用させることが可能となる。   The pump 4 is interposed between the suction hydraulic pressure path C leading to the output hydraulic pressure path A and the discharge hydraulic pressure path D leading to the wheel hydraulic pressure path B, and sucks the brake fluid stored in the reservoir 3. And has a function of discharging to the discharge hydraulic pressure path D. As a result, the pressure state of the output hydraulic pressure path A and the wheel hydraulic pressure path B reduced by the absorption of the brake hydraulic pressure by the reservoir 3 is recovered. Further, in this pump 4, a cut valve 6 which will be described later blocks inflow of brake fluid from the output hydraulic pressure path A to the wheel hydraulic pressure path B, and a suction valve 7 which will be described later opens the suction hydraulic pressure path C. The brake fluid stored in the master cylinder M, the output hydraulic pressure path A, the suction hydraulic pressure path C, and the storage chamber 7a is sucked and discharged to the discharge hydraulic pressure path D. This makes it possible to apply brake fluid pressure to each wheel brake FL, FR, RL, RR during non-pedal operation.

なお、ダンパ５およびオリフィス５ａは、その協働作用によってポンプ４から吐出されたブレーキ液の圧力の脈動および後記するレギュレータＲが作動することにより発生する脈動を減衰させている。   The damper 5 and the orifice 5a attenuate the pulsation of the pressure of the brake fluid discharged from the pump 4 and the pulsation generated by the operation of the regulator R described later by the cooperative action.

レギュレータＲは、出力液圧路Ａから車輪液圧路Ｂへのブレーキ液の流入を許容する状態および遮断する状態を切り換える機能と、出力液圧路Ａから車輪液圧路Ｂへのブレーキ液の流入が遮断されているときに車輪液圧路Ｂおよび吐出液圧路Ｄのブレーキ液圧を設定値以下に調節する機能とを有しており、カット弁６、チェック弁６ａおよびリリーフ弁６ｂを備えて構成されている。   The regulator R has a function of switching between a state where the brake fluid is allowed to flow from the output hydraulic pressure passage A to the wheel hydraulic pressure passage B and a state where the brake fluid is blocked, and a brake fluid flow from the output hydraulic pressure passage A to the wheel hydraulic pressure passage B. It has a function of adjusting the brake fluid pressure in the wheel fluid pressure passage B and the discharge fluid pressure passage D to a set value or less when the inflow is cut off, and the cut valve 6, the check valve 6a and the relief valve 6b are provided. It is prepared for.

カット弁６は、マスタシリンダＭに通じる出力液圧路Ａと各車輪ブレーキＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲに通じる車輪液圧路Ｂとの間に介設された常開型の電磁弁であり、出力液圧路Ａから車輪液圧路Ｂへのブレーキ液の流入を許容する状態および遮断する状態を切り換えるものである。カット弁６は、通常時に開いていることで、マスタシリンダＭから各車輪ブレーキＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲへブレーキ液圧が伝達するのを許容している。また、カット弁６は、非ペダル操作時であってポンプ４を作動させるとき、言い換えれば、非ペダル操作時において各車輪ブレーキＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲにブレーキ液圧を作用させるときに制御装置１２の制御により閉塞される。   The cut valve 6 is a normally open electromagnetic valve interposed between the output hydraulic pressure path A leading to the master cylinder M and the wheel hydraulic pressure path B leading to each wheel brake FL, FR, RL, RR. The state in which the inflow of the brake fluid from the output hydraulic pressure path A to the wheel hydraulic pressure path B is permitted and the state in which the brake fluid is blocked are switched. The cut valve 6 is normally open, thereby allowing the brake fluid pressure to be transmitted from the master cylinder M to the wheel brakes FL, FR, RL, RR. Further, the cut valve 6 is a control device when the pump 4 is operated when the pedal is not operated, in other words, when the brake fluid pressure is applied to the wheel brakes FL, FR, RL, and RR when the pedal is not operated. It is blocked by 12 control.

チェック弁６ａは、各カット弁６に並列に接続されている。このチェック弁６ａは、出力液圧路Ａから車輪液圧路Ｂへのブレーキ液の流入のみを許容する弁であり、各カット弁６を閉じた状態にしたときにおいてブレーキペダルＢＰからの入力があっても、出力液圧路Ａから車輪液圧路Ｂへのブレーキ液の流入を許容する。   The check valve 6a is connected to each cut valve 6 in parallel. The check valve 6a is a valve that only allows the brake fluid to flow from the output hydraulic pressure path A to the wheel hydraulic pressure path B. When the cut valves 6 are closed, the check valve 6a receives an input from the brake pedal BP. Even if it exists, inflow of the brake fluid from the output hydraulic pressure path A to the wheel hydraulic pressure path B is permitted.

リリーフ弁６ｂは、各カット弁６に並列に接続されており、車輪液圧路Ｂおよび吐出液圧路Ｄのブレーキ液圧が設定値以上になるのに応じて開弁する。なお、カット弁６とリリーフ弁６ｂとは、例えばソレノイドへの通電を制御することによって開弁圧を調節可能なリニアソレノイドバルブによっても実現できる。そして、このようにカット弁６およびリリーフ弁６ｂとしてリニアソレノイドバルブを採用すると、車輪液圧路ＢからレギュレータＲにかかる液圧と、ソレノイドへの通電によって制御される弁を閉じようとする力とのバランスによって、車輪液圧路Ｂの液圧を適宜出力液圧路Ａへ開放して調節することができる。   The relief valve 6b is connected in parallel to each cut valve 6, and opens when the brake fluid pressure in the wheel fluid pressure passage B and the discharge fluid pressure passage D becomes equal to or higher than a set value. The cut valve 6 and the relief valve 6b can also be realized by a linear solenoid valve capable of adjusting the valve opening pressure by controlling energization to the solenoid, for example. If linear solenoid valves are employed as the cut valve 6 and the relief valve 6b in this way, the hydraulic pressure applied from the wheel hydraulic pressure path B to the regulator R, and the force for closing the valve controlled by energizing the solenoid, Therefore, the hydraulic pressure in the wheel hydraulic pressure passage B can be adjusted to be appropriately opened to the output hydraulic pressure passage A.

