JP2013184632A - Brake controller - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、車両の制動制御装置に関し、特に、倍力装置を備えた制動制御装置に関する。 The present invention relates to a vehicle brake control device, and more particularly to a brake control device including a booster.
特許文献１に開示される制動制御装置は、ブレーキペダルに連結された入力ロッドと、入力ロッドに対して相対移動可能に外装されたブースタピストンと、ブースタピストンを駆動する電動モータと、入力ロッドの移動に応じて電動モータの作動を制御するコントローラとを備える。
The braking control device disclosed in
この構成により、運転者がブレーキペダルを踏込むと、入力ロッドが前進し、これに応じて電動モータがブースタピストンを推進し、ブレーキペダルの操作量に応じてマスタシリンダの液圧を上昇させることができる。 With this configuration, when the driver depresses the brake pedal, the input rod moves forward, and the electric motor propels the booster piston in response to this, and the hydraulic pressure in the master cylinder is increased according to the amount of operation of the brake pedal. Can do.
しかしながら、電動モータの出力がその最大出力に達し、ブースタピストンの推力とマスタシリンダ内の液圧による反力が釣り合うと、ブースタピストンが停止し、それ以上前進できなくなる全負荷状態となる。 However, when the output of the electric motor reaches its maximum output and the reaction force due to the booster piston thrust and the hydraulic pressure in the master cylinder balances, the booster piston stops and enters a full load state where it can no longer move forward.
この全負荷状態から運転者がさらにブレーキペダルを踏込むと、入力ロッドのみが前進することになるが、ブレーキペダルの踏力（反力）の増加量に比べてペダルストロークの増加量が多くなるので、ブレーキペダルの剛性感が低下してしまう。 If the driver further depresses the brake pedal from this full load state, only the input rod will move forward, but the increase in pedal stroke will be greater than the increase in the pedal effort (reaction force) of the brake pedal. The rigidity of the brake pedal will be reduced.
本発明は、このような技術的課題に鑑みてなされたもので、倍力装置を備えた制動制御装置において、倍力装置のアクチュエータが全負荷状態となっても、ブレーキペダルの剛性感が低下しないようにすることを目的とする。 The present invention has been made in view of such a technical problem. In a braking control device equipped with a booster, the rigidity of the brake pedal is reduced even when the actuator of the booster is in a full load state. The purpose is not to.
本発明のある態様によれば、ブレーキペダルの操作により進退する入力部材と、前記入力部材に対して相対移動可能に設けられるアシスト部材及び前記アシスト部材を進退させるアクチュエータからなる倍力装置と、を備え、前記入力部材及び前記アシスト部材の進退に応じてマスタシリンダ内の作動液を昇圧する制動制御装置が提供される。 According to an aspect of the present invention, an input member that moves forward and backward by an operation of a brake pedal, an assist member that is provided to be relatively movable with respect to the input member, and a booster that includes an actuator that moves the assist member forward and backward. And a braking control device that boosts the hydraulic fluid in the master cylinder in accordance with the advancement and retraction of the input member and the assist member.
当該制動制御装置は、前記マスタシリンダと各ホイルシリンダとの間に設けられて前記マスタシリンダの作動液を前記各ホイルシリンダに供給する油圧回路と、前記油圧回路に設けられて前記油圧回路の流路抵抗を調整する流路抵抗調整弁と、を備える。 The braking control device is provided between the master cylinder and each wheel cylinder and supplies a hydraulic fluid of the master cylinder to each wheel cylinder. The braking control device is provided in the hydraulic circuit and flows in the hydraulic circuit. A flow path resistance adjusting valve that adjusts the path resistance.
そして、前記アクチュエータの出力を最大にしても前記アシスト部材の推力と前記マスタシリンダ内の液圧による反力とが釣り合い前記アシスト部材が停止する全負荷状態か判断し、全負荷状態と判断された場合に、前記流路抵抗調整弁の開度を減少させて前記油圧回路の流路抵抗を増大させる。 Then, even if the output of the actuator is maximized, it is determined whether the assist member is in a full load state in which the thrust of the assist member is balanced with the reaction force due to the hydraulic pressure in the master cylinder, and the full load state is determined. In this case, the flow resistance of the hydraulic circuit is increased by decreasing the opening of the flow resistance adjusting valve.
上記態様によれば、全負荷状態と判断された場合は、流路抵抗調整弁の開度が減少し、油圧回路の流路抵抗が増大するので、マスタシリンダ内の作動液が昇圧し、全負荷点前後で、マスタシリンダ圧に対して入力部材のストロークが連続的に変化するようになる。全負荷点を超えても入力部材のストロークが急増することはなく、ブレーキペダルの剛性感の低下を防止することができる。 According to the above aspect, when the full load state is determined, the opening degree of the flow path resistance adjustment valve is decreased, and the flow path resistance of the hydraulic circuit is increased. The stroke of the input member continuously changes with respect to the master cylinder pressure before and after the load point. Even if the total load point is exceeded, the stroke of the input member does not increase suddenly, and a decrease in the rigidity of the brake pedal can be prevented.
以下、添付図面を参照しながら本発明の実施形態について説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.
＜第１実施形態＞
［制動制御装置１］
図１は、本実施形態の制動制御装置１の全体構成図である。制動制御装置１は、電動モータとエンジンとを動力源とするハイブリッド車両に搭載している。図において、FL輪は左前輪、FR輪は右前輪、RL輪は左後輪、RR輪は右後輪である。また、矢印付きの破線は信号線であり、矢印の向きによって信号の流れを表す。
<First Embodiment>
[Brake control device 1]
FIG. 1 is an overall configuration diagram of a
制動制御装置１は、マスタシリンダ２と、リザーバタンクRESと、ホイルシリンダ圧制御機構３と、各輪FL,FR,RL,RRに設けられたホイルシリンダ４ａ〜４ｄと、マスタシリンダ２に接続して設けられたマスタシリンダ圧制御機構５およびインプットロッド６と、ブレーキ操作量検出装置７と、マスタシリンダ圧制御機構５を制御するマスタシリンダ圧制御装置８と、ホイルシリンダ圧制御機構３を制御するホイルシリンダ圧制御装置９と、を有している。
The
インプットロッド６は、ブレーキペダルBPとともに、マスタシリンダ２内の液圧（以下、マスタシリンダ圧Pmc）を加減圧する。マスタシリンダ圧制御機構５およびマスタシリンダ圧制御装置８は、マスタシリンダ２のプライマリピストン２ｂとともに、マスタシリンダ圧Pmcを加減圧する。
The input rod 6 increases and decreases the hydraulic pressure in the master cylinder 2 (hereinafter referred to as master cylinder pressure Pmc) together with the brake pedal BP. The master cylinder pressure control mechanism 5 and the master cylinder
以下、説明のため、マスタシリンダ２の軸方向にｘ軸を設定し、ブレーキペダルBPの側を負方向と定義する。マスタシリンダ２はいわゆるタンデム型であり、シリンダ２ａ内にプライマリピストン２ｂおよびセカンダリピストン２ｃを有している。シリンダ２ａの内周面と、プライマリピストン２ｂのｘ軸正方向側の面およびセカンダリピストン２ｃのｘ軸負方向側の面との間で、加圧室としてのプライマリ液室２ｄが形成されている。シリンダ２ａの内周面とセカンダリピストン２ｃのｘ軸正方向側の面との間で、加圧室としてのセカンダリ液室２ｅが形成されている。
Hereinafter, for description, the x-axis is set in the axial direction of the
プライマリ液室２ｄは、ブレーキ回路１０と連通可能に接続され、セカンダリ液室２ｅは、ブレーキ回路２０と連通可能に接続されている。プライマリ液室２ｄの容積は、プライマリピストン２ｂおよびセカンダリピストン２ｃがシリンダ２ａ内で摺動することで変化する。プライマリ液室２ｄには、プライマリピストン２ｂをｘ軸負方向側に付勢する戻しバネ２ｆが設置されている。セカンダリ液室２ｅの容積は、セカンダリピストン２ｃがシリンダ２ａ内で摺動することで変化する。セカンダリ液室２ｅには、セカンダリピストン２ｃをｘ軸負方向側に付勢する戻しバネ２ｇが設置されている。
The
インプットロッド６のx軸正方向側の一端６aは、プライマリピストン２ｂの隔壁２ｈを貫通し、プライマリ液室２ｄ内に設置されている。インプットロッド６の一端６aとプライマリピストン２ｂの隔壁２ｈとの間はシールされ、液密性が保たれているとともに、一端６aは隔壁２ｈに対してx軸方向に摺動可能に設けられている。一方、インプットロッド６のx軸負方向側の他端６ｂは、ブレーキペダルBPに連結されている。ブレーキペダルBPが踏まれるとインプットロッド６はx軸正方向側に移動し、ブレーキペダルBPが戻されるとインプットロッド６はx軸負方向側に移動する。
One
プライマリ液室２ｄの作動液は、インプットロッド６または（駆動モータ５０により駆動される）プライマリピストン２ｂがx軸正方向側へ推進することによって加圧される。加圧された作動液は、ブレーキ回路１０を経由してホイルシリンダ圧制御機構３に供給される。また、加圧されたプライマリ液室２ｄの圧力により、セカンダリピストン２ｃがx軸正方向側へ推進する。セカンダリ液室２ｅの作動液は、セカンダリピストン２ｃの上記推進によって加圧され、ブレーキ回路２０を経由してホイルシリンダ圧制御機構３に供給される。
The hydraulic fluid in the
このようにインプットロッド６がブレーキペダルBPと連動して移動し、プライマリ液室２ｄを加圧する構成により、万一、故障により駆動モータ５０が停止した場合にも、ドライバのブレーキ操作によってマスタシリンダ圧Pmcを上昇でき、所定のブレーキ力が確保される。また、マスタシリンダ圧Pmcに応じた力がインプットロッド６を介してブレーキペダルBPに作用し、ブレーキペダル反力としてドライバに伝達されるため、上記構成を採らない場合に必要な、ブレーキペダル反力を生成するバネ等の装置が不要となる。よって、制動制御装置の小型化・軽量化が図られ、車両への搭載性が向上する。
In this way, the input rod 6 moves in conjunction with the brake pedal BP and pressurizes the
インプットロッド６の他端６ｂ側には、ドライバの要求ブレーキ力を検出するブレーキ操作量検出装置７が設けられている。ブレーキ操作量検出装置７は、インプットロッド６のx軸方向変位量を検出する変位センサ（ブレーキペダルBPのストロークセンサ）である。本実施形態では、２つの変位センサ７ａ、７ｂが設けられており、これらにより検出された変位量はそれぞれマスタシリンダ圧制御装置８に入力される。このように複数個の変位センサを組み合わせることにより、万一、故障により１つのセンサからの信号が途絶えた場合にも、残りのセンサによってドライバのブレーキ要求が検出・認知されるため、フェールセーフが確保される。
On the other end 6 b side of the input rod 6, a brake operation amount detection device 7 that detects a driver's required braking force is provided. The brake operation amount detection device 7 is a displacement sensor (stroke sensor for the brake pedal BP) that detects the amount of displacement of the input rod 6 in the x-axis direction. In the present embodiment, two
また、ブレーキ操作量検出装置７としては、ブレーキペダルBPの踏力を検出する踏力センサや、ストロークセンサと踏力センサを組み合わせた構成であってもよい。 Further, the brake operation amount detection device 7 may have a configuration in which a pedal force sensor for detecting the pedal force of the brake pedal BP, or a combination of a stroke sensor and a pedal force sensor.
リザーバタンクRESは、隔壁によって互いに仕切られた少なくとも２つの液室を有している。各液室はそれぞれブレーキ回路１０ｊ、２０ｊを介して、マスタシリンダ２のプライマリ液室２ｄおよびセカンダリ液室２ｅと連通可能に接続されている。
The reservoir tank RES has at least two liquid chambers separated from each other by a partition wall. Each fluid chamber is connected to the
ホイルシリンダ圧制御機構３は、ABS制御や車両挙動安定化制御等を実行可能な液圧制御ユニットであり、マスタシリンダ２等で加圧された作動液を、ホイルシリンダ圧制御装置９の制御指令に従って、各ホイルシリンダ４ａ〜４ｄへ供給する。
The wheel cylinder pressure control mechanism 3 is a hydraulic pressure control unit capable of executing ABS control, vehicle behavior stabilization control, and the like. The hydraulic cylinder pressurized by the
ホイルシリンダ４ａ〜４ｄは、シリンダ、ピストン、パッド等を有しており、ホイルシリンダ圧制御機構３から供給された作動液によって上記ピストンが推進され、このピストンに連結されたパッドがディスクロータ４０ａ〜４０ｄに押圧される周知のものである。なお、ディスクロータ４０ａ〜４０ｄはそれぞれ車輪FL,FR,RL,RRと一体回転し、ディスクロータ４０ａ〜４０ｄに作用するブレーキトルクは、車輪FL,FR,RL,RRと路面との間に作用するブレーキ力となる。
The
マスタシリンダ圧制御機構５は、プライマリピストン２ｂの変位量すなわちマスタシリンダ圧Pmcを、マスタシリンダ圧制御装置８の制御指令に従って制御するものであり、駆動モータ５０と、減速装置５１と、回転−並進変換装置５５と、を有している。
The master cylinder pressure control mechanism 5 controls the displacement amount of the
マスタシリンダ圧制御装置８は演算処理回路であり、ブレーキ操作量検出装置７や駆動モータ５０からのセンサ信号や、後述するホイルシリンダ圧制御装置９からの信号等に基づいて、駆動モータ５０の作動を制御する。
The master cylinder
ホイルシリンダ圧制御装置９は演算処理回路であり、先行車との車間距離や道路情報、および車両状態量（例えば、ヨーレート、前後加速度、横加速度、ハンドル舵角、車輪速、車体速等）に基づき、各輪FL,FR,RL,RRで発生させるべき目標ブレーキ力を算出する。そして、この算出結果に基づき、ホイルシリンダ圧制御機構３の各アクチュエータ（ソレノイドバルブやポンプ）の作動を制御する。 The wheel cylinder pressure control device 9 is an arithmetic processing circuit that adjusts the distance from the preceding vehicle, road information, and vehicle state quantities (for example, yaw rate, longitudinal acceleration, lateral acceleration, steering angle, wheel speed, vehicle speed, etc.). Based on this, the target braking force to be generated in each wheel FL, FR, RL, RR is calculated. Based on this calculation result, the operation of each actuator (solenoid valve or pump) of the wheel cylinder pressure control mechanism 3 is controlled.
なお、マスタシリンダ圧制御装置８とホイルシリンダ圧制御装置９とは信号線Ｌで結線されて通信可能である。
The master cylinder
［ホイルシリンダ圧制御機構３］
以下、ホイルシリンダ圧制御機構３の油圧回路構成を説明する。
[Foil cylinder pressure control mechanism 3]
Hereinafter, the hydraulic circuit configuration of the wheel cylinder pressure control mechanism 3 will be described.
ブレーキ回路は独立した２つのブレーキ系統を有し、プライマリ系統およびセカンダリ系統に分かれている。プライマリ系統は、プライマリ液室２ｄから作動液の供給を受け、ブレーキ回路１０を介してFL輪とRR輪のブレーキ力を制御する。セカンダリ系統は、セカンダリ液室２ｅから作動液の供給を受け、ブレーキ回路２０を介してFR輪とRL輪のブレーキ力を制御する。このようにいわゆるＸ配管構造であるため、一方のブレーキ系統が失陥した場合でも、他方の正常なブレーキ系統によって対角２輪分のブレーキ力が確保され、車両の挙動が安定に保たれる。以下、プライマリ系統を例にとって説明する。
The brake circuit has two independent brake systems and is divided into a primary system and a secondary system. The primary system receives the supply of hydraulic fluid from the
ブレーキ回路１０のマスタシリンダ２側（以下、上流という）からホイルシリンダ４ａ、４ｄ側（以下、下流という）に向かう途中には、アウト側ゲート弁１１が設けられている。アウト側ゲート弁１１は、マスタシリンダ２で加圧された作動液をホイルシリンダ４ａ、４ｄに供給する際に開弁される。
On the way from the
アウト側ゲート弁１１が設けられたブレーキ回路１０ｋの下流はブレーキ回路１０ａ、１０ｂに分岐し、ブレーキ回路１０ａ、１０ｂは、それぞれブレーキ回路１０ｌ、１０ｍを介してホイルシリンダ４ａ、４ｄに接続している。ブレーキ回路１０ａ、１０ｂ上には、それぞれ増圧弁１２、１３が設けられている。増圧弁１２、１３は、マスタシリンダ２または後述のポンプPで加圧された作動液をホイルシリンダ４ａ、４ｄに供給する際に開弁される。
The downstream side of the
ブレーキ回路１０ａ、１０ｂには、増圧弁１２、１３の下流側で、リターン回路１０ｃ、１０ｄがそれぞれ接続している。リターン回路１０ｃ、１０ｄ上にはそれぞれ減圧弁１４、１５が設けられている。減圧弁１４、１５は、ホイルシリンダ４ａ、４ｄ内の圧力（以下、ホイルシリンダ圧Pwc）を減圧する際に開弁される。リターン回路１０ｃ、１０ｄは合流してリターン回路１０ｅを形成し、リターン回路１０ｅはリザーバ１６に接続している。
一方、ブレーキ回路１０はアウト側ゲート弁１１の上流で分岐し、吸入回路１０ｇを形成している。吸入回路１０ｇ上には、吸入回路１０ｇの連通・遮断を切り換えるイン側ゲート弁１７が設けられている。イン側ゲート弁１７は、例えば、マスタシリンダ２で加圧された作動液を後述のポンプPで昇圧してホイルシリンダ４ａ、４ｄに供給する際に開弁される。吸入回路１０ｇは、リザーバ１６からのリターン回路１０ｆと合流して吸入回路１０ｈを形成している。
On the other hand, the
ブレーキ回路１０には、マスタシリンダ２以外の液圧源として、作動液の吸入・吐出を行うポンプPが接続されている。ポンプPはプランジャ式又はギヤ式のポンプであって、第１ポンプP１および第２ポンプP２を備えている。ポンプPは、例えば、車両挙動安定化制御等の自動ブレーキ制御を行う際、マスタシリンダ２の作動圧を超える圧力が必要な場合に、マスタシリンダ圧Pmcを昇圧してホイルシリンダ４ａ、４ｄに供給する。第１ポンプP１は、吸入回路１０ｈおよび吐出回路１０ｉと接続し、吐出回路１０ｉを介してブレーキ回路１０ｋと接続している。
The
モータMは、DC（直流）ブラシレスモータ又はDCブラシモータであり、その出力軸にはポンプP1、P2が連結されている。モータMは、ホイルシリンダ圧制御装置９の制御指令に基づき供給される電力によって作動し、ポンプP1、P2を駆動する。 The motor M is a DC (direct current) brushless motor or a DC brush motor, and pumps P1 and P2 are connected to its output shaft. The motor M is operated by the electric power supplied based on the control command of the wheel cylinder pressure control device 9, and drives the pumps P1 and P2.
アウト側ゲート弁１１、イン側ゲート弁１７、増圧弁１２、１３、および減圧弁１４、１５は、ソレノイドへの通電により弁の開閉が行われる電磁式のものであり、ホイルシリンダ圧制御装置９が出力する駆動信号に応じた大きさの駆動電流が通電されることで、弁の開閉量が各弁個々に制御される。
The out-
なお、アウト側ゲート弁１１および増圧弁１２、１３は常開弁であり、イン側ゲート弁１７および減圧弁１４、１５は常閉弁である。これにより万一、故障によりいずれかの弁への電力供給が停止した場合であっても、マスタシリンダ２で加圧された作動液が全てホイルシリンダ４ａ、４ｄに到達する回路構成となるため、ドライバの要求通りのブレーキ力を発生させることができる。
The out-
ブレーキ回路２０側の油圧回路も、上記ブレーキ回路１０側と同様に構成されている。
The hydraulic circuit on the
ブレーキ回路１０（マスタシリンダ２とホイルシリンダ圧制御機構３との間）、およびブレーキ回路２０（ホイルシリンダ圧制御機構３内）には、それぞれ、マスタシリンダ圧Pmc（プライマリ液室２ｄおよびセカンダリ液室２ｅの圧力）を検出する圧力センサであるマスタシリンダ圧センサ３ａ、３ｂが設けられている。マスタシリンダ圧センサ３ａ、３ｂが検出したマスタシリンダ圧Pmcの情報は、マスタシリンダ圧制御装置８およびホイルシリンダ圧制御装置９に入力される。なお、マスタシリンダ圧センサの個数および設置位置に関しては、制御性やフェールセーフ等を考慮して任意に決定できる。
In the brake circuit 10 (between the
以下、ブレーキ制御時のホイルシリンダ圧制御機構３の動作を説明する。 Hereinafter, the operation of the wheel cylinder pressure control mechanism 3 during brake control will be described.