吸入弁７は、吸入液圧路Ｃに設けられた常閉型の電磁弁であり、吸入液圧路Ｃを開放する状態および遮断する状態を切り換えるものである。吸入弁７は、非ペダル操作時であってカット弁６が出力液圧路Ａから車輪液圧路Ｂへのブレーキ液の流入を遮断する状態にあるとき、言い換えれば、非ペダル操作時において各車輪ブレーキＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲにブレーキ液圧を作用させるときに制御装置１２の制御により開放（開弁）される。   The suction valve 7 is a normally closed electromagnetic valve provided in the suction fluid pressure passage C, and switches between a state in which the suction fluid pressure passage C is opened and a state in which the suction fluid pressure passage C is shut off. The suction valve 7 is in a non-pedal operation, and when the cut valve 6 is in a state of blocking the inflow of brake fluid from the output hydraulic pressure path A to the wheel hydraulic pressure path B, in other words, in the non-pedal operation. When the brake fluid pressure is applied to the wheel brakes FL, FR, RL, RR, it is opened (opened) by the control of the control device 12.

貯留室７ａは、吸入液圧路Ｃであってポンプ４と吸入弁７との間に設けられている。この貯留室７ａは、ブレーキ液を貯留するものであり、これにより、吸入液圧路Ｃに貯留されるブレーキ液の容量が実質的に増大する。   The storage chamber 7 a is the suction fluid pressure path C and is provided between the pump 4 and the suction valve 7. The storage chamber 7a stores brake fluid, and the capacity of the brake fluid stored in the suction fluid pressure path C is thereby substantially increased.

図１に示すように、制御装置１２は、ＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭおよび入出力回路等を備えており、車輪速センサ３１、操舵角センサ３２、横Ｇセンサ３３およびヨーレートセンサ３４、マスタ圧センサ３５からの入力と、ＲＯＭに記憶されたプログラムやデータに基づいて各種演算処理を行い、制御を実行する。   As shown in FIG. 1, the control device 12 includes a CPU, a RAM, a ROM, an input / output circuit, and the like, and includes a wheel speed sensor 31, a steering angle sensor 32, a lateral G sensor 33, a yaw rate sensor 34, and a master pressure sensor 35. Various arithmetic processes are performed based on the input from the computer and programs and data stored in the ROM, and control is executed.

図３は、本実施形態に係る制御装置のブロック構成図である。
図３に示すように、制御装置１２は、車両ＣＲの旋回中における横滑り抑制制御時に、各センサ３１〜３５の検出信号に基づき、液圧ユニット１１内のポンプ４や電磁弁の駆動を制御するものである。制御装置１２は、車体速度推定部１２１と、車体挙動判定部１２２と、旋回状態判定部１２３と、目標液圧算出部１２４と、ブレーキ液圧推定部１２５と、液圧偏差算出部１２６と、ポンプ回転数決定部１２７と、ポンプ駆動部１２８と、弁駆動部１２９とを有する。 FIG. 3 is a block diagram of the control device according to the present embodiment.
As shown in FIG. 3, the control device 12 controls the driving of the pump 4 and the electromagnetic valve in the hydraulic unit 11 based on the detection signals of the sensors 31 to 35 during the side slip suppression control during the turning of the vehicle CR. Is. The control device 12 includes a vehicle body speed estimation unit 121, a vehicle body behavior determination unit 122, a turning state determination unit 123, a target hydraulic pressure calculation unit 124, a brake hydraulic pressure estimation unit 125, a hydraulic pressure deviation calculation unit 126, The pump rotation number determination unit 127, the pump drive unit 128, and the valve drive unit 129 are included.

車体速度推定部１２１は、４つの各車輪Ｔに設けられた車輪速センサ３１（図では１つのみ示す）で検出した車輪速度Ｖ_Wとヨーレートセンサ３４で検出した実ヨーレートＹＲに基づいて車体速度Ｖ_Vを算出する。そして、車体速度推定部１２１は、算出した車体速度Ｖ_Vを車体挙動判定部１２２に出力する。なお、車体速度Ｖ_Vは、従来公知の方法により算出できるものであり、４つの車輪速度Ｖ_Wの平均値から求めるものであってもよいし、従動輪の平均値から求めるものであってもよい。 The vehicle body speed estimation unit 121 is based on the wheel speed V _W detected by the wheel speed sensor 31 (only one is shown in the figure) provided on each of the four wheels T and the actual yaw rate YR detected by the yaw rate sensor 34. V _V is calculated. Then, the vehicle body speed estimation unit 121 outputs the calculated vehicle body speed V _V to the vehicle body behavior determination unit 122. The vehicle body speed V _V can be calculated by a conventionally known method, and may be obtained from an average value of four wheel speeds V _W or may be obtained from an average value of driven wheels. Good.