通常制御時には、マスタシリンダ２の作動液がブレーキ回路１０、２０を介して各ホイルシリンダ４ａ〜４ｄに供給され、ブレーキ力が発生する。
During normal control, the hydraulic fluid in the
ABS制御時には、車輪FLを例にとると、ホイルシリンダ４ａに接続されている減圧弁１４を開弁させるとともに増圧弁１２を閉弁させ、ホイルシリンダ４ａの作動液をリザーバ１６に戻すことで減圧を行う。また、車輪FLがロック傾向から回復したら、増圧弁１２を開弁させるとともに減圧弁１４を閉弁させることで増圧を行う。このときポンプPは、リザーバ１６に逃がした作動液をブレーキ回路１０ｋに戻す。
At the time of ABS control, taking the wheel FL as an example, the
車両挙動安定化制御等の自動ブレーキ制御時には、アウト側ゲート弁１１、２１を閉弁させる一方で、イン側ゲート弁１７、２７を開弁させる。同時にポンプPを作動させ、吸入回路１０ｇ、１０ｈ、２０ｇ、２０ｈ、吐出回路１０ｉ、２０ｉを介してマスタシリンダ２からブレーキ回路１０ｋ,２０ｋに向けて作動液を吐出させる。さらに、ホイルシリンダ圧Pwcが必要なブレーキ力に応じた目標圧となるようにアウト側ゲート弁１１、２１または増圧弁１２、１３、２２、２３を制御する。
During automatic brake control such as vehicle behavior stabilization control, the out-
［マスタシリンダ圧制御機構５］
以下、マスタシリンダ圧制御機構５の構成と動作について説明する。
[Master cylinder pressure control mechanism 5]
Hereinafter, the configuration and operation of the master cylinder pressure control mechanism 5 will be described.
駆動モータ５０は三相DCブラシレスモータであり、マスタシリンダ圧制御装置８の制御指令に基づき供給される電力によって動作し、所望の回転トルクを発生する。
The
減速装置５１は、駆動モータ５０の出力回転をプーリ減速方式により減速する。減速装置５１は、駆動モータ５０の出力軸に設けられた小径の駆動側プーリ５２と、回転−並進変換装置５５のボールネジナット５６に設けられた大径の従動側プーリ５３と、駆動側および従動側プーリ５２、５３に巻き掛けられたベルト５４と、を有している。減速装置５１は、駆動モータ５０の回転トルクを、減速比（駆動側および従動側プーリ５２、５３の半径比）分だけ増幅させて、回転−並進変換装置５５に伝達する。
The
なお、駆動モータ５０の回転トルクが十分に大きく、減速によるトルク増幅が必要でない場合には、減速装置５１を省略して、駆動モータ５０と回転−並進変換装置５５とを直結することとしてもよい。この場合、減速装置５１の介在に起因して発生する、信頼性や静粛性、および搭載性等に関する諸問題を回避できる。
If the rotational torque of the
回転−並進変換装置５５は、駆動モータ５０の回転動力を並進動力に変換し、この並進動力によりプライマリピストン２ｂを押圧する。本実施形態では、動力変換機構としてボールネジ方式を採用しており、回転−並進変換装置５５は、ボールネジナット５６と、ボールネジ軸５７と、可動部材５８と、戻しバネ５９と、を有している。
The rotation-
マスタシリンダ２のx軸負方向側には第１ハウジング部材HSG1が接続され、第１ハウジング部材HSG1のx軸負方向側には第２ハウジング部材HSG2が接続されている。ボールネジナット５６は、第２ハウジング部材HSG2内に設けられたベアリングBRGの内周に、軸回転可能に設置されている。ボールネジナット５６のx軸負方向側の外周には、従動側プーリ５３が嵌合されている。ボールネジナット５６の内周には、中空のボールネジ軸５７が螺合している。ボールネジナット５６とボールネジ軸５７との間の隙間には、複数のボールが回転移動可能に設置されている。
A first housing member HSG1 is connected to the x-axis negative direction side of the
ボールネジ軸５７のx軸正方向側の端には、可動部材５８が一体に設けられている。可動部材５８のx軸正方向側の面には、プライマリピストン２ｂが接合している。プライマリピストン２ｂは、第１ハウジング部材HSG1内に収容されている。プライマリピストン２ｂのx軸正方向側の端は第１ハウジング部材HSG1から突出してマスタシリンダ２のシリンダ２ａの内周に嵌合している。
A
第１ハウジング部材HSG1内では、プライマリピストン２ｂの外周に、戻しバネ５９が設置されている。戻しバネ５９のx軸正方向側の端は第１ハウジング部材HSG1内部のx軸正方向側の面Aに固定される一方、x軸負方向側の端は可動部材５８に係合している。戻しバネ５９は、面Aと可動部材２８との間でx軸方向に押し縮められて設置され、可動部材５８およびボールネジ軸５７をx軸負方向側に付勢している。
In the first housing member HSG1, a
従動側プーリ５３が回転するとボールネジナット５６が一体に回転し、このボールネジナット５６の回転運動により、ボールネジ軸５７がx軸方向に並進運動する。x軸正方向側へのボールネジ軸５７の並進運動の推力により、可動部材５８を介して、プライマリピストン２ｂがx軸正方向側に押圧される。なお、図１では、ブレーキ非操作時にボールネジ軸５７がx軸負方向側に最大変位した初期位置にある状態を示す。
When the driven
一方、ボールネジ軸５７には、上記x軸正方向側への推力と反対方向（x軸負方向側）に、戻しバネ５９の弾性力が作用する。これによりブレーキ中、すなわちプライマリピストン２ｂがx軸正方向側に押圧されマスタシリンダ圧Pmcが加圧されている状態で、万一、故障により駆動モータ５０が停止し、ボールネジ軸５７の戻し制御が不能となった場合でも、戻しバネ５９の反力によりボールネジ軸２７が初期位置に戻される。これによりマスタシリンダ圧Pmcがゼロ付近まで低下するため、ブレーキ力の引きずりの発生が防止され、この引きずりに起因して車両挙動が不安定になる事態が回避される。
On the other hand, the elastic force of the
また、インプットロッド６とプライマリピストン２ｂとの間に画成された環状空間Ｂには、一対のバネ６ｄ、６ｅが配設されている。一対のバネ６ｄ、６ｅは、その各一端がインプットロッド６に設けられたフランジ部６ｃに係止され、バネ６ｄの他端がプライマリピストン２ｂの隔壁２ｈに係止され、バネ６ｅの他端がプライマリピストン２ｂの隔壁２ｉに係止されている。一対のバネ６ｄ、６ｅは、プライマリピストン２ｂに対してインプットロッド６を両者の相対変位の中立位置に向けて付勢し、ブレーキ非作動時にインプットロッド６とプライマリピストン２ｂとを相対移動の中立位置に保持する機能を有している。また、インプットロッド６とプライマリピストン２ｂとが中立位置からいずれかの方向に相対変位したとき、一対のバネ６ｄ、６ｅにより、プライマリピストン２ｂに対してインプットロッド６を中立位置に戻す付勢力が作用する。
A pair of
なお、駆動モータ５０には回転角検出センサ５０ａが設けられており、これにより検出されるモータ出力軸の位置信号がマスタシリンダ圧制御装置８に入力される。マスタシリンダ圧制御装置８は、入力された位置信号に基づき駆動モータ５０の回転角を算出し、この回転角に基づき回転−並進変換装置２５の推進量、すなわちプライマリピストン２ｂのx軸方向変位量を算出する。
The
また、駆動モータ５０には温度センサ５０ｂが設けられており、検出された駆動モータ５０の温度情報はマスタシリンダ圧制御装置８に入力される。
The
［倍力制御処理］
次に、マスタシリンダ圧制御機構５とマスタシリンダ圧制御装置８による、インプットロッド６の推力の増幅作用について説明する。
[Boost control processing]
Next, the amplifying action of the thrust of the input rod 6 by the master cylinder pressure control mechanism 5 and the master cylinder
マスタシリンダ圧制御機構５およびマスタシリンダ圧制御装置８は、ドライバのブレーキ操作によるインプットロッド６の変位量に応じて、プライマリピストン２ｂを変位させる。これによりプライマリ液室２ｄが、インプットロッド６の推力に加えてプライマリピストン２ｂの推力によって加圧され、マスタシリンダ圧Pmcが調整される。すなわちインプットロッド６の推力が増幅される。増幅比（以下、倍力比α）は、プライマリ液室２ｄにおけるインプットロッド６とプライマリピストン２ｂの軸直方向断面積（以下、それぞれ受圧面積AIRおよびAPP）の比等により、以下のように決定される。
The master cylinder pressure control mechanism 5 and the master cylinder
マスタシリンダ圧Pmcの液圧調整は、下記の式(1)で示される圧力平衡関係をもって行われる。
Pmc＝（FIR＋K×Δx）／AIR＝（FPP−K×Δx）／APP …(1)
The hydraulic pressure adjustment of the master cylinder pressure Pmc is performed with a pressure equilibrium relationship represented by the following equation (1).
Pmc = (FIR + K × Δx) / AIR = (FPP−K × Δx) / APP (1)
ここで、上記圧力平衡式(1)における各要素は、以下のとおりである。
Pmc：プライマリ液室２ｄの液圧（マスタシリンダ圧）
FIR：インプットロッド６の推力
FPP：プライマリピストン２ｂの推力
AIR：インプットロッド６の受圧面積
APP：プライマリピストン２ｂの受圧面積
K：バネ６ｄ、６ｅのバネ定数
Δx：インプットロッド６とプライマリピストン２ｂとの相対変位量
Here, each element in the pressure balance equation (1) is as follows.
Pmc: Fluid pressure in the
FIR: Thrust of input rod 6
FPP: Thrust of
AIR: Pressure receiving area of input rod 6
APP: Pressure receiving area of
K: Spring constant of
なお、実施形態では、インプットロッド６の受圧面積AIRは、プライマリピストン２ｂの受圧面積APPよりも小さく構成されている。
In the embodiment, the pressure receiving area AIR of the input rod 6 is configured to be smaller than the pressure receiving area APP of the
ここで相対変位量Δxは、インプットロッド６の変位（インプットロッドストローク）をXi、プライマリピストン２ｂの変位（ピストンストローク）をXbとして、Δx＝Xb−Xiと定義する。よって、Δxは、相対移動の中立位置では０、インプットロッド６に対してプライマリピストン２ｂが前進（x軸正方向側へ変位）する方向では正符号、その逆方向では負符号となる。なお、圧力平衡式(1)ではシールの摺動抵抗を無視している。プライマリピストン２ｂの推力FPPは、駆動モータ５０の電流値から推定できる。
Here, the relative displacement amount Δx is defined as Δx = Xb−Xi where the displacement of the input rod 6 (input rod stroke) is Xi and the displacement of the
一方、倍力比αは、下記式(2)のように表わされる。
α＝PM/C×（APP＋AIR）／FIR …(2)
On the other hand, the boost ratio α is expressed by the following equation (2).
α = PM / C × (APP + AIR) / FIR (2)
よって、この式(2)に上記式(1)のPM/Cを代入すると、倍力比αは下記式(3)となる。
α＝（１＋K×Δx／FIR）×（AIR＋APP）／AIR …(3)
Therefore, when PM / C of the above equation (1) is substituted into this equation (2), the boost ratio α becomes the following equation (3).
α = (1 + K × Δx / FIR) × (AIR + APP) / AIR (3)
倍力制御では、目標のマスタシリンダ圧特性が得られるように、駆動モータ５０（ピストンストロークXb）を制御する。ここでマスタシリンダ圧特性とは、インプットロッドストロークXiに対するマスタシリンダ圧Pmcの変化の特性を指す。インプットロッドストロークXiに対するピストンストロークXbを示すストローク特性と、上記目標マスタシリンダ圧特性とに対応して、インプットロッドストロークXiに対する相対変位量Δxの変化を示す目標変位量算出特性が得られる。検証により得られた目標変位量算出特性データに基づき、相対変位量Δxの目標値（以下、目標変位量Δx*）が算出される。 In the boost control, the drive motor 50 (piston stroke Xb) is controlled so that a target master cylinder pressure characteristic is obtained. Here, the master cylinder pressure characteristic refers to a characteristic of a change in the master cylinder pressure Pmc with respect to the input rod stroke Xi. Corresponding to the stroke characteristic indicating the piston stroke Xb relative to the input rod stroke Xi and the target master cylinder pressure characteristic, a target displacement amount calculation characteristic indicating a change in the relative displacement amount Δx relative to the input rod stroke Xi is obtained. Based on the target displacement amount calculation characteristic data obtained by the verification, a target value of the relative displacement amount Δx (hereinafter, target displacement amount Δx *) is calculated.
すなわち、目標変位量算出特性は、インプットロッドストロークXiに対する目標変位量Δx*の変化の特性を示し、インプットロッドストロークXiに対応して１つの目標変位量Δx*が定まる。検出されたインプットロッドストロークXiに対応して決定される目標変位量Δx*を実現するように駆動モータ５０の回転（ピストンストロークXb）を制御すると、目標変位量Δx*に対応する大きさのマスタシリンダ圧Pmcがマスタシリンダ２で発生する。
That is, the target displacement amount calculation characteristic indicates a change characteristic of the target displacement amount Δx * with respect to the input rod stroke Xi, and one target displacement amount Δx * is determined corresponding to the input rod stroke Xi. When the rotation of the drive motor 50 (piston stroke Xb) is controlled so as to realize the target displacement amount Δx * determined corresponding to the detected input rod stroke Xi, a master having a magnitude corresponding to the target displacement amount Δx *. Cylinder pressure Pmc is generated in the
ここで、上記のようにインプットロッドストロークXiはブレーキ操作量検出装置７により検出され、ピストンストロークXbは回転角検出センサ５０ａの信号に基づき算出され、相対変位量Δxは上記検出（算出）された変位量の差により求められる。倍力制御では、具体的には、上記検出したインプットロッドストロークXiと目標変位量算出特性とに基づいて目標変位量Δx*を設定し、上記検出（算出）された相対変位量Δxが目標変位量Δx*と一致するように駆動モータ５０を制御（フィードバック制御）する。なお、ピストンストロークXbを検出するストロークセンサを別途設けることとしてもよい。
Here, as described above, the input rod stroke Xi is detected by the brake operation amount detection device 7, the piston stroke Xb is calculated based on the signal of the rotation
このように踏力センサを用いることなく倍力制御を行った場合、その分、コストを低減できる。また、相対変位量Δxが任意の所定値となるように駆動モータ５０を制御することにより、受圧面積比（AIR＋APP）／AIRで定まる倍力比よりも大きな倍力比や小さな倍力比を得ることができ、所望の倍力比に基づく制動力を得ることができる。
When boost control is performed without using a pedal force sensor in this way, the cost can be reduced accordingly. Further, by controlling the
一定倍力制御は、インプットロッド６およびプライマリピストン２ｂを一体的に変位させる、すなわちインプットロッド６に対してプライマリピストン２ｂが常に上記中立位置となり相対変位量Δx＝０で変位するように、駆動モータ５０を制御するものである。このようにΔx＝０となるようにプライマリピストン２ｂを変位させた場合、上記式(3)により、倍力比αは、α＝（AIR＋APP）／AIRとして一意に定まる。よって、必要な倍力比に基づいてAIRおよびAPPを設定し、変位量XbがインプットロッドストロークXiに等しくなるようにプライマリピストン２ｂを制御することで、常に一定の（上記必要な）倍力比を得ることができる。
The constant boost control is such that the input rod 6 and the
一定倍力制御における目標マスタシリンダ圧特性は、インプットロッド６の前進（x軸正方向側への変位）に伴い発生するマスタシリンダ圧Pmcが２次曲線、３次曲線、あるいはこれらにそれ以上の高次曲線等が複合した多次曲線（以下、これらを総称して多次曲線という）状に大きくなる。また、一定倍力制御は、インプットロッドストロークXiと同じ量だけプライマリピストン２ｂが変位する（Xb＝Xi）ストローク特性を有している。このストローク特性と上記目標マスタシリンダ圧特性とに基づき得られる目標変位量算出特性では、あらゆるインプットロッドストロークXiに対して目標変位量Δx*が０となる。
The target master cylinder pressure characteristic in the constant boost control is that the master cylinder pressure Pmc generated as the input rod 6 moves forward (displacement in the positive direction of the x-axis) is a quadratic curve, a cubic curve, or more It becomes large in the form of a multi-order curve (hereinafter collectively referred to as a multi-order curve) in which higher-order curves are combined. The constant boost control has a stroke characteristic in which the
これに対して、倍力可変制御は、目標変位量Δx*を正の所定値に設定し、相対変位量Δxがこの所定値となるように駆動モータ５０を制御する。これにより、マスタシリンダ圧Pmcを増加する方向へインプットロッド６が前進移動するに従い、インプットロッド６ストロークXiに比べてピストンストロークXbが大きくなるようにするものである。上記式(3)により、倍力比αは、（１＋K×Δx／FIR）倍の大きさとなる。すなわち、インプットロッドストロークXiに比例ゲイン（１＋K×Δx／FIR）を乗じた量だけプライマリピストン２ｂを変位させることと同義となる。このようにΔxに応じて倍力比αが可変となり、マスタシリンダ圧制御機構５が倍力源として働いて、ドライバの要求通りのブレーキ力を発生させつつペダル踏力の大きな低減を図ることができる。
On the other hand, in variable boost control, the target displacement amount Δx * is set to a positive predetermined value, and the
すなわち、制御性の観点からは上記比例ゲイン（１＋K×Δx／FIR）は１であることが望ましいが、例えば緊急ブレーキ等によりドライバのブレーキ操作量を上回るブレーキ力が必要な場合には、一時的に、１を上回る値に上記比例ゲインを変更することができる。これにより、同量のブレーキ操作量でも、マスタシリンダ圧Pmcを通常時（上記比例ゲインが１の場合）に比べて引き上げることができるため、より大きなブレーキ力を発生させることができる。ここで、緊急ブレーキの判定は、例えば、ブレーキ操作量検出装置７の信号の時間変化率が所定値を上回るか否かで判定できる。 That is, from the viewpoint of controllability, it is desirable that the proportional gain (1 + K × Δx / FIR) is 1. However, for example, when a braking force exceeding the driver's brake operation amount is required due to an emergency brake or the like, it is temporarily In addition, the proportional gain can be changed to a value exceeding 1. As a result, even with the same amount of brake operation, the master cylinder pressure Pmc can be increased compared to the normal time (when the proportional gain is 1), so that a larger braking force can be generated. Here, the emergency brake can be determined, for example, based on whether or not the time change rate of the signal of the brake operation amount detection device 7 exceeds a predetermined value.
このように倍力可変制御は、インプットロッド６の前進に対してプライマリピストン２ｂの前進をより進め、インプットロッド６に対するプライマリピストン２ｂの相対変位量Δxがインプットロッド６の前進に伴い大きくなり、これに対応してインプットロッド６の前進に伴うマスタシリンダ圧Pmcの増加が一定倍力制御よりも大きくなるように駆動モータ５０を制御する方法である。
Thus, in the variable boost control, the
倍力可変制御における目標マスタシリンダ圧特性は、インプットロッド６の前進（x軸正方向側への変位）に伴い発生するマスタシリンダ圧Pmcの増加が一定倍力制御よりも大きくなる（多次曲線状に増加するマスタシリンダ圧特性がより急峻になる）。また、倍力可変制御は、インプットロッドストロークXiの増加に対するピストンストロークXbの増加分が１よりも大きいストローク特性を有している。このストローク特性と上記目標マスタシリンダ圧特性とに基づき得られる目標変位量算出特性では、インプットロッドストロークXiが増加するに応じて目標変位量Δx*が所定の割合で増加する。 The target master cylinder pressure characteristic in the variable boost control is such that the increase in the master cylinder pressure Pmc generated as the input rod 6 moves forward (displacement in the x-axis positive direction) is larger than that in the constant boost control (multiple curve) The master cylinder pressure characteristics that increase in a steep manner become steeper). Further, the variable boost control has a stroke characteristic in which an increase in the piston stroke Xb with respect to an increase in the input rod stroke Xi is larger than 1. In the target displacement calculation characteristic obtained based on this stroke characteristic and the target master cylinder pressure characteristic, the target displacement Δx * increases at a predetermined rate as the input rod stroke Xi increases.
また、倍力可変制御として、上記制御、すなわち、マスタシリンダ圧Pmcを増加する方向へインプットロッド６が移動するに従い、インプットロッドストロークXiに比べてピストンストロークXbが大きくなるように駆動モータ５０を制御すること、に加え、マスタシリンダ圧Pmcを増加する方向へインプットロッド６が移動するに従い、インプットロッドストロークXiに比べてピストンストロークXbが小さくなるように駆動モータ５０を制御することを含めてもよい。このように１を下回る値に上記比例ゲインを変更することで、ハイブリッド車両の回生ブレーキ力分だけ液圧ブレーキを減圧する回生協調ブレーキ制御に適用することも可能である。
Further, as the variable boost control, the
［流路抵抗制御処理］
続けて、ホイルシリンダ圧制御装置９による、流路抵抗制御について説明する。この流路抵抗制御では、ホイルシリンダ圧制御装置９は、以下の２点を目的として、ブレーキペダルBPの踏み込みに応じてホイルシリンダ圧制御機構３の流路抵抗を増大させ、ブレーキペダルBPのフィーリングを向上させる。
[Flow resistance control processing]
Next, flow resistance control by the wheel cylinder pressure control device 9 will be described. In this flow path resistance control, the wheel cylinder pressure control device 9 increases the flow path resistance of the wheel cylinder pressure control mechanism 3 in response to the depression of the brake pedal BP for the following two purposes, and increases the flow resistance of the brake pedal BP. Improve the ring.