車体挙動判定部１２２は、車体速度推定部１２１から入力された車体速度Ｖ_Vや、操舵角センサ３２から操舵角θ、横Ｇセンサ３３から横加速度Ｇ_Y、およびヨーレートセンサ３４からの実ヨーレートＹＲの検出信号を入力されて、車両の挙動が、走行状態に応じた安定条件を満たすか否かを判定するもので、目標旋回量算出部１２２Ａと旋回量偏差算出部１２２Ｂとを備える。目標旋回量算出部１２２Ａは、車体速度Ｖ_Vと操舵角θからマップ（不図示）検索した値に、横加速度Ｇ_Yでリミット（限界）処理をして、目標ヨーレートＹＲ_NOMを算出する。ここで、目標ヨーレートＹＲ_NOMとは、ニュートラルステアリング状態にあるべきヨーレートのことである。また、旋回量偏差算出部１２２Ｂは、ヨーレートセンサ３４で検出した実ヨーレートＹＲと目標ヨーレートＹＲ_NOMとの差であるヨーレート偏差ΔＹＲ＝ＹＲ_NOM−ＹＲを算出する。このヨーレート偏差ΔＹＲは、車両ＣＲのニュートラルステアリング状態からの“ずれ”を表すものである。そして、このヨーレート偏差ΔＹＲの絶対値｜ΔＹＲ｜が所定値以上であるときに、車両状態が不安定であるとして、車体挙動判定部１２２は、旋回状態判定部１２３および目標液圧算出部１２４に信号を出力する。なお、目標ヨーレートは、［特許請求の範囲］の目標旋回量に相当し、実ヨーレートは、［特許請求の範囲］の実旋回量に相当する。 The vehicle body behavior determination unit 122 receives the vehicle body speed V _V input from the vehicle body speed estimation unit 121, the steering angle θ from the steering angle sensor 32, the lateral acceleration G _Y from the lateral G sensor 33, and the actual yaw rate YR from the yaw rate sensor 34. Is detected, and it is determined whether or not the behavior of the vehicle satisfies a stability condition corresponding to the traveling state, and includes a target turning amount calculation unit 122A and a turning amount deviation calculation unit 122B. The target turning amount calculation unit 122A calculates a target yaw rate YR _NOM by performing a limit process using a lateral acceleration G _Y on a value obtained by searching a map (not shown) from the vehicle body speed V _V and the steering angle θ. Here, the target yaw rate YR _NOM is a yaw rate that should be in the neutral steering state. Further, the turning amount deviation calculation unit 122B calculates a yaw rate deviation ΔYR = YR _NOM −YR that is a difference between the actual yaw rate YR detected by the yaw rate sensor 34 and the target yaw rate YR _NOM . The yaw rate deviation ΔYR represents a “deviation” from the neutral steering state of the vehicle CR. Then, when the absolute value | ΔYR | of the yaw rate deviation ΔYR is equal to or greater than a predetermined value, the vehicle body behavior determination unit 122 determines that the vehicle state is unstable, and turns the turning state determination unit 123 and the target hydraulic pressure calculation unit 124. Output a signal. The target yaw rate corresponds to the target turning amount of [Claims], and the actual yaw rate corresponds to the actual turning amount of [Claims].

旋回状態判定部１２３は、旋回量偏差算出部１２２Ｂで算出されたヨーレート偏差ΔＹＲを用いて、車両の旋回状態がオーバステアかアンダステアであるかを判定するもので、本実施形態では、オーバステア判定部１２３Ａ（図では、「ＯＳ判定部」と表記）を備える。オーバステア判定部１２３Ａは、ヨーレート偏差ΔＹＲの大きさと、実ヨーレートＹＲの絶対値｜ＹＲ｜が目標ヨーレートＹＲ_NOMの絶対値｜ＹＲ_NOM｜を上回るか否か（｜ＹＲ｜＞｜ＹＲ_NOM｜）に基づいて、車両ＣＲの旋回状態がオーバステアであるか否かを判定する。ここで、オーバステアであるか否かの判定方法について、図４を参照しながら説明する。図４は、車両旋回時におけるオーバステア判定方法を示すタイムチャートであり、（ａ）は実ヨーレートと目標ヨーレート、（ｂ）はヨーレート偏差、（ｃ）は実ヨーレート符号、（ｄ）は、ヨーレート偏差符号、（ｅ）はオーバステアの判定結果、を示すものである。 The turning state determination unit 123 determines whether the turning state of the vehicle is oversteer or understeer using the yaw rate deviation ΔYR calculated by the turning amount deviation calculation unit 122B. In the present embodiment, the oversteer determination unit 123A (In the figure, expressed as “OS determination unit”). The oversteer determination unit 123A determines whether the magnitude of the yaw rate deviation ΔYR and the absolute value | YR | of the actual yaw rate YR exceed the absolute value | YR _NOM | of the target yaw rate YR _NOM (| YR |> | YR _NOM |). Based on this, it is determined whether or not the turning state of the vehicle CR is oversteer. Here, a method for determining whether or not oversteering will be described with reference to FIG. FIG. 4 is a time chart showing an oversteer determination method at the time of vehicle turning, in which (a) is an actual yaw rate and a target yaw rate, (b) is a yaw rate deviation, (c) is an actual yaw rate code, and (d) is a yaw rate deviation. Reference numeral (e) indicates an oversteer determination result.