まず、ブレーキペダルBPの踏み込み速度が速いほど駆動モータ５０の応答遅れによってインプットロッド６に対してプライマリピストン２ｂが遅れて変位する。その結果、マスタシリンダ圧Pmcの昇圧が遅れ、ブレーキペダルBPの操作に対してブレーキペダル反力が遅れて立ち上がり、ブレーキペダルBPのフィーリングが悪化する。
First, as the depression speed of the brake pedal BP increases, the
これを防止するために、ホイルシリンダ圧制御装置９は、インプットロッド６のストローク速度ΔXiに応じてホイルシリンダ圧制御機構３の流路抵抗を増大させ、マスタシリンダ圧Pmcを昇圧させる。 In order to prevent this, the wheel cylinder pressure control device 9 increases the flow path resistance of the wheel cylinder pressure control mechanism 3 in accordance with the stroke speed ΔXi of the input rod 6 to increase the master cylinder pressure Pmc.
次に、ブレーキペダルBPを踏み込んでいくと、駆動モータ５０の出力を最大にしても、駆動モータ５０によるプライマリピストン２ｂの推力とマスタシリンダ圧Pmcによる反力とが釣り合い、ピストンストロークXbが増加しない全負荷状態となる。この全負荷状態でブレーキペダルBPをさらに踏み込むと、インプットロッド６のみが前進してインプットロッド６のストロークXiの増分が急増し（図２参照）、ブレーキペダルBPの剛性感が低下する。
Next, when the brake pedal BP is depressed, even if the output of the
これを防止するために、ホイルシリンダ圧制御装置９は、全負荷状態となった場合は、ホイルシリンダ圧制御機構３の流路抵抗を増大させ、マスタシリンダ圧Pmcを昇圧させる。 In order to prevent this, the wheel cylinder pressure control device 9 increases the flow path resistance of the wheel cylinder pressure control mechanism 3 and increases the master cylinder pressure Pmc when full load is reached.
図３は、ホイルシリンダ圧制御装置９が実行する流路抵抗制御の内容を示したフローチャートであり、ホイルシリンダ圧制御装置９によって所定時間毎に繰り返し実行される。これを参照しながら流路抵抗制御についてさらに詳しく説明する。 FIG. 3 is a flowchart showing the contents of flow path resistance control executed by the wheel cylinder pressure control device 9, and is repeatedly executed by the wheel cylinder pressure control device 9 every predetermined time. The flow resistance control will be described in more detail with reference to this.
Ｓ１１では、ホイルシリンダ圧制御装置９は、インプットロッドストロークXiを読み込む。 In S11, the wheel cylinder pressure control device 9 reads the input rod stroke Xi.
Ｓ１２では、ホイルシリンダ圧制御装置９は、インプットロッドストロークXiとその前回値Xi_Zとの差分から、ストローク速度ΔXiを算出する。 In S12, the wheel cylinder pressure control device 9 calculates the stroke speed ΔXi from the difference between the input rod stroke Xi and its previous value Xi_Z.
Ｓ１３では、ホイルシリンダ圧制御装置９は、マスタシリンダ圧Pmcを読み込む。 In S13, the wheel cylinder pressure control device 9 reads the master cylinder pressure Pmc.
Ｓ１４では、ホイルシリンダ圧制御装置９は、全負荷状態か判断する。全負荷状態かは、ブレーキペダルBPの踏み込みに対してインプットロッド６のストロークXiが非連続に変化する全負荷点を予め求めておき、マスタシリンダ圧Pmc、ブレーキペダルBPの踏力のマスタシリンダ圧換算値又はインプットロッドストロークXiが全負荷点に対応する値を超えたかに基づき判断することができる。 In S14, the wheel cylinder pressure control device 9 determines whether the load is full. In order to determine whether or not the load is fully loaded, the total load point at which the stroke Xi of the input rod 6 changes discontinuously with the depression of the brake pedal BP is obtained in advance, and the master cylinder pressure Pmc and the pedal force of the brake pedal BP are converted to the master cylinder pressure. A determination can be made based on the value or whether the input rod stroke Xi exceeds a value corresponding to all load points.
本実施形態では、マスタシリンダ圧Pmcが全負荷点に対応する値Pmc_FLを超えたかに基づき判断する。 In this embodiment, the determination is made based on whether the master cylinder pressure Pmc exceeds the value Pmc_FL corresponding to all load points.
全負荷状態と判断されなかった場合は処理がＳ１５に進み、全負荷状態と判断された場合は処理がＳ２０に進む。 If it is not determined that the load is full, the process proceeds to S15. If it is determined that the load is full, the process proceeds to S20.
Ｓ１５では、ホイルシリンダ圧制御装置９は、図４に示す設定マップを参照して、インプットロッドストロークXiに対して所望の目標ストローク特性及び目標マスタシリンダ圧特性が得られる目標変位量Δx*となるようなピストンストロークXbの目標値であるアシストストロークXbbaseを算出する。 In S15, the wheel cylinder pressure control device 9 refers to the setting map shown in FIG. 4 to obtain a target displacement amount Δx * that provides a desired target stroke characteristic and target master cylinder pressure characteristic for the input rod stroke Xi. An assist stroke Xbbase that is a target value of the piston stroke Xb is calculated.
この設定マップでは、目標変位量Δx*を０とした場合のインプットロッドストロークXiに対するアシストストロークXbbaseの特性を記載しているが、時間の経過に従ってブレーキ力を高めるブレーキアシスト制御、又は、回生協調ブレーキ制御の実施中は、目標変位量Δx*は０以外の値をとるため、それに応じてマップの特性も変化する。 In this setting map, the characteristics of the assist stroke Xbbase with respect to the input rod stroke Xi when the target displacement amount Δx * is set to 0 are described. However, the brake assist control for increasing the braking force with time or the regenerative cooperative brake During the execution of the control, the target displacement amount Δx * takes a value other than 0, and the map characteristics change accordingly.
Ｓ１６では、ホイルシリンダ圧制御装置９は、ストローク速度ΔXiに基づいて、ホイルシリンダ圧制御機構３の増圧弁１２、１３、２２、２３の閉弁量Vpoを算出する。図５に、ストローク速度Xiに応じた閉弁量Vpoの設定マップを示す。この設定マップでは、ストローク速度ΔXiに応じて閉弁量を0%（開弁量100%）から50%（開弁量50%）まで変化させ、ストローク速度ΔXiが高いほど閉弁量Vpoを増加させる特性としている。
In S16, the wheel cylinder pressure control device 9 calculates the valve closing amounts Vpo of the
このような特性とするのは、ストローク速度ΔXiが大きいほどホイルシリンダ圧制御機構３の流路抵抗を増大させてマスタシリンダ圧Pmcの昇圧を早め、ブレーキペダルBPのフィーリングを向上させるためである。 The reason for this characteristic is that as the stroke speed ΔXi increases, the flow path resistance of the wheel cylinder pressure control mechanism 3 is increased to increase the master cylinder pressure Pmc, thereby improving the feeling of the brake pedal BP. .
Ｓ１７では、ホイルシリンダ圧制御装置９は、アシストストロークXbbaseが得られるような制御指令を駆動モータ５０に出力する。
In S <b> 17, the wheel cylinder pressure control device 9 outputs a control command for obtaining the assist stroke Xbbase to the
Ｓ１８では、ホイルシリンダ圧制御装置９は、閉弁量Vpoが得られるような制御指令を、増圧弁１２、１３、２２、２３のソレノイドへ出力する。
In S18, the wheel cylinder pressure control device 9 outputs a control command for obtaining the valve closing amount Vpo to the solenoids of the
Ｓ１９では、インプットロッドストロークXiを前回値Xi_Zとして保存する。 In S19, the input rod stroke Xi is stored as the previous value Xi_Z.
一方、全負荷状態であるとして進んだＳ２０では、増圧弁１２、１３、２２、２３を閉弁させるための制御指令を、増圧弁１２、１３、２２、２３のソレノイドへ出力する。
On the other hand, in S20 which has proceeded assuming that the load is full, a control command for closing the
増圧弁１２、１３、２２、２３が閉弁すると、ホイルシリンダ圧制御機構３の流路抵抗が増大してマスタシリンダ圧Pmcが昇圧し、ブレーキペダルBPの剛性感が低下するのを防止することができる。
When the
続いて、上記流路抵抗制御を行うことによる作用効果について説明する。 Then, the effect by performing said flow-path resistance control is demonstrated.
上記流路抵抗制御によれば、駆動モータ５０の出力を最大にしても、駆動モータ５０によるプライマリピストン２ｂの推力とマスタシリンダ圧Pmcによる反力とが釣り合い、プライマリピストン２ｂが停止する全負荷状態か判断され、全負荷状態と判断された場合は、増圧弁１２、１３、２２、２３が閉弁する。
According to the flow path resistance control, even when the output of the
これにより、ホイルシリンダ圧制御機構３の流路抵抗が増大してマスタシリンダ圧Pmcが昇圧し、図６に示すように、全負荷点前後で、マスタシリンダ圧Pmcに対してインプットロッド６のストロークXiが連続的に変化するようになる。全負荷点を超えてもインプットロッド６のストロークXiが急増することはなく、ブレーキペダルBPの剛性感の低下を防止することができる。 As a result, the flow path resistance of the wheel cylinder pressure control mechanism 3 increases and the master cylinder pressure Pmc increases, and as shown in FIG. 6, the stroke of the input rod 6 with respect to the master cylinder pressure Pmc before and after the full load point. Xi changes continuously. Even if the total load point is exceeded, the stroke Xi of the input rod 6 does not increase suddenly, and a decrease in the rigidity of the brake pedal BP can be prevented.
なお、本実施形態では、増圧弁１２、１３、２２、２３を閉弁させているが、少なくともこれらの弁の閉弁量Vpoを0%よりも大きな値に設定し、開度を減少させれば、ブレーキペダルBPの剛性感低下の防止という作用効果が奏される。
In this embodiment, the
また、増圧弁１２、１３、２２、２３に代えて、アウト側ゲート弁１１、２１を閉弁するようにしてもよい。
Further, the out-
＜第２実施形態＞
続いて、本発明の第２実施形態について説明する。
Second Embodiment
Subsequently, a second embodiment of the present invention will be described.
第２実施形態は、流路抵抗制御処理において全負荷状態と判断された場合の処理が第１実施形態と相違する。その他の構成は第１実施形態と同じである。以下、相違点を中心に説明する。 The second embodiment is different from the first embodiment in the processing when it is determined that the load resistance state is the full load state. Other configurations are the same as those of the first embodiment. Hereinafter, the difference will be mainly described.