まず、必要な情報として、ヨーレート偏差ΔＹＲ、実ヨーレートＹＲの符号、ヨーレート偏差ΔＹＲ符号を得る。
図４（ａ）に示すように、運転者の操作に従い、車両ＣＲが旋回を開始すると、目標ヨーレートＹＲ_NOMは、その操舵に合った波形を描く。一方、前輪または後輪の車輪Ｔが横滑りしていない場合は、実ヨーレートは目標ヨーレートＹＲ_NOMと一致するが、例えば、前輪が横滑りしていると、実ヨーレートＹＲの絶対値は、目標ヨーレートＹＲ_NOMの絶対値より小さくなり（例えば、ｔ１−ｔ２，ｔ３−ｔ４，ｔ７−ｔ８間では｜ＹＲ｜＜｜ＹＲ_NOM｜）、後輪が横滑りしていると、実ヨーレートＹＲの絶対値は、目標ヨーレートＹＲ_NOMの絶対値より大きくなる（例えば、ｔ２−ｔ３，ｔ４−ｔ５，ｔ６−ｔ７，ｔ８−ｔ９間では｜ＹＲ｜＞｜ＹＲ_NOM｜）。
これを、旋回量偏差算出部１２２Ｂで算出したヨーレート偏差ΔＹＲで表すと、図４（ｂ）の通りである。このヨーレート偏差ΔＹＲにおいては、オーバステア判定のための閾値Ｌ１を設定しておく。図４（ｃ）に示す実ヨーレートＹＲの符号の変化は、車両ＣＲの実際の旋回方向が変化したことを示す。これに対し、図４（ｄ）に示すヨーレート偏差符号は、目標ヨーレートＹＲ_NOMと実ヨーレートＹＲの大きさの関係が入れ替わる都度、つまり、前輪の横滑り率と後輪の横滑り率の大きさが入れ替わる都度、符号が入れ替わる。 First, as necessary information, the yaw rate deviation ΔYR, the code of the actual yaw rate YR, and the yaw rate deviation ΔYR code are obtained.
As shown in FIG. 4A, when the vehicle CR starts turning in accordance with the driver's operation, the target yaw rate YR _NOM draws a waveform suitable for the steering. On the other hand, when the front or rear wheel T is not skidding, the actual yaw rate matches the target yaw rate YR _NOM. However, for example, when the front wheel is skidding, the absolute value of the actual yaw rate YR is the target yaw rate YR. _When the absolute value of the actual yaw rate YR is smaller than the absolute value of _NOM (for example, | YR | <| YR _NOM | between t1-t2, t3-t4, and t7-t8) and the rear wheel is skidding. It becomes larger than the absolute value of the target yaw rate YR _NOM (for example, | YR |> | YR _NOM | between t2-t3, t4-t5, t6-t7, and t8-t9).
When this is represented by the yaw rate deviation ΔYR calculated by the turning amount deviation calculation unit 122B, it is as shown in FIG. In this yaw rate deviation ΔYR, a threshold value L1 for oversteer determination is set. The change in the sign of the actual yaw rate YR shown in FIG. 4C indicates that the actual turning direction of the vehicle CR has changed. On the other hand, the yaw rate deviation code shown in FIG. 4D is switched every time the relationship between the magnitudes of the target yaw rate YR _NOM and the actual yaw rate YR is changed, that is, the sideslip rate of the front wheels and the sideslip rate of the rear wheels are changed. Each time the code is changed.

そして、図４（ｅ）に示すように、実ヨーレート符号（図４（ｃ））とヨーレート偏差符号（図４（ｄ））とが異符号であり、かつ、ヨーレート偏差ΔＹＲの絶対値が、閾値Ｌ１の絶対値以上であるとき（｜ΔＹＲ｜≧｜Ｌ１｜）に、オーバステアであると判定する。要するに、実ヨーレートＹＲの絶対値が目標ヨーレートＹＲ_NOMより大きい場合であって（｜ＹＲ｜＞｜ＹＲ_NOM｜、図４（ａ）参照）、ヨーレート偏差ΔＹＲの絶対値が閾値Ｌ１の絶対値以上である場合（｜ΔＹＲ｜≧｜Ｌ１｜）が、オーバステアであると判定される。 Then, as shown in FIG. 4 (e), the actual yaw rate code (FIG. 4 (c)) and the yaw rate deviation code (FIG. 4 (d)) are different signs, and the absolute value of the yaw rate deviation ΔYR is When the absolute value is equal to or greater than the absolute value of the threshold value L1 (| ΔYR | ≧ | L1 |), it is determined that oversteering occurs. In short, when the absolute value of the actual yaw rate YR is larger than the target yaw rate YR _NOM (| YR |> | YR _NOM |, see FIG. 4A), the absolute value of the yaw rate deviation ΔYR is equal to or larger than the absolute value of the threshold value L1. (| ΔYR | ≧ | L1 |) is determined to be oversteer.

図３に示すように、目標液圧算出部１２４は、車体挙動判定部１２２で算出されたヨーレート偏差ΔＹＲなどに基づいて、各車輪ブレーキＦＬ，ＲＬ，ＦＲ，ＲＲの目標液圧Ｐ_Tを算出する。この算出の方法は、従来公知の方法により行えばよく、特に限定されない。この際、実ヨーレートＹＲの絶対値が目標ヨーレートＹＲ_NOMの絶対値より大きい場合（｜ＹＲ｜＞｜ＹＲ_NOM｜）には、実ヨーレートＹＲを減少させるように、フロント外輪に、所定のブレーキ液圧を供給するようにする。一方、実ヨーレートＹＲの絶対値が目標ヨーレートＹＲ_NOMの絶対値より小さい場合（｜ＹＲ｜＜｜ＹＲ_NOM｜）には、実ヨーレートＹＲを増大させるように、リア内輪に、所定のブレーキ液圧を供給するようにする。 As shown in FIG. 3, the target hydraulic pressure calculation unit 124 calculates the target hydraulic pressure _PT of each wheel brake FL, RL, FR, RR based on the yaw rate deviation ΔYR calculated by the vehicle body behavior determination unit 122. To do. The calculation method may be performed by a conventionally known method, and is not particularly limited. At this time, if the absolute value of the actual yaw rate YR is larger than the absolute value of the target yaw rate YR _NOM (| YR |> | YR _NOM |), a predetermined brake fluid is applied to the front outer wheel so as to decrease the actual yaw rate YR. Supply pressure. On the other hand, when the absolute value of the actual yaw rate YR is smaller than the absolute value of the target yaw rate YR _NOM (| YR | <| YR _NOM |), a predetermined brake fluid pressure is applied to the rear inner ring so as to increase the actual yaw rate YR. To supply.

ブレーキ液圧推定部１２５は、マスタ圧センサ３５から検出されたマスタシリンダ圧Ｐ_Mに基づいて、ホイールシリンダＨにおけるブレーキ液圧Ｐ_Wを推定する。この算出方法も、従来公知の方法により行えばよく、特に限定されない。一例を挙げれば、液圧ユニット１１の各入口弁１、出口弁２、カット弁６、および吸入弁７の駆動時間を取得するとともに、モータ９の回転数を検知し、各入口弁１および出口弁２が開放されている時間と、モータ９の駆動によるブレーキ液圧の増圧分とを算出する。そして、この開放時間、増圧分、およびマスタシリンダ圧Ｐ_Mに基づいて各車輪のブレーキ液圧Ｐ_Wを推定することができる。なお、ホイールシリンダＨにおけるブレーキ液圧Ｐ_Wは、圧力センサで検出するものであってもよい。 The brake fluid pressure estimation unit 125 estimates the brake fluid pressure P _W in the wheel cylinder H based on the master cylinder pressure P _M detected from the master pressure sensor 35. This calculation method may be performed by a conventionally known method, and is not particularly limited. For example, the drive time of each inlet valve 1, outlet valve 2, cut valve 6, and suction valve 7 of the hydraulic unit 11 is acquired, and the number of revolutions of the motor 9 is detected to detect each inlet valve 1 and outlet valve 1. The time during which the valve 2 is opened and the amount of increase in the brake fluid pressure by driving the motor 9 are calculated. The brake fluid pressure P _W of each wheel can be estimated based on the release time, the pressure increase, and the master cylinder pressure P _M. The brake fluid pressure P _W in the wheel cylinder H may be detected by a pressure sensor.

液圧偏差算出部１２６は、目標液圧算出部１２４から出力された目標液圧Ｐ_Tと、ブレーキ液圧推定部１２５から出力された各車輪Ｔのブレーキ液圧Ｐ_Wの液圧偏差ΔＰを算出する。液圧偏差算出部１２６では、４つの全ての車輪Ｔについて液圧偏差ΔＰを算出し、その最大値である液圧偏差ΔＰ_MAXを、ポンプ回転数決定部１２７に出力する。 The hydraulic pressure deviation calculation unit 126 calculates the target hydraulic pressure _PT output from the target hydraulic pressure calculation unit 124 and the hydraulic pressure deviation ΔP between the brake hydraulic pressure P _W of each wheel T output from the brake hydraulic pressure estimation unit 125. calculate. The hydraulic pressure deviation calculation unit 126 calculates the hydraulic pressure deviation ΔP for all four wheels T, and outputs the maximum hydraulic pressure deviation ΔP _MAX to the pump rotation speed determination unit 127.

ポンプ回転数決定部１２７は、旋回状態判定部１２３から入力された信号と、液圧偏差算出部１２６から入力された液圧偏差ΔＰ_MAXとから、ポンプ４の回転数を決定する。ポンプ４の回転数は、０回転と、低回転と、高回転との３種類の中から適宜選択することができるようになっている。 Pump speed determining unit 127, a signal input from the turning state judging unit 123, from the inputted hydraulic pressure deviation [Delta] P _MAX from the liquid pressure deviation calculating unit 126 determines the rotational speed of the pump 4. The number of rotations of the pump 4 can be appropriately selected from three types of 0 rotation, low rotation, and high rotation.

ここで、図５、図６、および図７を参照しながら、液圧偏差算出部１２６とポンプ回転数決定部１２７の制御フローについて説明する。参照する図面において、図５は、液圧偏差算出部とポンプ回転数決定部の制御フローチャートである。また、図６は、オーバステア時における目標回転数を決定する際のタイムチャートであり、（ａ）は目標液圧と推定されたブレーキ液圧、（ｂ）は液圧偏差、（ｃ）はオーバステア判定、（ｄ）は目標回転数を示す。図７は、オーバステア時以外における目標回転数を決定する際のタイムチャートであり、（ａ）は目標液圧と推定されたブレーキ液圧、（ｂ）は液圧偏差、（ｃ）はオーバステア判定、（ｄ）は目標回転数を示す。   Here, the control flow of the hydraulic pressure deviation calculation unit 126 and the pump rotation speed determination unit 127 will be described with reference to FIGS. 5, 6, and 7. In the drawings to be referred to, FIG. 5 is a control flowchart of the hydraulic pressure deviation calculation unit and the pump rotation speed determination unit. FIG. 6 is a time chart for determining the target rotational speed during oversteering, where (a) is the brake fluid pressure estimated as the target fluid pressure, (b) is the fluid pressure deviation, and (c) is the oversteer. Determination, (d) shows the target rotational speed. FIG. 7 is a time chart for determining the target rotational speed at times other than oversteering, where (a) is the brake fluid pressure estimated as the target fluid pressure, (b) is the fluid pressure deviation, and (c) is the oversteer determination. , (D) shows the target rotational speed.

まず、液圧偏差算出部１２６（図３参照）では、図５に示すように、制御対象となる該当車輪Ｔが車両挙動制御中か否か、つまり、車輪Ｔのブレーキ液圧が増減制御されているか否かを判定する（ステップＳ１）。そして、該当車輪Ｔが車両挙動制御中であると判定された場合（ステップＳ１でＹｅｓ）、液圧偏差ΔＰ（ΔＰ_MAX）を図示しない記憶手段であるＲＡＭ等に退避（記憶）し（ステップＳ２）、４つの全ての車輪Ｔについて同じ処理が終了したか否かを判定する（ステップＳ３）。４輪分終了していない場合（ステップＳ３でＮｏ）は、ステップＳ１に戻って同様の処理を繰り返す。なお、ステップＳ２では、今回算出された液圧偏差ΔＰが前回の値より小さい場合は、前回の値を最大の液圧偏差ΔＰ_MAXとしてそのまま退避し、前回の値より大きい場合は、今回の値を最大の液圧偏差ΔＰ_MAXとして退避する。一方、対象の車輪Ｔが車両挙動非制御中である場合（ステップＳ１でＮｏ）、ステップＳ３に進み、前記同様の処理をする。 First, in the hydraulic pressure deviation calculation unit 126 (see FIG. 3), as shown in FIG. 5, whether or not the corresponding wheel T to be controlled is under vehicle behavior control, that is, the brake hydraulic pressure of the wheel T is increased or decreased. It is determined whether or not (step S1). If it is determined that the vehicle wheel T is under vehicle behavior control (Yes in step S1), the hydraulic pressure deviation ΔP (ΔP _MAX ) is saved (stored) in a RAM or the like which is not shown (step S2). ) It is determined whether or not the same processing has been completed for all four wheels T (step S3). If the four wheels have not been completed (No in step S3), the process returns to step S1 and the same process is repeated. In step S2, if the currently calculated hydraulic pressure deviation ΔP is smaller than the previous value, the previous value is saved as the maximum hydraulic pressure deviation ΔP _MAX , and if larger than the previous value, the current value is saved. Is saved as the maximum hydraulic pressure deviation ΔP _MAX . On the other hand, if the target wheel T is not being controlled by the vehicle behavior (No in step S1), the process proceeds to step S3, and the same processing as described above is performed.