図７は、ホイルシリンダ圧制御装置９が実行する流路抵抗制御の内容を示したフローチャートであり、Ｓ１４で全負荷状態と判断された場合に実行される処理（Ｓ２１〜Ｓ２３）が第１実施形態と相違する。 FIG. 7 is a flow chart showing the contents of the flow path resistance control executed by the wheel cylinder pressure control device 9, and the processing (S21 to S23) executed when it is determined in S14 that the full load state is present is the first implementation. It differs from the form.
すなわち、全負荷状態と判断された場合は、まず、Ｓ２１において、ホイルシリンダ圧制御装置９は、増圧弁１２、１３、２２、２３それぞれについて作動可能時間を算出する。作動可能時間は、増圧弁１２、１３、２２、２３の発熱量に基づき算出され、これについては後述する。
That is, when it is determined that the engine is in the full load state, first, in S21, the wheel cylinder pressure control device 9 calculates the operable time for each of the
次に、Ｓ２２において、ホイルシリンダ圧制御装置９は、作動可能時間に基づき、作動弁を決定する。作動弁は、万一誤動作した場合にヨーモーメントが打ち消されるように、まず、対角線上にあるＦＬ輪及びＲＲ輪への作動液の供給を制御する増圧弁１２、１３に決定される。
Next, in S22, the wheel cylinder pressure control device 9 determines an operating valve based on the operable time. The operating valves are first determined to be pressure-increasing
その後、増圧弁１２、１３の作動時間がＳ２１で算出される作動可能時間に達したら、作動弁が、同じく対角線上にあるＦＲ輪及びＲＬ輪への作動液の供給を制御する増圧弁２２、２３に決定される。
After that, when the operation time of the
以後、作動弁がその作動可能時間に達したタイミングで、作動弁が増圧弁１２、１３及び増圧弁２２、２３のいずれかに設定される。作動弁の決定処理の詳細については後述する。
Thereafter, the operation valve is set to one of the
そして、Ｓ２３において、ホイルシリンダ圧制御装置９は、Ｓ２２で決定された作動弁を閉弁させるための制御指令を、作動弁のソレノイドへ出力する。 In S23, the wheel cylinder pressure control device 9 outputs a control command for closing the operating valve determined in S22 to the solenoid of the operating valve.
図８は、Ｓ２１における作動可能時間算出処理の内容を示したフローチャートである。本処理は、ホイルシリンダ圧制御装置９において、増圧弁１２、１３、２２、２３それぞれについて実行される。
FIG. 8 is a flowchart showing the contents of the operable time calculation process in S21. This process is executed for each of the
これによると、まず、Ｓ２１１では、ホイルシリンダ圧制御装置９は、マスタシリンダ圧Pmcとホイルシリンダ圧Pwcとの差圧を算出する。 According to this, first, in S211, the wheel cylinder pressure control device 9 calculates a differential pressure between the master cylinder pressure Pmc and the wheel cylinder pressure Pwc.
マスタシリンダ圧Pmcはマスタシリンダ圧センサ３ａ、３ｂによって検出される値である。また、ホイルシリンダ圧Pwcは、算出対象の増圧弁が作動液の供給を制御するホイルシリンダの液圧であり、ホイルシリンダに送り込まれた作動液の液量（マスタシリンダ圧Pmcと算出対象の増圧弁の開弁時間から算出可能）に基づき、既知の液量−液圧マップを参照することによって推定することができる。
The master cylinder pressure Pmc is a value detected by the master
Ｓ２１２では、ホイルシリンダ圧制御装置９は、マスタシリンダ圧Pmcとホイルシリンダ圧Pwcとの差圧に応じて算出対象の増圧弁の通電量Iを決定し、算出対象の増圧弁の抵抗Rと通電量Iとに基づき次式：
発熱量P＝R×I2
によって算出対象の増圧弁の発熱量Pを算出する。
In S212, the wheel cylinder pressure control device 9 determines the energization amount I of the pressure increase valve to be calculated according to the differential pressure between the master cylinder pressure Pmc and the wheel cylinder pressure Pwc, and the resistance R of the pressure increase valve to be calculated and the energization. Based on quantity I and the following formula:
Calorific value P = R × I 2
To calculate the heat generation amount P of the pressure increase valve to be calculated.
Ｓ２１３では、ホイルシリンダ圧制御装置９は、算出対象の増圧弁の発熱量Pに基づき、算出対象の増圧弁があと何秒でその上限温度（動作が保証される温度の上限）に達するかを算出し、算出された時間を熱的上限作動時間とする。 In S213, the wheel cylinder pressure control device 9 determines how many seconds after the calculation target booster valve reaches the upper limit temperature (the upper limit of the temperature at which operation is guaranteed) based on the heat generation amount P of the target booster valve. The calculated time is defined as the thermal upper limit operating time.
Ｓ２１４では、ホイルシリンダ圧制御装置９は、熱的上限作動時間から最大ＡＢＳ作動時間を減じて、作動可能時間を算出する。最大ＡＢＳ作動時間は、最高速から車両停止までＡＢＳを連続して作動させた場合のＡＢＳの作動時間である。熱的上限作動時間から最大ＡＢＳ作動時間を減じた値を作動可能時間とすることで、流路抵抗制御処理によって増圧弁１２、１３、２２、２３の温度が上昇したとしても、ＡＢＳを車両停止まで動作させるだけの温度余裕代が確保される。
In S214, the wheel cylinder pressure control device 9 calculates the operable time by subtracting the maximum ABS operating time from the thermal upper limit operating time. The maximum ABS operation time is the ABS operation time when the ABS is continuously operated from the highest speed to the vehicle stop. By setting the value obtained by subtracting the maximum ABS operation time from the thermal upper limit operation time as the operable time, even if the temperature of the
図９は、図８の処理によって算出される作動可能時間を図示したものである。増圧弁１２、１３、２２、２３の発熱量は、マスタシリンダ圧Pmcとホイルシリンダ圧Pwcとの差圧が大きくなるほど多くなるので、熱的上限作動時間は差圧が大きくなるほど短くなる。
FIG. 9 illustrates the operable time calculated by the process of FIG. Since the heat generation amount of the
作動可能時間は、このような傾向を有する熱的上限作動時間から最大ＡＢＳ作動時間を引いた値であり、マスタシリンダ圧Pmcとホイルシリンダ圧Pwcとの差圧がある値よりも大きくなると作動可能時間は０になる。 The operable time is a value obtained by subtracting the maximum ABS operating time from the thermal upper limit operating time having such a tendency, and is operable when the pressure difference between the master cylinder pressure Pmc and the wheel cylinder pressure Pwc becomes larger than a certain value. Time becomes zero.
図１０は、Ｓ２２における作動弁決定処理の内容を示したフローチャートである。本処理は、ホイルシリンダ圧制御装置９において実行される。 FIG. 10 is a flowchart showing the contents of the operating valve determination process in S22. This process is executed in the wheel cylinder pressure control device 9.
まず、Ｓ２２１では、ホイルシリンダ圧制御装置９は、作動弁が増圧弁１２、１３及び増圧弁２２、２３のいずれであるか判断する。作動弁が増圧弁１２、１３の場合は処理がＳ２２２に進み、増圧弁２２、２３の場合は処理がＳ２２５に進む。なお、作動弁の初期値は増圧弁１２、１３である。
First, in S221, the wheel cylinder pressure control device 9 determines which of the
Ｓ２２２では、ホイルシリンダ圧制御装置９は、増圧弁１２、１３の作動時間がその作動可能時間よりも短いか判断する。作動可能時間よりも短い場合は、ホイルシリンダ圧制御装置９は、作動弁を引き続き増圧弁１２、１３に決定し（Ｓ２２３）、そうでない場合は、ホイルシリンダ圧制御装置９は、作動弁を増圧弁２２、２３に決定し、作動弁を増圧弁１２、１３から増圧弁２２、２３に切り替える（Ｓ２２４）。
In S222, the wheel cylinder pressure control device 9 determines whether the operation time of the
同様に、Ｓ２２５では、ホイルシリンダ圧制御装置９は、増圧弁２２、２３の作動時間がその作動可能時間よりも短いか判断する。作動可能時間よりも短い場合は、ホイルシリンダ圧制御装置９は、作動弁を引き続き増圧弁２２、２３に決定し（Ｓ２２６）、そうでない場合は、ホイルシリンダ圧制御装置９は、作動弁を増圧弁１２、１３に決定し、作動弁を増圧弁２２、２３から増圧弁１２、１３に切り替える（Ｓ２２７）。
Similarly, in S225, the wheel cylinder pressure control device 9 determines whether the operating time of the
以上の処理により、作動可能時間に応じて、作動弁が増圧弁１２、１３及び増圧弁２２、２３のいずれかに決定される。
By the above processing, the operation valve is determined as one of the
第２実施形態の作用効果について説明する。 The effect of 2nd Embodiment is demonstrated.
第２実施形態によれば、全負荷状態になると、図１１に示すように、増圧弁１２、１３及び増圧弁２２、２３のいずれかが閉弁される。
According to the second embodiment, when the full load state is reached, as shown in FIG. 11, one of the
これにより、第１実施形態と同じく、ホイルシリンダ圧制御機構３の流路抵抗が増大してマスタシリンダ圧Pmcが昇圧するので、全負荷点を超えてもインプットロッド６のストロークXiが急増することはなく、ブレーキペダルBPの剛性感の低下を防止することができる。 As a result, as in the first embodiment, the flow path resistance of the wheel cylinder pressure control mechanism 3 is increased and the master cylinder pressure Pmc is increased, so that the stroke Xi of the input rod 6 rapidly increases even when the total load point is exceeded. No, it is possible to prevent a decrease in the rigidity of the brake pedal BP.
また、第２実施形態では、発熱量に基づき算出される作動可能時間に応じて増圧弁１２、１３及び増圧弁２２、２３が交互に閉弁されるので、増圧弁１２、１３、２２、２３の過熱が抑えられ、過熱による増圧弁１２、１３、２２、２３の損傷を防止することができる。
In the second embodiment, the
なお、第２実施形態では、増圧弁１２、１３、２２、２３を閉弁させているが、少なくともこれらの弁の閉弁量Vpoを0%よりも大きな値に設定し、開度を減少させれば、ブレーキペダルBPの剛性感低下の防止という作用効果が奏される。
In the second embodiment, the
＜第３実施形態＞
続いて、本発明の第３実施形態について説明する。
<Third Embodiment>
Subsequently, a third embodiment of the present invention will be described.