そして、４輪分の処理が終了したと判定された場合（ステップＳ３でＹｅｓ）、オーバステア（オーバステア制御中）であるか、かつ、液圧偏差ΔＰ_MAXが閾値以上か、を判定する（ステップＳ４）。そして、ステップＳ４でＹｅｓの場合、ポンプ回転数を‘高回転’に設定し（ステップＳ５）、処理を終了する。一方、ステップＳ４でＮｏの場合、ポンプ回転数を‘低回転’に設定し（ステップＳ６）、その処理を終了する。 When the process of the four-wheel component is determined to be finished (Yes in step S3), and whether it is oversteer (in oversteer control), and determines whether the liquid pressure deviation [Delta] P _MAX is the threshold value or more (step S4 ). If Yes in step S4, the pump rotation speed is set to “high rotation” (step S5), and the process ends. On the other hand, in the case of No in step S4, the pump rotation speed is set to “low rotation” (step S6), and the process ends.

つまり、図６（ａ）に示すように、目標液圧Ｐ_Tとブレーキ液圧Ｐ_Wとの差が開き、液圧偏差ΔＰ（図６（ｂ））が所定の閾値Ｌ２以上になった場合（ｔ１１−ｔ１２）で、かつ、オーバステア制御モード（図６（ｃ））が制御中である場合（オーバステア判定部１２３Ａでオーバステアである場合）、迅速な昇圧が要求されるものとして、目標回転数（図６（ｄ））は‘高回転’に設定される。一方、オーバステア制御モードが制御中（図６（ｃ））であっても、液圧偏差ΔＰ（図６（ｂ））が閾値未満であるとき（ｔ１２以降）は、それほど迅速な昇圧が要求されないものとして、目標回転数（図６（ｄ））を‘低回転’に設定する。なお、液圧偏差ΔＰが‘０’の場合（ｔ１１以前やｔ１３以降）は、目標回転数も‘０’である。ちなみに、液圧偏差ΔＰが完全に‘０’にならなくとも、ある程度の幅を持たせ、所定の閾値以下になった場合に、目標回転数を‘０’にするように設定してもよい。 That is, as shown in FIG. 6A, when the difference between the target hydraulic pressure P _T and the brake hydraulic pressure P _W is increased, and the hydraulic pressure deviation ΔP (FIG. 6B) is equal to or larger than a predetermined threshold L2. (T11-t12) and when the oversteer control mode (FIG. 6C) is under control (when oversteer is oversteered by the oversteer determination unit 123A), it is assumed that rapid boosting is required. (FIG. 6D) is set to “high rotation”. On the other hand, even when the oversteer control mode is under control (FIG. 6C), when the hydraulic pressure deviation ΔP (FIG. 6B) is less than the threshold (after t12), the pressure increase is not so rapid. As a thing, the target rotation speed (FIG. 6D) is set to “low rotation”. When the hydraulic pressure deviation ΔP is “0” (before t11 or after t13), the target rotational speed is also “0”. Incidentally, even if the hydraulic pressure deviation ΔP does not completely become “0”, it may be set so that the target rotation speed is set to “0” when it has a certain range and becomes equal to or less than a predetermined threshold value. .

一方、図７に示すように、オーバステア制御モードが非制御中である場合（図７（ｃ））は、目標回転数（図７（ｄ））は、液圧偏差ΔＰ（図７（ｂ））に拘わらず‘低回転’に設定される。なお、液圧偏差ΔＰが‘０’の場合（ｔ１４以前やｔ１６以降）、目標回転数が‘０’に設定されるのは、オーバステア制御モードが制御中である場合と同様である。   On the other hand, as shown in FIG. 7, when the oversteer control mode is not under control (FIG. 7C), the target rotational speed (FIG. 7D) is equal to the hydraulic pressure deviation ΔP (FIG. 7B). ) Is set to 'low rotation' regardless. When the hydraulic pressure deviation ΔP is “0” (before t14 or after t16), the target rotational speed is set to “0” as in the case where the oversteer control mode is being controlled.

図３に示すように、ポンプ駆動部１２８は、ポンプ４（図２参照）の回転数が、ポンプ回転数決定部１２７で決定された回転数と一致するように、従来公知の方法によりポンプ４を駆動するためのパルス信号を液圧ユニット１１のモータ９に出力する。具体的には、ポンプ４の回転数が‘高回転’と決定された場合には、ＰＷＭ制御によりデューティ比を例えば１００％の出力とする。一方、‘低回転’と決定された場合には、デューティ比を例えば５０％の出力とする。これにより、このデューティ比に応じて、液圧ユニット１１のモータ９（図２参照）の回転数（出力）が変化し、ポンプ４の回転数（出力）も変化する。なお、このデューティ比は任意に設定変更可能である。   As shown in FIG. 3, the pump drive unit 128 uses a conventionally known method so that the rotational speed of the pump 4 (see FIG. 2) matches the rotational speed determined by the pump rotational speed determination unit 127. A pulse signal for driving is output to the motor 9 of the hydraulic unit 11. Specifically, when the rotation speed of the pump 4 is determined to be “high rotation”, the duty ratio is set to, for example, 100% output by PWM control. On the other hand, when it is determined as 'low rotation', the duty ratio is set to 50%, for example. Thereby, according to this duty ratio, the rotation speed (output) of the motor 9 (see FIG. 2) of the hydraulic unit 11 changes, and the rotation speed (output) of the pump 4 also changes. The duty ratio can be arbitrarily changed.

弁駆動部１２９は、各車輪ブレーキＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲのホイールシリンダＨのブレーキ液圧Ｐ_Wが目標液圧算出部１２４で算出した目標液圧Ｐ_Tに一致するように、従来公知の方法により液圧ユニット１１内の各入口弁１および出口弁２、カット弁６、吸入弁７を作動させるパルス信号を液圧ユニット１１へ出力する。このパルス信号は、例えば、現在のホイールシリンダＨのブレーキ液圧Ｐ_Wと目標液圧Ｐ_Tとの液圧偏差ΔＰが大きいほど多くのパルスを出力するようになる。なお、現在のホイールシリンダＨのブレーキ液圧は、センサにより測定してもよいし、計算により推定してもよい。 The valve drive unit 129 is conventionally known so that the brake hydraulic pressure P _W of the wheel cylinder H of each wheel brake FL, FR, RL, RR matches the target hydraulic pressure _PT calculated by the target hydraulic pressure calculation unit 124. A pulse signal for operating each inlet valve 1 and outlet valve 2, the cut valve 6, and the intake valve 7 in the hydraulic unit 11 is output to the hydraulic unit 11 by the method. For example, as the pulse signal ΔP between the brake hydraulic pressure P _W and the target hydraulic pressure P _T of the current wheel cylinder H increases, more pulses are output. The current brake fluid pressure of the wheel cylinder H may be measured by a sensor or estimated by calculation.

以上によれば、本実施形態において以下の効果を得ることができる。
本実施形態に係る車両用ブレーキ液圧制御装置１０によれば、車両ＣＲがオーバステア状態であり、かつ、液圧偏差ΔＰ_MAXが閾値Ｌ２以上である場合には、ポンプ４の回転数を高く（高出力に）するので、迅速な昇圧要求に的確に対応することができる。これに対し、前記以外の場合は、ポンプ４の回転数を低く（低出力に）するので、ポンプ４およびモータ９の駆動に伴う騒音を低減することができる。これにより、車両ＣＲの商品性を向上させることができる。 According to the above, the following effects can be obtained in the present embodiment.
According to the vehicle brake hydraulic pressure control device 10 according to the present embodiment, when the vehicle CR is in an oversteer state and the hydraulic pressure deviation ΔP _MAX is equal to or greater than the threshold value L2, the rotational speed of the pump 4 is increased ( High output), it is possible to accurately respond to a quick boost request. On the other hand, in cases other than the above, since the rotational speed of the pump 4 is lowered (low output), noise accompanying the driving of the pump 4 and the motor 9 can be reduced. Thereby, the merchantability of the vehicle CR can be improved.

以上、本発明の実施形態について説明したが、本発明は、前記した実施形態に限定されることなく、適宜変更して実施することができる。
例えば、本実施形態では、「オーバステア状態であり、かつ、液圧偏差ΔＰ_MAXが閾値Ｌ２以上である場合」以外は、ポンプ４を低出力にするものとしたが、本発明はこれに限定されず、「オーバステア状態である場合」のみを高出力にし、これ以外の場合は、低出力にするものとしてもよい。 As mentioned above, although embodiment of this invention was described, this invention is not limited to above-described embodiment, It can implement by changing suitably.
For example, in the present embodiment, the pump 4 is set to a low output except when “oversteered and the hydraulic pressure deviation ΔP _MAX is greater than or equal to the threshold L2”. However, the present invention is not limited to this. Alternatively, only the “when in the oversteer state” may be set to a high output, and otherwise it may be set to a low output.

本実施形態に係る車両用ブレーキ液圧制御装置を備えた車両の構成図である。It is a lineblock diagram of vehicles provided with a brake fluid pressure control device for vehicles concerning this embodiment. 車両用ブレーキ液圧制御装置のブレーキ液圧回路図である。It is a brake fluid pressure circuit diagram of a brake fluid pressure control device for vehicles. 本実施形態に係る制御装置のブロック構成図である。It is a block block diagram of the control apparatus which concerns on this embodiment. 車両旋回時におけるオーバステア判定方法を示すタイムチャートであり、（ａ）は実ヨーレートと目標ヨーレート、（ｂ）はヨーレート偏差、（ｃ）は実ヨーレート符号、（ｄ）は、ヨーレート偏差符号、（ｅ）はオーバステアの判定結果、を示すものである。It is a time chart which shows the oversteer judgment method at the time of vehicle turning, (a) is an actual yaw rate and a target yaw rate, (b) is a yaw rate deviation, (c) is an actual yaw rate code, (d) is a yaw rate deviation code, (e ) Indicates an oversteer determination result. 液圧偏差算出部とポンプ回転数決定部の制御フローチャートである。It is a control flowchart of a hydraulic pressure deviation calculation part and a pump rotation speed determination part. オーバステア時における目標回転数を決定する際のタイムチャートであり、（ａ）は目標液圧と推定されたブレーキ液圧、（ｂ）は液圧偏差、（ｃ）はオーバステア判定、（ｄ）は目標回転数を示す。It is a time chart at the time of determining the target number of rotations at the time of oversteering, (a) is brake fluid pressure estimated as target fluid pressure, (b) is fluid pressure deviation, (c) is oversteer judgment, (d) is Indicates the target speed. オーバステア時以外における目標回転数を決定する際のタイムチャートであり、（ａ）は目標液圧と推定されたブレーキ液圧、（ｂ）は液圧偏差、（ｃ）はオーバステア判定、（ｄ）は目標回転数を示す。It is a time chart at the time of determining the target number of revolutions other than at the time of oversteering, (a) is brake fluid pressure estimated as target fluid pressure, (b) is fluid pressure deviation, (c) is oversteer judgment, (d) Indicates the target rotational speed.