第３実施形態は、第２実施形態を一部変形したものである。流路抵抗制御の内容は図７に示した第２実施形態のものと同じであるが、全負荷状態と判断された場合に閉弁される弁が増圧弁１２、１３、２２、２３、及び、増圧弁１２、１３、２２、２３よりもマスタシリンダ２側に設けられるアウト側ゲート弁１１、２１のいずれかである点が第２実施形態と相違する。以下、第２実施形態との相違点を中心に説明する。
The third embodiment is a partial modification of the second embodiment. The content of the flow path resistance control is the same as that of the second embodiment shown in FIG. 7, but the valves that are closed when it is determined that the load is full are the
図７のＳ２１では、第３実施形態では、ホイルシリンダ圧制御装置９は、増圧弁１２、１３、２２、２３及びアウト側ゲート弁１１、２１それぞれについて作動可能時間を算出する。作動可能時間は、増圧弁１２、１３、２２、２３及びアウト側ゲート弁１１、２１の発熱量に基づき算出され、その算出方法はアウト側ゲート弁１１、２１の作動可能時間も含め、第２実施形態と同じである。
In S21 of FIG. 7, in the third embodiment, the wheel cylinder pressure control device 9 calculates the operable time for each of the
次に、Ｓ２２において、ホイルシリンダ圧制御装置９は、作動可能時間に基づき、作動弁を決定する。作動弁は、まず、増圧弁１２、１３、２２、２３に決定される。
Next, in S22, the wheel cylinder pressure control device 9 determines an operating valve based on the operable time. The operation valves are first determined to be pressure-increasing
その後、増圧弁１２、１３、２２、２３の作動時間がＳ２１で算出される作動可能時間に達したら、作動弁がアウト側ゲート弁１１、２１に決定される。
Thereafter, when the operating time of the
以後、作動弁がその作動可能時間に達したタイミングで、作動弁が増圧弁１２、１３、２２、２３及びアウト側ゲート弁１１、２１のいずれかに設定される。
Thereafter, at the timing when the operating valve reaches its operable time, the operating valve is set to one of the pressure-increasing
そして、Ｓ２３において、ホイルシリンダ圧制御装置９は、Ｓ２２で決定された作動弁を閉弁する。 In S23, the wheel cylinder pressure control device 9 closes the operating valve determined in S22.
図１２は、Ｓ２２における作動弁決定処理の内容を示したフローチャートである。本処理は、ホイルシリンダ圧制御装置９において実行される。 FIG. 12 is a flowchart showing the contents of the operating valve determination process in S22. This process is executed in the wheel cylinder pressure control device 9.
まず、Ｓ３２１では、ホイルシリンダ圧制御装置９は、作動弁が増圧弁１２、１３、２２、２３及びアウト側ゲート弁１１、２１のいずれであるか判断する。作動弁が増圧弁１２、１３、２２、２３の場合は処理がＳ３２２に進み、アウト側ゲート弁１１、２１の場合は処理がＳ３２５に進む。なお、作動弁の初期値は作動弁が増圧弁１２、１３、２２、２３である。
First, in S321, the wheel cylinder pressure control device 9 determines which of the
Ｓ３２２では、ホイルシリンダ圧制御装置９は、増圧弁１２、１３、２２、２３の作動時間がその作動可能時間よりも短いか判断する。作動可能時間よりも短い場合は、ホイルシリンダ圧制御装置９は、作動弁を引き続き増圧弁１２、１３、２２、２３に決定し（Ｓ３２３）、そうでない場合は、ホイルシリンダ圧制御装置９は、作動弁をアウト側ゲート弁１１、２１に決定し、作動弁を増圧弁１２、１３、２２、２３からアウト側ゲート弁１１、２１に切り替える（Ｓ３２４）。
In S322, the wheel cylinder pressure control device 9 determines whether the operation time of the
同様に、Ｓ３２５では、ホイルシリンダ圧制御装置９は、アウト側ゲート弁１１、２１の作動時間がその作動可能時間よりも短いか判断する。作動可能時間よりも短い場合は、ホイルシリンダ圧制御装置９は、作動弁を引き続きアウト側ゲート弁１１、２１に決定し（Ｓ３２６）、そうでない場合は、ホイルシリンダ圧制御装置９は、作動弁を増圧弁１２、１３、２２、２３に決定し、作動弁をアウト側ゲート弁１１、２１から増圧弁１２、１３、２２、２３に切り替える（Ｓ３２７）。
Similarly, in S325, the wheel cylinder pressure control device 9 determines whether the operation time of the out-
以上の処理により、作動可能時間に応じて、作動弁が増圧弁１２、１３、２２、２３及びアウト側ゲート弁１１、２１のいずれかに決定される。
With the above processing, the operation valve is determined as one of the
第３実施形態の作用効果について説明する。 The effect of 3rd Embodiment is demonstrated.
第３実施形態によれば、全負荷状態になると、図１３に示すように、増圧弁１２、１３、２２、２３及びアウト側ゲート弁１１、２１のいずれかが閉弁される。
According to the third embodiment, when the full load state is reached, as shown in FIG. 13, any of the
これにより、第１実施形態と同じく、ホイルシリンダ圧制御機構３の流路抵抗が増大してマスタシリンダ圧Pmcが昇圧するので、全負荷点を超えてもインプットロッド６のストロークXiが急増することはなく、ブレーキペダルBPの剛性感の低下を防止することができる。 As a result, as in the first embodiment, the flow path resistance of the wheel cylinder pressure control mechanism 3 is increased and the master cylinder pressure Pmc is increased, so that the stroke Xi of the input rod 6 rapidly increases even when the total load point is exceeded. No, it is possible to prevent a decrease in the rigidity of the brake pedal BP.
また、第３実施形態では、発熱量に基づき算出される作動可能時間に応じて増圧弁１２、１３、２２、２３及びアウト側ゲート弁１１、２１が交互に閉弁される。これにより、増圧弁１２、１３、２２、２３及びアウト側ゲート弁１１、２１の過熱が抑えられ、過熱による増圧弁１２、１３、２２、２３及びアウト側ゲート弁１１、２１の損傷を防止することができる。
In the third embodiment, the
また、増圧弁１２、１３、２２、２３とアウト側ゲート弁１１、２１との間での切り替えは、同圧（差圧がない）ライン上の弁である増圧弁１２、１３とアウト側ゲート弁１１との切り替えと、同じく同圧ライン上の弁である増圧弁２２、２３とアウト側ゲート弁２１との切り替えとで構成され、切り替え前後でマスタシリンダ圧Pmcが変動しない。これにより、切り替え時にブレーキペダルBPのフィーリングが悪化するのを防止することができる。
Further, the switching between the
なお、第３実施形態では、増圧弁１２、１３、２２、２３及びアウト側ゲート弁１１、２１を閉弁させているが、少なくともこれらの弁の閉弁量Vpoを0%よりも大きな値に設定し、開度を減少させれば、ブレーキペダルBPの剛性感低下の防止という作用効果が奏される。
In the third embodiment, the
また、第３実施形態では、増圧弁１２、１３、２２、２３をアウト側ゲート弁１１、２１に先行して閉弁しているが、順序を逆にし、アウト側ゲート弁１１、２１を増圧弁１２、１３、２２、２３に先行して閉弁してもよい。
In the third embodiment, the
＜第４実施形態＞
続いて、本発明の第４実施形態について説明する。
<Fourth embodiment>
Subsequently, a fourth embodiment of the present invention will be described.
第４実施形態は、流路抵抗制御処理において全負荷状態と判断された場合の処理が第１実施形態と相違する。その他の構成は第１実施形態と同じである。以下、相違点を中心に説明する。 The fourth embodiment is different from the first embodiment in the processing when it is determined that the full load state is obtained in the flow path resistance control processing. Other configurations are the same as those of the first embodiment. Hereinafter, the difference will be mainly described.
なお、第４実施形態の前提として、リヤ側のホイルシリンダ４ｃ、ｄｃの容量がフロント側のホイルシリンダ４ａ、４ｂの容量よりも小さく、増圧弁１３、２３（リヤ側増圧弁）の方が増圧弁１２、２２（フロント側増圧弁）よりも弁を流れる作動液の流量が少ないとする。
As a premise of the fourth embodiment, the capacity of the
図１４は、ホイルシリンダ圧制御装置９が実行する流路抵抗制御の内容を示したフローチャートであり、Ｓ１４で全負荷状態と判断された場合に実行される処理（Ｓ４１、Ｓ４２）が第１実施形態と相違する。 FIG. 14 is a flowchart showing the contents of the flow path resistance control executed by the wheel cylinder pressure control device 9, and the processing (S41, S42) executed when it is determined that the full load state is determined in S14 is the first implementation. It differs from the form.
すなわち、全負荷状態と判断された場合は、ホイルシリンダ圧制御装置９は、まず、Ｓ４１において、全負荷状態と判断されてからの経過時間に基づき作動弁を決定する。作動弁は、経過時間が所定の切り替え時間に達するまでは、ＲＲ輪及びＲＬ輪への作動液の供給を制御する増圧弁１３、２３（リヤ側増圧弁）に決定され、経過時間が所定の切り替え時間に達した後は、全ての増圧弁１２、１３、２２、２３（フロント側＋リヤ側増圧弁）に決定される。これについては後述する。
That is, when it is determined that the engine is in the full load state, the wheel cylinder pressure control device 9 first determines the operating valve based on the elapsed time from the determination of the full load state in S41. Until the elapsed time reaches a predetermined switching time, the operating valve is determined to be the
そして、Ｓ４２において、ホイルシリンダ圧制御装置９は、Ｓ４１で決定された作動弁を閉弁させるための制御指令を、作動弁のソレノイドへ出力する。 In S42, the wheel cylinder pressure control device 9 outputs a control command for closing the operating valve determined in S41 to the solenoid of the operating valve.
図１５は、Ｓ４１における作動弁決定処理の内容を示したフローチャートである。 FIG. 15 is a flowchart showing the contents of the operating valve determination process in S41.
これによると、まず、Ｓ４１１では、ホイルシリンダ圧制御装置９は、インプットロッド６のストローク速度ΔXiに基づき、図１６に示すマップを参照して切り替え時間を設定する。切り替え時間は、所定のストローク速度ΔXiまでは一定値を取り、所定のストローク速度ΔXiを超えると０に設定される。なお、Ｓ４１１の処理は、Ｓ１４で全負荷状態と判断されて、処理が初めてＳ４１１に進んだ場合にのみ実行される。 According to this, first, in S411, the wheel cylinder pressure control device 9 sets the switching time with reference to the map shown in FIG. 16 based on the stroke speed ΔXi of the input rod 6. The switching time takes a constant value up to a predetermined stroke speed ΔXi, and is set to 0 when the predetermined stroke speed ΔXi is exceeded. Note that the process of S411 is executed only when the full load state is determined in S14 and the process proceeds to S411 for the first time.