符号の説明Explanation of symbols

４ ポンプ
１０ 車両用ブレーキ液圧制御装置
１１ 液圧ユニット
１２ 制御装置
１２１ 車体速度推定部
１２２ 車体挙動判定部
１２２Ａ 目標旋回量算出部
１２２Ｂ 旋回量偏差算出部
１２３ 旋回状態判定部
１２３Ａ オーバステア判定部
１２４ 目標液圧算出部
１２５ ブレーキ液圧推定部
１２６ 液圧偏差算出部
１２７ ポンプ回転数決定部
１２８ ポンプ駆動部
ＣＲ 車両
Ｔ 車輪
DESCRIPTION OF SYMBOLS 4 Pump 10 Brake hydraulic control apparatus for vehicles 11 Hydraulic pressure unit 12 Control apparatus 121 Vehicle body speed estimation part 122 Car body behavior determination part 122A Target turning amount calculation part 122B Turning amount deviation calculation part 123 Turning state determination part 123A Oversteer determination part 124 Target Fluid pressure calculation unit 125 Brake fluid pressure estimation unit 126 Fluid pressure deviation calculation unit 127 Pump rotation speed determination unit 128 Pump drive unit CR vehicle T wheel

Claims (4)

旋回中の車両の挙動が不安定状態に該当するか否かを判定する挙動判定手段と、
前記挙動判定手段によって不安定状態に該当すると判定された場合、ブレーキ液圧を昇圧させるポンプを駆動制御するポンプ駆動制御手段とを備え、
前記車両の挙動を安定化させるように、各車輪の液圧式ブレーキに対するブレーキ液圧の供給を制御する車両用ブレーキ液圧制御装置であって、
前記車両の旋回運動の状態を判定する旋回状態判定手段を更に備え、
前記ポンプ駆動制御手段は、前記旋回状態判定手段の判定結果に応じて異なる出力で前記ポンプを駆動制御することを特徴とする車両用ブレーキ液圧制御装置。 Behavior determination means for determining whether or not the behavior of the vehicle during turning corresponds to an unstable state;
A pump drive control means for driving and controlling a pump for increasing the brake fluid pressure when it is determined by the behavior determination means to be in an unstable state;
A brake fluid pressure control device for a vehicle that controls supply of brake fluid pressure to a hydraulic brake of each wheel so as to stabilize the behavior of the vehicle,
A turning state determining means for determining a state of the turning motion of the vehicle;
The vehicular brake hydraulic pressure control apparatus, wherein the pump drive control means drives and controls the pump with different outputs according to the determination result of the turning state determination means. 前記旋回状態判定手段は、前記車両の旋回運動のオーバステア状態を判定するオーバステア状態判定手段を有し、
前記ポンプ駆動制御手段は、前記オーバステア状態判定手段によりオーバステア状態と判定されなかった場合、オーバステア状態と判定された場合に比べて低出力で前記ポンプを駆動制御することを特徴とする請求項１に記載の車両用ブレーキ液圧制御装置。 The turning state determination means includes oversteer state determination means for determining an oversteer state of the turning motion of the vehicle,
2. The pump drive control unit according to claim 1, wherein when the oversteer state determination unit does not determine the oversteer state, the pump drive control unit performs drive control of the pump at a lower output than when the oversteer state is determined. The brake fluid pressure control apparatus for vehicles as described. 前記車両の実旋回量を検出する実旋回量検出手段と、
前記車両の目標旋回量を算出する目標旋回量算出手段と、
前記検出された実旋回量と、前記算出された目標旋回量との偏差を算出する旋回量偏差算出手段と、を更に備え、
前記旋回状態判定手段は、算出された偏差の大きさと、前記実旋回量の絶対値が前記目標旋回量の絶対値を上回るか否かに基づいて旋回運動の状態を判定することを特徴とする請求項１または請求項２に記載の車両用ブレーキ液圧制御装置。 An actual turning amount detecting means for detecting an actual turning amount of the vehicle;
A target turning amount calculating means for calculating a target turning amount of the vehicle;
A turning amount deviation calculating means for calculating a deviation between the detected actual turning amount and the calculated target turning amount;
The turning state determination means determines the state of the turning motion based on the calculated magnitude of deviation and whether or not the absolute value of the actual turning amount exceeds the absolute value of the target turning amount. The vehicle brake hydraulic pressure control device according to claim 1 or 2. 前記各車輪におけるブレーキ液圧の目標液圧を設定する目標液圧設定手段と、
前記目標圧設定手段によって設定された目標液圧と、各車輪におけるブレーキ液圧の実液圧との偏差を算出する液圧偏差算出手段と、を有し、
前記ポンプ駆動制御手段は、前記オーバステア状態判定手段によりオーバステア状態と判定されなかった場合、または、前記液圧偏差算出手段により算出された偏差のうち最大値が所定値より小さい場合は、オーバステア状態かつ前記最大値が所定値より大きい場合に比べて低出力で前記ポンプを駆動制御することを特徴とする請求項２または請求項３に記載の車両用ブレーキ液圧制御装置。
Target hydraulic pressure setting means for setting a target hydraulic pressure of the brake hydraulic pressure in each wheel;
Hydraulic pressure deviation calculating means for calculating a deviation between the target hydraulic pressure set by the target pressure setting means and the actual hydraulic pressure of the brake hydraulic pressure in each wheel;
When the oversteer state is not determined by the oversteer state determination unit, or when the maximum value among the deviations calculated by the hydraulic pressure deviation calculation unit is smaller than a predetermined value, the pump drive control unit is in an oversteer state and The vehicle brake hydraulic pressure control device according to claim 2 or 3, wherein the pump is driven and controlled at a lower output than when the maximum value is larger than a predetermined value.

Images