Ｓ４１２では、ホイルシリンダ圧制御装置９は、Ｓ１４で全負荷状態と判断されてからの経過時間と切り替え時間とを比較する。経過時間が切り替え時間未満の場合は処理がＳ４１３に進み、切り替え時間以上の場合は処理がＳ４１４に進む。 In S412, the wheel cylinder pressure control device 9 compares the elapsed time after the full load state is determined in S14 with the switching time. If the elapsed time is less than the switching time, the process proceeds to S413. If the elapsed time is longer than the switching time, the process proceeds to S414.
Ｓ４１３では、ホイルシリンダ圧制御装置９は、作動弁を、増圧弁１３、２３（リヤ側増圧弁）に決定する。
In S413, the wheel cylinder pressure control device 9 determines the operation valves as the
Ｓ４１４では、ホイルシリンダ圧制御装置９は、作動弁を、全ての増圧弁１２、１３、２２、２３（フロント側＋リヤ側増圧弁）に決定する。
In S414, the wheel cylinder pressure control device 9 determines the operating valves as all the
以上の処理により、全負荷状態と判断されてからの経過時間に応じて、作動弁が増圧弁１３、２３（リヤ側増圧弁）又は増圧弁１２、１３、２２、２３（フロント側＋リヤ側増圧弁）に決定される。
According to the above processing, the operating valve is a
第４実施形態の作用効果について説明する。 The effect of 4th Embodiment is demonstrated.
第４実施形態によれば、全負荷状態になると、図１７に示すように、全負荷状態からの経過時間に応じて、増圧弁１３、２３（リヤ側増圧弁）、増圧弁１２、１３、２２、２３（フロント側＋リヤ側増圧弁）の順に閉弁する。
According to the fourth embodiment, when the full load state is reached, as shown in FIG. 17, the
これにより、第１実施形態と同じく、ホイルシリンダ圧制御機構３の流路抵抗が増大してマスタシリンダ圧Pmcが昇圧するので、全負荷点を超えてもインプットロッド６のストロークXiが急増することはなく、ブレーキペダルBPの剛性感の低下を防止することができる。 As a result, as in the first embodiment, the flow path resistance of the wheel cylinder pressure control mechanism 3 is increased and the master cylinder pressure Pmc is increased, so that the stroke Xi of the input rod 6 rapidly increases even when the total load point is exceeded. No, it is possible to prevent a decrease in the rigidity of the brake pedal BP.
また、弁を流れる作動液の流量は、増圧弁１２、２２（フロント側増圧弁）よりも増圧弁１３、２３（リヤ側増圧弁）の方が少なく、閉弁時のマスタシリンダ圧Pmcの昇圧効果（及びそれによるブレーキペダルBPの反力の増大）も増圧弁１３、２３（リヤ側増圧弁）の方が小さい。
Further, the flow rate of the hydraulic fluid flowing through the valve is smaller in the
第４実施形態では、増圧弁１３、２３（リヤ側増圧弁）を先行して閉弁するので、ブレーキペダルBPの剛性感を緩やかに増大させることができ、剛性感が急激に高まることによる違和感を防止することができる。
In the fourth embodiment, the
また、ブレーキペダルBPの踏み込み速度（インプットロッド６のストローク速度ΔXi）が高い場合は、所定の切り替え時間を０にしたので、全ての増圧弁１２、１３、２２、２３（フロント側＋リヤ側増圧弁）が直ちに閉弁する。
Further, when the depression speed of the brake pedal BP (stroke speed ΔXi of the input rod 6) is high, the predetermined switching time is set to 0, so that all the
これにより、ブレーキペダルBPの踏み込み速度が高い場合は、速やかにマスタシリンダ圧Pmcを昇圧し、ブレーキペダルBPの剛性感が不足するのを防止することができる。 As a result, when the depression speed of the brake pedal BP is high, the master cylinder pressure Pmc can be quickly increased to prevent the rigidity of the brake pedal BP from being insufficient.
なお、第４実施形態では、増圧弁１２、１３、２２、２３を閉弁させているが、少なくともこれらの弁の閉弁量Vpoを0%よりも大きな値に設定し、開度を減少させれば、ブレーキペダルBPの剛性感低下の防止という作用効果が奏される。
In the fourth embodiment, the
以上、本発明の実施形態について説明したが、上記実施形態は本発明の適用例の一部を示したに過ぎず、本発明の技術的範囲を上記実施形態の具体的に限定する趣旨ではない。 As mentioned above, although embodiment of this invention was described, the said embodiment showed only a part of application example of this invention, and is not the meaning which limits the technical scope of this invention concretely of the said embodiment. .
例えば、全負荷状態と判断されてホイルシリンダ圧制御機構３の流路抵抗を増大する場合に制御する弁として、増圧弁１２、１３、２２、２３及びアウト側ゲート弁１１、２１を挙げたが、これらに限定されず、ホイルシリンダ圧制御機構３の流路抵抗を増大させるための弁を別途設けて、当該弁を制御するようにしてもよい。
For example, the
また、そのような弁が設けられる位置は、ホイルシリンダ圧制御機構３に限定されず、マスタシリンダ２とホイルシリンダ圧制御機構３とを接続するブレーキ回路１０、２０に設けられていてもよい。
The position where such a valve is provided is not limited to the wheel cylinder pressure control mechanism 3, and may be provided in the
また、上記実施形態は、倍力装置がプライマリピストン２ｂと駆動モータ５０とで構成されるが、倍力装置の構成はこれに限定されず、例えば、空気圧（負圧）や油圧を利用する倍力装置としてもよい。
In the above embodiment, the booster is configured by the
１ 制動制御装置
２ マスタシリンダ
２ｂ プライマリピストン（アシスト部材）
３ ホイルシリンダ圧制御機構（油圧回路）
４ａ〜４ｄ ホイルシリンダ
６ インプットロッド（入力部材）
９ ホイルシリンダ圧制御装置（全負荷状態判断手段、流路抵抗制御手段）
１０、２０ ブレーキ回路（油圧回路）
１１、２１ アウト側ゲート弁（流路抵抗調整弁）
１２、１３、２２、２３ 増圧弁（流路抵抗調整弁）
５０ 駆動モータ（アクチュエータ）
1
3 Wheel cylinder pressure control mechanism (hydraulic circuit)
4a to 4d Wheel cylinder 6 Input rod (input member)
9 Wheel cylinder pressure control device (full load state judgment means, flow path resistance control means)
10, 20 Brake circuit (hydraulic circuit)
11, 21 Out side gate valve (flow resistance adjustment valve)
12, 13, 22, 23 Booster regulator (flow resistance adjusting valve)
50 Drive motor (actuator)
Claims (6)
前記マスタシリンダと各ホイルシリンダとの間に設けられて前記マスタシリンダの作動液を前記各ホイルシリンダに供給する油圧回路と、
前記油圧回路に設けられて前記油圧回路の流路抵抗を調整する流路抵抗調整弁と、
前記アクチュエータの出力を最大にしても前記アシスト部材の推力と前記マスタシリンダ内の液圧による反力とが釣り合い前記アシスト部材が停止する全負荷状態か判断する全負荷状態判断手段と、
全負荷状態と判断された場合に、前記流路抵抗調整弁の開度を減少させて前記油圧回路の流路抵抗を増大させる流路抵抗制御手段と、
を備えたことを特徴とする制動制御装置。 An input member that advances and retreats by operation of a brake pedal, an assist member that is provided so as to be relatively movable with respect to the input member, and a booster that includes an actuator that advances and retracts the assist member, the input member and the assist member A brake control device for boosting the hydraulic fluid in the master cylinder in accordance with the advance and retreat of
A hydraulic circuit that is provided between the master cylinder and each wheel cylinder and supplies hydraulic fluid of the master cylinder to each wheel cylinder;
A flow path resistance adjusting valve provided in the hydraulic circuit for adjusting the flow path resistance of the hydraulic circuit;
A full load state judging means for judging whether the assist member is stopped at a full load state in which the thrust of the assist member and the reaction force due to the hydraulic pressure in the master cylinder are balanced even if the output of the actuator is maximized;
A flow path resistance control means for increasing the flow path resistance of the hydraulic circuit by decreasing the opening of the flow path resistance adjustment valve when it is determined that the full load state;
A braking control device comprising:
前記流路抵抗調整弁は、前記油圧回路に設けられた第１の弁及び第２の弁であり、
前記流路抵抗制御手段は、
前記第１の弁及び前記第２の弁の発熱量に基づき前記第１の弁及び前記第２の弁のそれぞれの作動可能時間を算出し、
全負荷状態と判断された場合は、前記第１の弁の開度をその作動可能時間の間減少させ、その後、前記第２の弁の開度をその作動可能時間の間減少させる、
ことを特徴とする制動制御装置。 The braking control device according to claim 1,
The flow path resistance adjusting valve is a first valve and a second valve provided in the hydraulic circuit,
The flow path resistance control means includes
Calculating the operable time of each of the first valve and the second valve based on the amount of heat generated by the first valve and the second valve;
If it is determined that the load is full, the opening of the first valve is decreased during the operable time, and then the opening of the second valve is decreased during the operable time.
A braking control device characterized by that.
前記第１の弁及び前記第２の弁は、異なるホイルシリンダへの作動液の供給を制御する弁である、
ことを特徴とする制動制御装置。 The braking control device according to claim 2,
The first valve and the second valve are valves that control the supply of hydraulic fluid to different wheel cylinders,
A braking control device characterized by that.
前記第１の弁及び前記第２の弁の一方は他方よりも前記マスタシリンダ側に設けられる、
ことを特徴とする制動制御装置。 The braking control device according to claim 2,
One of the first valve and the second valve is provided on the master cylinder side than the other,
A braking control device characterized by that.
前記流路抵抗調整弁は、前記油圧回路に設けられた第１の弁及び第２の弁であり、前記第２の弁よりも前記第１の弁を流れる作動液の流量が少なく、
前記流路抵抗制御手段は、全負荷状態と判断された場合は、前記第１の弁、前記第２の弁の順に開度を減少させる、
ことを特徴とする制動制御装置。 The braking control device according to claim 1,
The flow path resistance adjusting valve is a first valve and a second valve provided in the hydraulic circuit, and the flow rate of the working fluid flowing through the first valve is smaller than the second valve,
When the flow path resistance control means is determined to be in a full load state, the opening degree is decreased in the order of the first valve and the second valve.
A braking control device characterized by that.
前記開度を減少させることは、前記開度を減少させて閉弁させることである、
ことを特徴とする制動制御装置。 The braking control device according to any one of claims 1 to 5,
Reducing the opening is to reduce the opening and close the valve.
A braking control device characterized by that.
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